带HMCVT的载货汽车起步特性及其控制策略的研究*

赵 军，尹旭峰，李雪原

(北京理工大学，车辆传动重点实验室，北京 100081)

前言

液压机械式无级变速器(hydro-mechanical continuously variable transmission，HMCVT)是一种复合传动型无级变速器，由机械路径与液压路径共同完成功率传递。其中，机械路径主要用于扩大变速器的调速范围，液压路径用于实现段内无级变速，两路复合实现大功率大传动范围的无级变速，适用于重型车辆的传动系统［1］。目前，北京理工大学研制的195kW液压机械式无级变速器样机已经装车试验，试验平台为北方奔驰载货汽车。本文中重点研究液压机械式无级变速器与整车性能的合理匹配，制定适合于HMCVT的控制策略。

起步快速性、平稳性和舒适性直接影响驾驶感受，也是评价车辆性能的重要指标。载货汽车装用的机械式变速器通常挡位较多，起步过程换挡频繁，且换挡时要求油门、离合器和换挡手柄的操作协调配合，在复杂路况下长时间驾驶，驾驶员的工作强度大，容易疲劳［2］。若换装液压机械式无级变速器，可以取消离合器操作，实现自动换挡，大大降低驾驶难度和工作强度。另外，通过合理设计HMCVT换挡控制策略，不但可以提高整车性能，而且可以获得较高的燃油经济性［3］。

针对载货汽车的大惯量特性和重载低速工况下液压调速系统的低效率问题，须合理设计HMCVT的起步控制策略，除了满足快速性和平稳性等性能要求以外，还应考虑车辆进库、移库和低速跟车等特殊工况的要求［4－5］。

1 HMCVT的工作原理

所研制的HMCVT采用分矩汇速型等差式无级变速机构，其结构简图如图1所示。工作原理如下。

(1)纯液压段 通过控制制动器的接合/分离状态，使变速器工作于纯液压段，输入功率经分流机构、液压泵和液压马达(即液压路径)，传递到汇流行星排，最后由汇流行星排的行星架输出。全部功率均由液压路径传递。

(2)液压机械段 改变制动器的接合/分离状态，使变速器工作于液压机械段，输入功率一部分经分流机构传递给液压泵和液压马达(即液压路径)，其余由机械路径传递，最后在汇流行星排汇流后，通过齿圈输出。

车辆起步时，HMCVT先由空挡换入纯液压段。随着车速升高、传动比减小，当满足换段条件后，换入液压机械段。在液压调速系统中，斜盘式双向变量泵采用电液伺服排量控制机构，通过控制比例电磁阀1和2的通入电流，来控制伺服活塞的位移，进而控制变量泵斜盘摆角，达到双向变量的目的。

2 HMCVT的开环控制特性

为了掌握HMCVT的动态特性，作者对其进行了开环控制台架试验，图2为试验数据曲线。图中深粗线表示马达转速，细线表示变速器输出转速，浅色粗线表示变量泵比例电磁阀2的电流值，浅细线表示比例电磁阀1的电流值。

由图2可知，当t=100s时，变量泵比例电磁阀2通电，随后电流值按固定步长台阶式上升。当t=160s时，电磁阀2的电流值达到0.2A，马达开始旋转，此时因系统处于纯液压段，输出转速随着马达转速的增高而上升。当t=280s时，由纯液压段换入液压机械段功率循环工况，输出转速随着马达转速的降低而增高。当t=400s时，电磁阀2的电流值减至0.2A，马达转速降为零，输出转速不再增高。当t=500s时，经过纯机械点进入液压机械段功率分流工况。当t=590s时，比例电磁阀1的电流值突破0.2A，马达转速开始反向增高，输出转速随着马达转速的上升而增高。

由HMCVT样机的开环控制台架试验曲线可以得到以下结论:

(1)电流值从0～0.2A是变量泵比例电磁阀的工作死区。此时变量泵的斜盘摆角为零，排量为零，所以马达转速为零，变速器的输出转速保持不变［6］;

(2)电流值从0.2～0.6A是变量泵排量的线性调节范围。此时马达转速与比例电磁阀的电流值一一对应，且线性度非常高，可认为在此范围内液压调速系统是线性系统;

(3)通过控制变量泵比例电磁阀的电流大小，HMCVT具备从零速到最大输出转速的全程无级调速能力。

综上所述，比例电磁阀所固有的死区特性是为HMCVT设计线性控制系统必须要解决的问题。此外，设计的控制系统必须能充分发挥HMCVT从零速到最大输出转速全程无级调速的能力。

3 HMCVT起步过程的控制策略

HMCVT车辆的起步过程可归纳如下:驻车挡或空挡时踩下制动踏板，发动机点火起动;换入前进挡后，慢慢松开制动踏板，车辆缓慢起步;直至制动踏板完全松开时，车辆达到起步车速。整个过程中，驾驶员仅仅通过控制制动踏板停留的位置和松开的速度，实现对车速的主动控制，以应对进库、移库和低速跟车等各种特殊工况的要求。

3.1 控制目标

载货汽车的大惯量特性和液压调速系统在重载低速工况下的低效率问题，对HMCVT的起步控制提出了很高要求。综合考虑起步过程的快速性和平稳性，控制目标可以归纳如下:

(1)起步无延时 在制动踏板完全松开之前，车辆已经起步，即具有一定车速;

(2)起步过程中车速变化平稳 在制动踏板从踩下到完全松开的过程中，车速从零速向起步车速连续无级变化，即变速器传动比可连续无级变化。

3.2 控制策略

为明确起见，定义传动比等于输入转速与输出转速的比值。下文作图时用到的“速比”定义为输出转速与输入转速的比值，即传动比的倒数，主要是为了避免在图中出现传动比无穷大的问题。

由机构分析可知，车辆起步、HMCVT进入纯液压段以后，变速器输出转速、传动比和变量泵比例电磁阀2的电流值满足如下关系式:

式中:i为变速器总传动比、i1为机械路径输入端固定传动比、i2为机械路径输出端固定传动比;Nout、Nin为变速器输出转速和变速器输入转速;k1、k2、k3为行星排的特性参数;C、Cmin、Cmax分别为比例电磁阀2工作电流、比例电磁阀最小和最大工作电流值。

因此，通过控制比例电磁阀2的电流值，即可控制变速器的传动比，进而控制变速器的输出转速。

3.2.1 起步阶段最大传动比的确定

从理论上说，HMCVT具备从零速到最大输出转速全程无级调速的能力，即传动比可以从无穷大连续无级变化到1。但在实际操作中，考虑到起步后HMCVT处于纯液压段，低速重载工况下总效率只有20%左右［7］，为避免在低效区工作，设定马达最低稳定转速为120r/min。根据式(3)可知，变速器输出转速Nout的最低值约为25r/min。

式中Nm为马达转速。

已知发动机怠速转速Nin为800r/min，通过式(4)可求得起步阶段最大传动比为

不考虑液压系统的泄漏流量和油液的可压缩性，根据式(5)和式(6)可知，HMCVT处于最大传动比32时，变量泵的排量比εp为0.36，相应的比例电磁阀的工作电流值C为0.34A。

式中:Vpmax、Vp和Vm分别为变量泵的最大排量与实际排量和马达的实际排量;η为液压系统静态容积效率;ωp、ωm分别为泵和马达的转速。

为了保证车辆在坡道起步时不会溜车，需要对HMCVT起步时的最大传动比进行校核。决定最大传动比的主要因素有:最大爬坡度、地面附着系数和车辆最低稳定转速，其计算式为

式中:G为车重;f为滚动阻力系数;αmax为最大爬坡度;r为车轮半径;Ttqmax为发动机最大转矩;i0为主减速器传动比;ηT为传动效率。一般货车的最大爬坡度约为30%，即αmax约为16.7°。试验用北方奔驰载货汽车的参数如表1所示。

表1 HMCVT试验用车的参数

将上述参数值代入式(7)，可得

由此可知，设定的最大传动比大于校核值，满足在最大坡度的坡道上起步的要求。起步车速约为0.8km/h，可以满足起步平稳无冲击的要求。

3.2.2 起步阶段最小传动比的确定

根据控制目标，起步阶段结束时车辆应达到稳定的起步车速。其设定值必须考虑车辆进库、移库和低速跟车等特殊工况的要求。参考试验用车原机械变速器的最低挡车速，设定起步车速为3km/h。因车辆起步时发动机的转速不能低于怠速转速，故起步阶段的最小传动比的计算式为

式中:Nin为发动机怠速转速;v为起步车速。由式(9)可得

3.2.3 过渡过程的传动比控制策略

确定了起步阶段的最大和最小传动比，其间的过渡过程应保证当制动踏板匀速松开时，传动比能从最大值32平稳变化至最小值10。另外，当变速器实际传动比已大于最大传动比时，应该保证制动踏板的轻微下移都会使传动比急剧增加，令马达转速和输出力矩均迅速减至零，保证制动器对车辆具有可靠的制动效果。

利用e指数函数在零点附近变化平缓、远离零点时急剧上升的特点，可以设定起步阶段过渡过程中传动比与制动踏板位置之间的关系为

式中:i为变速器传动比，B为制动踏板的位移，二者关系如图3所示。

由图3可见，传动比的变化经历如下。

(1)制动踏板踩下位移较大、B＞0.2时，传动比i＞74，可近似认为传动比为无穷大。此时变量泵的斜盘摆角为零，马达转速和输出力矩为零，变速器没有功率输出。

(2)制动踏板松开初期，B从0.2减至0.12，传动比从74(近似认为无穷大)迅速降至32。在此过程中，制动器对车轮的制动力矩仍然大于马达输出力矩，车速保持为零。

(3)制动踏板松开后期，B从0.12逐渐减至0，传动比从32平稳降至10。在此过程中，制动器对车轮的制动力矩小于马达输出力矩，车辆在受控状态下缓慢起步。

(4)制动踏板完全松开，B=0时，传动比减至10，并维持不变，车辆达到稳定的起步车速3km/h。

通过分析可知，上述传动比控制策略可以实现HMCVT载货汽车起步阶段的预期控制目标。

3.3 PID闭环控制系统的实现

为了实现HMCVT起步阶段的传动比控制策略，设计开发了图4所示的PID闭环控制系统。

首先，目标传动比生成器根据制动踏板位置、变速器输入转速(即发动机输出转速)和变速器输出转速生成目标传动比，然后通过增量式PID控制模块计算得到PWM占空比，调节变量泵比例电磁阀的电流值，使变量泵斜盘摆角发生改变，进一步使马达转速发生改变，最后决定变速器输出转速。

通过试验测定，当PWM占空比为40%时，变量泵比例电磁阀的通入电流约为0.2A。据此，在控制系统中设计并加入了电磁阀死区处理模块，将PID输出的PWM占空比下限设为40%，直接跳过死区电流区段，而不是从零电流开始调节，解决了电磁阀死区可能引起的起步延时问题。

另外，增量式PID闭环控制不但可以实现对传动比的精确控制，同时，利用PID控制系统参数适应范围宽、鲁棒性好的特点，解决了电磁阀电流温漂、容积式液压调速系统的效率随转速和压力而变等非线性问题。

4 HMCVT起步过程实车试验

为了验证液压机械无级变速器HMCVT的起步控制策略的合理性和PID控制系统工作的正确性与可靠性，对试验车的起步性能进行实车测试，试验结果如图6所示。图6(a)为制动踏板位置与速比的时间历程，图中B表示制动踏板位置，i1表示速比计算值，i2表示速比试验值。图6(b)为制动踏板位置与变速器输出转速的时间历程，图中Nout2表示输出转速计算值，Nout1表示输出转速试验值。

由图5可知，起步过程中随着制动踏板缓慢松开，速比逐渐增加(即传动比减小)。当t=3.5s时，变速器输出转速开始大于0，车辆起步，此时制动踏板位置约为0.08，速比约为0.03(即传动比约为33)。随后，输出转速继续平稳增加，直至制动踏板完全松开时，速比升至0.1(即传动比为10)，变速器输出转速升至80r/min，相当于车速3km/h。由图6(a)可知，在整个起步过程中速比的试验值i2与计算值i1吻合较好。而在图6(b)中，输出转速的试验值Nout1与计算值Nout2在t=4s之后吻合较好，在t=4s之前计算值Nout2略大于试验值Nout1。其原因为:制动踏板踩下时，车轮受到制动力矩的作用，使得输出转速为零，而计算值未考虑制动力矩的实际影响，所以不为零。随着制动踏板逐渐松开，制动力矩对输出转速的影响逐渐减小，试验值与理论值逐渐重合。

由试验结果可知，车辆起步平稳、无延时，各个关键点的数据值与第3节中设计的控制策略相符，表明HMCVT的起步控制策略设计合理，PID控制系统工作正常，可以满足HMCVT载货汽车的起步控制要求。

5 结论

通过开环控制台架试验，证实了液压机械无级变速器具备从零速到最高输出转速全程无级变速的能力;发现在采用电液伺服排量控制机构的液压调速系统中，变量泵比例电磁阀固有的死区特性对车辆的起步延迟有严重影响。针对载货汽车的大惯量特性和液压调速系统在重载低速工况下的低效率问题，综合考虑起步过程的快速性和平稳性，设计了与制动踏板位置相关的起步过程控制策略和相应的电磁阀死区处理方法，并开发了增量式PID闭环控制系统。实车测试结果表明:车辆起步平稳、无延时，控制策略设计合理，控制器工作正常，可以满足HMCVT载货汽车的起步控制要求。

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