自動變速器靜態(tài)換擋充油特性分析及優(yōu)化控制

王書翰，楊 帥，王家琪，陳志峰

（1.北京航空航天大學 交通科學與工程學院，北京 100191；2.國家乘用車自動變速器工程技術研究中心，山東，濰坊261205；3.北京航空航天大學 新能源汽車高效動力傳動與系統(tǒng)控制北京市重點實驗室，北京 100191）

自動變速器靜態(tài)換擋充油特性分析及優(yōu)化控制

王書翰1,2,3，楊 帥1，王家琪1，陳志峰1

（1.北京航空航天大學 交通科學與工程學院，北京 100191；2.國家乘用車自動變速器工程技術研究中心，山東，濰坊261205；3.北京航空航天大學 新能源汽車高效動力傳動與系統(tǒng)控制北京市重點實驗室，北京 100191）

為了解決自動變速器靜態(tài)換擋中充油階段結束時刻離合器油壓波動問題，分析了靜態(tài)換擋的關鍵充油特性并提出了充油階段的優(yōu)化控制策略。構建了包括手動閥、液控換向閥和離合器的機電液多物理耦合的仿真模型并進行仿真分析。結果表明，優(yōu)化控制策略可以明顯縮小充油階段結束時刻離合器的油壓波動，證明了提出的控制策略的可行性、正確性與有效性。

靜態(tài)換擋；充油階段；手動閥；液控換向閥；離合器；優(yōu)化控制

自動變速器的換擋品質(zhì)是自動變速器控制的核心內(nèi)容，為了提高自動變速器的換擋品質(zhì)，國內(nèi)外學者在液壓、機械和電控三方面進行了大量研究。XU Bing等[1]研究了大流量電磁閥閥口打開的延遲時間特性。TAGHIZADEH等[2]和高翔等[3]建立了脈沖寬度調(diào)制（Pulse Width Modulation，PWM）式大流量電磁閥的非線性動態(tài)模型。葉儀等[4]、冀宏等[5]和陳晉市等[6]分析矩形節(jié)流槽的流量特性，建立了5種節(jié)流閥口過流面積的數(shù)學模型。XIE Zhe[7]、LEE等[8]和AMIRANTE等[9]研究了液流力對閥芯運動的影響。高翔等[10]、張青龍[11]和馮能蓮等[12]使用ITI-SimulationX軟件平臺建立了自動變速器動力學仿真模型，并對換擋品質(zhì)進行分析。CHENG Yunjiang等[13]建立了整個換擋過程的離合器狀態(tài)集，使用虛擬狀態(tài)控制器實現(xiàn)換擋的離合器壓力控制。SONG Xingyong等[14]根據(jù)動態(tài)規(guī)劃理論，建立了離合器充油階段中的狀態(tài)方程，求解最優(yōu)目標轉(zhuǎn)矩，但實際控制策略無法應用于整車。GUO Wei等[15]詳細分析了矩形充油和三角充油的優(yōu)缺點，并使用模糊控制算法完成充油階段油壓自學習。

靜態(tài)換擋具有其自身的特殊性，考慮靜態(tài)換擋最大特點是換擋手柄運動產(chǎn)生換擋。換擋手柄的運動速度不同導致手動閥的運動特性差異，隨之產(chǎn)生離合器運動特性和充油特性差異，降低了換擋品質(zhì)。自動變速器的靜態(tài)換擋品質(zhì)也是評價變速器好壞的重要指標。因此，本研究以一款新型8擋自動變速器為仿真對象，根據(jù)仿真結果提出了靜態(tài)換擋過程中充油階段的離合器壓力控制策略。

1 靜態(tài)換擋充油階段的關鍵特性分析

自動變速器使用位置傳感器檢測自動變速器手柄P、R、N、D、S等擋位位置。當傳感器檢測數(shù)值落在預設各個擋位對應位置的有效數(shù)值區(qū)間內(nèi)時，識別自動變速器為該擋位；當擋位發(fā)生改變后執(zhí)行靜態(tài)換擋并對相應的離合器壓力進行控制。

在靜態(tài)換擋過程中主油路液壓油經(jīng)過手動閥和液控換向閥油路，最終進入離合器活塞。由于流入離合器活塞的流量受到自身以及手動閥閥芯和換向閥閥芯運動特性的共同影響，所以需要對手動閥、液控換向閥和離合器進行特性分析。同時忽略油道內(nèi)部空氣阻力、沿程壓力損失、液體密度變化、閥芯密封泄漏以及液壓油油溫變化等因素。

1.1 手動閥特性分析

由圖1可知，該自動變速器的手動閥有多條油道，一條主油路入口油道，R擋出口油道和D擋出口油道，分別通至R擋和D擋的換向閥入口油道。在不同的擋位下手動閥對應不同的閥芯位移，完成不同油道的連通和斷開。

圖1 手動閥平面圖

手動閥的閥口過流面積Ah與閥芯位移xh的關系式為：

手動閥的動態(tài)流量特性[8]可利用的孔口流量公式為：

式中：Cd為流量系數(shù)，反映了閥口局部阻力特性； 為液壓油密度， kg/m3；phin為手動閥入口油道油壓，其等于主油路壓強pmain，kPa；phout為手動閥出口油道油壓，kPa。

1.2 電液換向閥特性分析

電液換向閥由電磁閥和液控換向閥組成，電磁閥作為先導閥，切換控制油路[16]；液控換向閥作為主閥，其入口油道與手動閥出口油道連通。當電磁閥通電時，電磁閥出口油道液壓油推動換向閥芯運動，將換向閥出口油道與離合器活塞入口油道連通；當換擋電磁閥斷電時，換向閥出口油道與離合器活塞入口油道斷開并與油缸連通，換向閥如圖2所示。

圖2 換向閥平面圖

換向閥閥芯的位移公式為：

式中：i為電磁閥控制電流，mA；ps(i)為電磁閥控制電流與換向閥控制油壓變化的函數(shù)式；Dv為換向閥阻尼系數(shù)；kv為換向閥彈簧系數(shù)；xv0為換向閥閥芯初始位移， mm。其中，xv、初始值均為0。

換向閥閥口過流面積Av與閥芯位移xv關系式為：

式中：xv0為換擋初始時刻換向閥芯的位置。換向閥的動態(tài)流量特性可利用的孔口流量公式為：

當電磁閥通電后，根據(jù)前文所述可知：

1.3 離合器特性分析

離合器內(nèi)的鋼片和摩擦片的壓緊過程是由離合器活塞運動完成的?；钊\動受4個力的作用，活塞腔內(nèi)液壓油的壓力、復位彈簧力、密封圈的密封阻力和活塞旋轉(zhuǎn)液壓油產(chǎn)生的離心力。當離合器工作時，活塞首先在高壓油的作用下，將離合器相關油道和離合器活塞內(nèi)部腔內(nèi)充油。離合器建立油壓后，活塞首先克服密封圈的阻力和復位彈簧力向右移動s1距離；隨著活塞繼續(xù)向右運動，鋼片和摩擦片的間隙逐漸消除，當活塞移動的距離等于s1+ z·s2時，鋼片和摩擦片的間隙完全消除，離合器開始工作。其中，z為鋼片和摩擦片組數(shù)，s2為每組鋼片和摩擦片之間的距離，mm。

活塞運動的位移公式為：

式中：mc為活塞質(zhì)量，g；pc為活塞內(nèi)油壓，kPa；pr為液壓油旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力，N；Ac為活塞有效作用面積，mm2；Dc為活塞阻尼系數(shù)；xc0為回位彈簧初始位移，mm。其中，xc、初始值均為0。

離合器活塞內(nèi)油壓公式為：

式中： 為彈性模量，kPa；patm為空氣壓強，kPa；Vc為離合器活塞容積，dm3。

式中：Vc0為離合器活塞及相關油道的初始容積，dm3。在換擋過程中電磁閥通電，離合器入口油道與換向閥出口油道相通，即：

對式（1）～（8）進行迭代計算，即可求出整個液壓系統(tǒng)各點的壓強和每一時刻的流量，從而求出離合器壓力 的變化曲線。

由式（1）可知，手動閥的動態(tài)流量特性受到了換擋初始時刻手動閥閥芯的位置xh0的影響。根據(jù)式（1）～（8）可知，手動閥的動態(tài)流量特性又影響了離合器壓力特性。手動閥閥芯通過擋位齒盤和一根推拉索與擋位手柄相連[17]，當換擋手柄移動時，手動閥閥芯隨之移動。本研究以一款8擋自動變速器為仿真對象，該自動變速器的手動閥閥口最大開度為3 mm，結合位置傳感器的精度，可以確定理想狀態(tài)下?lián)Q擋開始時刻手動閥閥口開度的初始位置是2.85 mm。然而，自動變速器控制單元（Transmission Control Unit，TCU）以5 ms為一個步長采集換擋手柄的位置數(shù)據(jù)，擋位手柄的移動速度不同必然導致手動閥閥口開度初始檢測數(shù)值表現(xiàn)出一定的散差特性。圖3是換擋手柄在隨機力作用下的換擋初始時刻手動閥閥口開度大小的試驗采集數(shù)據(jù)。

圖3 手動閥閥口的初始開度

由圖3可知，手動閥閥口的初始開度最小值和最大值分別為2.85 mm和2.93 mm，初始開度大小主要集中在2.87 mm到2.91 mm之間。換擋初始時刻手動閥閥芯的位置變化必然造成離合器壓力pc隨之變化，降低了自動變速器的換擋品質(zhì)。所以，必須要考慮手動閥初始最小開度及最大開度時對換擋品質(zhì)的影響，保證上述兩種情況下的換擋品質(zhì)。

2 建模和仿真分析

為了詳細分析手動閥閥芯運動速度對換擋品質(zhì)造成的影響，使用Simulation X軟件建立了液壓系統(tǒng)模型，主要包括油泵、主油路壓力控制閥、主油路流量控制閥、液控換向閥、電磁閥以及離合器的液壓模型。選擇定量泵作為液壓系統(tǒng)仿真的動力源，溫度為常數(shù)值40 ℃，液壓油相對密度設為0.86，通過對主油路壓力控制閥的控制將主油路壓力控制在1 MPa左右。

為了詳細分析手動閥運動速度造成充油的不一致性，以本研究所用的自動變速器第三離合器（C3）作為仿真離合器，并在仿真中將輸入軸轉(zhuǎn)速和輸入軸轉(zhuǎn)矩設為固定值。傳統(tǒng)控制策略將充油階段分為兩個子階段：第一階段的時間t11為固定常數(shù)，電磁閥控制電流i11根據(jù)自動變速器輸入軸轉(zhuǎn)速n和輸入軸轉(zhuǎn)矩T的擬合曲線計算；第二階段的電磁閥控制電流i12為固定常數(shù)，根據(jù)相應各個離合器的Kisspoint（KP）點計算求解。時間t12根據(jù)自動變速器輸入軸轉(zhuǎn)速和輸入軸轉(zhuǎn)矩的擬合曲線計算為：

根據(jù)式（9）和式（10）計算該工況下各個階段的充油時間和電磁閥控制電流。由圖4中紅色曲線可知，第一階段充油時間t11為170 ms，電磁閥控制電流i11為396 mA；第二階段充油時間t12為190 ms，電磁閥控制電流i12為298 mA，將換擋開始時刻手動閥閥口開度設為2.93 mm，仿真結果如圖5所示。

圖4 電磁閥控制電流

圖5 離合器壓力（手動閥閥口開度2.93mm）

由圖5可知，在1.36 s時的離合器壓力為0.153 MPa。當換擋開始時刻手動閥閥口的開口設為2.85 mm時，仿真結果如圖6所示，在1.36 s時的離合器壓力為0.144 8 MPa。

圖6 離合器壓力（手動閥閥口開度2.85 mm）

3 控制策略

當靜態(tài)換擋采用傳統(tǒng)控制策略時，根據(jù)圖5和圖6的仿真結果可以看出換擋時刻手動閥閥口開度變化造成離合器壓力從0.153 MPa降至0.144 8 MPa，充油結束時刻離合器有5.4%的油壓波動。實際中該工況下?lián)Q擋開始時刻手動閥的閥芯位移是在最大閥口開度和最小閥口開度范圍內(nèi)變化的，由圖2可知，在換擋開始時刻手動閥閥口開度達到最小時的次數(shù)很少。

在開始階段減少離合器的命令油壓也就是離合器的命令電流可以使離合器的響應變慢，通過延長離合器的響應時間可以減少手動控制閥閥口開度變化帶來的影響。另一方面，電磁閥的控制電流減小會導致活塞響應速度變慢，為了保證離合器仍能在充油階段結束時刻恰好到達其理想位置，需要增加補償充油時間。因此，本研究提出將充油階段分為三個子階段。第一階段的時間t21為固定常數(shù)，電磁閥控制電流i21根據(jù)自動變速器輸入軸轉(zhuǎn)速和輸入軸轉(zhuǎn)矩的擬合曲線計算；第二階段的時間t22為固定常數(shù)，電磁閥控制電流i22值與i11值相同；第三階段的時間t23為t12和補償時間之和，補償時間根據(jù)自動變速器輸入軸轉(zhuǎn)速和輸入軸轉(zhuǎn)矩的擬合曲線計算，電磁閥控制電流i23值與i12值相同。

4 控制策略仿真分析

根據(jù)式（9）～（12）計算同種工況下充油階段的時間和電磁閥控制電流。如圖4中綠色曲線所示：第一階段充油時間為80 ms，電磁閥控制電流為364 mA；第二階段充油時間為90 ms，電磁閥控制電流為396 mA；第三階段充油時間為210 ms，電磁閥控制電流為298 mA。將換擋開始時刻手動閥閥口開度設為2.93 mm，仿真結果如圖7所示。

圖7 離合器壓力（手動閥閥口開度2.93mm）

在1.36 s時的離合器壓力為0.152 MPa。當換擋開始時刻手動閥閥口的開口設為2.85 mm時，仿真結果如圖8所示，在1.38 s時的離合器壓力為0.148 2 MPa。

圖8 離合器壓力(手動閥閥口開度2.85 mm）

由圖7和圖8可知，當靜態(tài)換擋的電磁閥采用本文所述的控制策略時，換擋時刻手動閥閥口開度變化會造成離合器壓力從0.152 MPa降至0.148 2 MPa，充油結束時刻離合器有2.5%的油壓波動?？s小油壓波動的原因是：當電磁閥控制電流減小，換向閥閥芯運動速度變慢，使換向閥的過流面積減小，換向閥的通流降低，通過降低換向閥的通流能力，從而減小了手動閥通流能力對離合器充油特性的影響。

另一方面，由圖5和圖7的對比可知，當手動閥閥口開度最大時，離合器壓力從0.153 MPa降至0.152 MPa，其離合器壓力波動從1.3%降至0.7%。在實際中換擋結束時刻離合器壓力波動在—2%到2%時對換擋品質(zhì)幾乎沒有影響，因此，本文提出的控制策略對此種情況改善壓力波動的效果不明顯。由圖6和圖8對比可知，當手動閥閥口開度最小時，離合器壓力從0.144 8 MPa升至0.148 2 MPa，其離合器壓力波動從—4.1%升至—1.8%。本文提出的控制策略對此種情況下改善壓力波動有明顯的效果。如果繼續(xù)降低充油階段中第一階段的電磁閥控制電流，增加第三階段的補償時間，還可以縮小由于手動閥運動特性產(chǎn)生的離合器壓力波動。但這樣會使換擋時間進一步增加。調(diào)整式（11）～（12）的曲線擬合函數(shù)不僅可以合理確定該方案各個階段的電磁閥控制電流和各個階段的時間，還可以在換擋時間增加最少的情況下保證換擋結束時刻離合器壓力值的波動在—2%～2%范圍內(nèi)。

5 結論

根據(jù)建立的手動閥、液控換向閥和離合器的運動學模型及流體力學模型，闡述了靜態(tài)換擋中造成充油階段結束時刻離合器壓力值一致性較差的原因，進而提出靜態(tài)換擋的離合器充油階段優(yōu)化控制策略。該策略可以在一定程度上解決離合器油壓波動問題，使離合器油壓控制更加精確，提高自動變速器靜態(tài)換擋的換擋品質(zhì)。

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作者介紹

Automatic Transmission Research of Gear Shift Technology for a New 8-step Speed Automatic Transmission

WANG Shuhan1,2,3，YANG Shuai1，WANG Jiaqi1，CHEN Zhifeng1
（1. School of Transportation Science and Engineering，Beihang University，Beijing 100191，China；2. National Engineering Research Center for Passenger Car Auto-Transmissions，Weifang 261205，Shandong，China；3. Beijing Key Laboratory for High- efficient Power Transmission and System Control of New Energy Resource Vehicle，Beihang University，Beijing 100191，China）

In order to solve the problem of clutch pressure fluctuation at the end of the oil-filled stage in the static gear shift process of automatic transmission, the key oil-filled properties of the static gear shift was analyzed in this paper, the optimizing control method for the oil-filled stage was also proposed. In addition, a mechanical-electrical-hydraulic coupling simulation model involving the manual valve, directional valve and clutch was established and simulated. The simulation results show that the optimizing control method proposed in the paper can significantly reduce the clutch oil pressure fluctuations at the end of the oil-filled stage. Finally, the feasibility and validity of the control method have been demonstrated by the simulation results.

static gear shift; oil-filled stage; manual valve; hydraulic directional valve; clutch; optimizing control

王書翰(1979-)，男，遼寧大連人。博士，副教授，主要從事車輛自動傳動理論和控制技術研究。Tel：13911419136E-mail：wsh@buaa.edu.cn

U463.22+1

A

10.3969/j.issn.2095-1469.2017.01.06

2016-08-22 改稿日期：2016-09-26

國家自然科學基金（51405010）；山東省自然科學基金（BS2015ZZ07）

用格式：

王書翰，楊帥，王家琪，等. 自動變速器靜態(tài)換擋充油特性分析及優(yōu)化控制[J]. 汽車工程學報，2017，7(1)：037-043.

WANG Shuhan，YANG Shuai，WANG Jiaqi，et al. Automatic Transmission Research of Gear Shift Technology for a New 8-step Speed Automatic Transmission [J]. Chinese Journal of Automotive Engineering，2017，7(1)：037-043. (in Chinese)