基于双重目标的液力变矩器闭锁过程控制策略研究∗

李春芾，席军强，顾宏弢，陈慧岩

(1.内蒙古大学交通学院，呼和浩特 010070； 2.北京理工大学机械与车辆学院，北京 100081；3.中国北方车辆研究所车辆传动重点实验室，北京 100072)

前言

液力变矩器具有变速变矩、转矩适应性好和传动平稳等优点，但它降低了车辆燃油经济性，因此液力变矩器普遍采用闭锁离合器。液力变矩器闭锁可减少燃油消耗4%～8%[1]，最初液力变矩器的闭锁区域仅限于高挡高速和小油门开度这样一个很狭窄的范围，随着对燃油经济性要求的提高，6挡以上自动变速器的液力变矩器闭锁范围已经扩展到2挡。

国内外对闭锁离合器控制策略展开了大量的研究。文献[1]中主要对液力变矩器闭解锁规律和滑摩控制进行了建模仿真。文献[2]中以履带式工程车辆动力学模型为基础，进行了换挡过程中液力变矩器闭解锁控制策略的仿真。文献[3]中以车速和节气门开度为主要参数制定了闭锁控制策略。文献[4]中通过道路试验分析了国外大功率液力机械自动变速器液力变矩器的闭解锁规律和控制策略。文献[5]中对液力变矩器的滑摩控制方法进行了理论研究；文献[6]中对闭锁离合器的滑摩控制策略进行了仿真和试验研究。文献[7]中对闭锁离合器接合的非线性特性进行了鲁棒控制。文献[8]中对闭锁离合器电液执行系统响应特性进行分析，并建立闭锁离合器滑摩控制器。文献[9]中进行了液力变矩器闭锁离合器滑差的前馈控制加反馈控制研究。文献[10]中针对起步工况闭锁离合器滑差控制关键技术进行了研究。

上述研究主要集中在闭锁规律和控制策略及滑摩控制的研究，对闭锁过程冲击度、滑摩功和二者关系平衡的研究较少。液力变矩器闭锁的过程是由液力工况转为机械工况的过渡过程，控制不当会产生较大冲击。闭锁过程好坏的评价指标主要有冲击度和滑摩功两个指标，但二者通常相互矛盾。过于追求平顺性会导致闭锁离合器滑摩功过大，加快摩擦片温升和磨损，而为降低滑摩功过多缩短闭锁时间，则会造成闭锁冲击过大。本文中研究在保证冲击度要求的前提下，尽可能减少滑摩功的控制策略，通过建模仿真对发动机转速按等斜率下降的闭锁过程冲击度进行了计算分析，并推导此过程的滑摩时间和滑摩功计算公式，分析了闭锁离合器压力系数和滑摩时间的选取方法，在此基础上提出了基于发动机转速目标轨迹的闭锁控制策略，并进行了实车试验研究。

1 闭锁过程动力学建模与闭锁品质仿真分析

图1为闭锁离合器闭锁过程动力学模型。图中，Me，MP，Mt，MCL和 M0分别为发动机转矩、泵轮转矩、涡轮转矩、闭锁离合器的摩擦转矩和变速器输出轴的输出转矩；Je，Jt，J0和JV分别为发动机 泵轮构件转动惯量、涡轮及与其连接质量的转动惯量、输出轴转动惯量和整车与变速器输出轴相联的惯量换算到输出轴上的转动惯量；ωe，ωt和 ω0分别为发动机、涡轮轴和变速器输出轴的角速度。

图1 闭锁离合器闭锁过程动力学模型

根据图1建立闭锁过程动力学方程为

式中:k(i)为液力变矩器的变矩比，是变矩器速比i的函数；ig为变速器传动比。由式(1)和式(2)得

式中:λB(i)为泵轮转矩系数，1/((r/min)2·m)，是变矩器速比i的函数；ρ为变矩器油密度，kg/m3；g为重力加速度，m/s2；D为变矩器有效圆直径，m；np为泵轮转速，r/min。

参照换挡过程冲击度定义闭锁过程冲击度为

式中:rd为驱动轮半径，m；i0为从变速器输出轴到驱动轮的传动比。

发动机转矩可通过稳态试验数据拟合表示为发动机转速和油门开度的二元多项式函数[11]，通常闭锁过程油门开度不变或变化不大，则在一定油门开度下发动机转矩可表示为发动机转速的多项式函数:

式中:ne为发动机转速，r/min；f(ne)为发动机转速的多项式函数。

由式(3)～式(6)并注意到泵轮转速等于发动机转速，得到闭锁冲击度为

式中MV为车辆行驶阻力转换到输出轴上的阻力矩，N·m。

由式(7)可知，如果忽略液力传动部分引起的冲击，闭锁冲击度可近似表示为

理想情况下j＝0，则可以解出关于发动机转速ne的轨迹方程，也就是说闭锁过程如果发动机转速按照这个轨迹方程变化，那么闭锁过程冲击度会非常小，但这个方程形式较复杂且需要车辆的相关参数，为了简化，令d ne/d t为常数，即发动机转速按等斜率下降，此时式(10)的第2项为零，因此只要d ne/d t较小，冲击度总可以满足要求。为验证此方法冲击度的大小及d ne/d t的选取，进行了仿真计算分析。为确认液力传动对闭锁冲击的影响，仍根据式(8)和式(9)进行油门全开时闭锁过程冲击度的实例仿真。仿真所用参数见表1和表2。

表1 发动机和变矩器的特性参数

表2 车辆参数

仿真结果如图2和图3所示。图2中，闭锁时间为1s，发动机转速从1 800下降到1 300r/min，则d ne/d t＝500，闭锁冲击度小于 0.41m/s3；图 3 中，闭锁时间缩小到0.5s，其他条件不变，闭锁冲击度小于0.7m/s3。前苏联推荐的冲击度限值为25.5m/s3，德国推荐的冲击度限值为10m/s3，我国推荐的冲击度限值为17.64m/s3，以上仿真的冲击度远小于3国的限值，说明发动机转速按等斜率下降方法的可行性。

闭锁品质的好坏除考虑冲击度外还要考虑滑摩功，下面求出发动机转速按等斜率变化时滑摩时间和滑摩功表达式。由式(1)并考虑到冲击度较小时可以认为涡轮角加速度为常数，则有

式中C为常数。

根据式(11)，并注意到发动机角加速度为常数，可求出发动机等斜率下降阶段的滑摩时间为

图2 闭锁过程发动机转速按等斜率下降1s冲击度仿真计算结果

图3 闭锁过程发动机转速按等斜率下降0.5s冲击度仿真计算结果

式中:tm为滑摩时间；ωe0为初始的发动机角速度；ωt0为初始时的涡轮转速；e，分别为滑摩过程闭锁离合器平均摩擦转矩、发动机平均转矩和泵轮平均转矩。

由于发动机转速按等斜率下降的闭锁滑摩过程时间一般小于1s，则其滑摩功可近似表示为

由式(11)、式(12)和式(14)可进一步求得滑摩功为

由式(13)和式(15)可知滑摩时间与初始发动机角速度ωe0成正比，滑摩功与ωe0平方成正比，闭锁离合器压力系数β越大，滑摩时间越短，滑摩功越少。图4为β/(β-1)随β增大的变化趋势。随着β的增大，β/(β-1)减小逐渐变缓，增大到一定值之后对减小滑摩功的作用已不大，且β过高会在闭锁离合器完成接合时引起较大的转矩波动而形成冲击，因此β不宜取值过大。在控制发动机转速按等斜率下降时需要指定其斜率，即滑摩时间，这样根据式(13)即可求出β值，按式(15)求出滑摩功，如滑摩功不满足要求则重新调整目标滑摩时间，直至满足滑摩功要求。例如当发动机初始角速度为ωe0＝170rad/s，ii＝0.7 时，指定目标滑摩时间为 1s，并结合表1的原始数据，由式(13)求出 β＝1.09，由式(15)求出滑摩功为23.6kJ，由参考文献[12]和文献[13]可知这个数值远小于重型车辆离合器许用的滑摩功，所以满足要求。增加β值可以减少滑摩时间，从而减少滑摩功，但β不宜过大，一方面会造成滑摩时间过小而不易控制，另一方面易于产生冲击，经计算推荐β取值在1.05～1.2之间，滑摩时间不大于1s。

图4 β/(β-1)随β增大的变化趋势

2 闭锁过程控制策略试验研究

2.1 控制策略

图5为液力变矩器闭锁过程自动控制的原理曲线，整个过程以发动机转速作为控制参数，分成4个阶段。

(1)快速充油阶段 如图5中ab段，此时电磁阀占空比使电磁阀全开，液压油快速充满闭锁离合器液压腔(有的闭锁离合器是放油控制)，控制的目的是使闭锁离合器压盘与从动盘接触，快速充油时间不能过长否则会直接产生冲击，可通过仿真或试验确定一个初始值，再根据温度进行一定的修正。

(2)发动机转速缓慢下降阶段 如图5中bc段，快速充油后占空比降到一个较小的值并以较小的斜率增长，直到发动机转速在单位时间内的下降量大于目标值，进入下一阶段控制。

图5 液力变矩器闭锁过程自动控制原理

(3)发动机转速等斜率下降的闭环控制阶段如图5中cd段，cd段按发动机转速等斜率下降的目标进行控制，滑摩时间由式(13)确定，选取 β＝1.05～1.15，由前面计算分析可知滑摩时间选取大于1s的数值。cd段为闭环控制，采用数字递推PID控制方法，控制原理见图6，式(16)为数字递推PID控制算法公式。

图6 闭环控制阶段数字递推PID控制原理图

式中:u(k)为对应电磁阀占空比的高电平持续时间(周期一定)；Δu(k)为对应电磁阀占空比的高电平持续时间值的增量；Kp为比例系数；Ki为积分系数；Kd为微分系数。

(4)完全接合阶段 当发动机转速与涡轮转速接近时，进入完全接合控制。为减少完全接合时的转矩波动，可适当调低占空比，当达到同步之后占空比再等斜率上升一段时间然后完全打开电磁阀，使闭锁离合器完全接合。

图7 闭锁过程控制策略试验结果

2.2 试验研究

针对前面的控制策略，以装用美国Allison大功率液力机械自动变速器的某重型车辆为平台进行了实车试验。图7为试验结果。试验中快速充油时间为100ms，发动机转速等斜率下降的闭环控制阶段目标时间为1s，图7(a)中试验快速充油之后由于占空比增加过快而使发动机转速快速跌落，并造成涡轮转速和输出轴转速产生较大波动，这说明产生了较大的闭锁冲击。图7(b)中试验快速充油之后减小占空比的增长斜率，平稳过渡到了闭环控制阶段，这说明开环控制阶段(bc段)一定要控制好占空比的大小和增长速率，否则很容易产生冲击。需要说明的是试验车辆用的闭锁电磁阀为电液比例阀，它在占空比为16%时已处于全开状态，此时闭锁离合器进行快速充油，之后的初始占空比为6.4%。

图8为图7(b)所示试验过程的冲击度变化曲线。图中冲击度是通过输出轴转速信号间接求得，由于信号干扰、转速波动等原因使误差较大，但它能反映闭锁过程的冲击情况。以闭锁前的冲击度为参考，认为其接近零，将求得的冲击度按比例缩小得到图8所示的冲击度曲线。由图8可知，闭锁过程的冲击度很小，说明这个过程平稳无冲击，证明了仿真分析的正确性和控制策略的可行性。实际车辆在行驶过程中冲击度并不能完全为零，这是由于传动系转矩波动和路面阻力的随机输入等原因所造成的，在仿真分析时将车辆视为刚体且忽略了传动系转矩波动和路面的随机输入，因此仿真值比实际值小。闭锁后车辆冲击度有所变大，是由于液力工况变成了机械工况的原因。

图8 闭锁过程冲击度变化曲线

图9 为图7(b)所示试验过程闭锁离合器滑摩功试验结果，此滑摩功通过数值积分得到，由于数据采集的时间间隔较短，故其误差也较小。由图9可知，整个闭锁过程的滑摩功约为28.3kJ，其中开环控制阶段滑摩功约为6kJ，发动机转速等斜率下降阶段(AB段)滑摩功约为22.3kJ，与按照式(13)和式(15)计算的结果接近，说明上述理论分析的正确性。

图9 闭锁过程滑摩功试验结果

3 结论

针对重型车辆液力变矩器闭锁控制策略进行了理论分析和试验研究，建立了闭锁过程动力学模型，推导了闭锁过程冲击度公式。对发动机转速等斜率下降的闭锁过程冲击度进行了仿真，并推导了此工况下的滑摩时间和滑摩功公式，进而分析了冲击度与滑摩时间和滑摩功之间的关系，指出了闭锁离合器压力系数的合理取值范围，为滑摩时间计算提供依据，并在此基础上进行了闭锁控制策略的实车试验，得出如下结论。

(1)液力变矩器闭锁过程发动机转速按一定的等斜率下降的冲击度远小于许用值，为闭锁过程控制提供了一种有效方法。

(2)发动机转速按等斜率下降的闭锁过程的滑摩时间和滑摩功可以计算得到，它随着闭锁离合器压力系数β的增大而减小，当β大于1.2后对减小滑摩功的作用不大，且滑摩时间过短容易产生冲击，考虑到尽量减小滑摩功的要求，宜选取β＝1.05～1.2，滑摩时间为1s左右。

(3)液力变矩器闭锁过程控制初期的快速充油时间不宜过长，充油后开环控制阶段的初始占空比及其增长率不宜过大，否则容易产生冲击。发动机转速按等斜率下降的闭环控制阶段采用增量PID控制策略可获得较理想的效果。