帶HMCVT的載貨汽車起步特性及其控制策略的研究*

趙 軍，尹旭峰，李雪原

(北京理工大學，車輛傳動重點實驗室，北京 100081)

前言

液壓機械式無級變速器(hydro-mechanical continuously variable transmission，HMCVT)是一種復合傳動型無級變速器，由機械路徑與液壓路徑共同完成功率傳遞。其中，機械路徑主要用于擴大變速器的調速范圍，液壓路徑用于實現段內無級變速，兩路復合實現大功率大傳動范圍的無級變速，適用于重型車輛的傳動系統［1］。目前，北京理工大學研制的195kW液壓機械式無級變速器樣機已經裝車試驗，試驗平臺為北方奔馳載貨汽車。本文中重點研究液壓機械式無級變速器與整車性能的合理匹配，制定適合于HMCVT的控制策略。

起步快速性、平穩性和舒適性直接影響駕駛感受，也是評價車輛性能的重要指標。載貨汽車裝用的機械式變速器通常擋位較多，起步過程換擋頻繁，且換擋時要求油門、離合器和換擋手柄的操作協調配合，在復雜路況下長時間駕駛，駕駛員的工作強度大，容易疲勞［2］。若換裝液壓機械式無級變速器，可以取消離合器操作，實現自動換擋，大大降低駕駛難度和工作強度。另外，通過合理設計HMCVT換擋控制策略，不但可以提高整車性能，而且可以獲得較高的燃油經濟性［3］。

針對載貨汽車的大慣量特性和重載低速工況下液壓調速系統的低效率問題，須合理設計HMCVT的起步控制策略，除了滿足快速性和平穩性等性能要求以外，還應考慮車輛進庫、移庫和低速跟車等特殊工況的要求［4－5］。

1 HMCVT的工作原理

所研制的HMCVT采用分矩匯速型等差式無級變速機構，其結構簡圖如圖1所示。工作原理如下。

(1)純液壓段 通過控制制動器的接合/分離狀態，使變速器工作于純液壓段，輸入功率經分流機構、液壓泵和液壓馬達(即液壓路徑)，傳遞到匯流行星排，最后由匯流行星排的行星架輸出。全部功率均由液壓路徑傳遞。

(2)液壓機械段 改變制動器的接合/分離狀態，使變速器工作于液壓機械段，輸入功率一部分經分流機構傳遞給液壓泵和液壓馬達(即液壓路徑)，其余由機械路徑傳遞，最后在匯流行星排匯流后，通過齒圈輸出。

車輛起步時，HMCVT先由空擋換入純液壓段。隨著車速升高、傳動比減小，當滿足換段條件后，換入液壓機械段。在液壓調速系統中，斜盤式雙向變量泵采用電液伺服排量控制機構，通過控制比例電磁閥1和2的通入電流，來控制伺服活塞的位移，進而控制變量泵斜盤擺角，達到雙向變量的目的。

2 HMCVT的開環控制特性

為了掌握HMCVT的動態特性，作者對其進行了開環控制臺架試驗，圖2為試驗數據曲線。圖中深粗線表示馬達轉速，細線表示變速器輸出轉速，淺色粗線表示變量泵比例電磁閥2的電流值，淺細線表示比例電磁閥1的電流值。

由圖2可知，當t=100s時，變量泵比例電磁閥2通電，隨后電流值按固定步長臺階式上升。當t=160s時，電磁閥2的電流值達到0.2A，馬達開始旋轉，此時因系統處于純液壓段，輸出轉速隨著馬達轉速的增高而上升。當t=280s時，由純液壓段換入液壓機械段功率循環工況，輸出轉速隨著馬達轉速的降低而增高。當t=400s時，電磁閥2的電流值減至0.2A，馬達轉速降為零，輸出轉速不再增高。當t=500s時，經過純機械點進入液壓機械段功率分流工況。當t=590s時，比例電磁閥1的電流值突破0.2A，馬達轉速開始反向增高，輸出轉速隨著馬達轉速的上升而增高。

由HMCVT樣機的開環控制臺架試驗曲線可以得到以下結論:

(1)電流值從0～0.2A是變量泵比例電磁閥的工作死區。此時變量泵的斜盤擺角為零，排量為零，所以馬達轉速為零，變速器的輸出轉速保持不變［6］;

(2)電流值從0.2～0.6A是變量泵排量的線性調節范圍。此時馬達轉速與比例電磁閥的電流值一一對應，且線性度非常高，可認為在此范圍內液壓調速系統是線性系統;

(3)通過控制變量泵比例電磁閥的電流大小，HMCVT具備從零速到最大輸出轉速的全程無級調速能力。

綜上所述，比例電磁閥所固有的死區特性是為HMCVT設計線性控制系統必須要解決的問題。此外，設計的控制系統必須能充分發揮HMCVT從零速到最大輸出轉速全程無級調速的能力。

3 HMCVT起步過程的控制策略

HMCVT車輛的起步過程可歸納如下:駐車擋或空擋時踩下制動踏板，發動機點火起動;換入前進擋后，慢慢松開制動踏板，車輛緩慢起步;直至制動踏板完全松開時，車輛達到起步車速。整個過程中，駕駛員僅僅通過控制制動踏板停留的位置和松開的速度，實現對車速的主動控制，以應對進庫、移庫和低速跟車等各種特殊工況的要求。

3.1 控制目標

載貨汽車的大慣量特性和液壓調速系統在重載低速工況下的低效率問題，對HMCVT的起步控制提出了很高要求。綜合考慮起步過程的快速性和平穩性，控制目標可以歸納如下:

(1)起步無延時 在制動踏板完全松開之前，車輛已經起步，即具有一定車速;

(2)起步過程中車速變化平穩 在制動踏板從踩下到完全松開的過程中，車速從零速向起步車速連續無級變化，即變速器傳動比可連續無級變化。

3.2 控制策略

為明確起見，定義傳動比等于輸入轉速與輸出轉速的比值。下文作圖時用到的“速比”定義為輸出轉速與輸入轉速的比值，即傳動比的倒數，主要是為了避免在圖中出現傳動比無窮大的問題。

由機構分析可知，車輛起步、HMCVT進入純液壓段以后，變速器輸出轉速、傳動比和變量泵比例電磁閥2的電流值滿足如下關系式:

式中:i為變速器總傳動比、i1為機械路徑輸入端固定傳動比、i2為機械路徑輸出端固定傳動比;Nout、Nin為變速器輸出轉速和變速器輸入轉速;k1、k2、k3為行星排的特性參數;C、Cmin、Cmax分別為比例電磁閥2工作電流、比例電磁閥最小和最大工作電流值。

因此，通過控制比例電磁閥2的電流值，即可控制變速器的傳動比，進而控制變速器的輸出轉速。

3.2.1 起步階段最大傳動比的確定

從理論上說，HMCVT具備從零速到最大輸出轉速全程無級調速的能力，即傳動比可以從無窮大連續無級變化到1。但在實際操作中，考慮到起步后HMCVT處于純液壓段，低速重載工況下總效率只有20%左右［7］，為避免在低效區工作，設定馬達最低穩定轉速為120r/min。根據式(3)可知，變速器輸出轉速Nout的最低值約為25r/min。

式中Nm為馬達轉速。

已知發動機怠速轉速Nin為800r/min，通過式(4)可求得起步階段最大傳動比為

不考慮液壓系統的泄漏流量和油液的可壓縮性，根據式(5)和式(6)可知，HMCVT處于最大傳動比32時，變量泵的排量比εp為0.36，相應的比例電磁閥的工作電流值C為0.34A。

式中:Vpmax、Vp和Vm分別為變量泵的最大排量與實際排量和馬達的實際排量;η為液壓系統靜態容積效率;ωp、ωm分別為泵和馬達的轉速。

為了保證車輛在坡道起步時不會溜車，需要對HMCVT起步時的最大傳動比進行校核。決定最大傳動比的主要因素有:最大爬坡度、地面附著系數和車輛最低穩定轉速，其計算式為

式中:G為車重;f為滾動阻力系數;αmax為最大爬坡度;r為車輪半徑;Ttqmax為發動機最大轉矩;i0為主減速器傳動比;ηT為傳動效率。一般貨車的最大爬坡度約為30%，即αmax約為16.7°。試驗用北方奔馳載貨汽車的參數如表1所示。

表1 HMCVT試驗用車的參數

將上述參數值代入式(7)，可得

由此可知，設定的最大傳動比大于校核值，滿足在最大坡度的坡道上起步的要求。起步車速約為0.8km/h，可以滿足起步平穩無沖擊的要求。

3.2.2 起步階段最小傳動比的確定

根據控制目標，起步階段結束時車輛應達到穩定的起步車速。其設定值必須考慮車輛進庫、移庫和低速跟車等特殊工況的要求。參考試驗用車原機械變速器的最低擋車速，設定起步車速為3km/h。因車輛起步時發動機的轉速不能低于怠速轉速，故起步階段的最小傳動比的計算式為

式中:Nin為發動機怠速轉速;v為起步車速。由式(9)可得

3.2.3 過渡過程的傳動比控制策略

確定了起步階段的最大和最小傳動比，其間的過渡過程應保證當制動踏板勻速松開時，傳動比能從最大值32平穩變化至最小值10。另外，當變速器實際傳動比已大于最大傳動比時，應該保證制動踏板的輕微下移都會使傳動比急劇增加，令馬達轉速和輸出力矩均迅速減至零，保證制動器對車輛具有可靠的制動效果。

利用e指數函數在零點附近變化平緩、遠離零點時急劇上升的特點，可以設定起步階段過渡過程中傳動比與制動踏板位置之間的關系為

式中:i為變速器傳動比，B為制動踏板的位移，二者關系如圖3所示。

由圖3可見，傳動比的變化經歷如下。

(1)制動踏板踩下位移較大、B＞0.2時，傳動比i＞74，可近似認為傳動比為無窮大。此時變量泵的斜盤擺角為零，馬達轉速和輸出力矩為零，變速器沒有功率輸出。

(2)制動踏板松開初期，B從0.2減至0.12，傳動比從74(近似認為無窮大)迅速降至32。在此過程中，制動器對車輪的制動力矩仍然大于馬達輸出力矩，車速保持為零。

(3)制動踏板松開后期，B從0.12逐漸減至0，傳動比從32平穩降至10。在此過程中，制動器對車輪的制動力矩小于馬達輸出力矩，車輛在受控狀態下緩慢起步。

(4)制動踏板完全松開，B=0時，傳動比減至10，并維持不變，車輛達到穩定的起步車速3km/h。

通過分析可知，上述傳動比控制策略可以實現HMCVT載貨汽車起步階段的預期控制目標。

3.3 PID閉環控制系統的實現

為了實現HMCVT起步階段的傳動比控制策略，設計開發了圖4所示的PID閉環控制系統。

首先，目標傳動比生成器根據制動踏板位置、變速器輸入轉速(即發動機輸出轉速)和變速器輸出轉速生成目標傳動比，然后通過增量式PID控制模塊計算得到PWM占空比，調節變量泵比例電磁閥的電流值，使變量泵斜盤擺角發生改變，進一步使馬達轉速發生改變，最后決定變速器輸出轉速。

通過試驗測定，當PWM占空比為40%時，變量泵比例電磁閥的通入電流約為0.2A。據此，在控制系統中設計并加入了電磁閥死區處理模塊，將PID輸出的PWM占空比下限設為40%，直接跳過死區電流區段，而不是從零電流開始調節，解決了電磁閥死區可能引起的起步延時問題。

另外，增量式PID閉環控制不但可以實現對傳動比的精確控制，同時，利用PID控制系統參數適應范圍寬、魯棒性好的特點，解決了電磁閥電流溫漂、容積式液壓調速系統的效率隨轉速和壓力而變等非線性問題。

4 HMCVT起步過程實車試驗

為了驗證液壓機械無級變速器HMCVT的起步控制策略的合理性和PID控制系統工作的正確性與可靠性，對試驗車的起步性能進行實車測試，試驗結果如圖6所示。圖6(a)為制動踏板位置與速比的時間歷程，圖中B表示制動踏板位置，i1表示速比計算值，i2表示速比試驗值。圖6(b)為制動踏板位置與變速器輸出轉速的時間歷程，圖中Nout2表示輸出轉速計算值，Nout1表示輸出轉速試驗值。

由圖5可知，起步過程中隨著制動踏板緩慢松開，速比逐漸增加(即傳動比減小)。當t=3.5s時，變速器輸出轉速開始大于0，車輛起步，此時制動踏板位置約為0.08，速比約為0.03(即傳動比約為33)。隨后，輸出轉速繼續平穩增加，直至制動踏板完全松開時，速比升至0.1(即傳動比為10)，變速器輸出轉速升至80r/min，相當于車速3km/h。由圖6(a)可知，在整個起步過程中速比的試驗值i2與計算值i1吻合較好。而在圖6(b)中，輸出轉速的試驗值Nout1與計算值Nout2在t=4s之后吻合較好，在t=4s之前計算值Nout2略大于試驗值Nout1。其原因為:制動踏板踩下時，車輪受到制動力矩的作用，使得輸出轉速為零，而計算值未考慮制動力矩的實際影響，所以不為零。隨著制動踏板逐漸松開，制動力矩對輸出轉速的影響逐漸減小，試驗值與理論值逐漸重合。

由試驗結果可知，車輛起步平穩、無延時，各個關鍵點的數據值與第3節中設計的控制策略相符，表明HMCVT的起步控制策略設計合理，PID控制系統工作正常，可以滿足HMCVT載貨汽車的起步控制要求。

5 結論

通過開環控制臺架試驗，證實了液壓機械無級變速器具備從零速到最高輸出轉速全程無級變速的能力;發現在采用電液伺服排量控制機構的液壓調速系統中，變量泵比例電磁閥固有的死區特性對車輛的起步延遲有嚴重影響。針對載貨汽車的大慣量特性和液壓調速系統在重載低速工況下的低效率問題，綜合考慮起步過程的快速性和平穩性，設計了與制動踏板位置相關的起步過程控制策略和相應的電磁閥死區處理方法，并開發了增量式PID閉環控制系統。實車測試結果表明:車輛起步平穩、無延時，控制策略設計合理，控制器工作正常，可以滿足HMCVT載貨汽車的起步控制要求。

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