無級變速器電液系統軟件技術開發*

周 丹,李澤容,賈舒媛,韓 玲

(1.攀枝花大學機械工程學院， 四川 攀枝花 617000; 2. 吉林大學交通學院，吉林 長春 130022)

為提高系統的效率，降低夾緊力，文中根據不同的速比跟蹤特性設計了夾緊力控制器。一些文獻在CVT變速器內安裝位移傳感器，無論是接觸式還是非接觸式，其成本都非常高。因此，在實際中使用是不現實的，而且通過位移傳感器跟蹤幾何速比，無法準確檢測到變形對幾何速比的影響，因此對滑移率的測量也是不準確的[1]。本文方案的優勢在于，不增加任何額外的信號采集設備，僅僅通過軟件算法來實現夾緊力的優化控制。

夾緊力控制和速比控制從來都是不可分離的，兩者之間具有耦合作用[2]。不同的目標速比控制方案會對車輛的經濟性以及駕駛性能造成較大的影響。因此控制系統首先要根據車輛的運行工況確定目標速比和速比變化率，然后實現速比的快速實時跟蹤。然而在很多的研究文獻中為了控制CVT速比使之快速回位，對主動油缸夾緊力進行了過度控制導致的問題層出不窮[3-8]。① 為使得車輛停車之前速比回到最大速比，制定了過高的速比變化率，因此在實際運行過程中出現了由于控制不當引起的金屬帶打滑現象。② 變速過程中，其中一側帶輪快速充油，而另外一側則快速排油，因此需要油泵提供足夠大的流量。③ 速比跟蹤的穩定性問題針對上述提出的弊端。文中基于上述問題提出了一種控制方法。在該方法中，流量、轉速、速比偏差、發動機扭矩等多個控制參數都被融入到了控制系統中。經對試驗結果的觀察對比上述提及問題都得到了有效解決。

1 夾緊力與極限扭矩傳遞能力計算

由金屬環張緊力和金屬片推力之間分布的基本方程(1)可知：張緊力和推力積分得主動帶輪和從動帶輪上的軸向力(2)

(1)

(2)

進而主動帶輪軸向力Fp的方程表達式，

(3)

同理可確定從動帶輪上軸向力Fs表達式，

(4)

將滑移率定義為

(5)

式中,is為實際速比，由轉速計算得到；ig為零輸入扭矩工況的實際速比；s為滑移率；

當主動帶輪側所有的金屬片都參與滑移和扭矩傳遞時，則有βp=ψp，由公式(3)-(5)可知：主動帶輪的軸向力

(6)

金屬環張力

(7)

金屬帶扭矩傳遞能力可定義為

(8)

(8)式中Rp,s為主從動帶輪上金屬片擺棱作用半徑；TP,s-max為主動或從動帶輪上能夠傳遞的極限扭矩；Fp,s為主從動帶輪作用在金屬帶上有效軸向夾緊力；α為金屬帶作用錐角11°；μp,s為帶輪工作面與金屬片間的摩擦系數。

上述分析得到了金屬帶能夠傳遞的極限扭矩Tin-max

(9)

由于引進扭矩比概念，因此在不同的扭矩比和速比條件下可計算主、從動帶輪夾緊力比值,得到主、從動帶輪之間的夾緊力平衡關系(表1)。

該平衡關系可以作為后續夾緊力控制和速比控制的理論依據。

2 夾緊力控制策略開發

金屬帶的扭矩傳遞能力來自于帶輪的工作表面與金屬帶之間的摩擦力，這種摩擦傳動方式需要在金屬帶和帶輪之間施加足夠的夾緊力。主動帶輪總成和從動帶輪總成上都設計有液壓缸，液壓力推動可動帶輪軸向移動，并通過帶輪將液壓力作用在金屬帶上，將金屬帶夾緊。在傳統的夾緊力控制方法中，根據當前發動機的扭矩計算出所需的金屬帶夾緊力：

(10)

式中,Tp,s為作用在主動軸或從動軸上的扭矩；α為帶輪錐角，11°；μ為帶輪工作面與金屬帶之間的摩擦系數，與油液的特性、速比及滑移率等參數相關；Rp,s為金屬帶工作節圓半徑，一般認為金屬帶與帶輪工作面的接觸弧為理想圓?。沪聻閵A緊力安全系數。

并在計算結果的基礎上，增加一定的安全系數，將增加安全系數后的夾緊力作為控制的目標值，以應對行車過程中來自發動機的扭矩波動以及來自道路的沖擊負載，這種策略就是安全系數法，一般取安全系數1.3。

但是，采用安全系數法控制夾緊力會致使施加在金屬帶上的夾緊力高于實際需求，由此帶來的不良后果包括帶輪和金屬帶工作應力的增加、液壓油泵的泵油損失增大。而且為適應系統高壓，軸承、變速機構結構設計、密封材料、液壓管路等輔助零件的設計要求也要提高，從而導致制造成本的增加。但是，夾緊力低于實際需求，又會因扭矩傳遞能力不足導致金屬帶打滑，對帶輪和金屬帶造成不可逆轉的破壞。

由于夾緊力、速比及輸入扭矩之間的相互耦合的作用，即在平衡狀態改變其中的任何一個參數，金屬帶的工作半徑都會隨之發生移動。因此，開展金屬帶滑移測試時，一般將金屬帶的工作半徑固定，將可動帶輪通過機械方式穩定在某一位置，從而消除金屬帶工作半徑變化給試驗造成的影響。

在上節計算中可得到，夾緊力、速比以及輸入扭矩之間的相互耦合的作用，即在平衡狀態改變其中的任何一個參數，金屬帶的工作半徑都會隨之發生移動，因此，開展金屬帶滑移測試時，一般將金屬帶的工作半徑固定，方法就是將可動帶輪通過機械方式穩定在某一位置，從而消除金屬帶工作半徑變化給試驗造成的影響。

因此將金屬帶滑移率定義為

v=ωprp-ωsrs

(11)

金屬帶相對滑移率為

(12)

式中，ig為rs/rp，輸入扭矩為零時通過轉速比值計算得到的速比；is為ωp/ωs，有輸入扭矩作用時，通過轉速比值計算得到的速比。

試驗研究表明，金屬帶變速機構的傳動效率受到滑移率的影響[9-11]。本文在試驗臺架上，對某國產無級變速器的帶輪總成進行了測試，測試是在不同的溫度下進行的，油溫分別是50，80和120 ℃，輸入扭矩80 N·m，輸入轉速1 500 r/min。測試結果如圖1所示，圖中展示了最小速比狀態下的滑移率與傳動效率的測試曲線。

測試曲線表明，在不同測試溫度下的三條傳動效率-滑移率特性曲線的變化規律是一致的，即傳動效率隨著滑移率的增大逐漸提高，并在某一滑移率數值點達到峰值，然后快速下降。根據試驗結果來看，如果能夠找到使得傳動效率最高的滑移率點作為滑移率控制目標，CVT的效率損失和整車的燃油消耗都會大大降低。

在試驗過程中，通過主動軸和從動軸轉速計算得到的速比is也隨著夾緊力的變化而變化，變化趨勢如圖 2所示。圖中的曲線表明，當可動帶輪被固定在最小速比狀態時，從動油缸壓力大于1.25 MPa時，速比is隨著壓力的降低而降低；而當從動油缸壓力小于1.25 MPa時，速比is反而會隨著壓力的降低而增大。在分界點左右兩側截然不同的跟蹤趨勢表明，除了滑移率之外，一定還存在著其它的因素影響著速比對夾緊力的跟蹤趨勢。

圖2 is隨從動油缸壓力的變化曲線

為將滑移率的影響和另外一個影響因素區分開來，作者又在空載試驗臺上進行了測試，由于主動軸的扭矩輸入為零，因此扭矩對滑移率變化的影響可以被消除(由于金屬帶的傳動機理及初始裝配間隙導致的滑移率依然存在)。同樣采用機械裝置將帶輪固定在最小速比狀態，改變從動油缸壓力，記錄主動軸和從動軸的轉速，并計算速比is的變化，其變化曲線如圖 3所示。圖中曲線表明，在零扭矩輸入下，速比is隨著從動油缸壓力的增加成上升趨勢。經分析，這一變化趨勢主要是由于壓力增加導致的帶輪、帶輪軸以及殼體等零部件的變形引起的。

圖3 隨從動油缸壓力的變化is的變化趨勢

綜合分析圖 2和圖 3，圖中影響速比is另外一個因素就變得清晰化了。當作用在金屬帶上的夾緊力相對于輸入扭矩足夠大時，零部件變形是導致速比is變化的主要因素。而夾緊力逐漸降低，當降低到一定程度時，滑移率對速比is的變化趨勢起主導作用。因此，圖中呈現了以1.25 MPa壓力為分界點的跟蹤趨勢，前后的相位相差180°，在分界點兩種因素的彼此均衡，且此時速比最小。而且該分界點與變速機構傳動效率的最優點吻合。

在圖 1中用□標注出傳統安全系數控制法的目標夾緊力點，同時用○標注出速比跟蹤趨勢的分界點。從圖中可以看出，如果將跟蹤趨勢的分界點作為夾緊力的控制目標，那么作用在金屬帶上的夾緊力就可以有效降低，傳動效率也會相應提高。

在上述分析的基礎上，為將夾緊力控制在使傳動效率最高的目標夾緊力附近，優化系統傳動效率，本章設計了一種夾緊力控制器，該控制器的理論依據就是速比對夾緊力諧波輸入跟蹤的相位差。

本節基于速比對夾緊力的跟蹤特性設計了如圖 4所示的夾緊力控制策略，該方法充分利用了CVT中必須的轉速傳感器和從動油缸壓力傳感器，在不增加傳感器的前提下，通過對軟件控制算法的設計來優化夾緊力控制。

圖 4 夾緊力控制算法

圖 4中所示的夾緊力控制算法原理如下：在根據安全系數法所確定的的目標夾緊力的基礎上，疊加一個小幅正弦擾動信號，并將疊加后的目標夾緊力作為控制目標，并控制油缸壓力使夾緊力跟蹤上述疊加后的目標值。

記錄速比響應，并對其進行濾波，去除其低頻變化趨勢的信號，觀察其在正弦擾動信號激勵下的響應。同時，將從動油缸壓力傳感器采集到的信號進行濾波，同樣去除其低頻變化趨勢的信號，觀察在正弦擾動信號激勵下的響應。將濾波后的壓力信號和濾波后的速比信號相乘，判斷兩者乘積的正負性。如果兩者相乘為正值，那么說明速比對夾緊力激勵的響應特性為正向跟蹤，即證明此時的夾緊力足夠，高于圖2中的最佳目標點，仍然有下調的空間。如果兩者相乘為負值，那么說明速比對夾緊力激勵的響應特性為正向跟蹤，即說明此時的夾緊力不足，低于圖 2中的最佳目標點，需要上調。

在ETAS軟件中，利用模塊建模法實現上述控制算法，并利用快速原型仿真設備進行整車試驗，記錄試驗過程中的壓力、速比和效率曲線，分別如圖 5和 圖 6所示。

圖5 夾緊力對比

圖6 傳動效率對比

從圖中可以看出，夾緊力控制算法是對傳統夾緊力控制算法的優化，其降低了CVT系統損耗，提高了燃油經濟性，并進行了汽車FTP工況循環油耗測試，測試結果為百公里油耗6.7 L/100 km，比傳統夾緊力油耗降低2.9%。該控制算法有效降低了金屬帶夾緊力，提高了系統的傳動效率。

3 速比控制器設計

由于CVT的主動油缸壓力控制閥一般被認為用來調節速比，因此又叫做速比控制閥。在很多的研究文獻中采用了利用實際速比與目標速比之間的差值進行閉環速比控制的方法。另外也有很多的學者通過改進閉環控制算法獲得了更好的速比跟蹤效果，但實質上都是基于偏差量的控制方法。

本文所設計的液壓系統，主動油缸壓力控制閥和從動油缸壓力控制閥都是壓力控制閥，因此毫無疑問的速比控制方式為壓力-壓力控制，根據IDE公式計算變速機構的速比變化率：

(13)

根據IDE公式，要獲得較大的速比變化率，可以通過增大發動機轉速或者改變主動側的金屬帶夾緊力。由于主動軸轉速是無法主動改變的，而是通過對節氣門和速比的控制來被動改變的，即主動軸轉速是隨著速比改變的因變參數。因此，控制系統如果要獲得較大的速比變化率，往往是改變主動、從動的夾緊力比值。但是將速比偏差作為控制依據的話，就有可能導致夾緊力控制出現問題，如圖 7和圖 8所示。圖中展示在緊急制動工況下，為了控制CVT速比使之快速回位，對主動油缸夾緊力進行了過度控制所導致的問題。

1)為使得車輛停車之前速比回到最大速比，制定了過高的速比變化率，因此在實際運行過程中出現了由于控制不當引起的金屬帶打滑現象。

圖7 目標速比與實際速比對比

圖8 主從動夾緊力安全系數

對圖中曲線進行分析，可以看出，緊急制動工況，由于速比變化率目標設定值較大，因此主動油缸的夾緊力需要大幅度降低以滿足速比變化率需求，因此過低的夾緊力引起了夾緊力安全系數過低的問題，金屬帶出現打滑現象。

2)變速過程中，其中一側帶輪快速充油，而另外一側則快速排油，因此需要油泵提供足夠大的流量。但是如果忽略了油泵供油能力有限的問題就會導致油泵的流量無法滿足變速需求，從而出現系統壓力降低，用于潤滑和離合器控制的流量不足，甚至給系統造成破壞。

變速過程所需的系統流量可以通過下列公式計算：

(14)

(15)

因此，變速過程需要油泵提供的總的流量為

Qshift-av=Qpump-Qleakage-Qaux-Qlub

(16)

式中:Qpump為油泵提供的總流量；Qleakage為系統泄露流量；Qaux為對變矩器和離合器進行操作所需的流量；Qlub為對零部件進行潤滑所需流量。

從上述分析中可以看出，如果油泵提供的流量過多的消耗于變速過程，那么低壓力回路的流量就會銳減，甚至為零。因此，對速比的控制必須要綜合考慮油泵的供油能力及所有部件的流量需求，并在必要的情況請求發動機的主動配合控制來提高油泵的驅動轉速，增加油泵的供油能力。

3)速比跟蹤的穩定性問題 。

針對上述提出的1)、2)、3)點弊端，本文提出了一種控制方法，如圖9所示。

圖 9 速比變化率控制流程

經過對試驗結果的觀察對比，上述提及問題都得到了有效的解決，實車控制效果如圖10和圖11所示，從圖中可以看出在緊急制動和急加速兩種工況下，速比的跟蹤效果較好。

圖10 速比跟蹤(緊急制動)

圖11 速比跟蹤(緊急加速)

4 結 論

本文提出了一種對傳統PID速比控制器的改進方案，進而降低夾緊力、提高傳動效率且利用速比對夾緊力諧波輸入的跟蹤相位特征，制定了夾緊力控制方案, 試驗表明其可以有效降低夾緊力；綜合考慮系統對迅速改變速比的需求(較高的速比變化率)、油泵的泵油能力、系統的流量需求等因素，試驗表明，該方案在快速、穩定跟蹤目標速比的前提下，確保了系統的流量安全和夾緊力安全。在此基礎上將開展電液控制模塊測試和整車級別測試。

參考文獻：

[1]羅勇.金屬帶式無級變速傳動系統匹配控制研究[D]. 重慶：重慶大學，2010.

[2]張樹培.金屬帶式無級變速器耦合問題研究[D]. 長春：吉林大學，2011.

[3]張樹培,張友坤,王慶年.坡道行駛工況下CVT傳動比控制[J]. 江蘇大學學報:自然科學版，2010(3):30-35.

[4]EGGERT U, DIPL Ing. Control strategies for a chain drive CVT[M].SAE Technical, 1984, doi:10.4271:841302.

[5]LSHIZU T, SUDOU H,HINO A. Adaptive cruise control system using CVT gear ratio control[M].SAE Technical 2001, doi:10.4271：3244.

[6]KIM T, KIM H, YI J, et al. Ratio Control of Metal Belt CVT[M].SAE Technical, 2000, doi:10.4271，1：0842.

[7]VAN D N, VAN D S F, VAN D T. Innovative self-optimising clamping force strategy for the pushbelt CVT[J].SAE Int J Engines,2009 2(1):1489-1498.

[8]NISHIZAWA H, YAMAGUCHI H, SUZUKI H, et al. Friction characteristics analysis for clamping force setup in metal V-belt type CVT[M].SAE Technical, 2005, doi:10.4271:1462.

[9]PULLES R.J, BONSEN B, STEINBUCH M, et al. Slip controller design and implementation in a continuously variable transmission[C]∥American Control Conference, Portland, Oregon,2005:1756.

[10]BONSEN B, KLAASSEN T W G L, VAN K G O. Measurement and control of slip in a continuously variable transmission[C]∥Mechatronics 2004,Sydney,Australia,2004.

[11]高帥.無級變速器電液控制系統開發及關鍵技術研究[D].長春:吉林大學,2012.