電驅(qū)動自動變速器換擋品質(zhì)影響因素研究

顧炎麟，杜常清,2，任衛(wèi)群，王志鵬，隋巖峰

(1.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點實驗室，湖北 武漢 430070；2.武漢理工大學(xué) 汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，湖北 武漢 430070；3.東風(fēng)商用車有限公司 技術(shù)中心，湖北 武漢 430100)

EMT(electric-drive mechanical transmission)是將驅(qū)動電機集成安裝在機械自動變速器AMT(automated mechanical transmission)的第一軸而形成的電驅(qū)動自動變速器。它利用電機快速精準(zhǔn)的調(diào)速性能以及優(yōu)良的轉(zhuǎn)矩響應(yīng)特性進行換擋過程中的轉(zhuǎn)速同步，顯著改善了AMT換擋過程中動力中斷時間長和換擋平順性差的缺點[1]。

Masding團隊設(shè)計的動力耦合系統(tǒng)是通過齒輪組將電機與變速器第一軸相連，以此搭建了試驗測試臺架[2]。臺架采用氣動式換擋機構(gòu)，其主動同步換擋試驗實現(xiàn)了升擋用時1.4 s，降擋用時達到1.2 s。Falcon基于柴油機與電動機構(gòu)建的混合動力傳動系統(tǒng)中對主動同步換擋進行研究，并將這一系統(tǒng)應(yīng)用在Enigma車型中[3]。在研究中利用電機控制固聯(lián)在第一軸上的一擋齒輪，通過設(shè)定不同的誤差限值進行試驗，得出利用電機進行主動轉(zhuǎn)速同步是機械被動摩擦同步的較佳替代方案。目前大多數(shù)關(guān)于EMT的研究是針對混合動力系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和控制策略進行，對影響換擋品質(zhì)方面的研究較少，需要對其進行研究。

1 電驅(qū)動自動變速器換擋模型的建立

1.1 三維幾何模型

電驅(qū)動機械式自動變速器(EMT)取消了同步器裝置，依靠EMT電機進行主動調(diào)速操作實現(xiàn)第一軸、第二軸轉(zhuǎn)速的同步，利用接合套實現(xiàn)擋位的切換。采用UG中的變速器設(shè)計模塊Gear Wizard建立接合套、花鍵轂和齒輪的三維幾何模型。

在Creo中將各單獨部件按設(shè)定的裝配關(guān)系進行裝配，第一軸與第二軸的軸線平行，筆者對換擋撥叉結(jié)構(gòu)及間隙帶來的沖擊不作深入研究，故將換擋撥叉簡化，用換擋力驅(qū)動接合套位移進行系統(tǒng)仿真[4]。EMT變速器各擋位齒輪參數(shù)如表1所示。

表1 EMT變速器各擋位齒輪參數(shù)

UG中三維模型的格式保存為Parasolid，在打開的ADAMS界面中，通過窗口選擇打開新的文件將格式選擇為Parasolid，并選中UG所輸出的文件，導(dǎo)入EMT動力傳動模型。

將第一軸上的齒輪與軸建立固定副約束。第二軸與其上的齒輪添加浮動固定副約束。相互嚙合的兩個齒輪之間添加齒輪副，齒輪副是由相嚙合的一對齒輪、連接架以及齒輪間的連接構(gòu)成。在設(shè)置齒輪副的過程中，先設(shè)定齒輪的兩個連接，再設(shè)置連接支架。在兩齒輪的嚙合點設(shè)置marker點進行標(biāo)記，主要用于確定齒輪副傳動比的大小，并調(diào)整方向為Z軸，該點也用于指示兩齒輪嚙合傳動時的公共速度[5]。

將傳感器添加到動力系統(tǒng)模型中，可以實現(xiàn)在預(yù)設(shè)的時間或事件發(fā)生時改變仿真控制，使仿真分析過程可控?；趍arker點間的位移、速度、加速度或者力，使用ADAMS軟件建立的動力學(xué)仿真模型如圖1所示。

圖1 EMT動力學(xué)模型

1.2 整車動力傳動模型

為了仿真試驗?zāi)軌蚺c汽車真實的行駛相符合，EMT換擋控制中需要對換擋環(huán)境進行模擬，故建立整車動力傳動模型，將汽車在電機獨立驅(qū)動模式下行駛時所受到的外力在控制模型中體現(xiàn)。車輛行駛時的受力平衡方程式為[6]：

Ft=Ff+FW+Fi+Fj

(1)

式中：Ft為車輛行駛阻力；Ff為滾動阻力；FW為空氣阻力；Fi為坡道阻力；Fj為加速阻力。

(2)

式中：Ttq為EMT電機輸出轉(zhuǎn)矩；ig為變速器傳動比；i0為主減速器傳動比；ηt為傳動系機械效率；r為車輪滾動半徑；G為整車重力；f為摩擦阻力系數(shù)；α為坡道角度；CD為空氣阻力系數(shù)；A為汽車的迎風(fēng)面積；ua為空氣相對車輛的運動速度；δ為汽車旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù);m為汽車質(zhì)量。其中δ為：

(3)

式中：IW為車輪轉(zhuǎn)動慣量。

在Simulink中建立的車輛動力傳動系統(tǒng)的模型如圖2所示。

圖2 EMT動力學(xué)模型

1.3 EMT電機模型

EMT試驗臺架中選用的是功率密度高、效率高、體積小、質(zhì)量輕且轉(zhuǎn)矩平穩(wěn)性良好的永磁同步電機[7]。

三相永磁同步電機具有強耦合和復(fù)雜的非線性特性，針對本試驗臺架已經(jīng)選用的電機控制器及電機參數(shù)建立控制模型，通過仿真數(shù)據(jù)與EMT電機實際試驗結(jié)果進行比對。EMT電機的控制模型如圖3所示。

圖3 EMT電機模型

1.4 換擋邏輯控制模型

以EMT電機MAP圖為基礎(chǔ)計算獲取驅(qū)動力圖，根據(jù)電機與整車參數(shù)求得驅(qū)動力特性曲線。進一步根據(jù)所得特性曲線求解車輛加速度曲線，遵循動力性換擋點的求取原則[8]，獲得電機獨立驅(qū)動模式下的動力性升擋規(guī)律。

為了避免在某一擋位時因電機驅(qū)動力波動或瞬時負載的影響造成擋位在短時間內(nèi)多次跳動，在動力性升擋規(guī)律的基礎(chǔ)上確定降擋規(guī)律。使用MATLAB所得的EMT系統(tǒng)動力性換擋規(guī)律如圖4所示。在Simulink中完成的動力性換擋控制模型如圖5所示。

圖4 EMT動力性換擋規(guī)律

圖5 EMT換擋規(guī)律與控制模型

2 聯(lián)合仿真

將已建立好的EMT電機模型、車輛動力驅(qū)動模型、換擋控制模型和adams-sub，在Simulink中完成ADAMS與MATLAB聯(lián)合仿真模型的搭建，如圖6所示。

圖6 EMT換擋規(guī)律與控制模型

NEDC(new European driving cycle)循環(huán)工況中，選取適合使用電機獨立驅(qū)動的中低速進行仿真測試，也就是采用NEDC循環(huán)工況的前200 s進行。利用這一循環(huán)工況可以模擬1擋到4擋之間檔位切換時EMT電機的運行狀態(tài)及換擋過程。

2.1 換擋轉(zhuǎn)速差的影響

換擋轉(zhuǎn)速差的存在帶來兩個方面的影響：同步時間和接合套摩擦損耗功。這是評價換擋品質(zhì)[9]的兩個核心方面。

轉(zhuǎn)速同步時間t是電機主動同步用時與被動摩擦同步用時之和。主動同步時間與電機的響應(yīng)特性及控制算法有關(guān)。被動摩擦同步時間與剩余轉(zhuǎn)速差、平均換擋力和轉(zhuǎn)動慣量等有關(guān)：

由于電機主動同步是轉(zhuǎn)速同步過程的主要部分，故要對被動摩擦同步的轉(zhuǎn)速差進行限制，防止轉(zhuǎn)速差過大給輪齒帶來結(jié)構(gòu)損傷以及摩擦損耗功增多。以1擋換2擋為例進行分析電機主動同步時間與被動摩擦同步時間。1擋換入2擋時，按照預(yù)先設(shè)置的換擋規(guī)律，變速器第一軸轉(zhuǎn)速應(yīng)從1 431 r/min調(diào)速至923 r/min。將所建立的EMT電機模型的初試速度設(shè)置為1 431 r/min，然后分別設(shè)置一系列不同轉(zhuǎn)速差為目標(biāo)轉(zhuǎn)速進行試驗，記錄EMT電機調(diào)速時間。

在聯(lián)合仿真模型中設(shè)置0～400 r/min范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)速差進行被動摩擦同步試驗，獲得不同轉(zhuǎn)速差存在時所對應(yīng)的電機主動同步時間和被動摩擦同步時間，如圖7所示。

圖7 仿真EMT電機主動同步與被動摩擦同步時間

在電機主動同步階段，依靠電機快速、精準(zhǔn)的調(diào)速特性，可在短時間內(nèi)彌補較大部分的轉(zhuǎn)速差，在轉(zhuǎn)速相差較大時有較為明顯的調(diào)速效果。但接近目標(biāo)轉(zhuǎn)速時，為控制調(diào)速精度避免超調(diào)，電機調(diào)速的時間變長。被動摩擦同步中，被動同步時間隨轉(zhuǎn)速差的增大而增加，在轉(zhuǎn)速差為0～16 r/min階段，被動摩擦同步的效果要優(yōu)于電機主動同步。因此，一檔到二擋進擋點選擇在轉(zhuǎn)速差為16 r/min時，接合套與待嚙合齒圈接觸實現(xiàn)剩余轉(zhuǎn)速差的機械摩擦同步，總轉(zhuǎn)速同步用時最小。其他檔位規(guī)律一樣，在某個轉(zhuǎn)速差達到最大值。

轉(zhuǎn)速差通過同步時間和接合套摩擦損耗功兩個因素影響換擋品質(zhì)，而同步時間直接決定換擋時間，也就是動力中斷時間，其對駕乘人員的主觀感受有較大影響，并且影響汽車的動力性能[10]。因此，要合理地區(qū)分二者在換擋品質(zhì)中的權(quán)重，確定因轉(zhuǎn)速差帶來的換擋品質(zhì)綜合評價指標(biāo) ，其公式定義為：

(4)

式中：Wm為接合套摩擦損耗功；t為同步時間；α1、α2分別為同步時間與接合套摩擦損耗功在綜合評價指標(biāo)中所占權(quán)重，參考DCT動力換擋品質(zhì)評價指標(biāo)中，取α1=4，α2=1。

根據(jù)換擋品質(zhì)綜合評價指標(biāo)得出轉(zhuǎn)速差與換擋品質(zhì)的關(guān)系曲線圖，如圖8所示。

圖8 仿真換擋品質(zhì)與轉(zhuǎn)速差的關(guān)系

由圖8可以看出，轉(zhuǎn)速差較小的區(qū)間，換擋品質(zhì)綜合評價指標(biāo)a隨轉(zhuǎn)速差的增加而加大；轉(zhuǎn)速差較大的區(qū)間，換擋品質(zhì)綜合評價指標(biāo)隨轉(zhuǎn)速差的增大而減小，在轉(zhuǎn)速差為16 r/min時，換擋品質(zhì)綜合評價指標(biāo)出現(xiàn)峰值。單純考慮轉(zhuǎn)速差帶來的同步時間和接合套摩擦損耗功兩個因素的影響，在轉(zhuǎn)速差為16 r/min時，能夠獲得該擋位下最佳的換擋品質(zhì)。

2.2 換擋力的影響

在給定加速踏板開度為25%時，仿真模型中所設(shè)置的1擋換2擋的進擋時刻是一軸轉(zhuǎn)速為1 431 r/min,電機主動同步剩余轉(zhuǎn)速差設(shè)定為16 r/min(即此轉(zhuǎn)速差時，EMT進2擋)，分別設(shè)置換擋力為50～350 N范圍內(nèi)的不同值，對接合套和待嚙合齒輪的運動過程進行仿真，分析不同大小的換擋力給換擋品質(zhì)帶來的影響。

設(shè)定好最佳進擋轉(zhuǎn)速差之后，將換擋執(zhí)行機構(gòu)提供的換擋力分為11組進行仿真，記錄仿真時接合套和齒輪齒圈的嚙合過程，并對嚙合時間和換擋沖擊進行分析繪圖(其中換擋時間包括退空擋、選擋以及進擋時間)，如圖9所示。

圖9 仿真換擋時間、換擋沖擊與換擋力的關(guān)系

從圖9可知，在換擋力較小的區(qū)間，嚙合所需時間較長，接合套因軸向移動速度作用產(chǎn)生與齒圈的多次摩擦碰撞；換擋力增加時，嚙合所需時間縮短，由于作用在結(jié)合套上的軸向力大，接合套與齒圈之間不再出現(xiàn)多次摩擦碰撞，但二者轉(zhuǎn)速有較大波動，產(chǎn)生的沖擊較大。

換擋力通過進擋時間和換擋沖擊兩個因素影響換擋品質(zhì)[11]，這兩個因素的變化與換擋力的變化呈現(xiàn)不同的非線性關(guān)系。因此，為了綜合評價換擋力給換擋品質(zhì)帶來的影響，同樣引入與換擋力有關(guān)的換擋品質(zhì)綜合評價指標(biāo)b，計算公式為：

(5)

式中：t為進擋時間；J為換擋沖擊；β1、β2分別為進擋時間和換擋沖擊在換擋品質(zhì)評價指標(biāo)中所占權(quán)重，在此，β1=β2=1。

可以求出換擋力和與之相關(guān)的綜合換擋評價指標(biāo)的關(guān)系，如圖10所示。

圖10 仿真換擋品質(zhì)與換擋力的關(guān)系

從圖10中可知，一檔到二擋換擋力在127 N時能夠得到比較理想的換擋品質(zhì)，過小的換擋力在被動摩擦同步的過程中轉(zhuǎn)速出現(xiàn)多次波動且進擋時間長，過大的換擋力帶來的沖擊比較明顯，不利于汽車行駛的平順性。其他檔位有著同樣的規(guī)律在某處換擋力達到最大。

3 EMT臺架換擋控制試驗

為對所設(shè)計的控制策略進行驗證以及進一步的研究需要，搭建了EMT試驗臺架，其構(gòu)成主要包括：試驗臺架控制器、EMT結(jié)構(gòu)主體、負載電機及其控制器、液壓油泵及管路系統(tǒng)、低壓供電系統(tǒng)、動力電池組和BMS、冷卻水泵及冷卻回路等。試驗臺架的實體結(jié)構(gòu)如圖11所示。

圖11 試驗臺架

試驗按照NEDC循環(huán)的中低速區(qū)間模擬車輛的行駛狀況，由試驗臺架控制器控制換擋過程，在監(jiān)控系統(tǒng)中記錄EMT從1擋升至4擋，以及從4擋降至1擋時，EMT電機和負載電機的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩變化情況，以及電磁閥和各傳感器反饋信號的變化過程，系統(tǒng)運行狀態(tài)監(jiān)控界面如圖12所示。

圖12 系統(tǒng)運行狀態(tài)監(jiān)控界面

在換擋過程中，退空擋、選擋和進擋操作的具體情況，可以通過監(jiān)控系統(tǒng)中電磁閥的上電情況確定。1擋換擋到2擋的時候，變速器第一軸轉(zhuǎn)速為1 431 r/min，電機主動同步剩余轉(zhuǎn)速差設(shè)定為16 r/min，分別設(shè)置換擋力為50～350 N范圍內(nèi)的不同值，對接合套和待嚙合齒輪的運動過程進行臺架實驗，分析不同大小的換擋力給換擋品質(zhì)帶來的影響，整理數(shù)據(jù)繪制圖形如圖13和圖14。

圖13 試驗仿真換擋時間、換擋沖擊與換擋力的關(guān)系

部分試驗數(shù)據(jù)如表2所示，試驗結(jié)果表示各個換擋力下試驗的時間和沖擊力比仿真數(shù)據(jù)要大一些，試驗換擋品質(zhì)比仿真結(jié)果低一些，換擋品質(zhì)誤差不超過5%，換擋力對換擋品質(zhì)的影響規(guī)律和仿真結(jié)果一致： EMT的換擋品質(zhì)隨換擋力的增大先增大后減小，在某值附近時能夠得到最高的換擋品質(zhì)。

圖14 試驗換擋品質(zhì)與換擋力的關(guān)系

表2 換擋力有關(guān)仿真和試驗數(shù)據(jù)

4 結(jié)論

(1)使用UG建立了EMT關(guān)鍵部分的三維模型，并依照裝配關(guān)系進行裝配；使用ADAMS對模型添加約束，并施加動力驅(qū)動和阻力負載，對換擋時刻進行監(jiān)測；使用Simulink建立整車動力傳動模型、EMT電機模型和換擋控制模型。

(2)使用ADAMS和Simulink進行聯(lián)合仿真，獲得轉(zhuǎn)速差和換擋力對應(yīng)的換擋品質(zhì)影響規(guī)律：隨轉(zhuǎn)速差的逐漸變大，換擋品質(zhì)a先增大后減少，在某個轉(zhuǎn)速差附近獲得最佳換擋品質(zhì)；隨換擋力的不斷增大, 換擋品質(zhì)評價標(biāo)準(zhǔn)b先增大后減少，在某個換擋力附近獲得最佳換擋品質(zhì);并通過臺架試驗驗證了換擋力對換擋品質(zhì)影響的規(guī)律。