張志剛,吳學(xué)彥,楊 辰,鄒 波

(1.重慶理工大學(xué)車輛工程學(xué)院, 重慶 400054;2.重慶鐵馬工業(yè)集團有限公司, 重慶 400050)

0 引言

濕式DCT根據(jù)車輛工況,通過設(shè)定的控制策略完成換擋,提高了車輛的駕駛簡便性,這一優(yōu)點使其成為市場主流。由于換擋過程中處于分離狀態(tài)的離合器的傳遞轉(zhuǎn)矩方向發(fā)生突變,會與處于接合狀態(tài)的離合器發(fā)生轉(zhuǎn)矩重疊,造成雙離合器實際傳遞轉(zhuǎn)矩減小,進而影響換擋品質(zhì)。因此,建立具有較高精度的濕式雙離合器轉(zhuǎn)矩傳遞模型及優(yōu)化離合器轉(zhuǎn)矩控制方法對提高換擋品質(zhì)有著重要意義。

國內(nèi)外許多學(xué)者對傳遞轉(zhuǎn)矩模型進行了大量研究。張志剛[1]基于平均雷諾方程和粗糙表面彈性接觸模型建立了濕式離合器接合過程模型,分析了潤滑油黏度、動靜摩擦因數(shù)特性、摩擦襯片滲透性等因素對濕式離合器接合特性的影響規(guī)律。Berger等[2-3]簡化了濕式離合器接合過程的數(shù)學(xué)模型,對油膜厚度微分方程進行推導(dǎo),并研究了對濕式離合器接合特性的影響因素。楊辰龍等[4]建立了考慮粗糙度、表面溝槽參數(shù)和溫度效應(yīng)的接合特性分析模型。結(jié)合仿真試驗結(jié)果,得到了在不同油液溫度、相對轉(zhuǎn)速等影響因素對接合特性的影響規(guī)律。通過以往研究發(fā)現(xiàn),濕式離合器轉(zhuǎn)矩傳遞特性具有高度非線性及摩擦特性受油液溫度變化影響顯著的特點。

但在以往研究濕式DCT換擋控制時,通常認(rèn)為在濕式離合器所傳遞轉(zhuǎn)矩對換擋品質(zhì)的影響中,黏性轉(zhuǎn)矩的影響小于粗糙轉(zhuǎn)矩。但大多數(shù)研究者所采用的不考慮黏性轉(zhuǎn)矩與離合器摩擦片接觸動態(tài)過程的離合器傳遞轉(zhuǎn)矩模型不能準(zhǔn)確地反應(yīng)離合器實際傳遞轉(zhuǎn)矩,在此基礎(chǔ)上進行的控制策略研究在實際運用中將不能達到預(yù)期的控制效果[5-7]。郝洪濤、樓振雄等[8-9]通過研究發(fā)現(xiàn),考慮了黏性轉(zhuǎn)矩的離合器傳遞轉(zhuǎn)矩模型,可體現(xiàn)出轉(zhuǎn)矩滯后現(xiàn)象,且在油溫變化情況下黏性轉(zhuǎn)矩對換擋品質(zhì)有較為顯著的影響。陸中華等[10]提出了在換擋過程中根據(jù)不同的溫度來修正離合器壓力的控制方法,但其修正因數(shù)需要通過大量試驗獲得。Kim等[11-14]以實時傳遞轉(zhuǎn)矩反饋來實現(xiàn)對離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的精確閉環(huán)控制。但在實際中會因換擋時間與實時傳遞轉(zhuǎn)矩計算量等原因讓其實現(xiàn)困難較大。

結(jié)合以往與現(xiàn)今研究的不足,提出一種基于濕式離合器動態(tài)摩擦因數(shù)計算離合器期望控制油壓,利用RBF-PID壓力自適應(yīng)控制器控制離合器壓力控制閥輸出壓力的方法,以較少計算量完成濕式離合器轉(zhuǎn)矩精確控制。并結(jié)合某款濕式DCT整車換擋動力學(xué)模型和換擋工況請求轉(zhuǎn)矩,驗證該控制方法在不同液壓油溫度環(huán)境中是否仍能改善換擋品質(zhì)。

1 離合器活塞腔建模

離合器摩擦副的接合,是由離合器活塞腔接收到從離合器壓力控制閥輸入的液壓油完成建壓,并推動離合器活塞壓緊摩擦副完成的。離合器活塞運動微分方程為[15]:

(1)

式中:Bc為活塞阻尼系數(shù),kc為彈簧剛度,mc為活塞質(zhì)量,Ac為活塞腔端面面積,xc為活塞位移,Pc為活塞腔壓力。

2 濕式離合器摩擦傳動機理建模

濕式DCT離合器接合過程:流體擠壓、邊界潤滑和機械接觸,對應(yīng)的傳遞轉(zhuǎn)矩油液的油黏性轉(zhuǎn)矩和摩擦片的摩擦轉(zhuǎn)矩共同承擔(dān)[16-17]。依據(jù)摩擦傳動機理建立動態(tài)摩擦因素模型和濕式離合器轉(zhuǎn)矩傳遞模型。

2.1 油膜壓力模型

為便于建立油膜壓力的數(shù)學(xué)模型,將濕式離合器物理模型的接合過程進行簡化,如圖1所示。冷卻潤滑油黏溫特性曲線如圖2所示。

圖1 濕式離合器摩擦副接合過程物理模型示意圖

圖2 冷卻潤滑油黏溫特性曲線

假設(shè)油膜壓力軸對稱、邊界油膜壓力為零,依據(jù)平均雷諾方程,建立濕式離合器在柱坐標(biāo)下的潤滑油油膜壓力一維控制方程,并對半徑r積分得到油膜壓力沿徑向分布規(guī)律[18-20]:

(2)

式中:φ為摩擦襯片滲透性,η為油膜動力黏度,h為潤滑油油膜厚度,φr為徑向流量因數(shù),σ為摩擦副表面聯(lián)合粗糙度,a、b為摩擦副內(nèi)徑、外徑,erf( )為高斯誤差函數(shù),d為摩擦襯片厚度。

2.2 微凸峰接觸模型

接合過程進入邊界潤滑階段后,對偶鋼片與摩擦片表面產(chǎn)生微凸體接觸現(xiàn)象,其接觸壓力為[20]:

(3)

式中:An為名義接觸面積,δ為真實接觸面積,Ac為摩擦副真實接觸面積,E為摩擦副當(dāng)量彈性模量。

假設(shè)濕式離合器摩擦副表面的微凸峰各向同性,表面微凸峰高度服從高斯分布。則可利用G-W彈性接觸模型計算[20]:

(4)

式中:λ為微凸峰粗糙峰密度,γ為微凸峰粗糙峰曲率半徑。

2.3 承載力和轉(zhuǎn)矩模型

濕式離合器接合過程的作用力Fapp由油膜壓力和摩擦副微凸峰接觸壓力共同承載[20]:

Fapp=(1-δ)PhdA+δPcdA=

π(b2-a2)Papp

(5)

式中,Papp為控制油壓。

將Ph、Pc代入式(5)可得油膜厚度變化率[20]:

(6)

濕式離合器傳遞總轉(zhuǎn)矩由油膜黏性剪切轉(zhuǎn)矩Th微凸峰粗糙摩擦轉(zhuǎn)矩Tc組成[20]:

(7)

式中,fc為微凸峰粗糙摩擦因數(shù),ωrel為主、從動盤相對轉(zhuǎn)速,φf、φfs為Patir-Cheng剪切力因數(shù),可由下式計算[20]:

fc=0.135-0.003lnωrel

(8)

2.4 動態(tài)摩擦因數(shù)模型

為保證在摩擦因數(shù)變化的濕式DCT換擋過程中仍能對傳遞轉(zhuǎn)矩實現(xiàn)精確控制的要求,提出一種通過動態(tài)摩擦因數(shù)來描述接合過程的不同狀態(tài),其計算公式為[20]:

(9)

為充分考慮到濕式離合器黏性轉(zhuǎn)矩的影響,在活塞腔需要壓力計算中引入動態(tài)摩擦因數(shù),根據(jù)離合器請求轉(zhuǎn)矩,推導(dǎo)濕式離合器接合過程中離合器活塞腔的期望控制油壓。

經(jīng)式(9)變換得:

(10)

式中,Ttarget(n)為離合器期望轉(zhuǎn)矩。

摩擦副等效半徑re為[20]:

(11)

將式(11)代入式(10)中,得:

(12)

當(dāng)離合器活塞位移為零時,離合器活塞腔壓力pc0為:

(13)

濕式離合器接合過程中,油膜厚度變化后的離合器活塞腔壓力pc1為:

(14)

式中,h0為初始油膜厚度。

聯(lián)合式(11)、(12)、(13)得離合器活塞腔期望控制油壓計算公式:

(15)

3 DCT換擋控制模型

3.1 離合器液壓控制系統(tǒng)模型

利用LMS AMESim液壓仿真軟件建立離合器壓力控制系統(tǒng)仿真模型,如圖3所示。并利用Matlab/Simulink建立濕式離合器摩擦傳動機理模型和DCT換擋動力學(xué)模型,與離合器液壓控制系統(tǒng)模型進行聯(lián)合仿真。

1-主油路壓力控制系統(tǒng),2-離合器C1的VFS閥,3-離合器C2的VFS閥,4-C1離合器活塞腔,5-C2離合器活塞腔,6-PID控制器

在此模型中,油壓信號通過離合器活塞腔入口處的油壓傳感器獲取,將其傳輸?shù)組atlab/Simulink模型中,利用PID控制器控制得到目標(biāo)油壓,而離合器控制壓力則從活塞腔活塞左端傳感器測量,并作為濕式離合器摩擦傳動機理模型的輸入。

3.2 DCT換擋動力學(xué)模型

濕式DCT是多質(zhì)量多自由度的復(fù)雜非線性系統(tǒng)。根據(jù)DCT結(jié)構(gòu)及工作原理,在滿足仿真要求前提下,將模型進行適當(dāng)簡化,如圖4所示。

圖4 濕式DCT換擋過程原理示意圖

圖4中,C1、C2為奇數(shù)、偶數(shù)擋離合器,i1、i2、i3分別為奇數(shù)、偶數(shù)擋及減速器齒輪比,ωe為發(fā)動機轉(zhuǎn)速,TC1、TC2分別為C1、C2傳遞的轉(zhuǎn)矩,ω1、ω2為變速器奇數(shù)、偶數(shù)擋主動齒輪轉(zhuǎn)速,T1、T2為變速器奇數(shù)、偶數(shù)擋主動齒的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩,ce、cv分別為變速器輸入軸和驅(qū)動半軸的旋轉(zhuǎn)阻尼因數(shù),ωC1、ωC2分別為C1、C2主動盤轉(zhuǎn)速,Iv為整車及車輪換算到輸出軸的等效轉(zhuǎn)動慣量,Te為發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩,Tout為變速器輸出轉(zhuǎn)矩,Ie為發(fā)動機及離合器主動部分的轉(zhuǎn)動慣量,IC1、IC2為C1、C2從動部分轉(zhuǎn)動慣量,Tv為車輛阻力矩,ωv為變速器輸出軸轉(zhuǎn)速[21]。

建立1擋換2擋過程的系統(tǒng)動力學(xué)模型,所建模型如下:

(16)

其中

(17)

式中:f為滾動阻力因數(shù),δm為整車旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù),M為整車質(zhì)量,α為道路坡道角,A為迎風(fēng)面積,ρ為空氣密度,CD為空氣阻力系數(shù)。

3.3 換擋過程評價指標(biāo)

1) 離合器滑摩功

離合器在結(jié)合時摩擦副間隙極小,其摩擦產(chǎn)生的熱能大多被離合器片吸收。摩擦做功的大小通常使用滑磨功衡量,其表達式為[22]:

W=WC1+WC2=

(18)

式中,W為離合器總滑摩功,t為換擋時間。

2) 沖擊度

車輛縱向加速度的導(dǎo)數(shù)定義為沖擊度,可以如實地評價人體舒適度,其表達式為[22]:

(19)

式中,j為沖擊度,rω為車輪滾動半徑。

各國對沖擊度都有不同的標(biāo)準(zhǔn),我國常用德國標(biāo)準(zhǔn),沖擊度j≤10 m/s3。

4 試驗驗證

為驗證仿真模型的正確性,在濕式DCT高低溫試驗臺中對換擋后的離合器壓力響應(yīng)進行試驗驗證,臺架實物如圖5所示。

圖5 濕式DCT高低溫試驗臺實物

高低溫試驗臺可調(diào)節(jié)油液溫度,油液溫度、離合器壓力傳感器等模擬信號由TCU經(jīng)數(shù)據(jù)采集器轉(zhuǎn)為數(shù)字信號送入工控機,然后通過INCA軟件進行數(shù)據(jù)結(jié)果顯示收集與換擋、離合器接合控制。

試驗環(huán)境:油溫40 ℃、轉(zhuǎn)速1 000 r/min、控制電磁閥電流1 200 mA、測試采樣時間0.01 s。

試驗和仿真結(jié)果如圖6所示,由于變速器傳動生熱、傳感器數(shù)據(jù)誤差、管道阻力等影響,致使在消除摩擦副間隙階段,其壓力值不同。雖然在達到最大壓力值時有1.29%的超調(diào)量,但試驗結(jié)果與仿真結(jié)果有較好的一致性。因此,本文模型能夠較準(zhǔn)確地反應(yīng)濕式DCT離合器壓力響應(yīng)過程,并為后續(xù)研究提供可行性。

圖6 離合器壓力響應(yīng)曲線

5 基于RBF-PID的換擋過程離合器轉(zhuǎn)矩精確控制

5.1 制定最優(yōu)濕式DCT換擋過程控制策略

以60%油門開度時1擋升2擋為例,利用NSGA-Ⅱ多目標(biāo)遺傳算法對換擋過程中離合器的請求轉(zhuǎn)矩進行優(yōu)化[23-25],在Pareto解集中選擇沖擊度較小的工況,制定最優(yōu)的濕式DCT換擋過程控制策略,如圖7所示。

圖7 濕式DCT換擋過程控制策略

由圖7可知,換擋過程有準(zhǔn)備期、轉(zhuǎn)矩相、慣性相和高擋運行階段[26-27]:

1) 準(zhǔn)備期:濕式DCT收到由TCU所發(fā)出的換擋指令后,奇數(shù)離合器(1擋)接合壓力減小,至將進入滑摩工況邊緣,偶數(shù)離合器(2擋)排除空行程。

2) 轉(zhuǎn)矩相:離合器傳遞轉(zhuǎn)矩在離合器C1、C2之間重新分配,且發(fā)動機轉(zhuǎn)矩等于離合器C1與C2傳遞轉(zhuǎn)矩之和。該階段1擋離合器傳遞轉(zhuǎn)矩逐漸降低,2擋離合器傳遞轉(zhuǎn)矩逐漸增加。

3) 慣性相:進入慣性相階段后,1擋離合器快速分離,且減小發(fā)動機節(jié)氣門開度,進而降低輸出轉(zhuǎn)矩的協(xié)調(diào)控制方式,使發(fā)動機轉(zhuǎn)速與2擋離合器轉(zhuǎn)速同步。

4) 高擋運行階段:當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速與2擋離合器轉(zhuǎn)速同步后,為保證離合器具有足夠的轉(zhuǎn)矩容量,會持續(xù)增大偶數(shù)離合器(2擋)摩擦副的壓力。

將優(yōu)化后的雙離合器轉(zhuǎn)矩軌跡帶入DCT換擋動力學(xué)模型進行仿真,得到換擋過程期望評價指標(biāo),如圖8所示。其最大沖擊度為-7.76 m/s3,滑摩功為11.99 kJ。

詳細(xì)換擋控制流程,如圖9所示。在預(yù)選擋與預(yù)充油過程完成后,進入換擋控制流程。根據(jù)車輛行駛工況確定2個離合器請求轉(zhuǎn)矩,通過濕式離合器動態(tài)摩擦因數(shù)模型與離合器轉(zhuǎn)矩模型計算目標(biāo)壓力,并利用RBF-PID控制算法控制離合器壓力控制閥所需占空比信號,使離合器實際傳遞轉(zhuǎn)矩對目標(biāo)傳遞轉(zhuǎn)矩具有良好的跟隨性。

圖9 DCT換擋控制流程

5.2 建立RBF-PID壓力自適應(yīng)控制器

利用基于S-function編寫的RBF-PID算法在Simulink中作為離合器壓力跟蹤控制器進行壓力控制。控制結(jié)果如圖10所示。

圖10 離合器壓力在RBF-PID控制器下的跟隨性

由仿真結(jié)果分析可知,采用RBF-PID自適應(yīng)壓力控制器控制離合器活塞腔建壓至期望油壓后,使得實際離合器壓力與目標(biāo)離合器壓力具有較好的跟隨性與較高的重合度,表明RBF-PID自適應(yīng)控制器可更好地控制離合器達到目標(biāo)壓力。

5.3 換擋控制仿真分析

基于Matlab/Simulink建立濕式離合器轉(zhuǎn)矩傳遞模型及DCT換擋動力學(xué)模型,仿真所用主要參數(shù)見表1。仿真條件:有無考慮黏性轉(zhuǎn)矩的離合器傳遞轉(zhuǎn)矩控制效果;液壓油溫度對濕式DCT換擋品質(zhì)的影響。

表1 模型仿真參數(shù)

RBF-PID自適應(yīng)壓力控制器在得到計算模塊所得的離合器需求油壓后,控制離合器壓力控制閥調(diào)節(jié)離合器壓力控制系統(tǒng)油壓,以實現(xiàn)濕式離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的精確控制。將液壓油溫度分別設(shè)置為40、80、120 ℃,對2種控制方法進行仿真對比,得到換擋過程中的離合器傳遞轉(zhuǎn)矩、從動盤轉(zhuǎn)速、車輛沖擊度與離合器滑摩功仿真對比結(jié)果,如圖11—13所示。

圖11 油溫40 ℃時換擋過程中的離合器傳遞轉(zhuǎn)矩、從動盤轉(zhuǎn)速、車輛沖擊度及離合器滑摩功仿真結(jié)果

圖12 油溫80 ℃時換擋過程中的離合器傳遞轉(zhuǎn)矩、從動盤轉(zhuǎn)速、車輛沖擊度及離合器滑摩功仿真結(jié)果

圖13 油溫120 ℃時換擋過程中的離合器傳遞轉(zhuǎn)矩、從動盤轉(zhuǎn)速、車輛沖擊度及離合器滑摩功仿真結(jié)果

在仿真環(huán)境油溫為40 ℃時,將離合器傳遞轉(zhuǎn)矩時是否考慮黏性轉(zhuǎn)矩仿真情況下所得到的2種控制效果和換擋品質(zhì)評價指標(biāo)進行結(jié)果對比,如圖11所示。顯然考慮黏性轉(zhuǎn)矩的影響后實際轉(zhuǎn)矩對期望轉(zhuǎn)矩的跟隨效果更好。本文中控制效果評價指標(biāo):以有無黏性轉(zhuǎn)矩的情況下,離合器、傳遞轉(zhuǎn)矩誤差(如圖14所示)的均方誤差與最大值作為評價指標(biāo),統(tǒng)計值見表2。分析可知,在考慮黏性轉(zhuǎn)矩后,離合器傳遞轉(zhuǎn)矩效果更優(yōu)。

表2 離合器傳遞轉(zhuǎn)矩誤差

圖14 油溫40 ℃時離合器傳遞轉(zhuǎn)矩誤差

由仿真結(jié)果分析可知,在仿真中,有無考慮黏性轉(zhuǎn)矩對換擋品質(zhì)有重要影響。有無考慮黏性轉(zhuǎn)矩的控制方法在液壓油溫度分別為40、80和120℃時所得的最大沖擊度與滑摩功見表3。

表3 換擋過程的滑摩功和最大沖擊度

分析可知,濕式DCT離合器傳遞轉(zhuǎn)矩控制考慮黏性轉(zhuǎn)矩,可使換擋沖擊在油溫為40 ℃時降低14.4%;80 ℃時降低15.7%;120 ℃時降低13.4%,使得濕式DCT的舒適性與平順性得到了有效改善。雖然滑摩功相較未考慮黏性轉(zhuǎn)矩分別增加了15.6%、12.0%、4.8%,相較期望滑摩功分別增加了10.5%、1.9%、5.4%,但與干式離合器相比,濕式離合器可以承受更大的滑摩功。因此,滑摩功的小幅度增加并不會影響濕式離合器的使用壽命。

濕式DCT離合器從流體擠壓階段,經(jīng)過轉(zhuǎn)矩滯后響應(yīng)后進入混合摩擦階段。引起響應(yīng)滯后的部分原因是離合器壓力控制閥的電磁部分滯后所引起的控制閥輸出壓力響應(yīng)滯后。當(dāng)換擋過程處于轉(zhuǎn)矩相開始階段,離合器(1擋)傳遞轉(zhuǎn)矩下降,離合器(2擋)的轉(zhuǎn)矩響應(yīng)滯后,與逐漸升高的液壓油溫度所帶來的離合器轉(zhuǎn)矩快速下降現(xiàn)象,會造成換擋沖擊,并使其呈增大趨勢,對換擋品質(zhì)帶來惡劣影響。當(dāng)離合器接合過程進入混合摩擦階段后,傳遞轉(zhuǎn)矩快速上升,造成換擋沖擊度波動。而隨著液壓油溫度越低,離合器傳遞轉(zhuǎn)矩上升速度變快,沖擊度波動幅度增大;進入慣性相階段后,離合器快速分離,傳遞轉(zhuǎn)矩迅速降低,造成較大換擋沖擊。隨著油溫升高,黏性轉(zhuǎn)矩對離合器分離過程影響較小,快速下降的傳遞轉(zhuǎn)矩造成了換擋沖擊的增大。同時換擋沖擊增大有2部分原因:第一,與低油溫時離合器分離過程同理;第二,與發(fā)動機的轉(zhuǎn)速差,使離合器產(chǎn)生了傳遞方向相反的黏性轉(zhuǎn)矩,進而造成了部分換擋沖擊。在離合器完全分離后,隨著液壓油溫度的降低,黏性轉(zhuǎn)矩造成換擋時間延長、滑摩功增加。因此,為保證濕式DCT的良好換擋品質(zhì),須保持液壓油處在一個合適的溫度。

6 結(jié)論

1) 將濕式離合器結(jié)合過程動態(tài)摩擦因數(shù)模型,引入離合器需求控制油壓的計算中,可實現(xiàn)離合器轉(zhuǎn)矩精確控制。

2) 利用NSGA-Ⅱ算法優(yōu)化離合器請求轉(zhuǎn)矩,這是有效限制并約束控制結(jié)果的最優(yōu)跟隨的保證。

3) RBF-PID控制算法能夠有效對離合器期望油壓進行跟隨控制,進而保證離合器轉(zhuǎn)矩的精確控制。

4) 在1-2擋換擋工況的不同油溫與是否考慮黏性轉(zhuǎn)矩的條件下,進行仿真驗證。對比發(fā)現(xiàn),考慮黏性轉(zhuǎn)矩后的離合器實際轉(zhuǎn)矩對期望轉(zhuǎn)矩的跟隨效果更好,且換擋過程最大沖擊度在油溫為40、80、120 ℃時分別降低了14.4%、15.7%、13.4%,使?jié)袷紻CT的換擋平順性與舒適性得到了改善。

5) 合適的油液溫度是濕式DCT具有良好換擋品質(zhì)的一個重要因素。