王爾烈，陶剛，陳亮，陳慧巖

(北京理工大學(xué) 機械與車輛學(xué)院，北京100081)

0 引言

汽車變速器的主要功用是傳遞動力，并在此過程中改變傳動比及傳動方向，增大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件［1］，是影響汽車動力性、燃油經(jīng)濟性和乘坐舒適性的重要總成之一。汽車變速器一般分為手動變速器(MT)、傳統(tǒng)自動變速器(AT)和新型自動變速器(AMT、DCT/DSG、CVT 等)3 大類。

與一般的道路車輛相比，越野車輛使用工況要復(fù)雜得多，經(jīng)常工作在各種道路甚至無路環(huán)境，行駛阻力多變，因此對其換擋提出很高的要求。為了保證車輛的流暢行駛，充分發(fā)揮發(fā)動機的有效功率，提高車輛動力性，減少駕駛員勞動強度，改善乘坐舒適性，因此液力自動變速器得以大量應(yīng)用［2］。由于車輛使用環(huán)境條件寬廣，負荷多變，因此，自動變速器換擋品質(zhì)的控制變得十分困難，需同時兼顧提高傳動效率，減少換擋時間，減少零部件磨損等多方面的需求［3］。

AT 通過以電磁閥為先導(dǎo)閥的二級電控液壓系統(tǒng)控制換擋離合器的結(jié)合和分離來實現(xiàn)擋位的選擇和更替［4］。當擋位選定時，相應(yīng)離合器完全結(jié)合，從而實現(xiàn)發(fā)動機動力到驅(qū)動輪的傳遞;換擋過程中，通常是一個離合器充油，另一個離合器放油，通過二者的合理銜接和油壓控制，保證動力傳遞的連續(xù)性，實現(xiàn)車輛動力性換擋。對于重型越野車輛而言，需要盡量避免換擋過程動力中斷，以保證車輛在越野狀態(tài)下克服道路阻力正常行駛。

1 系統(tǒng)分析與建模

1.1 系統(tǒng)分析

試驗AT 采用模塊化設(shè)計，共分為變矩器模塊、供油系統(tǒng)模塊、液力緩速器模塊、行星齒輪傳動模塊、變速器控制系統(tǒng)模塊5 部分。其中行星齒輪傳動模塊包含3 個行星盤以及A～F 換擋離合器，可實現(xiàn)6 個前進擋和1 個倒擋。對應(yīng)每個換擋離合器，變速器有6 個換擋緩沖閥塊，系統(tǒng)油路控制原理如圖1所示。圖中換擋緩沖閥塊由開關(guān)部分(含開關(guān)電磁閥、止回閥和換擋閥)和調(diào)壓部分組成，如圖2所示;開關(guān)部分控制離合器油壓通斷，調(diào)壓部分根據(jù)緩沖油壓實現(xiàn)對換擋油壓的調(diào)節(jié)，其中，緩沖油壓由變速器ECU 根據(jù)車輛負荷和離合器結(jié)合速度來控制比例電磁閥的PWM 實現(xiàn)調(diào)節(jié)。

調(diào)壓閥由調(diào)壓閥芯、調(diào)壓活塞和調(diào)壓彈簧組成。定義:p 為主油壓;pC為離合器油壓;pt為比例閥提供的緩沖油壓;p1、p2分別為閥芯和活塞背壓;S1為閥芯左側(cè)面積;m1為閥芯質(zhì)量;S2為活塞面積;m2為活塞質(zhì)量;K 為調(diào)壓彈簧剛度;x1為閥芯位移;x2為活塞位移。

圖1 自動變速器油路控制原理圖Fig.1 The hydraulic control schematic diagram of testing AT

開關(guān)部分工作原理闡述如下。

1)電磁閥斷電時，電磁閥在回位彈簧K2的作用下工作于右位，止回閥右側(cè)油壓p6和換擋閥右側(cè)油壓p5泄壓，換擋閥在回位彈簧K3和油壓p3的作用下位于最右側(cè)，推動調(diào)壓閥芯也位于最右側(cè)，關(guān)斷離合器進油口;止回閥在回位彈簧K1的作用下處于左位，油壓p4通過止回閥作用在換擋閥左側(cè)，使得換擋閥保持在右位，保證離合器進油口可靠關(guān)斷。

2)電磁閥通電時，電磁閥在電磁力的作用下克服K2壓力工作于左位，油壓p5接通，作用于換擋閥閥芯右側(cè)使其克服彈簧K3和油壓p3、p4的作用向左移動;因而，調(diào)壓閥芯左側(cè)作用力消除，在緩沖油壓pt的作用下向左移動，進油口打開，離合器進油;電磁閥打開的同時給止回閥的右側(cè)施以油壓p6，使之位于右位，換擋閥左側(cè)油壓p4得以迅速泄壓，進一步增大換擋閥左右兩側(cè)壓差，使其保持左位，保證離合器進油口可靠打開。

圖2 AT 換擋緩沖閥塊結(jié)構(gòu)Fig.2 The hydraulic cushion valve block of testing AT

1.2 系統(tǒng)建模

如前所述，變速器升擋過程中，放油離合器分離，充油離合器結(jié)合，控制二者合理銜接即完成換擋。由于放油離合器的放油過程不調(diào)壓，在此只分析充油過程。從ECU 發(fā)出換擋指令，到完成換擋，離合器的充油過程可以分為如下3 個環(huán)節(jié)［5］。

1.2.1 初始快充油階段

進油離合器開關(guān)閥通電打開，緩沖閥芯左側(cè)卸壓;此時比例閥占空比為6%，處于準備工作狀態(tài)，緩沖閥芯在緩沖彈簧和緩沖油壓的作用下處于最左端，緩沖閥活塞位于最右端，進油口完全打開，離合器迅速充油，并克服回位彈簧壓力、消除離合器間隙。該階段結(jié)束時，離合器主、從動摩擦片貼合，但沒有扭矩傳遞。此時動力仍由放油離合器傳遞，變速器保持低擋速比［6］，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩沒有明顯變化。

1.2.2 滑摩緩沖階段

充油離合器摩擦片貼合后，系統(tǒng)進入緩沖滑摩階段，即緩沖閥起作用階段。ECU 輸出PWM 驅(qū)動信號控制油壓pt，從而實現(xiàn)對離合器充油油壓的緩沖調(diào)節(jié);同時，ECU 根據(jù)負荷傳感器檢測到的負荷信號，對比例閥占空比進行調(diào)節(jié)，以適應(yīng)車輛負荷變化。在此階段，充油離合器開始傳遞扭矩。在p1、p2和pt的作用下，緩沖閥芯不斷改變進油口開度，調(diào)節(jié)油壓pC，控制離合器結(jié)合速度，提高換擋品質(zhì)。

由于開關(guān)部分在換擋過程中只起控制并保證油路通斷的作用，故在此只分析調(diào)壓閥的調(diào)壓作用。由圖1建立調(diào)壓閥芯和調(diào)壓活塞運動方程如下:

式中:C1、C2為阻尼系數(shù);s 為拉普拉斯算子。

油壓緩沖過程中，緩沖閥芯和活塞都處于微調(diào)狀態(tài)，系統(tǒng)工作狀態(tài)穩(wěn)定，忽略慣性力、粘滯阻力、液動力以及油液泄漏和離心力等造成的影響，建立閥芯和活塞力學(xué)平衡方程如(3)式～(4)式;建立細長孔和節(jié)流孔充油連續(xù)方程分別如(5)式～(6)式。

式中:q1、q2分別為細長孔和節(jié)流孔流量，計算如下［7］:

式中:d1為細長孔直徑(m);μ 為油液動力粘度(Pa·s);L 為細長孔長度(m);A0為節(jié)流孔截面積(m2);Cd為流量系數(shù);ρ 為油液密度(kg/m3).

緩沖閥進油口流量qI和卸油口流量qO分別為

式中:d 為閥芯直徑(m);δ 為閥芯和閥孔間隙(m);KI、KO分別為進油口和卸油口的流量壓力系數(shù)。

系統(tǒng)流量平衡，因此有

按照離合器狀態(tài)，該階段可分為低擋扭矩相和慣性相兩部分［8］。

1)低擋扭矩相

在此階段，充油離合器充油滑摩，變速器扭矩開始重新分配;但是放油離合器仍結(jié)合，車輛處于低擋，速比及輸出轉(zhuǎn)速沒有明顯變化。

隨著油壓的增長，充油離合器傳遞扭矩不斷增加。當油壓超調(diào)，充油離合器傳遞扭矩超過一定值時，如果放油離合器不及時松開，將會形成阻力矩，即出現(xiàn)所謂的“掛雙擋”現(xiàn)象，造成換擋沖擊;反之，如果扭矩相結(jié)束時，充油離合器油壓過小，導(dǎo)致扭矩傳遞能力過小，不足以克服車輛行駛阻力，即造成動力中斷，影響車輛加速能力。為減少換擋沖擊，提高車輛動力性，以上兩種情況都需要避免。此時，放油離合器需迅速放油分離，動力完全由充油離合器傳遞。

2)慣性相

扭矩相結(jié)束，系統(tǒng)進入慣性相環(huán)節(jié)，充油離合器傳遞的扭矩隨油壓的增大而繼續(xù)增加，開始消除摩擦片之間的轉(zhuǎn)速差，這時由于充油離合器尚未完全結(jié)合，而放油離合器已完全分離，故系統(tǒng)自由度增加，變速器速比變化，直至充油離合器主從動片的轉(zhuǎn)速相等滑摩消除。

1.2.3 換擋結(jié)束快速升壓階段

當充油離合器的主、從動摩擦片停止相對滑轉(zhuǎn)時，滑摩緩沖控制階段結(jié)束，充油離合器傳遞的扭矩由動摩擦力矩變?yōu)殪o摩擦力矩，此時，緩沖活塞和閥芯的右側(cè)端面相接觸，二者構(gòu)成一個整體。由于緩沖活塞的面積大于緩沖閥芯，在油壓作用下，閥芯和活塞移到左位，進油口完全打開，離合器油壓迅速升到系統(tǒng)主油壓，為離合器提供一定的壓力儲備，保證摩擦片的可靠貼合。此階段換擋油壓不再進行調(diào)節(jié)，對換擋品質(zhì)亦無影響。

2 調(diào)壓控制

試驗AT 無法安裝離合器油壓傳感器，可測取的信號有油門開度、渦輪軸轉(zhuǎn)速、變速器輸出軸轉(zhuǎn)速、變速器主油壓和緩沖油壓。開關(guān)閥和比例閥由ECU 控制。由于離合器油壓無法直接測量，根據(jù)上述模型，結(jié)合油門開度、離合器結(jié)合速度，通過改變比例閥占空比，調(diào)節(jié)緩沖油壓來實現(xiàn)充油控制。

1.2.1 pH的測定 稱取10.0 g制備好的土壤，置于50 mL的高腳燒杯中，加入25 mL無二氧化碳水。將容器密封后于磁力攪拌器上攪拌5 min，靜置1 h后，用校正好的pH計進行測定。

不同溫度下緩沖油壓隨比例閥(常開)占空比變化的調(diào)壓特性試驗結(jié)果如圖3所示。由圖可知:1)15%～45%占空比范圍內(nèi)，緩沖油壓與占空比大致成線性負比例關(guān)系;2)溫度越低，線性負比例因子絕對值越小;3)溫度越高，大占空比(＞50%)的緩沖油壓變小，這主要是因油液的粘溫特性變化造成的。

圖3 不同油溫下比例閥占空比-緩沖油壓Fig.3 The relationship of duty cycle of proportional solenoid to throttle oil pressure at different ATF temperature

由上述試驗可建立占空比-緩充油壓關(guān)系

式中:k0、k1為系數(shù);D 為占空比;pt為油壓。

結(jié)合上述模型，即由(1)～(12)式，在忽略其他因素影響的條件下，獲得其中一個離合器在30%和50%占空比下結(jié)合油壓仿真曲線如圖4所示。

圖4 某離合器緩充油壓仿真結(jié)果Fig.4 Simulation result of one incoming clutch’s oil pressure

實際換擋過程中，由于載荷、路面阻力、車速等變化，車輛負荷是時變的，致使發(fā)動機輸出動力也應(yīng)相應(yīng)變化(與之直接關(guān)聯(lián)的是油門開度)，發(fā)動機的輸出扭矩Te是油門α 和轉(zhuǎn)速ne的函數(shù)，因而換擋過程離合器傳遞的扭矩也不一樣，需對占空比進行調(diào)節(jié)。實際設(shè)計過程中，根據(jù)車輛使用情況，匹配典型載荷狀況下的占空比，其余油門開度的占空比則通過線性插值獲取。通過試驗分析，設(shè)計不同油門開度下占空比的相對偏移量如圖5所示。

圖5 油門開度-占空比偏移量曲線Fig.5 The duty cycle offset at different throttle opening

不同離合器結(jié)構(gòu)尺寸不同，此外，受溫度變化，表面磨損，油液老化等一系列不可測因素影響，控制系統(tǒng)也會隨時間推移逐漸偏移原始特性，為提高系統(tǒng)穩(wěn)定性，減少換擋沖擊，改善換擋品質(zhì)，在此以充油離合器主從動摩擦片的轉(zhuǎn)速差Δn為控制變量。根據(jù)上述分析，建立換擋過程占空比控制方程

值得注意的是，不同的換擋離合器，其結(jié)構(gòu)參數(shù)不盡相同，因此，需要對系數(shù)進行修正。

根據(jù)預(yù)設(shè)的換擋規(guī)律可知，換擋前充油離合器的轉(zhuǎn)速差Δn 為常量，換擋完成時Δn =0，設(shè)換擋過程離合器轉(zhuǎn)速差等斜率變化，以此為理想目標提出參考模型，建立模型參考自適應(yīng)控制(MRAC)如圖6所示，T 為離合器傳遞扭矩，用實際控制結(jié)果與參考模型比較，e 為偏差，并通過自適應(yīng)機構(gòu)反饋調(diào)節(jié)控制參數(shù)，對比例閥占空比進行調(diào)節(jié)。同時，結(jié)合實際情況建立適當?shù)膿Q擋品質(zhì)評價辦法，以實現(xiàn)對換擋控制策略的指導(dǎo)和修正，提高換擋品質(zhì)。

圖6 充油離合器滑摩過程模型參考自適應(yīng)控制策略Fig.6 MRAC of the slipping phase of the oncoming clutch

3 試驗結(jié)果

試驗設(shè)計了大功率AT 換擋電控單元，控制原理如圖7所示。

圖7 AT 自動控制框圖Fig.7 The controlling schematic diagram of the testing AT

為驗證控制效果進行了實車試驗，下面選取3-4 升擋過程為例進行試驗結(jié)果分析，圖8、圖9分別為90%油門開度和50%油門開度的換擋試驗結(jié)果。

圖8 90%油門開度3 -4 升擋過程控制曲線Fig.8 Shifting process of 3 -4 at 90% throttle opening

圖9 50%油門開度3 -4 升擋過程控制曲線Fig.9 Shifting process of 3 -4 at 50% throttle opening

a～b 階段:比例閥占空比調(diào)高，緩沖油壓迅速泄壓，變速器進行扭矩交替銜接，充油離合器開始傳遞摩擦扭，此階段變速器保持原擋速比，Δn 不變。

b～c 階段:從b 點開始，Δn 開始下降，系統(tǒng)進入滑摩階段慣性相控制，此時，通過對緩沖油壓調(diào)節(jié)，Δn 在離合器結(jié)合油壓作用下被逐步拉低。在此過程中，如果Δn 下拉過快，容易造成換擋沖擊;反之則會造成滑摩時間過長，影響離合器壽命。

c 點以后，Δn=0(實際試驗中，由于計算機的計算特性以及變速器機械系統(tǒng)特性，并不完全等于0，根據(jù)試驗數(shù)據(jù)統(tǒng)計結(jié)果設(shè)定為一個不為0 的容許值)，滑摩過程結(jié)束，變速器速比變?yōu)槟繕藫跷凰俦?，占空比調(diào)低，變速器快速充油，完成換擋。

a～c 階段中，緩沖油壓pt要小于圖9緩沖油壓，這是根據(jù)油門開度調(diào)節(jié)的結(jié)果。從轉(zhuǎn)速變化來看，所設(shè)計控制辦法能實現(xiàn)良好換擋。

4 結(jié)論

分析了越野車輛大功率AT 工作原理，對換擋過程離合器充油過程分階段進行了討論，建立了結(jié)合離合器油壓調(diào)節(jié)模型，并對此進行仿真計算。根據(jù)理論分析和比例閥占空比-緩沖油壓試驗結(jié)果，設(shè)計了不同負荷下比例閥占空比的控制規(guī)律;同時，根據(jù)充油離合器主從動摩擦片之間的轉(zhuǎn)速差引入?yún)?shù)反饋，實現(xiàn)對換擋過程結(jié)合油壓動態(tài)閉環(huán)控制，提高換擋質(zhì)量。最后進行實車試驗，驗證了可行性。

References)

［1］ 陳家瑞.汽車構(gòu)造:下冊［M］.第5 版.北京:人民交通出版社，2006:74 -106.CHEN Jia-rui.Automobile mechanics:vol.2［M］.5th ed.Beijing:China Communications Press，2006:74 - 106.(in Chinese)

［2］ 陳勇.自動變速器技術(shù)的最新動態(tài)和發(fā)展趨勢［J］.汽車工程，2008，30(10):938 -945.CHEN Yong.New development and trend of automatic transmission technologies［J］.Automotive Engineering，2008，30(10):938 -945.(in Chinese)

［3］ Kurihara I，Kurosawa O.Design and performance of low-viscosity ATF［J］.SAE Paper，2007，(1):2007-01-3974.

［4］ 王娟，陳慧巖，許諾.裝有液力機械自動變速箱的軍用履帶車輛提高加速性的方法研究［J］.兵工學(xué)報，2008，29(4):385 -389.WANG Juan，CHEN Hui-yan，XU Nuo.Research on the method of improving the acceleration performance of tracked vehicle with hydrodynamic mechanic automatic transmission［J］.Acta Armamentarii，2008，29(4):385 -389.(in Chinese)

［5］ 李春芾.重型車輛AT 電液換檔控制技術(shù)研究［D］.北京:北京理工大學(xué)，2010.LI Chun-fu.Study on electro-hydraulic shifting control strategy of AT on heavy-duty vehicle［D］.Beijing:Beijing Institute of Technology，2010.(in Chinese)

［6］ Tanelli M，Panzani G，Savaresi S M，et al.Transmission control for power-shift agricultural tractors:design and end of line automatic tuning［J］.Mechatronics，2011，21(1):285 -297.

［7］ 王積偉，章宏甲，黃誼.液壓與氣壓傳動［M］.北京:機械工業(yè)出版社，2005:40 -47.WANG Ji-wei，ZHANG Hong-jia，HUANG Yi.Hydraulic and pneumatic transmission［M］.Beijing:China Machine Press，2005:40 -47.(in Chinese)

［8］ 張濤.基于電液比例閥的大功率AT 換檔品質(zhì)控制［D］.北京:北京理工大學(xué)，2012.ZHANG Tao.Shifting quality control of high-power AT with electro-hydraulic proportional solenoid［D］.Beijing:Beijing Institute of Technology，2010.(in Chinese)

［9］ Balau A E，Caruntu C F，Lazar C.Simulation and control of an electro-hydraulic actuated clutch［J］.Mechanical Systems and Signal Processing，2011，25(6):1911 -1922.