起步工況下液力變矩器滑差控制轉速優化

雷雨龍，劉振杰，李興忠，付 堯，鄭宏鵬

（吉林大學 汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130022）

目前世界各著名汽車公司的液力機械式自動變速器（簡稱AT）幾乎都采用了閉鎖離合器滑差控制技術［1］。閉鎖離合器不完全閉鎖可以大幅度地降低傳動系統的振動和噪聲，使閉鎖領域得到充分的擴展。閉鎖離合器處于滑摩工況時，可以提高液力自動變速器的傳動效率。然而，閉鎖離合器滑摩也會帶來不良后果，因為由發動機燃油燃燒時產生的轉矩波動引起的噪音和振動會部分通過閉鎖離合器直接傳遞到汽車的傳動系中，降低了乘坐的舒適性、汽車的操縱穩定性和傳動系的壽命。因此，傳統的閉鎖離合器在高車速區域結合而在其他車速區域分離。因為只有在高車速區域時，發動機的轉矩波動才不那么明顯。

針對以上問題，本文搭建了整車動力學聯合仿真平臺，設計了閉鎖離合器滑差PID控制器；以遺傳算法作為閉鎖離合器滑差控制轉速優化算法、閉鎖離合器滑差控制轉速為遺傳算子、扭矩波動水平w和傳動效率η為評價指標構建了適應度函數，優化起步工況下不同油門開度時閉鎖離合器滑差控制轉速。動力傳遞分配比例較理想，在低車速區域的動力傳動效率有較大提高。

1 整車建模

本項目以裝有6檔AT的大眾POLO轎車［2］作為研究對象，如圖1所示，圖中，Ie為發動機轉動慣量；Te為發動扭矩；ae為發動機輸出角加速度；Ib為液力變矩器轉動慣量；ab為變速箱輸入角加速度；It為變速箱轉動慣量；at為變速箱輸出角加速度；Ir為整車轉動螺星；Tr為阻力矩；Tb為變速箱輸入扭矩；ar為整車加速度；Tt為變速箱輸出扭矩。整車動力傳動系統的發動機、液力變矩器、變速箱、整車4個相連子系統之間相互傳遞轉矩，通過AMESIM軟件建立整車動力學仿真模型。

1.1 發動機模型

發動機模型是根據目標樣車使用的發動機建立的，靜態模型通過試驗測得，以油門開度α和發動機轉速ωe為輸入，以發動機靜態輸出扭矩Tes為輸出。由于汽車在起步工況下油門開度變化迅速，發動機通常由動態過程變化到穩態過程。為了考慮動態過程，采用既簡單又能反應發動機動態響應過程的滯后一階慣性環節建立發動機模型［3］。發動機的動態輸出扭矩Te為

圖1 整車仿真模型Fig.1 Vehicle simulation model

式中:tes、te2均為傅立葉變換參數。

1.2 液力變矩器建模

液力變矩器結構如圖2所示，變矩器與閉鎖離合器并行，閉鎖離合器和扭轉減震器連為一體，動力由發動機輸入，經液力變矩器后動力輸出到后面的變速箱。

圖2 液力變矩器結構簡圖Fig.2 Schematic diagram of torque converters structure

液力變矩器有3種動力傳遞路線:①動力單獨經由液力變矩器后輸出；②動力單獨經由閉鎖離合器輸出；③動力分別經由液力變矩器和閉鎖離合器后共同輸出，此時閉鎖離合器處于半結合狀態。

1.2.1 液力變矩器模型

液力變矩器的性能由泵輪能容系數λ、變矩比K和效率η三條曲線［4］表示，3條曲線均為速比i的函數。由圖3可知:在低速比時，液力傳動系統可獲得較大的變矩比，隨著速比的增加，變矩比減小，達到偶合器工況時，變矩比為1。在低速比時，液力變矩器效率低，隨著速比的增加，傳遞效率增加，在某一速比下達到最大效率值，當速比再增加時，效率下降，到達偶合器工況后效率又逐漸上升。

圖3 液力變矩器外特性Fig.3 Torque converters characteristic

1.2.2 閉鎖離合器模型

閉鎖離合器傳遞的摩擦力矩為

式中:R為摩擦片外半徑；r為摩擦片內半徑；q為摩擦片各點比壓；μ 為摩擦因數［5－6］，其值為

式中:Rm為摩擦片等效半徑，其值為

1.2.3 扭轉減震器模型

扭轉減震器［7］采用兩組不同的減震器彈簧，利用彈簧先后起作用的辦法獲得變剛度特性，這種變剛度特性可以避免不利的傳動系統共振，降低傳動系統噪聲。

式中:kc1、kc2分別為扭轉減震器第1剛度和第2剛度；αc1、αc2分別為扭轉減震器第1角位移和第2角位移。

扭轉減震器傳遞的扭矩為

1.3 變速箱模型

變速箱布置形式為前置前驅，主減速已集成到變速箱中。變速器輸入輸出的轉速和轉矩間的關系，在不考慮效率的情況下可以用以下方程描述:

式中:Tb、Tt分別為變速箱的輸入和輸出轉矩；ωb、ωt分別為變速箱的輸入和輸出轉速；ig為變速箱傳動比；it為變速箱主減速比；ηt為變速箱傳動效率。

1.4 整車模型

汽車行駛動力學方程式為

式中:Fr為車輪驅動力；Ff為滾動阻力；Fi為坡度阻力；Fw為風阻；Fj為加速阻力；Rw為驅動輪半徑；m為汽車質量；g為重力加速度；f為滾動阻力系數；θ為坡度角；CD為風阻系數；A為迎風面積；v為車速；δ為旋轉質量換算系數。

2 滑差控制器設計

滑差控制器的工作原理是通過改變閉鎖離合器［8－9］的結合和打開控制通過液力變矩器和閉鎖離合器傳遞的發動機扭矩。滑差控制器結構如圖4所示，通過兩個轉速傳感器獲取渦輪和泵輪轉速，定義誤差比

圖4 液力變矩器滑差控制模型Fig.4 Slip control model of torque converter

式中:ωe為發動機轉速；ωc為閉鎖離合器轉速；ωe－ωc即為滑差控制轉速；ωm為目標滑差控制轉速。

目標誤差率為

將目標滑差轉速控制作歸一化處理后輸入PID控制器，輸出閉鎖離合器的控制信號，控制閉鎖離合器結合或打開，從而實現目標滑差轉速的控制。

3 滑差控制轉速優化

3.1 優化模型設計

定義傳動系統扭矩波動水平為

定義傳動系統傳動效率為

式中:ωe為發動機輸出角速度。

閉鎖離合器在進行閉鎖滑差控制中，越早、越快閉合，傳動系統的傳動效率越高，但相應的傳動系統的振動沖擊即扭矩波動水平就會越大，優化的目的是盡可能獲得最好的燃油經濟性和振動沖擊特性。多目標優化問題往往包含多個解，并且各個解之間無法進行比較優劣，這些解統稱為Pareto解集，而多目標優化的目的就是尋找Pareto解集［10］。遺傳算法在求解給定區域多目標優化問題中顯示了其優越性，并已逐漸成為解決一些復雜工程問題的有力工具。滑差控制轉速的優化過程如圖5所示。

在AMESim中建立整車動力學仿真模型，在Matlab／Simulink中建立控制及優化模型，仿真模型用各自的求解器進行求解，并通過軟件接口進行數據交換，即建立聯合仿真模型。

圖5 滑差控制轉速優化流程Fig.5 Slip speed optimization flowchart

適應度函數在Matlab里面稱為遺傳算法的評價函數，采用線性加權的方法構造目標函數:

式中:a、b分別表示扭矩波動水平w和傳動效率η的權重，根據專家意見確定。

在適應度函數中，編碼檢查來自Simulink仿真結果數據，包括在特定轉速下w和η，然后剔除不滿足要求的值，尋找優化轉速范圍內的值，并確保整個仿真系統處于穩定狀態。輸出w和η到Matlab的遺傳算法優化工具箱中進行優化，輸出變異滑差控制轉速后再進行評價，直至優化滿足結束準則，得到在特定轉速范圍內的優化轉速的Pareto解集。

3.2 優化轉速

本文確定滑差控制轉速為輸入，取值為1～800r／min，怠速轉速為750r／min。遺傳算法的種群規模為8，滑差轉速初始值為1r／min，選擇變異15代后終止。當油門開度為30%、發動機轉速為1000～1010r／min時優化后的Pareto解集如圖6所示。

圖6 Pareto解集Fig.6 Pareto set

從圖6中可以看出:滑差控制轉速越小，傳動效率越高，但相應的扭矩波動水平越來越大，此時從Pareto解集中選取合適的滑差控制轉速應根據前一時刻轉速對應的扭矩波動水平，確保其值不出現突變，從而避免導致發動機出現狀況。基于以上優化結果，可以建立閉鎖離合器滑差控制優化轉速的查詢表格，如表1所示。

在怠速（油門開度α為0）起步時，發動機轉速較低，基本維持在800r／min左右，扭矩波動大，此時進行閉鎖滑差控制容易導致發動機熄火。故從表1中可以看出，怠速時無滑差控制，而隨著油門開度增加，閉鎖滑差控制可以逐漸使用，油門開度越小，閉鎖時轉速越低，隨著油門開度的增大，發動機轉速增大加快，此時閉鎖轉速也相應地增大。

表1 閉鎖離合器滑差控制轉速Table 1 Slip speed of torque converter clutch r／min

4 仿真結果

為了驗證起步閉鎖滑摩控制優化后轉速的效果，以裝有6檔AT的大眾POLO轎車為對象進行了仿真研究，整車的具體參數如表2所示。

表2 POLO轎車整車參數表Table 2 Vehicle parameters

通常將駕駛員的起步意圖分為爬行起步、正常起步和急起步3個模式［11］。0＜α≤12%為爬行起步（小油門起步）；12%＜α≤30%為正常起步（中等油門起步）；α＞30%為急起步（大油門起步和全油門起步）。

（1）小油門起步

小油門起步要求起步過程平穩無沖擊，此時發動機轉速較低、扭矩波動大。圖7為10%油門開度起步控制時效果圖。

由圖7可知:此時進行閉鎖滑差控制，渦輪轉速與無控制時幾乎相同；泵輪轉速比無控制泵輪轉速低；閉鎖滑差控制開始一段時間后傳動效率比無控制時高；但扭矩波動水平下降后又逐漸上升，且后半段波動較大。說明此時發動機工作狀態不是特別穩定，容易導致熄火等狀況出現，此時不應進行閉鎖滑差控制，應該充分發揮液力變矩器的緩沖減震作用，確保起步的平順性。

（2）中油門起步

圖8為30%油門開度起步效果圖，從圖中可知:渦輪轉速與無控制時相比稍微下降；泵輪轉速比無控制泵輪轉速低；閉鎖滑差控制開始一段時間后傳動效率比無控制時高；扭矩波動水平下降后又逐漸上升，后半段與無控制時幾乎相同，此時發動機工作平穩，可以進行閉鎖滑差控制。

圖7 10%油門開度起步控制效果圖Fig.7 Control effect when throttle opening at 10%

（3）大油門起步

圖9為50%油門開度起步效果圖，從圖中可知:大油門起步與中油門起步效果閉鎖滑差控制效果大體相同。

圖8 30%油門開度起步控制效果圖Fig.8 Control effect when throttle opening at 30%

圖9 50%油門開度起步控制效果圖Fig.9 Control effect when throttle opening at 50%

（4）全油門起步

圖10為全油門開度起步效果圖。從圖中可知:全油門、中油門及大油門起步時閉鎖滑差控制效果大體相同，渦輪轉速與無控制時相比稍微下降；泵輪轉速比無控制時低；閉鎖滑差控制開始一段時間后傳動效率比無控制時高；扭矩波動水平下降后又逐漸上升，后半段與無控制時幾乎相同，此時控制效果與中油門開度起步控制效果大體相同。

圖10 全油門開度起步控制效果圖Fig.10 Control effect when throttle opening at 100%

5 結 論

（1）基于 Matlab／Simulink和 AMESim 建立了整車動力學聯合仿真模型，并以此為基礎構建優化仿真模型，使得多目標優化成為可能。

（2）基于遺傳算法的滑差控制轉速優化，以閉鎖離合器滑差控制轉速差為輸入，并以扭矩波動水平w和傳動效率η為評價參數構建適應度函數，搭建了優化仿真平臺。

（3）從仿真結果可以看出:起步工況液力機械式自動變速器閉鎖滑差控制解決了車輛起步效率低的問題。通過主動干涉發動機的工作點，在滿足車輛起步動力性需求的前提下，使經濟性得到了改善。

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