電控自動變速器升擋轉矩相控制策略

張 濤，陶 剛，陳慧巖

(北京理工大學機械與車輛學院，北京 100081)

前言

1970年第13屆國際汽車工程師學會(FISITA)首次提出液力自動變速器換擋過程一般可分成:低擋、低擋轉矩相、慣性相、高擋轉矩相和高擋5個階段［1］。由于實際換擋操作中充放油離合器交替工作，升擋過程中的高擋轉矩相和降擋過程中的低擋轉矩相一般不存在。對于依靠離合器到離合器換擋的自動變速器升擋過程，當待接合離合器開始傳遞轉矩時，轉矩相開始;轉矩相期間輸入轉矩從待分離離合器逐漸傳遞到待接合離合器，當待分離離合器開始滑摩，即其主被動片轉速不等時，升擋過程進入慣性相，而轉矩相結束。在轉矩相只有轉矩的重新分配，變速器的速比沒有變化。

轉矩相控制的核心在于兩個換擋離合器傳遞轉矩的平穩過渡，包括換擋離合器的充放油控制和二者交替的定時控制。前者旨在減小換擋沖擊，后者解決的是兩個元件傳遞轉矩的合理分配，避免造成明顯動力中斷或掛雙擋的現象。

轉矩相控制的一個難點在于沒有可靠的狀態量作為反饋來構成閉環。文獻［2］中提出用轉矩傳感器采集離合器傳遞轉矩的閉環控制，由于成本和安裝使用中的可靠性問題，這種方法在實際產品上很少應用;文獻［3］中提出對渦輪軸轉速信號進行1階Butterworth濾波處理作為反饋控制量構成閉環，但由于轉矩相渦輪軸轉速變化較小，考慮采集和處理過程中的潛在誤差，用渦輪軸轉速或其變化率作為轉矩相的控制參數并不現實。轉矩相控制的另一個難點是換擋離合器的搭接，傳統控制采用充油離合器等斜率接合，放油離合器預先標定的開環控制，初始控制指令和上升斜率均由標定的方法得到。其問題在于:(1)需要大量的標定試驗以確定合適的初始控制參數;(2)沒有考慮待接合離合器開始傳遞轉矩瞬間和轉矩相結束時待分離離合器滑摩瞬間的換擋沖擊;(3)開環標定應用于高動態換擋過程時，隨著時間的延長或工況的變化，標定好的參數不能根據這些變化調整，魯棒性差。

本文中在對轉矩相動力學特性進行分析的基礎上，基于減小換擋沖擊的要求提出轉矩相的理想控制目標和相應的控制策略與方法。

1 動力換擋系統模型

圖1為簡化的動力換擋系統模型，包括發動機、變矩器、變速機構和整車負載。由電磁閥和雙邊閥組成的電液緩沖閥接收控制器的控制信號對換擋離合器A的放油分離和離合器B的充油接合進行控制，從而完成升擋操作。

假設動力傳動系統由無慣性的彈性環節和無彈性的慣性環節所組成，并忽略軸的橫向振動、系統間隙和阻尼、軸承和軸承座的彈性以及齒輪嚙合彈性，將整個動力傳動系統分為發動機—泵輪、渦輪—離合器主動片和離合器被動片—車輛負載3個組件，它們在升擋過程轉矩相階段的動力學關系為

式中:Te、Tp、Tt、TA、TB和 To分別為發動機、泵輪、渦輪、待分離與待接合離合器轉矩和輸出軸轉矩;Ie、It和Iv分別為發動機、渦輪和整車的慣量;ωe、ωt和ωo分別為發動機、渦輪和輸出軸的角速度;iin為輸入軸到兩個離合器主動片的傳動比;iao和ibo分別為A和B離合器的被動片到輸出軸的傳動比。

變矩器泵輪和渦輪軸轉矩可由液力變矩器靜態特性計算得到:

式中:λ為泵輪能容系數;D為變矩器有效圓直徑;np為泵輪轉速;Cp為泵輪轉矩系數;K為變矩器變矩比。

轉矩相期間換擋離合器摩擦因數變化較小，因此可假設離合器壓力和轉矩之間為線性關系，則換擋離合器傳遞的摩擦轉矩為

式中:μc為離合器摩擦因數;z為摩擦片副數;rc為等效摩擦半徑;p為油缸工作壓力;S為作用面積;F0為離合器開始工作瞬間活塞的總壓力;ktp為壓力-轉矩間的等效線性系數;ctp為對應的等效常系數。

2 轉矩相動力學分析

由于轉矩相只有轉矩的重新分配，渦輪軸轉速和輸出軸轉速變化較小，忽略路況變化和輪胎滑轉等因素，變速器各構件的轉速關系滿足:

式中:ia、ib分別為升擋前后變速器傳動比;Δωa、Δωb分別為A、B離合器主被動片的角速度差。

將變速器輸入輸出軸的轉速關系代入可得A離合器傳遞轉矩TA和輸出軸轉矩To:

式中:Ka、Kab分別為與渦輪軸和車輛慣量及速比相關的常數，Ka=It+Iv，Kab=iaibIt+Iv。

可見由于渦輪軸轉矩和負載轉矩近似為常量，隨著待接合離合器傳遞轉矩的增大，待分離離合器傳遞轉矩逐漸下降，輸出軸轉矩也隨著待接合離合器的接合線性下降。

以渦輪轉矩和負載轉矩作為輸入，待接合離合器傳遞轉矩作為控制量可得轉矩相狀態方程為

3 理想轉矩相控制目標

換擋過程的評價包括換擋平順性、離合器滑摩、換擋噪聲和燃油經濟性等各方面因素。從改善換擋平順性的角度出發，本文中提出轉矩相的控制目標并制定控制策略。沖擊度，即車輛縱向加速度的變化率，被廣泛用作換擋平順性的評價指標［4］。由沖擊度的定義并結合式(8)可得

可見，沖擊度與待接合離合器傳遞轉矩的變化率線性相關。如圖2(a)所示，傳統轉矩相控制充油離合器等斜率接合，容易在轉矩相開始時(位置1)和轉矩相結束時(位置2)發生較大的換擋沖擊，而且采用開環標定的方法，工況的變化有可能導致兩個離合器同時滑摩(位置3)，加劇離合器摩損。因此針對傳統控制的問題，基于降低換擋沖擊的要求提出理想控制目標，如圖2(b)所示。

在轉矩相開始時刻要求輸出軸轉矩及其1階導數連續，以避免待接合離合器開始傳遞轉矩瞬間引起過大沖擊。而理想的快速充油控制可保證此時待接合離合器轉矩本身為零，因此只須控制轉矩相開始時刻待接合離合器摩擦轉矩的1階導數為零。

在轉矩相期間，輸出軸轉矩的變化率與待接合離合器的轉矩變化率呈線性關系，須保證待接合離合器傳遞轉矩的變化率不要過大，由于待接合離合器傳遞轉矩變化不大，因此可通過設置轉矩相時間來保證轉矩相期間的沖擊度不超過允許值(圖2(b)虛線部分，一般認為沖擊度小于10m/s3時，對人的沖擊感覺可忽略不計［5］)。

在轉矩相結束時刻t3要求To-(t3)=To+(t3)，前者由式(6)可知與待接合離合器傳遞轉矩相關;而待分離離合器傳遞摩擦轉矩由式(4)算得，與待分離離合器的放油控制直接相關。由于分離離合器對滑摩條件比較敏感，且開始滑摩瞬間動靜摩擦因數變化造成摩擦轉矩的不連續性也造成放油控制的困難。控制不好會出現掛雙擋或明顯的動力中斷，嚴重惡化換擋品質。而令轉矩相結束時刻待分離離合器傳遞轉矩和摩擦轉矩均為零，可避免在慣性相兩個離合器同時滑摩的同時滿足輸出軸轉矩的連續條件，降低了發生動力中斷和掛雙擋的可能性。

將待分離離合器傳遞轉矩為零代入式(6)可得待接合離合器轉矩相結束時刻應傳遞的轉矩為

文獻［6］和文獻［7］中從離合器滑摩的角度提出離合器接合的無沖擊條件，即在放油離合器分離瞬間，為避免造成沖擊，須保證放油離合器主被動片轉速的變化率相同，即

經算式的推演可知此條件其實與式(10)相同。

4 轉矩相控制策略

轉矩的變化能較直觀地反映換擋品質的優劣，但由于油壓或轉矩傳感器的造價高、可靠性差和安裝困難，電控自動變速器一般都用轉速信號作為控制器的狀態變量［8］。而且由于轉矩相渦輪軸轉速變化很小，考慮到采集和微分誤差，基于轉速信號設計閉環控制系統穩定性太差［9］。因此根據理想轉矩相的控制目標，在轉矩相采用開環模型參考自適應控制方法。

理想轉矩相控制，待接合離合器在t2和t3時刻傳遞轉矩變化率為零，在轉矩相期間等斜率上升，考慮實際開環控制中轉矩相較短而且沒有反饋信號，為簡化控制過程，通過設定兩種不同的斜率構造出一個在起始階段tt1和結束階段tt3變化率α1非常小，轉矩相期間tt2斜率α2較大的折線代替理想待接合離合器傳遞轉矩曲線，如圖3所示。

因此在轉矩相充油接合過程中，須確定的控制參數包括時間控制參數tt1、tt2、tt3和控制指令變化斜率控制參數 α1、α2。其中 tt1、tt3和 α1都很小，不會對控制過程造成太大影響。考慮到換擋沖擊產生的主要原因，轉矩相控制指令的初始值和終值才是控制的關鍵。轉矩相初始值屬于快速充油階段的控制結果，可在快速充油階段通過自適應控制對其進行修正［10］;而理想轉矩終值在tt2確定的前提下可通過修正轉矩相期間的控制指令上升斜率α2得到。

換擋用電磁閥輸入控制指令與輸出油壓phsv之間在其工作區域內可認為是線性的，忽略雙邊節流滑閥到換擋離合器之間的壓力損失，忽略轉矩相tt1和tt3時間內待接合離合器傳遞轉矩的變化，控制指令τ上升斜率α2的計算式為

式中:ktτ為與變速器特性相關，從控制電流到離合器傳遞轉矩的線性系數;ctτ為對應的常系數。

考慮轉矩相期間渦輪轉速和輸出轉速變化較小，可用轉矩相開始時的渦輪軸轉矩和等效負載轉矩來估計轉矩相結束時刻的值，用來計算結束時的控制目標，因此式(13)變為

式中:θ1為考慮轉矩估計誤差和執行機構的線性系數;θ2為離合器、電液緩沖閥特性的常系數。

對于升擋過程中的放油控制，A離合器(此時為待分離離合器)的工作轉矩隨著B離合器(此時為待接合離合器)的接合逐漸下降;隨著A離合器的放油，其摩擦轉矩也逐漸下降。當A離合器傳遞轉矩能力不足以傳遞其工作轉矩時開始滑摩，逐漸分離。因此，在B充油的同時A放油，但要保證A的摩擦轉矩大于其工作轉矩，直到A的工作轉矩為零或者接近為零時完全放油開始滑摩，換擋進入慣性相。為簡化放油過程，設定放油下降斜率β1等斜率放油，當監測到A開始滑摩時，完全放油。

從式(6)可以看出放油的A離合器傳遞轉矩的變化率β2與充油的B離合器的上升斜率成正比:

而放油控制斜率β1的初始值則根據轉矩相初始壓力pa1、初始接合壓力pini和轉矩相時間tt計算得到:

式中:kpp為從電磁閥壓力到離合器壓力的線性系數;kτp為從電磁閥控制指令到其壓力的線性系數。

由于換擋控制系統是一個典型的非線性、時變系統，受多方面因素影響。在制定控制策略的過程中所做的線性假設也會影響到轉矩相的控制結果，因此針對系統本身和外界環境的擾動，采用模型參考自適應控制，根據理想控制目標，提出參考模型，通過實際控制結果與參考模型的比較，用性能指標的偏差通過非線性反饋的自適應機構調節初始控制參數，如圖4所示。

5 自適應控制器設計

由式(15)可知，在轉矩相期間分離離合器的工作轉矩與接合離合器的充油斜率呈線性關系，而離合器A摩擦轉矩的下降是由β1主動控制的。對α2或者β1進行修正均能達到理想的控制目標，而由于實際控制中，相比于充油離合器受準備階段快速充油結果的影響，放油離合器在轉矩相之前處于穩定狀態，因此選用α2作為待修正控制參數。

由前述理想轉矩相控制目標可知，轉矩相控制結束后，保證待分離離合器主被動片速差變化率為零，即等同待接合離合器在轉矩相結束后達到理想轉矩，為避免在理想點附近不必要的修正，設定待分離離合器速差變化率的控制范圍為

轉矩相開環控制進入慣性相后待分離離合器速差變化率滿足:

轉矩相控制結果是式(18)中等號右側的第2項為零，第3項等于T*B(t3)，從而控制待分離離合器速差變化率為零，降低待分離離合器分離瞬間的換擋沖擊。根據理想控制目標，將控制誤差定義為

通過計算理想目標與實際控制的誤差e，不斷調整修正系數θ，使被控對象輸出與理想模型的誤差趨于零。根據待分離離合器速差的變化率定義李雅普諾夫V函數為

由李雅普諾夫判據可得待接合離合器控制指令上升斜率α2中的系數θ的自適應修正規律為

式中 θ =［θ1，θ2］T，將式(14)和式(18)代入可得:

式中ktτ＞0，可得自適應調整規律為

式中γ1和γ2為正自適應增益系數，代入式(22)得

李雅普諾夫函數1階導數恒為負值，則待分離離合器速差的變化率誤差是漸近穩定的，即當時間趨于無窮大時，待分離離合器速差變化率趨于理想范圍，轉矩相控制達到理想目標。

綜上所述可得轉矩相的控制流程，見圖5。

根據理論計算和經驗得到轉矩相充放油的初始斜率，以α1等斜率充油、以β1等斜率放油tt1時間后，以α2等斜率充油直到監測到待分離離合器速差超出正常范圍［-Δωlim，+Δωlim］或經過時間tt2后，待分離離合器仍沒有分離，則繼續以小斜率α1等斜率充油，直到檢測到轉矩相結束，在此期間，放油斜率不變;當監測到待分離離合器分離后，通過計算待分離離合器速差變化率的斜率與理想變化范圍的誤差來判斷是屬于明顯動力中斷還是掛雙擋的工況，然后根據前述的自適應算法對充油控制指令上升斜率α2進行修正，達到調整轉矩相充放油斜率的目的。

6 實車試驗

以裝在北奔2627K自卸車上的BF6M1015CP發動機和HD4070PR自動變速器為試驗平臺［11］，進行轉矩相控制策略的驗證試驗。

以2擋升3擋為例，轉矩相充放油控制的試驗曲線見圖6。圖6(a)中的傳統等斜率轉矩相控制，導致轉矩相結束后變速器速比變化率較大，輸出軸轉矩在轉矩相結束時降到100N·m左右，動力中斷明顯，且在5.3s時由于輸出軸轉矩的換向導致沖擊度較大;而圖6(b)中新的轉矩相控制在類似試驗條件下采用變斜率控制，待接合離合器的油壓變化平穩，有效降低了動力中斷的感覺，輸出軸轉矩下降程度有所減輕，速比變化也較為平緩。

7 結論

依據動力傳動系統和換擋平順性的要求，重點考慮降低轉矩相初始和結束時刻的換擋沖擊，提出液力自動變速器升擋轉矩相控制的理想控制目標。

考慮電液換擋系統特性，對理想目標做了簡化，并提出升擋轉矩相的開環自適應控制策略。

基于理想目標設計轉矩相模型參考自適應控制器，對控制器參數進行修正，實車試驗驗證了所提出的控制策略可有效降低換擋沖擊，自適應算法可以提高控制器的魯棒性。

圖7為控制器參數α2自適應修正試驗對比曲線。可以看出，圖7(a)中由于初始控制參數偏低，導致待接合離合器充油過慢，在31.25s左右渦輪軸轉速急速上升，待分離離合器速差出現大于零的現象，轉矩相提前結束，輸出軸轉矩降到零，換擋動力中斷非常明顯。經過幾次修正后，如圖7(b)所示，充油離合器指令上升斜率α2有所上升(由于實際電磁閥控制指令工作范圍較窄的原因，斜率的變化不明顯)，而待分離離合器速差變化率在轉矩相結束后也趨于平緩，換擋沖擊得到有效降低。

［1］Murakami Noboru.Control System for Automatic Transmission［P］.US.3831465，1974-08-27.

［2］Yanakiev Diana，Fujii Yuji，Eric Tseng，et al.Closed-loop Torque Control Phase Control for Shifting Automatic Transmission Gear Ratio Based on Friction Element Load Estimation［P］.US.0318269，2010-12-16.

［3］Katsutoshi Sato Kimura.Method of Detecting Torque Phase Start in Clutch to Clutch Speed Shift of Vehicular Automatic Transmission，Method of Detecting Torque Interference Intensity and Shift Control Apparatus ofVehicularAutomatic Transmission［P］. US.6267708，2001-07-31.

［4］丁華榮.車輛自動換擋［M］.北京:北京理工大學出版社，1981.

［5］Huang Quanan，Wang Huiyi.Fundamental Study of Jerk:Evaluation of Shift Quality and Ride Comfort［C］.SAE Paper 2004-01-2065.

［6］Garofalo Franco.Smooth Engagement for Automotive Dry Clutch［C］.Porceedings of 40th IEEE Conference on Decision and Control，Orlando，FL ，USA，2001.

［7］Gao Bingzhao.Clutch Slip Control of Automatic Transmission U-sing Backstepping Technique［C］.ICROS-SICE International Joint Conference，Fukuoka，2009:3015-3019.

［8］Byung Kwan Shin，Jin Oh Hahn，Lee Kyo.Development of Shift Control Algorithm Using Estimated Turbine Torque［J］.SAE Paper 2000-01-1150.

［9］Katsutoshi Sato Kimura.Method of Detecting Torque Phase Start in Clutch to Clutch Speed Shift of Vehicular Automatic Transmission，Method of Detecting Torque Interference Intensity and Shift Control Apparatus ofVehicularAutomatic Transmission［P］. US.6267708，2001-07-31.

［10］Zhang Tao，Tao Gang，Chen Huiyan.Research on Fill Phase Control Strategy of Shifting Clutch［C］.IEEE International Conference on Vehicular Electronics and Safety(ICVES)，2011.Beijing，China:IEEE，2011:34-38.

［11］李春芾.重型車輛AT電液換檔控制技術研究［D］.北京:北京理工大學，2010.