越野車輛大功率AT換擋離合器充油控制

王爾烈，陶剛，陳亮，陳慧巖

(北京理工大學 機械與車輛學院，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，增大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件［1］，是影響汽車動力性、燃油經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雜得多，經常工作在各種道路甚至無路環境，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，充分發揮發動機的有效功率，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用［2］。由于車輛使用環境條件寬廣，負荷多變，因此，自動變速器換擋品質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閥的二級電控液壓系統控制換擋離合器的結合和分離來實現擋位的選擇和更替［4］。當擋位選定時，相應離合器完全結合，從而實現發動機動力到驅動輪的傳遞;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性，實現車輛動力性換擋。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下克服道路阻力正常行駛。

1 系統分析與建模

1.1 系統分析

試驗AT 采用模塊化設計，共分為變矩器模塊、供油系統模塊、液力緩速器模塊、行星齒輪傳動模塊、變速器控制系統模塊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6 個前進擋和1 個倒擋。對應每個換擋離合器，變速器有6 個換擋緩沖閥塊，系統油路控制原理如圖1所示。圖中換擋緩沖閥塊由開關部分(含開關電磁閥、止回閥和換擋閥)和調壓部分組成，如圖2所示;開關部分控制離合器油壓通斷，調壓部分根據緩沖油壓實現對換擋油壓的調節，其中，緩沖油壓由變速器ECU 根據車輛負荷和離合器結合速度來控制比例電磁閥的PWM 實現調節。

調壓閥由調壓閥芯、調壓活塞和調壓彈簧組成。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為閥芯左側面積;m1為閥芯質量;S2為活塞面積;m2為活塞質量;K 為調壓彈簧剛度;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，止回閥右側油壓p6和換擋閥右側油壓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，推動調壓閥芯也位于最右側，關斷離合器進油口;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，使得換擋閥保持在右位，保證離合器進油口可靠關斷。

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使其克服彈簧K3和油壓p3、p4的作用向左移動;因而，調壓閥芯左側作用力消除，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施以油壓p6，使之位于右位，換擋閥左側油壓p4得以迅速泄壓，進一步增大換擋閥左右兩側壓差，使其保持左位，保證離合器進油口可靠打開。

圖2 AT 換擋緩沖閥塊結構Fig.2 The hydraulic cushion valve block of testing AT

1.2 系統建模

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壓，在此只分析充油過程。從ECU 發出換擋指令，到完成換擋，離合器的充油過程可以分為如下3 個環節［5］。

1.2.1 初始快充油階段

進油離合器開關閥通電打開，緩沖閥芯左側卸壓;此時比例閥占空比為6%，處于準備工作狀態，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］，轉速和轉矩沒有明顯變化。

1.2.2 滑摩緩沖階段

充油離合器摩擦片貼合后，系統進入緩沖滑摩階段，即緩沖閥起作用階段。ECU 輸出PWM 驅動信號控制油壓pt，從而實現對離合器充油油壓的緩沖調節;同時，ECU 根據負荷傳感器檢測到的負荷信號，對比例閥占空比進行調節，以適應車輛負荷變化。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，調節油壓pC，控制離合器結合速度，提高換擋品質。

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

式中:C1、C2為阻尼系數;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狀態，系統工作狀態穩定，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平衡方程如(3)式～(4)式;建立細長孔和節流孔充油連續方程分別如(5)式～(6)式。

式中:q1、q2分別為細長孔和節流孔流量，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為節流孔截面積(m2);Cd為流量系數;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。

系統流量平衡，因此有

按照離合器狀態，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合，車輛處于低擋，速比及輸出轉速沒有明顯變化。

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，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，即出現所謂的“掛雙擋”現象，造成換擋沖擊;反之，如果扭矩相結束時，充油離合器油壓過小，導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

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

1.2.3 換擋結束快速升壓階段

當充油離合器的主、從動摩擦片停止相對滑轉時，滑摩緩沖控制階段結束，充油離合器傳遞的扭矩由動摩擦力矩變為靜摩擦力矩，此時，緩沖活塞和閥芯的右側端面相接觸，二者構成一個整體。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節，對換擋品質亦無影響。

2 調壓控制

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、渦輪軸轉速、變速器輸出軸轉速、變速器主油壓和緩沖油壓。開關閥和比例閥由ECU 控制。由于離合器油壓無法直接測量，根據上述模型，結合油門開度、離合器結合速度，通過改變比例閥占空比，調節緩沖油壓來實現充油控制。

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)占空比變化的調壓特性試驗結果如圖3所示。由圖可知:1)15%～45%占空比范圍內，緩沖油壓與占空比大致成線性負比例關系;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-緩充油壓關系

式中:k0、k1為系數;D 為占空比;pt為油壓。

結合上述模型，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，致使發動機輸出動力也應相應變化(與之直接關聯的是油門開度)，發動機的輸出扭矩Te是油門α 和轉速ne的函數，因而換擋過程離合器傳遞的扭矩也不一樣，需對占空比進行調節。實際設計過程中，根據車輛使用情況，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

不同離合器結構尺寸不同，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，控制系統也會隨時間推移逐漸偏移原始特性，為提高系統穩定性，減少換擋沖擊，改善換擋品質，在此以充油離合器主從動摩擦片的轉速差Δn為控制變量。根據上述分析，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，其結構參數不盡相同，因此，需要對系數進行修正。

根據預設的換擋規律可知，換擋前充油離合器的轉速差Δn 為常量，換擋完成時Δn =0，設換擋過程離合器轉速差等斜率變化，以此為理想目標提出參考模型，建立模型參考自適應控制(MRAC)如圖6所示，T 為離合器傳遞扭矩，用實際控制結果與參考模型比較，e 為偏差，并通過自適應機構反饋調節控制參數，對比例閥占空比進行調節。同時，結合實際情況建立適當的換擋品質評價辦法，以實現對換擋控制策略的指導和修正，提高換擋品質。

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

3 試驗結果

試驗設計了大功率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，系統進入滑摩階段慣性相控制，此時，通過對緩沖油壓調節，Δn 在離合器結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特性，并不完全等于0，根據試驗數據統計結果設定為一個不為0 的容許值)，滑摩過程結束，變速器速比變為目標擋位速比，占空比調低，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，這是根據油門開度調節的結果。從轉速變化來看，所設計控制辦法能實現良好換擋。

4 結論

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，建立了結合離合器油壓調節模型，并對此進行仿真計算。根據理論分析和比例閥占空比-緩沖油壓試驗結果，設計了不同負荷下比例閥占空比的控制規律;同時，根據充油離合器主從動摩擦片之間的轉速差引入參數反饋，實現對換擋過程結合油壓動態閉環控制，提高換擋質量。最后進行實車試驗，驗證了可行性。

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