濕式雙離合器微滑摩控制關鍵問題研究?

鮑 偉，葛建軍，肖 旭，曹 將

(合肥工業大學電氣與自動化工程學院，合肥 230009)

前言

雙離合器式自動變速器(dual-clutch transmission，DCT)是一種新型的自動變速器，它通過控制兩個離合器的切換，實現快速、平穩的換擋過程，是目前國內外企業和研究機構關注的焦點[1-4]。雙離合器是DCT的核心零部件。根據其結構的不同，可分為干式雙離合器和濕式雙離合器[5-6]。其中濕式雙離合器的可控性和控制品質較好，具有壓力分布均勻、磨損小、傳遞轉矩大等優點，同時濕式雙離合器有專門的液壓冷卻裝置進行冷卻，因此允許存在一定的滑摩量，其使用壽命高于干式雙離合器。

在自動變速系統中，如何減小發動機側傳遞過來的振動，提高駕駛品質一直是學者關注的重點，主要集中在控制方法和系統結構的改進。在控制方法上，文獻[7]中建立發動機振動主動控制模型，并采用LQR、自調整模糊控制和神經網絡控制等方法，對發動機扭轉振動進行有效的在線控制。文獻[8]中在磁流變阻尼器的基礎上，采用半主動模糊PID控制，獲得明顯的隔振效果。在結構改進方面，傳統AT變速器中安裝有液力變矩器[9]，可通過液體的動力傳遞來消除振動，使動力傳遞平穩。在DCT中采用雙質量飛輪式扭轉減振器[10]來降低發動機曲軸輸出端的扭轉振動。雖然扭轉減振裝置可有效控制汽車動力傳動系的扭轉振動與噪聲，但如果離合器完全接合，則發動機轉矩經過雙質量飛輪減振以后的脈動將傳遞給車身，從而影響駕駛的舒適性。

為此本文中提出濕式雙離合器微滑摩控制方法，車輛在固定擋位正常行駛時，使傳遞轉矩的離合器的主、從動盤產生一定的轉速差，形成微滑摩，并由此帶來以下兩點好處:

(1)通過微滑摩，減小發動機側傳遞過來的振動，從而提高駕駛品質。

(2)因為存在微滑摩，離合器傳遞的轉矩可以通過公式估算。這對于離合器傳遞轉矩的在線實時估算、離合器與液壓控制系統的故障診斷和提高離合器控制品質等都有著重要意義。

1 雙離合器微滑摩對阻尼的影響

1.1 濕式離合器扭轉振動模型建立

為分析濕式雙離合器微滑摩過程的扭轉振動特性，建立了4自由度的扭轉振動模型[11]。示意圖如圖1所示。

圖1 濕式離合器扭轉振動模型示意圖

圖中:Ie為發動機曲軸和雙質量飛輪第一質量的轉動慣量；I1為雙質量飛輪第二質量和離合器主動盤轉動慣量；I2為離合器從動盤轉動慣量；IL為離合器從動盤之后的旋轉件和整車負載折算后的轉動慣量；θe，θ1，θ2和 θL分別為相對應的轉角；ke1和 k2L分別為雙質量飛輪第一與第二質量之間和離合器從動盤與負載之間的等效扭轉剛度；ce，c1，c2和cL分別為對應的等效旋轉黏性阻尼系數；Te為發動機輸出轉矩；Tc為離合器傳遞轉矩；TL為負載轉矩。

根據圖1，可列出濕式離合器微滑摩過程的扭轉振動微分方程，即

1.2 離合器微滑摩對阻尼的影響分析

在微滑摩過程中，離合器傳遞的轉矩可以用下式進行估計:

式中:μd為濕式離合器摩擦片的動摩擦因數；S為離合器活塞作用面積；pn為離合器活塞單位面積上的作用壓力；Z為離合器摩擦副數；R0為離合器摩擦片外徑；R1為離合器摩擦片內徑；μd為關于滑摩轉速ωslip＝-的非線性函數。

由于微滑摩轉速較小，因此對式(6)在ωslip＝0處進行泰勒級數展開，并忽略泰勒級數展開式的二次及以上各項可得

從式(10)可知，當離合器微滑摩時，離合器從動盤的阻尼系數由c2變成c2+f′(ωslip)Mc。由于在微滑摩過程中，Mc始終大于0，因此當采用具有正斜率摩擦因數的離合器摩擦材料時，離合器微滑摩的阻尼系數將增大，而2階系統的相角穩定裕度也會隨之增大，意味著系統穩定性的增加，同時會使2階系統在自由或受迫狀態下的振蕩運動的幅值減小[12]，這有利于減小發動機傳過來的扭轉振動。

2 雙離合器微滑摩控制系統建模

從濕式雙離合器微滑摩控制系統的結構入手，設計一種電流 微滑摩雙閉環的控制系統結構，從而有效補償擾動和系統參數的攝動，實現濕式雙離合器良好的微滑摩控制。

2.1 離合器微滑摩控制被控對象系統結構

濕式雙離合器微滑摩控制被控對象系統結構如圖2所示。變速器電控單元控制比例電磁閥電流，進而控制進入活塞缸的油壓，從而控制離合器的接合程度與傳遞的轉矩。下面以內離合器微滑摩控制系統為被控對象進行建模，外離合器微滑摩系統建模方法與之類似。

圖2 DCT車輛動力傳遞系統結構示意圖

2.2 比例電磁閥數學模型

由于比例電磁閥需要較大的驅動電流，需要專門的驅動電路。驅動電路主要用于改變電磁閥兩端的電壓，從而改變流過電磁閥線圈的電流，進而改變電磁閥輸出油壓。因此比例電磁閥數學模型包括驅動電路模型、線圈電路模型和電磁閥電流 壓力關系模型。

2.2.1 電磁閥驅動電路模型

比例電磁閥采用MOSFET高邊驅動方式，通過控制MOSFET柵極驅動脈沖的占空比ρ來控制比例電磁閥兩端的電壓Ud。由于電磁閥驅動脈沖的頻率比較高，一般在3～10kHz之間，因此電磁閥驅動電路的傳遞函數可表示為一個慣性環節，其傳遞函數為

式中:Ks為驅動電路的靜態放大倍數，由100%占空比對應的Udmax確定；Ts為驅動電路的慣性時間常數，由MOSFET開關頻率決定。

2.2.2 電磁閥電磁線圈數學模型

電磁閥線圈是一個感性元件，可由電感L和電阻R串聯等效，如圖3所示。

圖3 電磁閥線圈等效電路

由圖3可得，從電磁線圈平均電壓Ud到線圈電流Id的傳遞函數為

式中Tl＝L/R，為線圈的電磁時間常數。

2.2.3 電磁閥電流 壓力關系模型

不同的電流產生不同的電磁力，控制閥門的開度，從而產生不同的油壓。由于電磁閥閥體、閥芯和流體的動力學特點較復雜，不適宜采用直接建模。而閥體、閥芯和流體動力學的宏觀特性，即電磁閥的壓力 電流特性易測量。同時在固定擋位下行駛，絕大多數情況下離合器處于壓力 電流特性曲線的線性段，因此，電磁閥閥體、閥芯和流體的傳遞函數用一個慣性環節描述，即

式中:Kp為壓力 電流特性線性段放大倍數；Tp為慣性時間常數。

2.3 離合器轉矩傳遞模型

如上所述，如果控制離合器處于微滑摩狀態，則由式(13)得到離合器控制油壓p后，離合器傳遞的轉矩Tc可由式(5)計算。因此離合器轉矩傳遞模型的傳遞函數可以表示為

值得注意的是，此處的μd不是常數，但考慮到建模方便，可將其取為一個常數。后續的控制算法可消除μd的變化對微滑摩控制的影響。

2.4 汽車縱向動力學數學模型

考察汽車縱向動力學模型[13-14]，可得微滑摩過程汽車動力學模型，即

式中:ωc為離合器從動盤角速度；Ic為離合器從動盤及其輸出軸所連接的旋轉部分折算到離合器從動盤上的轉動慣量；TL為離合器1從動盤及其輸出軸上的負載轉矩。對式(15)進行拉普拉斯變換可得如下傳遞函數:

式中s為拉普拉斯算子。

3 濕式DCT微滑摩雙閉環控制

微滑摩控制的目標是控制離合器的主、從動盤轉速差，即微滑摩量。為提高控制品質，必須對電磁閥驅動電流和主、從動盤轉速差進行精確控制。為此設計一個電流、微滑摩雙閉環的控制系統，分別控制電磁閥電流和離合器主、從動盤轉速差，從而提高系統的動態性能、穩態性能及抗擾動性能。在對被控對象進行建模的基礎之上，微滑摩控制系統的結構如圖4所示。

圖4 濕式離合器微滑摩雙閉環控制系統結構

3.1 電磁閥電流控制器的設計

電流控制器的設計要求主要是控制電磁閥的電流，使之緊緊跟隨期望電流。因此對于電磁閥電流的控制以跟隨性能為主，應設計電流控制器Wc(s)，使電流環的開環傳遞函數Wiop(s)，即電流環前向通道傳遞函數的乘積，被校正成為典型的I型系統，其傳遞函數的一般表達式為

式中:K1為電流環開環放大系數；T1為電流環開環慣性時間常數。由于除Wc(s)以外電流環的開環前向通道上有兩個慣性環節相串聯，因此設計Wc( s)的結構為

式中:Ki為電流控制器比例放大系數；τi為電流控制器的超前時間常數。為加快系統的動態響應速度，將電流控制器Wc(s)的1階微分環節τis+1與電流環中慣性時間常數較大的環節Tls+1相互抵消，從而有τi＝Tl。則最終電流環被校正成為式(17)所示的典型I型系統，其開環傳遞函數為

按照“2階最佳系統”整定原則[15]，可選擇阻尼比為

3.2 離合器微滑摩量控制器的設計

電流環經過簡化后可視作微滑摩環中的一個環節，其閉環傳遞函數為

則電流環的閉環傳遞函數可寫為

微滑摩環動態結構可簡化為圖5所示的結構。

圖5 微滑摩環的動態結構圖

圖5 中兩個慣性環節串聯結構為

從圖5可以看出，整車負載阻力矩TL和發動機轉速ωe的作用點在電流環的外面，因此電流控制器無法克服整車負載阻力矩和發動機轉速的變化對離合器微滑摩量的影響。為實現對微滑摩量的良好控制，在負載擾動作用點之前必須有一個積分環節1/s。根據圖5所示的結構可知，該積分環節應該出現在Wn(s)的傳遞函數中。現在TL擾動作用點之后已經有一個積分環節，因此微滑摩環的開環傳遞函數應該有兩個積分環節，所以應該將微滑摩環設計成典型II型系統，其開環傳遞函數的一般表達式為

式中:K2為微滑摩環的開環放大系數；T2為微滑摩環的開環慣性時間常數。為此，微滑摩控制器選擇的傳遞函數為

式中:Kn為微滑摩控制器比例放大系數；τn為微滑摩控制器超前時間常數。最終圖5所示的微滑摩環被校正為典型的II型系統:

在上述參數的配合下，系統閉環幅頻特性的峰值將達到最小值[15]。同時考慮到當系統閉環幅頻特性的峰值達到最小時，典型II型系統中K2，ωcn和τ2之間存在如下關系:

上式中，只須確定中頻寬h的數值，即可確定微滑摩控制器的參數Kn和τn。而h值可根據系統的抗擾性能的需求來選取。

4 試驗與結果分析

在搭載六速濕式DCT的某款SUV上進行實車試驗。根據相關零部件技術規格書和臺架測試數據，可得被控對象系統參數數值，如表1所示，其中下標“1”和“2”分別代表離合器1和離合器2所對應的被控對象的系統參數。

取中頻寬h＝5，則離合器1的電流控制器和微滑摩量控制器的參數為:Ki1＝3.4965，τi1＝6×10-3，Kn1＝-2.3022×10-3，τn1＝0.2533；離合器 2 的電流控制器和微滑摩量控制器的參數為:Ki2＝3.4965，τi2＝6×10-3，Kn2＝-2.4166×10-3，τn2＝0.2533。

值得注意的是，微滑摩控制是車輛在固定擋位正常行駛時進行的，因此在起步和換擋過程中不執行微滑摩控制。同時為加快系統的響應速度，更好地連接微滑摩過程和起步或換擋過程，在開始進行微滑摩控制時，電流控制器和微滑摩量控制器中積分環節的積分初始值設為上一過程(起步或換擋)結束時的電流和電磁閥占空比的最終值。

表1 系統參數

4.1 電磁閥電流控制試驗

在實車上對電磁閥電流控制進行階躍響應試驗和斜坡響應試驗。其中階躍信號幅值為1A，斜坡信號斜率為1A/s。電流控制效果見數字示波器截圖，如圖6和圖7所示。

圖6 電磁閥電流階躍響應試驗曲線

從圖6和圖7可以看出，所設計的電流控制器能夠很好地對電磁閥的電流進行控制，無論是階躍信號輸入還是斜坡信號輸入，實際電流值都能符合期望電流值。

4.2 微滑摩控制試驗

為考察微滑摩控制效果，將DCT的擋位固定在6擋，車速約為110km/h，離合器主、從動盤轉速目標微滑摩量為60r/min。圖8為微滑摩控制過程中離合器主、從動盤轉速曲線，圖9為期望微滑摩量與實際微滑摩量的偏差曲線。

圖7 電磁閥電流斜坡響應試驗曲線

圖8 離合器微滑摩控制效果

從圖9可以看出，基于電流、轉速雙閉環的DCT微滑摩控制方法，能夠較好控制離合器主、從動盤的轉速差，從而實現離合器的微滑摩控制。

4.3 微滑摩控制駕駛平順性試驗

本試驗主要考察微滑摩控制對發動機側傳來的振動影響。分別對采用微滑摩控制和不采用微滑摩控制的DCT車輛駕駛品質進行對比。采用離合器主、從動盤角加速度均方根值 arms作為評價指標[16]，即

式中:Tt為測試時間；aw為離合器主動盤或從動盤角加速度。

分別對離合器微滑摩和完全接合兩種情況測試離合器主從動盤的加速度均方根值。表2為兩種情況下加速度均方根值對比。

圖9 微滑摩量偏差曲線

表2 不同控制方法的駕駛平順性對比

從表2可以看出，基于離合器微滑摩控制的加速度均方根值要小于完全接合控制。因此對于具有正斜率摩擦因數的濕式雙離合器，采用微滑摩控制可有效提高駕駛平順性。

同時在駕駛過程中，一些瞬時扭轉沖擊也會對駕駛平順性產生影響。為此考慮汽車在固定擋位運行時，突然增加加速踏板行程(即Tip In方式)和突然松開踏板(即Tip Out方式)，考察微滑摩控制對瞬時扭轉沖擊的改善作用。為避免在Tip In和Tip Out過程中觸發換擋動作，影響針對微滑摩控制的評價，需要手動鎖定車輛當前擋位，并采用從動盤角加速度四次方振動劑量值VDV[16]作為評價指標進行評價。表3為無微滑摩控制和有微滑摩控制兩種情況下的VDV數值。

表3 瞬時扭轉沖擊試驗結果對比

從表3可以看出，采用微滑摩控制的VDV指標明顯比無微滑摩控制時小。說明微滑摩控制對于瞬時扭轉沖擊也有較好的改善作用。

4.4 微滑摩情況下離合器冷卻試驗

在微滑摩過程中，離合器主、從動盤會存在轉速差，因而產生一定的滑摩功，需要對微滑摩過程中的離合器進行冷卻潤滑控制。在不同的滑摩功率和變速器油溫的情況下，進行仿真和臺架測試，最終獲得使離合器保持良好性能所需的冷卻油流量，如圖10所示。

圖10 離合器冷卻潤滑油流量MAP圖

圖11 離合器冷卻潤滑油期望流量曲線

在環境溫度為28℃情況下，以110km/h的車速行駛，目標微滑摩量為60r/min。變速器油溫約為95℃，觀察離合器冷卻情況。其中離合器冷卻潤滑油的期望流量曲線如圖11所示，離合器出油口的出油溫度曲線如圖12所示。

圖12 離合器出油口出油溫度曲線

在離合器微滑摩過程中，由于滑摩功率小，此時的冷卻流量不超過1L/min(最大冷卻流量可達20L/min)。從圖11和圖12可以看出，在較小冷卻流量的情況下，也能夠保證較好的冷卻效果。

4.5 微滑摩量的確定

不同的車型其微滑摩量是不同的，需要對實際情況進行標定，并注意以下兩點:

(1)微滑摩量應隨著離合器出油口出油溫度的上升而減小，以防止離合器在高溫下微滑摩而燒蝕；

(2)在發動機高轉速區，往往是駕駛員駕駛意圖變化劇烈的區域(如加速超車)，發動機轉矩的變化較為激烈，應該減少雙離合器的微滑摩量，使在轉矩迅速變化的過程中，離合器從動盤轉速能跟隨主動盤轉速，而在中低轉速區，轉矩變化相對平緩，可適當加大微滑摩量。

根據以上兩個原則，結合大量實車試驗的結果，確定了本試驗車型在不同發動機轉速和離合器出油口出油溫度下使駕駛平順性指標最優的離合器微滑摩量，并繪制曲線如圖13所示。

圖13 離合器最佳微滑摩量MAP圖

5 結論

(1)對于采用具有正斜率摩擦因數材料的離合器施加微滑摩控制，系統的阻尼系數將增大，系統的穩定性也會提高，同時系統的受迫振動的幅值會減小。因此濕式雙離合器的微滑摩控制有利于提高整車的駕駛品質。

(2)實車試驗的結果表明，因微滑摩量較小，故整體的微滑摩功率不大，在微滑摩控制的過程中，施加一定的冷卻潤滑就可保證離合器的可靠工作而不會燒蝕離合器摩擦片，同時討論了離合器微滑摩量目標值的確定原則，根據大量實車試驗，在不同發動機轉速和離合器出油口出油溫度下，確定了使駕駛平順性最好的離合器微滑摩量的目標值。

(3)今后的繼續深入研究中，可引入離合器油壓信號進行反饋，構成電流 壓力 微滑摩三閉環的微滑摩控制系統，從而能更加精確地控制微滑摩量。但這樣的控制結構需要更加強大的處理器，須在毫秒級時間內完成一次壓力的閉環控制，否則會影響微滑摩環控制的快速性。