向永樂，楊翔宇，謝明，張君

(重慶理工大學(xué)車輛工程學(xué)院，重慶 400054)

雙離合自動變速器降擋過程滑磨功分析

向永樂，楊翔宇，謝明，張君

(重慶理工大學(xué)車輛工程學(xué)院，重慶 400054)

分析了雙離合自動變速器降擋過程中離合器C1與C2的滑磨情況。根據(jù)某車型有關(guān)參數(shù)，利用Matlab對選取的3種典型控制策略進行計算分析，給出了降擋過程中離合器C1與C2滑磨時間的判定依據(jù)與角速度的計算方法。計算了3種控制策略下離合器C1與C2的滑磨功，并對其進行了分析對比。

雙離合器;控制策略;滑磨功

雙離合自動變速器(dual clutch tansmission，DCT)結(jié)合了自動變速器(automatic transmission，AT)和機械式自動變速器(automated mechanical transmission，AMT)在舒適性和經(jīng)濟性方面的優(yōu)勢，不僅傳動效率高、結(jié)構(gòu)緊湊［1］，還消除了AMT在換擋過程中動力中斷的缺點，實現(xiàn)了動力性換擋［2］。因此，雙離合自動變速器具有廣闊的發(fā)展空間和應(yīng)用前景。然而由頻繁換擋過程中產(chǎn)生的大量滑磨功導(dǎo)致的摩擦片溫度過高甚至失效仍為當(dāng)前一大難題。本文就降擋過程中離合器C1與離合器C2所產(chǎn)生的滑磨功進行分析。

1 DCT結(jié)構(gòu)及工作特點

圖1為雙中間軸式干式離合器1，2擋結(jié)構(gòu)簡圖。2個離合器C1，C2共用同一個主動盤交替工作，其中:離合器C1負(fù)責(zé)空心軸上1，3，5，7擋的動力傳遞;離合器C2負(fù)責(zé)實心軸上2，4，6及倒擋的動力傳遞。以2擋降1擋為例，在降擋過程中，離合器C2逐漸分離，離合器C1逐漸結(jié)合，離合器C2與離合器C1前后交替工作，兩者將有一段重疊工作時間，本文稱為重疊量。根據(jù)不同的控制策略，重疊量也不相同。為論述方便，本文統(tǒng)稱換擋過程中逐漸結(jié)合的離合器為結(jié)合離合器，逐漸脫開的離合器為脫開離合器。

圖1 雙離合器1，2擋結(jié)構(gòu)簡圖

2 控制策略的選定及所研究車型相關(guān)參數(shù)

不同的換擋控制策略決定了離合器的具體工作過程，本文選取3種典型控制策略進行分析。離合器C1所能傳遞的力矩TC1與離合器C2所能傳遞的力矩TC2隨時間t按如下3種控制策略變化(均以離合器C1開始結(jié)合時為0時刻參考點):

控制策略1

控制策略2

控制策略3

TC2=-11 108-500·t，-22.71≤t≤-22.21

本文研究的車型有關(guān)參數(shù)如下:

1擋傳動比(i1):3. 764;

2擋傳動比(i2):2. 272;

驅(qū)動橋減速比(i0):4. 437;

汽車總質(zhì)量(W):1 800 kg;

車輪滾動半徑(RT):45 cm;

離合器轉(zhuǎn)矩容量(Tmax):250 N·m。

為研究方便，本文作如下假設(shè):①所用發(fā)動機為理想原動機;②1，2擋車輛速度較低，忽略風(fēng)阻的影響。

為判斷離合器的滑磨情況，滑磨功的計算必不可少。為計算滑磨功必需知道離合器的滑磨時間、轉(zhuǎn)速差及滑磨力矩的大小。因此，為完成滑磨功的計算，須確定以下3點:①離合器何時開始滑磨與何時停止滑磨，本文將其分別稱為始滑點與止滑點;②離合器主、從動盤的角速度差的計算方法;③離合器傳遞滑動摩擦力矩的大小。

2.1 控制策略1的分析2.1.1C2滑磨情況分析

該控制策略下，離合器C1，C2的重疊量為0.5 s。由于離合器C2的轉(zhuǎn)矩容量遠(yuǎn)大于汽車2擋行駛時的阻力矩，因此C2分離初始時刻所傳遞的力矩為靜摩擦力矩，C2并未進入滑磨狀態(tài)。當(dāng)C2尚未滑磨時，汽車仍以2擋速度行駛，那么離合器C1從動盤轉(zhuǎn)速將高于主動盤轉(zhuǎn)速，因此C1一開始結(jié)合就立即進入滑磨狀態(tài)，且C1所傳遞的力矩與C2所傳遞的力矩方向相反，使C2所傳遞的靜摩擦力矩增大。本文將離合器從動盤轉(zhuǎn)速高于主動盤轉(zhuǎn)速時所傳遞的力矩稱為反拖力矩。因此存在這樣一個階段，C2已經(jīng)開始減壓卻尚未進入滑磨，本文稱之為平衡態(tài)階段。在該階段有如下力矩平衡方程:

式(1)中:T'C1為離合器C1實際所傳遞的力矩; T'C2為離合器C2實際所傳遞的力矩;MT2為2擋道路阻力矩，可用下式計算［3］:式(2)中:W為汽車總質(zhì)量;g為重力加速度;i0為驅(qū)動橋減速比;ik為k擋傳動比;φ為道路阻力系數(shù)，φ可用下式計算

式(3)中:f為滾動阻力系數(shù)，微型車、輕型車及轎車可取f=0. 015;α為坡度。

由力矩平衡方程分析可知:在平衡態(tài)階段，離合器C2實際所傳遞的力矩由阻力矩與離合器C1實際所傳遞的力矩共同決定。由于離合器C1開始結(jié)合就進入滑磨且其所傳遞的力矩為反拖力矩，所以該階段T'C1=-TC1。隨著TC1的增大，T'C2隨之增大，然而離合器C2所能傳遞的力矩TC2逐漸減小，那么當(dāng)T'C2=TC2時離合器C2將進入滑磨狀態(tài)，且此后T'C2始終與TC2相等。代入相關(guān)數(shù)據(jù)算得當(dāng)t=0.179 s時C2進入滑磨，即t=0.179 s為C2的始滑點。顯然，C2分離完畢就停止滑磨，即t=0.5 s為C2止滑點。在0.179～0.5 s內(nèi)C2從動盤角速度為

式(4)中:ω0為C2主動盤角速度;β2為C2從動盤角加速度，可由下式計算:

式(5)中:J2為汽車2擋當(dāng)量慣量;J2可由下式計算［3］:

在該控制策略下，離合器C2所產(chǎn)生的滑磨功(0.179≤t≤0.5)為

在該控制策略下C1，C2所傳遞的力矩及C2滑磨功隨時間的變化關(guān)系如圖2所示。

2.1.2 C1 滑磨情況分析

根據(jù)本文對C2的滑磨情況分析可知:C1自開始結(jié)合就立即進入滑磨狀態(tài)，因此t=0 s為C1的始滑點。0～0.179 s內(nèi)汽車仍以2擋車速行駛，因此C1從動盤轉(zhuǎn)速恒定為

圖2 控制策略1下C1，C2所傳遞的力矩及C2滑磨功變化情況

0.179s以后離合器C1從動盤開始有角加速度，0.179～0.5 s內(nèi)C1從動盤角速度為

式(9)中:β1為C1從動盤角加速度，可由下式計算:

式(10)中:MT1為汽車1擋道路阻力矩;J1為汽車1擋當(dāng)量慣量。

由此可算得當(dāng)t=0.5 s時，離合器C1從動盤角速度仍高于主動盤角速度，即當(dāng)離合器C1已經(jīng)結(jié)合完畢后，C1仍未停止滑磨。由此可見，0.5 s以后C1從動盤仍會繼續(xù)減速。從0.5 s到C1主、從動盤同速之前，C1從動盤角加速度恒定，其角速度為

式(11)中β'2為C1從動盤0.5 s以后的角加速度，可由下式計算:

計算可得當(dāng)t=0.968 s時C1主、從動盤達(dá)到同速，即t=0.968 s為C1的止滑點。由以上分析可知:降擋過程中離合器C1的滑磨功須分為3個階段進行計算。

第1階段:0≤t≤0.179 s

第2階段:0.179≤t≤0.5 s

降擋過程中C1產(chǎn)生的總滑磨功為3個階段滑磨功之和。

2.1.3 C1實際傳遞力矩分析

由本文分析可知，離合器C1從開始結(jié)合到其主、從動盤同速之前，C1所傳遞的力矩始終為反拖力矩，即其所傳遞的力矩使車速加速下降，力矩與阻力矩同向，為負(fù)值。當(dāng)C1主、從動盤達(dá)到同速時，其傳遞的力矩由負(fù)值瞬間變?yōu)檎?，以克服車輛行駛阻力矩，即在降擋的過程中離合器C1實際所傳遞的力矩T'C1有突變，其主、從動盤同速點即為力矩突變點，也為止滑點。該控制策略下C1，C2所傳遞的力矩及C1滑磨功隨時間變化關(guān)系如圖3所示。

第3階段:0.5≤t≤0.968 s

圖3 控制策略1下C1，C2所傳遞的力矩及C1滑磨功變化情況

2.2 控制策略2的分析

同于控制策略1的分析，該控制策略下離合器C2在t=0.066 s時進入滑磨狀態(tài)，t=0.2 s時終止滑磨，C1，C2所傳遞的力矩及C2的滑磨功如圖4所示。圖中時間以離合器C1開始結(jié)合時為0時刻參考點，時間為負(fù)值表示離合器C1開始結(jié)合之前離合器C2就已經(jīng)開始分離。

由本文有關(guān)C1從動盤角速度的計算方法可得:該控制策略下，離合器C1主、從動盤的同速時刻為t=0.894 s。C1所產(chǎn)生的滑磨功分以下4個階段來進行計算:

第1階段:0≤t≤0.066 s;

第2階段:0.066≤t≤0.2 s;

第3階段:0.2≤t≤0.5 s;

第4階段:0.5≤t≤0.894 s。

其中第1，2，4階段C1從動盤角速度算法分別同于控制策略1中1，2，3階段C1從動盤角速度算法。第3階段C1從動盤角速度為

其中β'1為C1從動盤在0.2～0.5 s內(nèi)的角加速度，可由下式計算:

圖4 控制策略2下C1，C2所傳遞力矩及C2滑磨功變化情況

在該控制策略下C1，C2所傳遞的力矩及C1滑磨功隨時間變化關(guān)系如圖5所示。

圖5 控制策略2下C1，C2所傳遞力矩及C1滑磨功變化情況

2.3 控制策略3的分析

綜合控制策略1與控制策略2的分析，在控制策略3下C1，C2所傳遞的力矩及C1，C2滑磨功隨時間的變化關(guān)系如圖6所示。

由圖6可知:在該控制策略下，離合器C1，C2所產(chǎn)生的滑磨功都相當(dāng)小，但其動力中斷時間較長。因此，降擋過程中C1，C2無重疊量，可使C1，C2滑磨功均很小。

圖6 控制策略3下C1，C2所傳遞力矩及各自滑磨功變化情況

3 結(jié)束語

雙離合自動變速器在降擋過程中，脫開離合器并非一開始減壓就立即進入滑磨狀態(tài)，其始滑點為離合器所能傳遞的力矩等于當(dāng)前離合器從動盤上負(fù)載力矩的時刻點。對于結(jié)合離合器，加壓結(jié)束并非滑磨結(jié)束的標(biāo)志，其止滑點只能以主、從動盤同速時確定。

降擋過程中，C1與C2重疊工作對兩者均不利，重疊量越大，兩者滑磨功越大。采用C2完全脫開以后C1再結(jié)合的控制策略，可使C2滑磨功在整個降擋過程中達(dá)到最小值。當(dāng)離合器C1在其從動盤轉(zhuǎn)速還高于其主動盤轉(zhuǎn)速時結(jié)合，則會產(chǎn)生反拖力矩，且在主、從動盤達(dá)到同轉(zhuǎn)速時出現(xiàn)力矩突變。結(jié)合離合器上所產(chǎn)生的滑磨功須分階段計算，根據(jù)不同的控制策略其所分階段亦不相同。

本文填補了雙離合自動變速器降擋過程中離合器始滑點與止滑點判定依據(jù)的空白，為滑磨功的計算奠定了重要基礎(chǔ)，亦為離合器溫度的研究創(chuàng)造了前提條件。在后續(xù)的研究中，可根據(jù)實際發(fā)動機特性曲線建立模型以完成更精確計算。

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(責(zé)任編輯 何杰玲)

Sliding Friction Work of Dry Dual Clutch Automatic Transmission in Downshift Process

XIANG Yong-le，YANG Xiang-yu，XIE Ming，ZHANG Jun

(School of Vehicle Engineering，Chongqing University of Technology，Chongqing 400054，China)

This paper analyzed the clutch1 and clutch2’s friction of dual clutch automatic transmission in downshift process.Based on the parameters of a car，we selected and analyzed three kinds of typical control strategies，and gave the discriminant basis of clutch1 and clutch2’s sliding wear time. We calculated clutch1 and clutch2’s sliding friction work of three kinds of control strategy and analyzed it comparatively.

dual clutch;control strategy;sliding friction work

U463

A

1674-8425(2014)06-0014-05

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2014.06.003

2013-10-25

重慶市教委科技項目(KJ080619)

向永樂(1988—)，男，碩士研究生，主要從事雙離合器自動變速的研究。

向永樂，楊翔宇，謝明，等.雙離合自動變速器降擋過程滑磨功分析［J］.重慶理工大學(xué)學(xué)報:自然科學(xué)版，2014(6):14-18.

format:XIANG Yong-le，YANG Xiang-yu，XIE Ming，et al.Sliding Friction Work of Dry Dual Clutch Automatic Transmission in Downshift Process［J］.Journal of Chongqing University of Technology:Natural Science，2014(6):14-18.