无级变速车辆起步液力变矩器分段滑差控制∗

雷雨龙，扈建龙，付 尧，贾玉哲，王林波，程 靖

(1.吉林大学，汽车仿真与控制国家重点实验室，长春 130025； 2.一汽解放汽车有限公司，长春 130011)

前言

传统的液力变矩器闭锁控制规律主要分为单参数和两参数控制[1]，但这些方法缺少对起步过程的干预，仍存在液力传动过程中发动机转速偏高、转速波动大和引起功率损失等问题。液力变矩器闭锁离合器的滑差控制是指在一定工况下闭锁离合器不闭锁而存在微小滑摩，既发挥了液力变矩器的缓冲减振作用又提高了整车的燃油经济性[2]。国内外对闭锁离合器的滑差控制进行了大量的研究，主要集中在基于整个行车过程中，提高系统的响应速度、稳定性和抗干扰能力，而特定于起步工况的滑差控制研究相对较少，燃油经济性和动力性均有待进一步优化[3-17]。

本文中针对传统闭锁控制在起步工况中存在的问题，提出了一种基于发动机恒转速控制的闭锁离合器起步滑差分段控制策略。首先确定了恒转速控制的目标转速；其次，以减小冲击度为目标对闭锁离合器目标滑差率进行优化，同时采用前馈和反馈的控制方法实现闭锁离合器的起步滑差控制，干预起步过程，实现机械与液力的双流混合传动。在提高起步加速响应的同时，改善传动系统效率和起步过程燃油经济性。

1 模型搭建

本文中以图1所示的无级变速器传动系统为研究对象，研究液力变矩器闭锁离合器的起步滑差控制。其中，液力变矩器由闭锁离合器、导轮、涡轮和泵轮组成。

图1 传动系统示意图

1.1 传动系统建模

本文中选择钢-铜基摩擦材料组成的摩擦副建立离合器模型，静摩擦因数μ0为0.12，动摩擦因数μd主要受离合器主、从动盘转速差、接合压力、温度等因素影响，为了简化计算，将其近似表示为主、从动盘转速差(滑差转速)Δn的函数，由文献[18]得

式中：α取 0.000 570 486；Δn=np-nt，np为主动片转速(泵轮转速)，nt为从动片转速(涡轮转速)，r/min。

摩擦接触面数为n时，在离合器接合油压Fc下，闭锁离合器所能传递的转矩为

式中：Rc为金属摩擦片的有效半径。Rc的近似公式为

式中：R1和R2分别为摩擦片的外径和内径，m。

1.2 液力变矩器液压系统建模

闭锁离合器液压控制系统如图2所示。闭锁离合器TCC液压控制系统由脉冲宽度调制电磁阀A、闭锁离合器调压阀B、闭锁离合器启动阀C、闭锁离合器换挡阀D、变矩器限制阀E、单向球阀和冷却器组成。该系统有两路输入油路，分别为主油路main pressure和control 3，两者的油压均来自主油路调压阀的变矩器。

图 2中：pctl，1为脉冲宽度调制电磁阀 A，A3口的输出压力；pctl，2为闭锁离合器调压阀B，B3口的输出压力；pctl，3为变矩器限制阀 E 的输入压力；pctl，4为变矩器限制阀E的输出压力；pload为闭锁油路压力；pcool为冷却油路压力；pen为闭锁离合器换挡阀D，D3口的输出压力；pz为主油路压力。

2 闭锁离合器起步滑差控制策略

本文中提出了一种起步过程中的闭锁离合器分段控制策略，如图3所示，控制逻辑如图4所示。

2.1 tc1～t1阶段控制

将该阶段分为快速充油阶段和保压阶段。tc1～tc2为快速充油阶段，采用与油温相关的开环控制，根据油温查表，直接输出控制量。tc2～t1为保压阶段，控制方法与快速充油阶段相同，其目的在于维持离合器接合侧的压力，离合器片的空行程被消除，离合器处于滑摩的临界状态。

2.2 t1～t2阶段控制

图3 起步过程闭锁离合器控制过程示意图

t1～t2阶段为发动机恒转速控制阶段，发动机恒转速控制的触发条件为油门开度变化率大于30%，且油门开度最终稳定在25%以上。在发动机转速达到目标转速前为纯液力工况。

对发动机转速采用PID闭环控制，控制结构框图如图5所示[20-21]。选定油门踏板开度稳定后发动机最低转速作为发动机目标转速，此时，发动机噪声最低，效率也相对较高[22]。发动机目标转速和油门踏板开度的关系如图6所示。在发动机恒转速控制的同时进行闭锁离合器接合压力的协同控制可以使液力变矩器提前达到耦合工况点，提高传动系统效率。

本阶段由于闭锁离合器提前介入工作，需对车辆的冲击度进行控制，保证车辆的舒适性。车辆起步时的冲击度j[23]为

图4 闭锁离合器起步滑差控制逻辑

式中：rw为车轮滚动半径，m；i0为主减速比；icvt为无级变速器速比；ωpri为主动轮角速度，rad/s。

根据德国的冲击度推荐值，j≤10m/s3[24-25]。

恒转速控制过程中离合器接合正压力变化率反映驾驶员的驾驶意图，还要考虑接合过程中的滑摩功和冲击度，两者与离合器主、从动盘转速差有关，因此要考虑滑差率的影响。由此构建双层模糊控制器，如图7所示。

图5 发动机转速控制结构图

图6 发动机目标转速

图7 接合压力双层模糊控制器

对于双层模糊控制器的第1层，将油门开度和起步意图分别划分为5个模糊子集：[非常小(VS)，小(S)，中(M)，大(B)，非常大(VB)]，将油门开度变化率划分为7个模糊子集：[负大(NB)，负中(NM)，负小(NS)，零(Z)，正小(PS)，正中(PM)，正大(PB)]。对于双层模糊控制器的第2层，将起步意图划分为5个模糊子集：[非常小(VS)，小(S)，中(M)，大(B)，非常大(VB)]，将滑差率和接合压力变化率分别划分为7个模糊子集：[非常小(VS)，较小(LS)，小(S)，中(M)，大(B)，较大(LB)，非常大(VB)]。

式中：x为模糊论域输入值；a决定了曲线的中心位置；b决定了曲线的宽度。

驾驶员起步意图和接合正压力变化率的模糊控制规则表分别见表1和表2。

隶属度函数均选用高斯型，即

表1 驾驶员起步意图模糊控制规则表

表2 接合正压力变化率模糊控制规则表

2.3 t2～t3阶段控制—基于滑差率的闭锁离合器滑差控制

闭锁离合器的滑差控制如图8所示。为了提高响应速度和控制精度，本文中采用滑差前馈+反馈控制。

设计前馈控制器，修正闭锁离合器控制中受到油门开度的影响，提高滑差控制过程的动态响应能力，缩短动作时间[26]。前馈控制占空比ipwm1是油门开度的函数：

图8 滑差控制结构框图

同时，设计反馈控制器，以提高控制精度。采用基于目标滑差率的反馈控制，根据目标滑差率Kt和实际滑差率Ks的偏差经自适应模糊PID控制器得到控制滑差率变化率βk，经离合器接合压力模型及闭锁离合器液压系统占空比和接合压力变化关系计算得到反馈控制占空比信号。

在滑差阶段的某一时刻，闭锁离合器所传递的转矩和滑差率的变化率成正相关，接合压力和离合器传递转矩成正比关系，可得接合压力和滑差率的变化率也成正相关关系[27]。当传动系统效率达到液力变矩器耦合点以上一定值后，退出发动机恒转速控制。

2.4 t3～t4阶段控制—基于滑差率的闭锁离合器闭锁控制

传统液力变矩器闭锁控制中，当液力变矩器速比增大并进入耦合工况时，液力变矩器不再具有减速增转矩的作用，此时应使闭锁离合器闭锁，提高传动效率。对于无级变速器，液力变矩器工作区间为无级变速器受速比变化范围限制不能进行速比调节的区域，即最大速比区域，因此，将不同油门开度下速比开始调节的车速作为液力变矩器闭锁的车速。设液力变矩器在纯液力工况下进入耦合工况时的对应车速为vou，无级变速器开始调速时对应车速为vs，则液力变矩器闭锁控制的实际闭锁车速vlock为

t3～t4阶段开始时刻的滑差率已经很小，因而滑差转速很小，此阶段采用开环控制，以固定占空比变化率控制压力变化实现闭锁离合器的完全闭锁，此过程产生的冲击度很小，不会影响驾驶舒适性。此阶段占空比ipwm为

式中：kpwm为占空比变化率；tpwm为t3～t4阶段开始后的某一时刻；t0为t3～t4阶段开始时刻。

3 液力变矩器闭锁离合器起步滑差控制仿真分析

本文中通过建立AMESim与MATLAB/Simulink的联合仿真平台。针对大、小油门开度变化率下的不同油门开度，车辆总质量为1 681kg的工况，进行了起步滑差控制和传统液力变矩器闭锁控制的仿真。受限于篇幅，本文中只列出大油门开度变化率下50%油门开度工况的仿真曲线，分别如图9～图11所示。

图9 50%油门开度转速和车速曲线

图10 50%油门开度效率和燃油消耗曲线

由图9和图10可知，采用本文中的分段控制策略，在发动机恒转速控制阶段，滑差控制车速与传统液力变矩器闭锁控制工况相差很小，但在达到相同车速时发动机转速更低，因而具有更好的起步加速响应性能。发动机恒转速控制避免了起步过程中的发动机转速波动，提高了起步平顺性。滑差控制中传动系统效率在进入t2～t3阶段后提高速度明显大于传统闭锁控制工况，采用发动机恒转速控制和闭锁离合器接合压力的协同控制相比传统闭锁控制工况更早地到达耦合工况点，在恒转速结束后已高于耦合工况效率。而在t1～t2阶段，此时滑差率较大，传动系统效率接近纯液力工况。恒转速结束后的滑差控制起始滑差率受各油门开度下冲击度和发动机扭振的影响不同，实际滑差率在此基础上逐渐过渡到0.03并逐渐减小，随着滑差率的减小，传动系统效率逐渐升高。

图11 50%油门开度冲击度曲线

由图11可知，在发动机转速达到目标转速前，起步滑差控制未开始，传统液力变矩器闭锁控制冲击度j和本文中的控制策略的冲击度相近。在发动机达到目标转速后的起步过程，由于液力变矩器具有良好的减振性能，在传统的液力变矩器闭锁控制工况下，冲击度要低于起步滑差控制工况。起步滑差控制在恒转速结束时刻的冲击度较大，但是针对此时刻前后滑差率进行优化可将冲击度限制在(-5，+3)m/s3范围内，对乘坐舒适性影响不大。在恒转速控制结束后的滑差控制阶段冲击度逐渐减小，在不同油门开度工况下，达到目标闭锁车速时进行闭锁控制产生的冲击度与传统液力变矩器闭锁控制时的冲击度相近，被控制在(-2，+2)m/s3以内。

起步过程中燃油消耗量Q为

式中：b为发动机以一定转矩Te在一定转速ne下运行时的燃油消耗率，b=f(Te，ne)，L/h。

采用本文中的起步滑差控制策略，在起步阶段相较于传统液力变矩器闭锁控制具有更好的燃油经济性。分别在大、小油门开度变化率，50%油门开度下的整车起步仿真燃油消耗对比见表3和表4。Qk为滑差控制燃油消耗量，Qnk为无滑差控制燃油消耗量，Qj为节省燃油消耗百分比。

表3 大油门开度变化率闭锁开始时燃油消耗量_

表4 小油门开度变化率闭锁开始时燃油消耗量_

闭锁开始时，两组仿真具有相同的起始车速，闭锁结束时的车速以传统液力变矩器闭锁控制工况闭锁结束时车速作为参考。由表中数据可知，在两种工况下，采用本文中的起步滑差控制策略相较于传统液力变矩器闭锁控制平均可降低油耗量5.385%，在保证起步加速响应基础上，具有更佳的燃油经济性。

4 结论

(1)本文中提出了基于车辆起步的发动机恒转速控制的闭锁离合器起步滑差分段控制策略，制定了闭锁离合器在起步阶段进行滑差控制的控制方法。建立了基于AMESim和MATLAB/Simulink联合仿真的整车和控制策略验证平台，并进行了不同工况下的起步仿真分析。

(2)起步时发动机恒转速控制和闭锁离合器接合压力的协同控制避免了起步过程中的发动机转速波动，提高了起步平顺性，使液力变矩器相较于传统闭锁控制提前达到耦合工况点。闭锁离合器起步滑差控制较传统闭锁控制具有更高的传动效率。

(3)仿真结果表明，本文中的策略和方法切实可行。在50%油门开度下，本文中提出的方法可以在提高起步响应性的同时，平均节省油耗5.385%，实现了改善起步燃油经济性的目的，为实现闭锁离合器起步滑差控制的工程应用提供了理论指导。