李軍求 陳建文 王宜河 王義政

摘要：針對裝配組合式離合器的兩擋行星變速器電動車輛的換擋問題，建立了換擋過程動力學模型，選取沖擊度和滑摩功作為綜合控制目標，考慮換擋過程驅(qū)動電機轉(zhuǎn)矩和變速器輸出端阻力矩的變化，建立組合式離合器摩擦轉(zhuǎn)矩線性二次型最優(yōu)控制模型，得到油壓最優(yōu)控制軌跡.選取電機不同油門開度和路面坡道工況，仿真分析了兩擋行星變速箱降擋的控制過程.結(jié)果表明，所得到的最優(yōu)軌跡可以有效提高車輛的換擋品質(zhì)，且換擋品質(zhì)對電機轉(zhuǎn)矩的變化較變速器輸出端阻力矩的變化更為敏感.

關(guān)鍵詞：電動車輛；組合式離合器；動力學模型；線性二次型最優(yōu)控制；換擋品質(zhì)

中圖分類號：U463.2 文獻標識碼：A

文章編號：1674-2974（2016）02-0022-06

離合器換擋具有高效率、可靈活控制等特點，在車輛上的應(yīng)用越來越廣泛[1].換擋過程中應(yīng)控制換擋沖擊和滑摩功，兩者均受離合器摩擦轉(zhuǎn)矩影響，在離合器幾何結(jié)構(gòu)一定時，摩擦轉(zhuǎn)矩由油壓特性決定.因此離合器油壓特性研究對改善換擋品質(zhì)有重要意義.

最優(yōu)控制理論在換擋品質(zhì)優(yōu)化中得到了廣泛應(yīng)用[2-7]，其中線性二次型、動態(tài)規(guī)劃、粒子群、模糊控制等算法對于改善變速箱離合器結(jié)合過程中沖擊度和滑摩功都取得了良好的應(yīng)用效果，其中較為典型的是豐田公司A350E自動變速器，采用線性二次型最優(yōu)伺服控制器實現(xiàn)兩個制動器轉(zhuǎn)速同步控制，具有較好的工程應(yīng)用價值，尤其是電動汽車在換擋過程中驅(qū)動電機相比發(fā)動機調(diào)速更為迅速，效果更為顯著.本文針對電動車輛組合式離合器換擋的兩擋變速器，對降擋過程進行分析，利用線性二次型最優(yōu)控制理論獲得不同坡度下離合器油壓最優(yōu)控制軌跡，使車輛獲得良好的換擋品質(zhì).

1系統(tǒng)組成及工作原理

變速驅(qū)動系統(tǒng)方案如圖1所示，由電機與兩檔行星自動變速箱組成，其中離合器C和制動器B為組合式離合器，完成高低擋切換，由單一液壓油缸、回位彈簧和換擋閥完成操控，結(jié)構(gòu)上實現(xiàn)離合器、制動器聯(lián)動控制，油壓直接作用對象為液壓油缸活塞.

降擋時，換擋閥充油油路打開，液壓油缸充油，控制油壓增大，推動油缸活塞使得離合器C分離，經(jīng)過短時的自由階段（離合器和制動器均處于分離）后，油缸活塞壓緊制動器摩擦片，制動器接合，使兩擋行星變速器處于低擋狀態(tài)，傳動比為1+k，k為齒圈齒數(shù)與太陽輪齒數(shù)之比.升擋時，換擋閥泄油油路打開，制動器油缸卸油，控制油壓下降，在回位彈簧的作用下，制動器分離，經(jīng)過短時自由階段，油缸活塞壓緊離合器摩擦片離合器接合，使兩擋行星變速器處于高擋狀態(tài)，傳動比為1.

2組合式離合器換擋動力學模型

忽略變速箱中軸、軸承及齒輪嚙合的彈性與阻尼，將各元件視為剛性無阻尼慣性元件，并以集中質(zhì)量形式表示，這些簡化對換擋過程動力學分析不會產(chǎn)生太大影響[8]，由此得到采用組合式離合器換擋的兩擋行星變速器動力學模型如圖2所示.圖中，Tm為電機轉(zhuǎn)矩，Tf為變速器輸出端阻力矩，Tcl與Tbr分別為離合器與制動器傳遞轉(zhuǎn)矩，J1為電機慣量， J2為整車平移質(zhì)量等效慣量，太陽輪、齒圈、行星架和行星輪的轉(zhuǎn)動慣量、轉(zhuǎn)速、質(zhì)量分別以下標s，r，c，p加以區(qū)別.

3換擋品質(zhì)最優(yōu)控制模型

本文以上坡降擋工況為例，進行換擋過程最優(yōu)控制，并假設(shè)換擋過程中變速器輸出端阻力矩保持定值，輸入端力矩由電機油門開度確定.

3.1換擋綜合評價指標構(gòu)建

離合器換擋過程主要有兩個控制指標，即離合器結(jié)合平穩(wěn)和使用壽命，分別由沖擊度和滑摩功來評價.換擋過程中沖擊度越大，車上乘員舒適性越差，此外過大的沖擊度對車輛傳動系部件也會造成不良影響，因此需將沖擊度控制在一定范圍之內(nèi).沖擊度j定義為車輛縱向加速度的變化率，即：

換擋過程非常短暫，實際應(yīng)用將不同工況下最優(yōu)軌跡進行函數(shù)擬合，擬合系數(shù)保存在車輛控制系統(tǒng)內(nèi)存.在線控制時，通過查表和插值獲得擬合系數(shù)，從而迅速得到最優(yōu)軌跡[9].

4仿真分析

車輛上坡時，當車速降到一定數(shù)值（本文設(shè)定為25km/h）后開始換擋.假設(shè)降擋時油門開度保持不變，最優(yōu)控制時選取η=0.5.本文仿真對象為某電動車輛，參數(shù)見表1.為了對比分析干擾矩陣對換擋品質(zhì)的影響，對不同油門開度α、不同路面坡度i的最優(yōu)控制和無最優(yōu)控制工況進行了仿真，結(jié)果如圖3-圖8所示.

無最優(yōu)控制的油壓變化如下：第一階段組合式離合器快速充油，使離合器C分離階段時間短，該階段出現(xiàn)第一個大沖擊度；第二階段油液推動油缸活塞運動，離合器和制動器均不傳遞轉(zhuǎn)矩，產(chǎn)生動力中斷；第三階段為制動器B滑摩啟動狀態(tài)，這是瞬間過渡狀態(tài)，液壓油缸無體積變化，摩擦片貼合，壓力升高，開始產(chǎn)生制動器摩擦力矩，由于缸內(nèi)壓力升高，使摩擦力矩瞬間增大，過渡到滑磨階段，形成第二個大沖擊度；第四階段制動器開始滑摩，隨著油壓的升高，制動器滑摩速度絕對值逐漸減小直至為0，在制動器完全接合的瞬間，制動器實際轉(zhuǎn)矩變?yōu)殪o摩擦力矩，使得出現(xiàn)第三個大沖擊度，如圖3和圖4所示.

組合式離合器在不加控制時活塞油壓完全由液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)決定，在不同油門開度和路面坡度時油壓特性相同，如圖3中曲線1所示.因此，隨著油門開度和路面坡度的增加，只能通過增加換擋時間來滿足換擋所需的摩擦力矩，并且油門開度對換擋時間的影響更為顯著，如圖5所示.圖中曲線1為系統(tǒng)摩擦力矩儲備，即在系統(tǒng)最大油壓下的系統(tǒng)的儲備靜摩擦轉(zhuǎn)矩，在離合器分離階段前指離合器轉(zhuǎn)矩，在制動器結(jié)合后指制動器轉(zhuǎn)矩.由圖5可知，當油門開度和路面坡度改變時，系統(tǒng)摩擦轉(zhuǎn)矩均在摩擦力矩儲備范圍內(nèi).

通過對組合式離合器油壓進行最優(yōu)控制，并通過合理調(diào)整離合器分離時間，可以實現(xiàn)不同工況下?lián)Q擋時間一致，如圖3中2，3，4所示曲線.圖6中在控制滑摩功的同時，合理減小該階段的沖擊度，且將自由階段控制在極短時間內(nèi)，有效減小了換擋過程的動力中斷，并消除了滑摩啟動狀態(tài)，這使得在組合式離合器進入制動接合階段時換擋平穩(wěn)性得到很大提升.在制動器接合階段主從部分轉(zhuǎn)速差接近0時，調(diào)節(jié)油壓使得制動器的實際傳遞轉(zhuǎn)矩接近于由動力學模型決定的靜摩擦力矩，減小該瞬時的沖擊度.根據(jù)換擋時摩擦元件的滑磨時間在0.5～1.5 s較為適宜[10]，圖7說明了通過油壓合理控制，各工況下?lián)Q擋時間控制為0.63 s，最大的沖擊度為6.3 m/s3，滿足沖擊度控制標準j<10 m/s3.圖8進一步說明了在離合器分離和制動器結(jié)合階段，通過最優(yōu)控制電機和齒圈轉(zhuǎn)速變化更為平緩.

降擋過程中各種情況下滑摩功和沖擊度見表2.

表2進一步說明：油門開度和道路坡度相同時，最優(yōu)控制時的沖擊度和滑摩功均小于無控制情況，且上述2種情況下沖擊度和滑摩功都隨電機轉(zhuǎn)矩和負載轉(zhuǎn)矩的增加而增大，其中負載阻力增大時，即坡度從5%變化為10%而油門開度都維持50%，最大沖擊度增加相對量較小，其中無控制時最大沖擊度從49.6 m/s3增加到62 m/s3，最優(yōu)控制時從3.3 m/s3增加到了3.8 m/s3，變化范圍為15%～25%；但是電機轉(zhuǎn)矩增大時，即油門開度從50%增加到80%而坡度都維持10%，無控制時最大沖擊度從62 m/s3增加到105.4 m/s3，有最優(yōu)控制時從3.8 m/s3變?yōu)?.3 m/s3，變化范圍為65%～70%，且滑摩功變化不明顯，沖擊度對電機轉(zhuǎn)矩變化更為敏感，其依據(jù)是降擋時電機轉(zhuǎn)矩變化通過變速箱減速增扭作用擴大了1+k倍，因此對沖擊度影響更為顯著.

5結(jié)論

1）系統(tǒng)進行最優(yōu)控制時，通過調(diào)整油壓變化和換擋時間，有效地控制了系統(tǒng)沖擊度，同時降低了換擋滑摩功.這使沖擊度和滑摩功得到了較好的平衡，有效地提高了換擋品質(zhì)，為解決自動變速器的換擋控制問題提供了一種有效方法.

2）在考慮干擾矩陣的情況下，當電機轉(zhuǎn)矩和路面坡度改變時，滑摩功變化很小，但是沖擊度變化明顯，且對電機轉(zhuǎn)矩的變化更加敏感.電機轉(zhuǎn)矩較大時，沖擊度和滑摩功較大.

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