無級變速車輛起步液力變矩器分段滑差控制?

雷雨龍，扈建龍，付 堯，賈玉哲，王林波，程 靖

(1.吉林大學，汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130025； 2.一汽解放汽車有限公司，長春 130011)

前言

傳統的液力變矩器閉鎖控制規律主要分為單參數和兩參數控制[1]，但這些方法缺少對起步過程的干預，仍存在液力傳動過程中發動機轉速偏高、轉速波動大和引起功率損失等問題。液力變矩器閉鎖離合器的滑差控制是指在一定工況下閉鎖離合器不閉鎖而存在微小滑摩，既發揮了液力變矩器的緩沖減振作用又提高了整車的燃油經濟性[2]。國內外對閉鎖離合器的滑差控制進行了大量的研究，主要集中在基于整個行車過程中，提高系統的響應速度、穩定性和抗干擾能力，而特定于起步工況的滑差控制研究相對較少，燃油經濟性和動力性均有待進一步優化[3-17]。

本文中針對傳統閉鎖控制在起步工況中存在的問題，提出了一種基于發動機恒轉速控制的閉鎖離合器起步滑差分段控制策略。首先確定了恒轉速控制的目標轉速；其次，以減小沖擊度為目標對閉鎖離合器目標滑差率進行優化，同時采用前饋和反饋的控制方法實現閉鎖離合器的起步滑差控制，干預起步過程，實現機械與液力的雙流混合傳動。在提高起步加速響應的同時，改善傳動系統效率和起步過程燃油經濟性。

1 模型搭建

本文中以圖1所示的無級變速器傳動系統為研究對象，研究液力變矩器閉鎖離合器的起步滑差控制。其中，液力變矩器由閉鎖離合器、導輪、渦輪和泵輪組成。

圖1 傳動系統示意圖

1.1 傳動系統建模

本文中選擇鋼-銅基摩擦材料組成的摩擦副建立離合器模型，靜摩擦因數μ0為0.12，動摩擦因數μd主要受離合器主、從動盤轉速差、接合壓力、溫度等因素影響，為了簡化計算，將其近似表示為主、從動盤轉速差(滑差轉速)Δn的函數，由文獻[18]得

式中：α取 0.000 570 486；Δn=np-nt，np為主動片轉速(泵輪轉速)，nt為從動片轉速(渦輪轉速)，r/min。

摩擦接觸面數為n時，在離合器接合油壓Fc下，閉鎖離合器所能傳遞的轉矩為

式中：Rc為金屬摩擦片的有效半徑。Rc的近似公式為

式中：R1和R2分別為摩擦片的外徑和內徑，m。

1.2 液力變矩器液壓系統建模

閉鎖離合器液壓控制系統如圖2所示。閉鎖離合器TCC液壓控制系統由脈沖寬度調制電磁閥A、閉鎖離合器調壓閥B、閉鎖離合器啟動閥C、閉鎖離合器換擋閥D、變矩器限制閥E、單向球閥和冷卻器組成。該系統有兩路輸入油路，分別為主油路main pressure和control 3，兩者的油壓均來自主油路調壓閥的變矩器。

圖 2中：pctl，1為脈沖寬度調制電磁閥 A，A3口的輸出壓力；pctl，2為閉鎖離合器調壓閥B，B3口的輸出壓力；pctl，3為變矩器限制閥 E 的輸入壓力；pctl，4為變矩器限制閥E的輸出壓力；pload為閉鎖油路壓力；pcool為冷卻油路壓力；pen為閉鎖離合器換擋閥D，D3口的輸出壓力；pz為主油路壓力。

2 閉鎖離合器起步滑差控制策略

本文中提出了一種起步過程中的閉鎖離合器分段控制策略，如圖3所示，控制邏輯如圖4所示。

2.1 tc1～t1階段控制

將該階段分為快速充油階段和保壓階段。tc1～tc2為快速充油階段，采用與油溫相關的開環控制，根據油溫查表，直接輸出控制量。tc2～t1為保壓階段，控制方法與快速充油階段相同，其目的在于維持離合器接合側的壓力，離合器片的空行程被消除，離合器處于滑摩的臨界狀態。

2.2 t1～t2階段控制

圖3 起步過程閉鎖離合器控制過程示意圖

t1～t2階段為發動機恒轉速控制階段，發動機恒轉速控制的觸發條件為油門開度變化率大于30%，且油門開度最終穩定在25%以上。在發動機轉速達到目標轉速前為純液力工況。

對發動機轉速采用PID閉環控制，控制結構框圖如圖5所示[20-21]。選定油門踏板開度穩定后發動機最低轉速作為發動機目標轉速，此時，發動機噪聲最低，效率也相對較高[22]。發動機目標轉速和油門踏板開度的關系如圖6所示。在發動機恒轉速控制的同時進行閉鎖離合器接合壓力的協同控制可以使液力變矩器提前達到耦合工況點，提高傳動系統效率。

本階段由于閉鎖離合器提前介入工作，需對車輛的沖擊度進行控制，保證車輛的舒適性。車輛起步時的沖擊度j[23]為

圖4 閉鎖離合器起步滑差控制邏輯

式中：rw為車輪滾動半徑，m；i0為主減速比；icvt為無級變速器速比；ωpri為主動輪角速度，rad/s。

根據德國的沖擊度推薦值，j≤10m/s3[24-25]。

恒轉速控制過程中離合器接合正壓力變化率反映駕駛員的駕駛意圖，還要考慮接合過程中的滑摩功和沖擊度，兩者與離合器主、從動盤轉速差有關，因此要考慮滑差率的影響。由此構建雙層模糊控制器，如圖7所示。

圖5 發動機轉速控制結構圖

圖6 發動機目標轉速

圖7 接合壓力雙層模糊控制器

對于雙層模糊控制器的第1層，將油門開度和起步意圖分別劃分為5個模糊子集：[非常小(VS)，小(S)，中(M)，大(B)，非常大(VB)]，將油門開度變化率劃分為7個模糊子集：[負大(NB)，負中(NM)，負小(NS)，零(Z)，正小(PS)，正中(PM)，正大(PB)]。對于雙層模糊控制器的第2層，將起步意圖劃分為5個模糊子集：[非常小(VS)，小(S)，中(M)，大(B)，非常大(VB)]，將滑差率和接合壓力變化率分別劃分為7個模糊子集：[非常小(VS)，較小(LS)，小(S)，中(M)，大(B)，較大(LB)，非常大(VB)]。

式中：x為模糊論域輸入值；a決定了曲線的中心位置；b決定了曲線的寬度。

駕駛員起步意圖和接合正壓力變化率的模糊控制規則表分別見表1和表2。

隸屬度函數均選用高斯型，即

表1 駕駛員起步意圖模糊控制規則表

表2 接合正壓力變化率模糊控制規則表

2.3 t2～t3階段控制—基于滑差率的閉鎖離合器滑差控制

閉鎖離合器的滑差控制如圖8所示。為了提高響應速度和控制精度，本文中采用滑差前饋+反饋控制。

設計前饋控制器，修正閉鎖離合器控制中受到油門開度的影響，提高滑差控制過程的動態響應能力，縮短動作時間[26]。前饋控制占空比ipwm1是油門開度的函數：

圖8 滑差控制結構框圖

同時，設計反饋控制器，以提高控制精度。采用基于目標滑差率的反饋控制，根據目標滑差率Kt和實際滑差率Ks的偏差經自適應模糊PID控制器得到控制滑差率變化率βk，經離合器接合壓力模型及閉鎖離合器液壓系統占空比和接合壓力變化關系計算得到反饋控制占空比信號。

在滑差階段的某一時刻，閉鎖離合器所傳遞的轉矩和滑差率的變化率成正相關，接合壓力和離合器傳遞轉矩成正比關系，可得接合壓力和滑差率的變化率也成正相關關系[27]。當傳動系統效率達到液力變矩器耦合點以上一定值后，退出發動機恒轉速控制。

2.4 t3～t4階段控制—基于滑差率的閉鎖離合器閉鎖控制

傳統液力變矩器閉鎖控制中，當液力變矩器速比增大并進入耦合工況時，液力變矩器不再具有減速增轉矩的作用，此時應使閉鎖離合器閉鎖，提高傳動效率。對于無級變速器，液力變矩器工作區間為無級變速器受速比變化范圍限制不能進行速比調節的區域，即最大速比區域，因此，將不同油門開度下速比開始調節的車速作為液力變矩器閉鎖的車速。設液力變矩器在純液力工況下進入耦合工況時的對應車速為vou，無級變速器開始調速時對應車速為vs，則液力變矩器閉鎖控制的實際閉鎖車速vlock為

t3～t4階段開始時刻的滑差率已經很小，因而滑差轉速很小，此階段采用開環控制，以固定占空比變化率控制壓力變化實現閉鎖離合器的完全閉鎖，此過程產生的沖擊度很小，不會影響駕駛舒適性。此階段占空比ipwm為

式中：kpwm為占空比變化率；tpwm為t3～t4階段開始后的某一時刻；t0為t3～t4階段開始時刻。

3 液力變矩器閉鎖離合器起步滑差控制仿真分析

本文中通過建立AMESim與MATLAB/Simulink的聯合仿真平臺。針對大、小油門開度變化率下的不同油門開度，車輛總質量為1 681kg的工況，進行了起步滑差控制和傳統液力變矩器閉鎖控制的仿真。受限于篇幅，本文中只列出大油門開度變化率下50%油門開度工況的仿真曲線，分別如圖9～圖11所示。

圖9 50%油門開度轉速和車速曲線

圖10 50%油門開度效率和燃油消耗曲線

由圖9和圖10可知，采用本文中的分段控制策略，在發動機恒轉速控制階段，滑差控制車速與傳統液力變矩器閉鎖控制工況相差很小，但在達到相同車速時發動機轉速更低，因而具有更好的起步加速響應性能。發動機恒轉速控制避免了起步過程中的發動機轉速波動，提高了起步平順性。滑差控制中傳動系統效率在進入t2～t3階段后提高速度明顯大于傳統閉鎖控制工況，采用發動機恒轉速控制和閉鎖離合器接合壓力的協同控制相比傳統閉鎖控制工況更早地到達耦合工況點，在恒轉速結束后已高于耦合工況效率。而在t1～t2階段，此時滑差率較大，傳動系統效率接近純液力工況。恒轉速結束后的滑差控制起始滑差率受各油門開度下沖擊度和發動機扭振的影響不同，實際滑差率在此基礎上逐漸過渡到0.03并逐漸減小，隨著滑差率的減小，傳動系統效率逐漸升高。

圖11 50%油門開度沖擊度曲線

由圖11可知，在發動機轉速達到目標轉速前，起步滑差控制未開始，傳統液力變矩器閉鎖控制沖擊度j和本文中的控制策略的沖擊度相近。在發動機達到目標轉速后的起步過程，由于液力變矩器具有良好的減振性能，在傳統的液力變矩器閉鎖控制工況下，沖擊度要低于起步滑差控制工況。起步滑差控制在恒轉速結束時刻的沖擊度較大，但是針對此時刻前后滑差率進行優化可將沖擊度限制在(-5，+3)m/s3范圍內，對乘坐舒適性影響不大。在恒轉速控制結束后的滑差控制階段沖擊度逐漸減小，在不同油門開度工況下，達到目標閉鎖車速時進行閉鎖控制產生的沖擊度與傳統液力變矩器閉鎖控制時的沖擊度相近，被控制在(-2，+2)m/s3以內。

起步過程中燃油消耗量Q為

式中：b為發動機以一定轉矩Te在一定轉速ne下運行時的燃油消耗率，b=f(Te，ne)，L/h。

采用本文中的起步滑差控制策略，在起步階段相較于傳統液力變矩器閉鎖控制具有更好的燃油經濟性。分別在大、小油門開度變化率，50%油門開度下的整車起步仿真燃油消耗對比見表3和表4。Qk為滑差控制燃油消耗量，Qnk為無滑差控制燃油消耗量，Qj為節省燃油消耗百分比。

表3 大油門開度變化率閉鎖開始時燃油消耗量_

表4 小油門開度變化率閉鎖開始時燃油消耗量_

閉鎖開始時，兩組仿真具有相同的起始車速，閉鎖結束時的車速以傳統液力變矩器閉鎖控制工況閉鎖結束時車速作為參考。由表中數據可知，在兩種工況下，采用本文中的起步滑差控制策略相較于傳統液力變矩器閉鎖控制平均可降低油耗量5.385%，在保證起步加速響應基礎上，具有更佳的燃油經濟性。

4 結論

(1)本文中提出了基于車輛起步的發動機恒轉速控制的閉鎖離合器起步滑差分段控制策略，制定了閉鎖離合器在起步階段進行滑差控制的控制方法。建立了基于AMESim和MATLAB/Simulink聯合仿真的整車和控制策略驗證平臺，并進行了不同工況下的起步仿真分析。

(2)起步時發動機恒轉速控制和閉鎖離合器接合壓力的協同控制避免了起步過程中的發動機轉速波動，提高了起步平順性，使液力變矩器相較于傳統閉鎖控制提前達到耦合工況點。閉鎖離合器起步滑差控制較傳統閉鎖控制具有更高的傳動效率。

(3)仿真結果表明，本文中的策略和方法切實可行。在50%油門開度下，本文中提出的方法可以在提高起步響應性的同時，平均節省油耗5.385%，實現了改善起步燃油經濟性的目的，為實現閉鎖離合器起步滑差控制的工程應用提供了理論指導。