孫勇剛,趙長祿,劉波瀾,張付軍

(北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛學(xué)院,北京 100081）

動力裝置升擋過程發(fā)動機(jī)主動控制研究

孫勇剛,趙長祿,劉波瀾,張付軍

(北京理工大學(xué)機(jī)械與車輛學(xué)院,北京 100081）

發(fā)動機(jī)主動控制是改善換擋品質(zhì)的重要手段。以某輕型履帶車輛動力裝置為平臺,對升擋動態(tài)過程進(jìn)行仿真分析和試驗研究,研究升擋過程發(fā)動機(jī)主動控制對車輛行駛平順性和加速性能的影響。研究結(jié)果表明,在升擋過程中對發(fā)動機(jī)采取主動減油控制策略能能夠有效減小車輛的換擋沖擊度,而增加減油量和縮短減油時刻都會在提高換擋平順性的同時增加升擋過程的動力損失。

動力機(jī)械工程;動力裝置;換擋品質(zhì);集成控制

0 引言

動力裝置集成控制技術(shù)是現(xiàn)代動力傳動系統(tǒng)開發(fā)的關(guān)鍵技術(shù)之一。不斷提高車輛的動力性、經(jīng)濟(jì)性、操縱性和可靠性是動力傳動裝置設(shè)計過程中所追求的目標(biāo),而實現(xiàn)上述要求不僅取決于發(fā)動機(jī)和變速箱是否在最優(yōu)的控制參數(shù)下運(yùn)行,更為重要的是它們能否達(dá)到最佳的匹配[1]。

在換擋過程中,有級式變速系統(tǒng)的輸出軸轉(zhuǎn)矩會發(fā)生擾動,在車輛上表現(xiàn)為一定程度的換擋沖擊[2]。動力裝置集成控制技術(shù)與自動變速器技術(shù)的結(jié)合,對提高整車的輸出性能起到十分有益的作用。對于液力自動變速器,由于液力系統(tǒng)具有緩沖作用,所以在換擋品質(zhì)上具有先天優(yōu)勢,但大量的研究工作表明,換擋平順性與快速性的直接矛盾仍然是換擋控制的難點之一[3],動力裝置集成控制技術(shù)發(fā)展為這一矛盾的解決提供了新途徑。在機(jī)械式自動變速器(AMT)技術(shù)中,換擋過程中發(fā)動機(jī)主動控制或發(fā)動機(jī)隨動調(diào)速控制的應(yīng)用能夠有效地解決平順性和快速性的矛盾[4-5]。

本文以某輕型履帶車輛動力傳動系統(tǒng)為研究對象,其主要組成為:某型電子調(diào)速渦輪增壓V6柴油機(jī),帶閉鎖離合器的液力變矩器和由離合器作為執(zhí)行機(jī)構(gòu)的液力機(jī)械變速箱,開展了動力裝置升擋過程中發(fā)動機(jī)主動控制的研究。

1 換擋品質(zhì)的評價指標(biāo)及研究方案

1.1 車輛沖擊度

動力裝置換擋過程分為兩個階段:轉(zhuǎn)矩相和慣性相,圖1為典型動力性換擋過程中變速器輸出軸轉(zhuǎn)矩的變化。在轉(zhuǎn)矩相的后期,由于當(dāng)前擋位離合器開始脫開,目標(biāo)擋位離合器尚未鎖死,傳遞的轉(zhuǎn)矩將會降低,出現(xiàn)車輛動力傳遞過程中的轉(zhuǎn)矩陷阱,在這一階段主要由離合器的充放油特性決定。在轉(zhuǎn)矩相階段,伴隨目標(biāo)擋位離合器的結(jié)合,輸出軸轉(zhuǎn)矩將達(dá)到一個最大值Tmax.上述換擋過程反映到車輛端表現(xiàn)為一定程度的縱向沖擊,所以將換擋品質(zhì)的評價指標(biāo)選取為縱向加速度的變化率。

車輛沖擊度的公式可由車輛縱向加速度對時間求導(dǎo)得到:

式中:j為沖擊度(m/s3);a為車輛的加速度;ω為變速器輸出軸的角速度;ig、io分別為變速器及驅(qū)動橋的傳動比;TC、Te分別為變速箱及發(fā)動機(jī)輸出的轉(zhuǎn)矩;Iw為與變速器輸出軸相聯(lián)部分的轉(zhuǎn)動慣量[6]。

圖1 升擋過程變速器輸出軸轉(zhuǎn)矩變化Fig.1 Torque change of transmission output shaft during upshifting

1.2 研究方案

對于自動變速器,通常采用基于發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的躍升或內(nèi)置一個發(fā)動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩觀測器來判斷換擋過程中的轉(zhuǎn)矩相和慣性相[7-8],并通過調(diào)節(jié)換擋離合器油壓,在轉(zhuǎn)矩相中適當(dāng)增加轉(zhuǎn)矩,減少動力中斷,在慣性相減少轉(zhuǎn)矩,以降低轉(zhuǎn)矩相與換擋結(jié)束之間的轉(zhuǎn)矩差,降低變速器輸出轉(zhuǎn)矩突變。

本文中所采用的液力機(jī)械式變速箱,其換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)即電控?fù)Q擋閥均為開關(guān)閥,只能通過改變液壓油的走向選擇目標(biāo)擋位,換擋離合器中油壓的建立和釋放過程完全取決于其油道的內(nèi)部結(jié)構(gòu)。因此,只能通過在升擋時主動降低發(fā)機(jī)轉(zhuǎn)速的方式,減少換擋過程中由于飛輪端突降載荷造成的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速突變,從而減少液力變矩器兩端速差,以達(dá)到改善換擋沖擊的目的。

2 動力裝置仿真模型的建立

以某輕型履帶車輛動力傳動裝置為對象,在分析控制對象的系統(tǒng)性能后,對動力傳遞的過程進(jìn)行分析,建立面向控制的詳細(xì)仿真模型,為主動控制研究奠定基礎(chǔ)。

2.1 發(fā)動機(jī)模型

本文試驗平臺所用發(fā)動機(jī)的電子調(diào)速系統(tǒng)為位置式油量調(diào)節(jié)系統(tǒng),控制器通過采集油門位置信號和發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速,并根據(jù)柴油機(jī)的調(diào)速方式和外界負(fù)載來計算當(dāng)前供油量,再驅(qū)動執(zhí)行機(jī)構(gòu)控制噴油泵的噴油量[9],從而控制發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速,使得發(fā)動機(jī)的輸出特性與負(fù)載特性相匹配。

對于整車換擋這一動態(tài)過程而言,發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速和扭矩變化的動態(tài)過程起著關(guān)鍵作用,因此,建模的目標(biāo)就是數(shù)學(xué)模型能夠反應(yīng)輸入的控制參數(shù)對發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速和扭矩的影響;另一方面,在建模仿真技術(shù)中,模型的簡單度和保真度是固有的矛盾,所以在建模過程中就需要抓住建模對象的本質(zhì),即具有一定的保真度,又便于應(yīng)用,本文所建發(fā)動機(jī)模型是一個基于MAP圖的發(fā)動機(jī)模型(見圖2)。

圖2 基于MAP圖的發(fā)動機(jī)模型Fig.2 MAP-based Simulink model of engine

2.2 液力變矩器模型

本文所研究的液力變矩器主要由泵輪、渦輪、導(dǎo)輪、閉鎖離合器、單項聯(lián)軸器、輸入齒輪和輸出齒輪等組成。當(dāng)工作液體一定時,液力變矩器泵輪上所受到的負(fù)載轉(zhuǎn)矩MP只與泵輪轉(zhuǎn)速和泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)有關(guān),即

式中:λP為泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù),是液力變矩器傳動比i的函數(shù),即λP=f(i);ρ為工作液體密度;g為重力加速度;nP為泵輪轉(zhuǎn)速;D為液力變矩器有效直徑。

液力變矩器的變矩比等于輸出轉(zhuǎn)矩(渦輪轉(zhuǎn)矩MT)和泵輪轉(zhuǎn)矩之比,即

在臺架試驗測出液力變矩器的變矩比K與傳動比i的對應(yīng)關(guān)系,則由函數(shù)關(guān)系可以建立出液力變矩器的仿真模型如圖3所示。

圖3 液力變矩器的仿真模型Fig.3 Simulink model of hydraulic torque converter

2.3 定軸式自動變速器模型

在換擋動態(tài)過程中,換擋離合器傳遞的是摩擦轉(zhuǎn)矩,其值[10]可表示為

式中:Tf為離合器滑磨過程中產(chǎn)生的摩擦轉(zhuǎn)矩;μ為動摩擦系數(shù),由離合器片的材料決定,受速差的影響;F為摩擦片正向壓緊力;re為摩擦力作用的等效半徑;Z為摩擦副數(shù)。

2.4 控制器模型

控制器模型包括發(fā)動機(jī)控制部分和變速箱控制部分,其中發(fā)動機(jī)的調(diào)速規(guī)律又分為兩極調(diào)速和全程調(diào)速。而變速箱的控制主要有換擋邏輯和閉鎖邏輯,以防止掛雙擋和跳擋。

控制器的換擋邏輯模型如圖4所示。在發(fā)動機(jī)啟動成功并且油門位置＞5%以后,輸出擋位為一擋,由當(dāng)前擋位和油門位置查出實時的升擋車速和降擋車速,將這兩個量和車速進(jìn)行對比,決定升擋、降擋或者保持,這樣就避免了跳擋。

3 升擋過程主動控制仿真研究

圖4 換擋邏輯仿真模型Fig.4 State flow model of shift logic

發(fā)動機(jī)主動控制的過程中,控制時序和控制量都會對車輛的整體性能產(chǎn)生影響,下面從換擋品質(zhì)和車輛的加速性分別進(jìn)行研究。研究過程中保持其他影響參數(shù)不變,換擋規(guī)律為雙參數(shù)動力性換擋,換擋預(yù)控時間t3=0.5 s(考慮到控制時的延遲作用),

整個換擋時間為t4=1.5 s(見圖5)。

圖5 換擋過程中的控制時序Fig.5 Controlling time-series during shifting

觸發(fā)信號(換擋信號):在雙參數(shù)換擋中,換擋信號是電子控制單元(ECU)根據(jù)當(dāng)前的車速和油門位置輸出的。

解鎖信號:液力變矩器閉鎖時進(jìn)行換擋,沖擊一般比較大,但解鎖太早,傳動系統(tǒng)效率會降低;而解鎖太遲,又會失去液力變矩器的緩沖效果。

減油信號:發(fā)動機(jī)在轉(zhuǎn)矩相之前減油,會導(dǎo)致發(fā)動機(jī)驅(qū)動力下降,車速降低;減油太遲,不僅難以減少換擋沖擊,還會降低下一擋初始的平均車速。

換擋時間:從換擋信號到換擋執(zhí)行結(jié)束的時間。分為兩部分:1)換擋預(yù)控時間,從換擋信號發(fā)出到執(zhí)行換擋,主要是執(zhí)行機(jī)構(gòu)執(zhí)行的時間;2)換擋執(zhí)行到換擋結(jié)束的時間,主要由離合器的充放油特性決定。

3.1 升擋過程中減油時刻的影響研究

研究減油時刻的影響時,保持升擋過程中發(fā)動機(jī)的減油量一定(減少為當(dāng)前油量的10%),以換擋離合器兩端的速差決定是否正常供油。由于在各擋位對應(yīng)的換擋點發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速不同,即慣性相階段釋放的能量不同,所以應(yīng)針對各擋位分別進(jìn)行研究。

仿真選取了減油時刻t2分別為0 s、0.25 s、0.5 s進(jìn)行0～4擋升擋研究。圖6為t2=0 s時3～4擋的升擋仿真曲線。

圖6 減油時刻t2=0 s時3～4擋仿真曲線Fig.6 Simulation curves of 3 to 4 upshifts for time of fuel reduction t2=0 s

通過對仿真數(shù)據(jù)的分析可知減油時刻對車輛性能的影響如下:1)正常行駛時0～1升擋過程基本是在小油門下進(jìn)行的,所以減油至10%基本沒有影響。2)在1～2和2～3升擋時,t2值越大,升擋點的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速越高,換擋過程中的渦輪過沖量增大,升擋過程中扭矩陷阱更嚴(yán)重,換擋平順性變差。3)對于3～4升擋過程,液力變矩器提前解鎖,基本不會影響升擋點對應(yīng)的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速。t2越大車輛升擋更快,動力性增強(qiáng),因為此時0～3升擋時各升擋點發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速更高。

3.2 升擋過程中減油量的影響研究

研究減油量的影響時,保持升擋過程中發(fā)動機(jī)的減油時刻一定(t2=0.5 s),依舊以換擋離合器兩端的速差來決定是否正常供油。選取了減油至當(dāng)前油量的0%、20%進(jìn)行對比。圖7為減油至20%時3～4擋的升擋仿真曲線。

圖7 減油量為20%時3～4擋仿真曲線Fig.7 Simulation curves of 3 to 4 upshifts when oil quantity is reduced to 20%

仿真結(jié)果表明:升擋過程中油量減少得越多,換擋過程越平緩,因為此時渦輪轉(zhuǎn)速的突變量減小,動載系數(shù)也更小;而對于高擋位,如果升擋過程中減少的油量太多,恢復(fù)供油將變慢,會出現(xiàn)換擋結(jié)束后的扭矩不足現(xiàn)象。

4 升擋過程控制策略研究

實車試驗與仿真分析存在著一定的差別,因此需要對仿真結(jié)果做一定的適應(yīng)性修正。

4.1 發(fā)動機(jī)的主動控制策略

1)發(fā)動機(jī)減油時刻:由上述仿真分析得知,升擋過程中減油過早和過晚都會影響車輛的性能。如果在扭矩相初期就開始減油,此時低擋離合器還處在完全結(jié)合狀態(tài),減少發(fā)動機(jī)油量只會導(dǎo)致車速降低;而減油太遲則無法改善換擋沖擊。所以理論上應(yīng)當(dāng)在低擋離合器主從動摩擦片開始滑磨時減油,但是從發(fā)動機(jī)供油油量的變化到發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速和扭矩的輸出存在著一定的時間延遲(延遲主要取決于發(fā)動機(jī)型號、供油油路等),因此在實車控制中,選擇發(fā)動機(jī)的減油時刻在低擋離合器滑磨之前。

2)恢復(fù)供油時刻:理論上應(yīng)在高擋離合器開始傳遞滑磨轉(zhuǎn)矩時,調(diào)節(jié)發(fā)動機(jī)的供油量,讓滑磨轉(zhuǎn)矩能平穩(wěn)過渡。但這種方式對供油的要求特別高,如果在高擋離合器剛開始傳遞滑磨轉(zhuǎn)矩時就恢復(fù)大量供油,發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速將增加,導(dǎo)致?lián)Q擋離合器主從動摩擦片轉(zhuǎn)速差增大,滑磨時間增長。如果在離合器同步后才恢復(fù)供油,由于延遲作用的存在,會使得車輛出現(xiàn)結(jié)合后的動力不足。所以實車試驗中采用當(dāng)主從動離合器轉(zhuǎn)速差下降到某一值時恢復(fù)供油,并與充放油規(guī)律相協(xié)調(diào),使輸出轉(zhuǎn)矩平穩(wěn)過渡,以保證換擋的平穩(wěn)性。

3)減油量:對于發(fā)動機(jī)來說,減油量越多轉(zhuǎn)速降低越快,所以主從動離合器速差越大的時候,需要增加減油量。但如果此時發(fā)動機(jī)處于大功率工況,減油量越大會使得功率恢復(fù)延遲加大,影響車輛動力性。所以在實車試驗時針對不同擋位選取了不同的減油量。

4.2 升擋定時控制控制策略

圖8為實車試驗中用到的一個升擋定時策略。

將整個升擋過程定時為2.5 s,換擋計數(shù)S每隔2 ms加一次,升擋持續(xù)時間t由以下公式得出:

雖然0～750都是升擋的減油時間,但是實車試驗中減油時間(換擋計數(shù))基本在500～750之間,與仿真相比,升擋定時延長了,這是因為實際中的油門延遲更大,升擋執(zhí)行時間主要由離合器的充放油特性決定,所以升擋時間固定不動為1 s.

圖8 實車試驗中的升擋定時策略Fig.8 Upshift timing strategy in actual driving test

4.3 液力變矩器解閉鎖的邏輯設(shè)計

液力變矩器傳動的最高效率比較低,高效傳動范圍不大,會導(dǎo)致車輛燃油經(jīng)濟(jì)性下降,同時由于液力變矩器的傳動比不能達(dá)到1,所以希望在車輛高速行駛過程中通過液力變矩器閉鎖來提高傳動效率,增加最高車速。液力變矩器的閉鎖有單參數(shù)和雙參數(shù)閉鎖等,實車試驗采取基于車速和油門的雙參數(shù)閉鎖規(guī)律。

液力變矩器的閉鎖控制和換擋控制一樣,由閉鎖判斷和閉鎖執(zhí)行兩部分組成,其中閉鎖判斷中增加了駕駛員意圖。其控制邏輯如圖9所示。

換擋計數(shù)S為換擋解鎖時間,其值與控制策略有關(guān),實車S=500,表示換擋解鎖時間為1 s.

圖9 液力變矩器控制邏輯Fig.9 Lockout control logic of hydraulic torque converter

5 動力裝置升擋過程試驗研究

5.1 動力裝置集成控制系統(tǒng)介紹

本文所設(shè)計動力裝置集成控制系統(tǒng)為發(fā)動機(jī)和變速箱共用ECU.這種方法的主要優(yōu)點是集成度高,可靠性好,發(fā)動機(jī)和變速箱資源容易共享。但是ECU的任務(wù)增多意味著對處理能力及芯片資源的要求增加,因此處理器進(jìn)行了雙芯片外圍資源擴(kuò)展。

5.2 升擋過程主動控制試驗研究

為了進(jìn)行對比驗證,在發(fā)動機(jī)處于兩級調(diào)速特性時,首先采取發(fā)動機(jī)不做主動控制、駕駛員也不主動收油門進(jìn)行升擋試驗;然后在駕駛員采用自動擋時,升擋過程中保持油門一定,并按照上述設(shè)計的控制時序,由ECU對發(fā)動機(jī)進(jìn)行主動控制直接將齒桿驅(qū)動脈沖寬度調(diào)制(PWM)波占空比收零,快速將發(fā)動機(jī)的油量減少為0.圖10和圖11分別為正常情況(不減油)以及采取發(fā)動機(jī)主動控制時2～3擋的升擋過程。

從圖11中可以看出,采用發(fā)動機(jī)主動控制后,齒桿位置在升擋前就收到零點,發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速不再大幅上升,這使得升擋過程中渦輪轉(zhuǎn)速的變化量減小而且變化趨于平順。

通過對監(jiān)控設(shè)備采集到的車輛縱向加速度按(1)式進(jìn)行計算,得出2～3擋升擋過程未采用主動控制時,車輛沖擊度的最大值為34.4 m/s3,而進(jìn)行主減油控制后,車輛沖擊度下降為10.3 m/s3(見圖12、圖13),僅為原來的29.9%,換擋沖擊大幅減小,換擋平順性得到很好的改善。在其他擋位進(jìn)行試驗時也得到了類似的結(jié)果,因此在升擋過程中采取發(fā)動機(jī)主動控制策略能夠有效減小換擋沖擊度,提高乘員的舒適性,實現(xiàn)了研究的目標(biāo)。

圖10 不采取主動控制時2～3擋的試驗結(jié)果Fig.10 Test results of 2 to 3 upshifts without active control

圖11 采取主動控制時2～3擋的試驗結(jié)果Fig.11 Test results of 2 to 3 upshifts with active control

圖12 不采取主動控制時2～3擋的縱向加速度及沖擊度Fig.12 Longitudinal acceleration and vehicle jerk of 2 to 3 upshifts without active control

圖13 采取主動控制時2～3擋的的縱向加速度及沖擊度Fig.13 Longitudinal acceleration and vehicle jerk of 2 to 3 upshifts with active control

6 結(jié)論

1)在整車上所做的升擋過程主動控制試驗表明,所開發(fā)的動力傳動集成控制系統(tǒng)是成功的。

2)升擋過程的實車試驗與仿真研究相比,發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速、渦輪和泵輪轉(zhuǎn)速的變化趨勢基本一致,升擋過程中控制量對整車性能的影響相同,所以可以用仿真的方法對升擋控制進(jìn)行理論基礎(chǔ)研究,從而縮短控制器的開發(fā)周期。

3)發(fā)動機(jī)主動控制試驗表明,對于由電控柴油機(jī)和電液式自動變速器組成的動力裝置,升擋過程采用發(fā)動機(jī)的主動控制能夠改善車輛的換擋平順性。

4)換擋預(yù)控時間是集成控制過程中必定存在的時間延遲,但是換擋預(yù)控時間的長短影響著車輛的動力性,換擋預(yù)控時間越長,車輛動力性能越差。

5)主動控制過程中的減油量越多,升擋過程中的沖擊度會越小,但是減油量的多少會直接影響車輛的動力性能。

References)

[1] 趙長祿,葛蘊(yùn)珊,黃英,等.車輛動力傳動集中控制—變速箱控制系統(tǒng)開發(fā)[J].北京理工大學(xué)學(xué)報,2000,20(2):184-187.

ZHAO Chang-lu,GE Yun-shan,HUANG Ying,et al.Central control of vehicle powertrain—developing of transmission control system[J].Transactions of Beijing Institute of Technology,2000, 20(2):184-187.(in Chinese)

[2] Kondo T,Iwatsuki K,Taga Y,et al.Toyota“ECT-I”,a new automatic transmission with intelligent electronic control system[J]. SAE Transactions,1990,99(6):706-716.

[3] 王娟,陳慧巖,陶剛,等.液力機(jī)械自動變速器換擋品質(zhì)控制方法[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報,2008,39(2):38-42.

WANG Juan,CHEN Hui-yan,TAO Gang,et al.Research on shift quality of automatic transmission[J].Transactions of the Chinese Society of Agricultural Machinery,2008,39(2):38-42. (in Chinese)

[4] 何忠波,白鴻柏,李東偉,等.發(fā)動機(jī)斷油控制改善AMT換擋品質(zhì)試驗研究[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報,2005,36(10):16-19.

HE Zhong-bo,BAI Hong-bai,LI Dong-wei,et al.Research on improving shift quality of AMT with fuel stop valve of diesel engine [J].Transactions of the Chinese Society of Agricultural Machinery,2005,36(10):16-19.(in Chinese)

[5] SHEN S,YAN G,WU G.Study on intelligent shift strategy with the humachinetechnology[J].SAETransactions,1997, 106(2):665-670.

[6] 趙丁選,楊鏑,陳寧.工程車輛自動變速器換擋品質(zhì)試驗研究[J].建設(shè)機(jī)械技術(shù)與管理,2006,19(1):78-81.

ZHAO Ding-xuan,YANG Di,CHEN Ning.Testing and research for gearshifting quality of automatic transmission of construction truck[J].Construction Machinery Technology&Management, 2006,19(1):78-81.(in Chinese)

[7] Minowa T,Kimura H,Ishii J,et al.Smooth gear shift control system using estimated torque[J].SAE Transactions,1994, 103(6):1427-1434.

[8] Ibamoto M,Kuroiwa H,Minowa T,et al.Development of smooth shift control system with output torque estimation,SAE 950900 [R].Detroit,Michigan:SAE,1995.

[9] 廖承林,陳慧巖,孫業(yè)保,等.車輛動力傳動控制系統(tǒng)的研究與開發(fā)[J].汽車工程,2002,24(2):130-133.

LIAO Cheng-lin,CHEN Hui-yan,SUN Ye-bao,et al.The research and development of vehicle powertrain control system[J]. Automotive Engineering,2002,24(2):130-133.(in Chinese)

[10] SONG X,LIU J,Smedley D.Simulation study of dual clutch transmission for medium duty truck applications[J].SAE Transactions,2005,114(2):264-270.

Active Control Technology of Engine for Powertrain Plant During Upshifting

SUN Yong-gang,ZHAO Chang-lu,LIU Bo-lan,ZHANG Fu-jun
(School of Mechanical Engineering,Beijing Institute of Technology,Beijing 100081,China)

Active control technology of engine is an important means to improve shift quality.For a powertrain plant of light tracked vehicle,the upshift dynamic process of the tracked vehicle is simulated and studied,and the effect of active control strategy on riding comfort and acceleration is discussed.The results show that the active control strategy can be used to improve the riding comfort of vehicle during upshifting,but the increase in reducing the fuel quantity and the shortening in the time of fuel reduction can improve the shift-feel and increase the power loss during upshifting.

power machinery engineering;powertrain plant;shift quality;integrated powertrain control

U463.2

:A

1000-1093(2014)03-0312-06

10.3969/j.issn.1000-1093.2014.03.004

2013-03-19

國防科工局基礎(chǔ)研究創(chuàng)新項目(1004)

孫勇剛(1988—),男,碩士研究生。E-mail:syllyc@163.com;趙長祿(1963—),男,教授,博士生導(dǎo)師。clzhao@bit.edu.cn