力矩电机控制器-李光辉DCT转矩控制

一 : 李光辉DCT转矩控制

双离合器自动变速系统离合器转矩控制研究

重庆大学硕士学位论文

学生姓名:李光辉

指导教师:胡建军 副教授

专 业:车辆工程

学科门类:工 学

重庆大学机械工程学院

二OO八年五月

李光辉 李光辉DCT转矩控制

(www.loach.net.cn]

李光辉 李光辉DCT转矩控制

Study on Control of Clutch Torque for Dual Clutch Transmission System

A Thesis Submitted to Chongqing University in Partial Fulfillment of the Requirement for the

Degree of Master of Engineering

by

Li Guanghui

Supervisor: Associate Prof. Hu Jianjun

Major: Vehicle Engineering

College of Mechanical Engineering of Chongqing University , Chongqing, China.

May, 2008

李光辉 李光辉DCT转矩控制

[www.loach.net.cn]

李光辉 李光辉DCT转矩控制

中文摘要

摘 要

针对国内变速器生产厂的现有条件及现实,开展双离合器自动变速系统的关键技术研究,开发具有自主知识产权的双离合器自动变速器,是各汽车生产厂家急切需要解决的问题,对打破国外的技术垄断,掌握核心技术,促进我国汽车工业的发展与技术进步具有十分重要的现实意义。(www.loach.net.cn)本文主要进行了以下研究工作:

1)通过发动机性能试验,利用插值方法建立了发动机稳态数值模型和动态数值模型;对双离合器自动变速系统径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器进行了设计和分析,分别建立了装有径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器和离合器从动盘式扭振减振器无阻尼固有特性计算分析模型,并对比分析了两者对动力传动系统[的]减振(的)效果;在(所)设计(的)膜片弹簧离合器的基础上,建立了该膜片弹簧离合器载荷-变形特性模型;最后建立了双离合器自动变速传动系统的动力学模型;

2)建立了汽车离合器滑磨功和压盘表面温升的计算分析模型;推导出离合器片摩擦系数与影响因素之间的关系式,确立了双离合器自动变速汽车离合器转矩精确传递的计算分析模型;在分析步进电机和离合器执行机构动态响应特性的基础上,建立了离合器执行机构和离合器转矩传递[的]动力学模型;并对汽车离合器起步时主、从动盘的接合过程及离合器转矩传递特性进行了仿真分析;

3)在双离合器自动变速汽车起步时离合器接合速度影响因素分析的基础上,以提高汽车起步品质为原则,建立了节气门开度及其变化率为输入的两离合器接合程度和汽车起步档位的模糊控制器,设计出离合器转速差及其变化率为输入的离合器接合速度模糊控制器;并以长安CV11轿车为例进行了仿真分析;

4)提出了基于模糊神经网络的最佳挡位判断方法,研究了基于Takagi-Sugeno模型的神经网络结构及其算法,建立了基于Takagi-Sugeno模型的神经网络的汽车自动变速器换挡规律模型;利用汽车实际车速与目标车速之差及其变化率建立了发动机模糊-最速控制模型;并对基于该模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律进行了仿真分析;

5)在分析双离合器自动变速汽车换挡品质影响因素的基础上,设计出两离合器分离、接合速度模糊控制器,并利用挡位传动比的变化对两离合器分离、接合速度模糊系统输出量进行量化修正;并通过Matlab/simulink对其进行了仿真分析。

关键词:双离合器自动变速器,转矩传递,起步控制,换挡规律,换挡控制

I

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英文摘要

ABSTRACT

To being existing terms and reality for domestic transmission factory, it is the eager problem to be solved of every vehicle manufacturer that studying the key technology of dual clutch transmission system, and developing dual clutch transmission with independent intellectual property right. It have very important realistic meanings of the vehicle industry for our country to break monopolize of foreign technology and mast the key technology, to promote the development and technological progress of dual clutch transmission.

To the control technology of clutch torque for dual clutch transmission, research and develop the foundation of establishing with dual clutch transmission for the vehicle, this paper has mainly carried on the following research work:

1)The experiment data of engine has been analyzed, and has been established the static and dynamic model by interpolation and matching. Dual mass flywheel-radial spring (DMF-RS) type torsional vibration damper for dual clutch transmission system has been designed and analysed, the natural torsional vibration characteristics calculate model without damping of the system with DMF-RS type torsional damper and the clutch type torsional vibration damper are established, under 9 degree of freedom (DOF) during vehicle idle driving and 12 DOF during vehicle driving, and reduced effect of the vibration for dynamic powertrain system has been compared. Base on the diaphragm spring has been designed, the characteristic model of distortion-load for diaphragm spring has been obtained, and the dynamic model of dual clutch transmission powertrain system has been established at last.

2)Based on the analysis of influence factors for torque accurate transfer by clutch of dual clutch transmission vehicle, the computational analysis model for clutch slip power and surface temperature risen of clutch platen had been established. The function of clutch plate’s friction coefficient with relative slip speed between clutch driving and driven platen, and surface temperature risen of clutch platen has been derived, the model of accurate clutch torque transfer computational analysis for dual clutch transmission vehicle was built. Based on stepping motor and dynamic characteristic of clutch actuator have been analyzed, the model of clutch actuator and clutch transfer torque has been established. The simulation analysis of torque transfer characteristic

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III

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during clutch driving and driven platen engaging was done under MatLab/Simulink environment.

3)Based on the influence factor of the clutch engage speed of dual clutch transmission during vehicle launching, improving the vehicle launching quality as principle, throttle and throttle rate as the fuzzy controller input for two clutches engaging intensity and shifting during vehicle launching has been established, the rotational speed of clutch and the rate as the fuzzy controller input for the clutch engage speed has been designed. Taken Chang’an CV11 vehicle as an example and carried on simulation analysis.

4)The estimation methods of best shift schedule based on fuzzy neural network had been advanced, structure and algorithm on the basis of the fuzzy neural network by Takagi-Sugeno mode was studied, the shift schedule model for automatic transmission vehicle based on fuzzy neural network with Takagi-Sugeno model has been established. Two parameters for fuzzy logic rules and membership functions of the shift schedule according to the skilled driver's experience and expert's knowledge had been made, membership functions and fuzzy logic rules was modified through train mechanism of artificial neural network based on experiment sample, the engine of fuzzy-BangBang control model had been established through utilized the real speed of vehicle minus goal speed and the ratio. Shift schedule based on fuzzy neural network for automatic transmission vehicle had been simulated.

5)Dual clutch transmission realized motive force shifting, through one clutch separated while another clutch engaged. Based on analyzing influence factor of shifting quality for dual clutch transmission vehicle, two clutches separation and engaging fuzzy controller had been designed, and output of clutches separation and engaging speed of the fuzzy controller were quantized under utilized change with shift transmission ratio. The simulation analysis of dual clutch transmission vehicle during shifting process was done under MatLab/Simulink environment.

Keywords:Dual Clutch Transmission, Torque Transfer, Launching Control, Shift

Schedule, Shifting Control

IV

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目 录

目 录

中文摘要 .......................................................................................................................................... I 英文摘要 ....................................................................................................................................... III 1 绪 论 ......................................................................................................................................... 1

1.1 引言 ....................................................................................................................................... 1

1.2 自动变速器的类型及发展方向 ........................................................................................... 1

1.2.1 液力机械自动变速器 ................................................................................................ 2

1.2.2 电控机械自动变速器 ................................................................................................ 3

1.2.3 无级自动变速器 ........................................................................................................ 4

1.2.4 自动变速器的发展方向 ............................................................................................ 4

1.3 双离合器自动变速器 ........................................................................................................... 6

1.3.1 双离合器自动变速器工作原理分析 ........................................................................ 7

1.3.2 双离合器自动变速传动系统特点及关键技术......................................................... 8

1.4 本论文的主要任务和内容 ................................................................................................. 10 2 双离合器自动变速传动系统动力学模型 ............................................................ 14

2.1 引言 ..................................................................................................................................... 14

2.2 发动机数值模型的建立 ..................................................................................................... 14

2.2.1 发动机转速特性 ...................................................................................................... 15

2.2.2 发动机稳态转矩特性 .............................................................................................. 15

2.2.3 非稳态工况下发动机转矩特性的修正 .................................................................. 17

2.3 双质量飞轮式扭振减振特性研究 ..................................................................................... 17

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2.3.1 双质量飞轮式扭振减振器结构分析 ...................................................................... 18

2.3.2 径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器工作原理分析............................................... 17

2.3.3 径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器两侧转动惯量的确定 ................................... 19

2.3.4 径向弹簧型双质量飞轮扭振减振特性分析与设计计算 ....................................... 21

2.3.5 径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器减振分析....................................................... 23

2.4 膜片弹簧力学模型 ............................................................................................................. 26

2.4.1 拉式膜片弹簧离合器结构分析 .............................................................................. 26

2.4.2 拉式膜片弹簧的载荷-变形特性(A-L法) .................................................... 27

2.4.3 膜片弹簧载荷-变形特性分析 .............................................................................. 29

2.5 双离合器自动变速系统动力学模型 ....................................................................... 299

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2.6 本章小结 ............................................................................................................................. 32 3 离合器转矩精确传递计算分析 ................................................................................. 34

3.1 引言 ..................................................................................................................................... 34

3.2 离合器摩擦片摩擦系数变化关系的确定 ......................................................................... 34

3.2.1 离合器摩擦材料的摩擦系数影响因素 .................................................................. 35

3.2.2 离合器表面温度随滑磨功的变化关系 .................................................................. 38

3.2.3 离合器摩擦片摩擦系数的确定 .............................................................................. 38

3.3 离合器压力与执行机构动态响应关系 ............................................................................. 39

3.3.1 三相混合式步进电机的内部结构及工作原理 ...................................................... 39

3.3.2 三相混合式步进电动机特性分析 .......................................................................... 40

3.3.3 离合器执行机构动态特性分析 .............................................................................. 42

3.4 离合器转矩传递分析 ......................................................................................................... 42

3.4.1 变速器低挡运行 ...................................................................................................... 43

3.4.2 低挡转矩相 .............................................................................................................. 43

3.4.3 惯性相 ...................................................................................................................... 44

3.4.4 高挡转矩相 .............................................................................................................. 45

3.4.5 变速器高挡运行 ...................................................................................................... 45

3.5 离合器转矩精确传递仿真分析 ......................................................................................... 45

3.6 本章小结 ............................................................................................................................. 48 4 双离合器自动变速汽车起步过程离合器控制研究....................................... 50

4.1 引言 ..................................................................................................................................... 50

4.2 起步品质的评价指标 ......................................................................................................... 50

4.2.1 换挡时间 .................................................................................................................. 50

4.2.2 冲击度 ...................................................................................................................... 50

4.2.3 离合器滑磨功 .......................................................................................................... 51

4.3 车辆起步离合器接合速度影响因素分析 ......................................................................... 52

4.3.1离合器主、从动盘转速差的影响 ........................................................................... 52

4.3.2离合器主、从动盘转速差的变化率的影响 ........................................................... 52

4.3.3节气门开度的影响 ................................................................................................... 53

4.3.4节气门开度变化率的影响 ....................................................................................... 53

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4.4 离合器起步接合速度的模糊控制 ..................................................................................... 54

4.4.1 输入量的模糊化和模糊输出量 .............................................................................. 54

4.4.2 模糊控制规则库的确定 .......................................................................................... 57

4.5 汽车起步仿真分析 ............................................................................................................. 59

VI

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目 录

4.5.1 汽车爬行起步仿真分析 .......................................................................................... 60

4.5.2 汽车正常起步仿真分析 .......................................................................................... 63

4.5.3 汽车急起步仿真分析 .............................................................................................. 66

4.6 本章小结 ............................................................................................................................. 69 5 双离合器自动变速汽车智能换挡规律研究 ....................................................... 70

5.1 引言 ..................................................................................................................................... 70

5.2 基于模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律模型的建立 ......................................... 71

5.2.1 模糊系统的Takagi-Sugeno模型 ............................................................................ 72

5.2.2 Takagi-Sugeno模型模糊神经网络系统结构 .......................................................... 72

5.2.3 Takagi-Sugeno模型模糊神经网络学习算法研究 .................................................. 74

5.2.4 换挡规律模糊神经网络的建立 .............................................................................. 78

5.2.5 换挡规律的神经网络模型 ...................................................................................... 80

5.3 发动机模糊-最速双模态控制建模 .................................................................................... 80

5.3.1 模态决策系统 .......................................................................................................... 81

5.3.2 模糊(Fuzzy)控制器的设计 ................................................................................. 81

5.3.3 最速(BangBang)控制器设计 ............................................................................. 83

5.4 换挡规律的模糊神经网络仿真分析 ................................................................................. 83

5.4.1 换挡规律的模糊神经网络学习训练 ...................................................................... 84

5.4.2 换挡规律的工况仿真分析 ...................................................................................... 86

5.5 本章小结 ............................................................................................................................. 90 6 双离合器自动变速系统换挡过程离合器控制研究 ....................................... 93

6.1 引言 ..................................................................................................................................... 93

6.2 双离合器自动变速系统换挡过程分析 ............................................................................. 93

6.2.1 升挡过程分析 .......................................................................................................... 93

6.2.2 降挡过程分析 .......................................................................................................... 94

6.3 换挡品质影响因素分析 ..................................................................................................... 94

6.4 双离合器自动变速汽车换挡过程离合器模糊控制研究 ................................................. 97

6.4.1 离合器模糊控制系统输入输出模糊化 .................................................................. 97

6.4.2 离合器模糊控制系统规则库的建立 ...................................................................... 98

6.4.3 离合器模糊控制系统输出的量化修正 .................................................................. 99

6.5 双离合器自动变速系统换挡过程仿真分析 ................................................................... 100

6.5.1 一挡升二挡仿真结果分析 .................................................................................... 101

6.5.2 五挡升六挡仿真结果分析 .................................................................................... 103

6.5.3 四挡降三挡仿真结果分析 .................................................................................... 105

VII

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6.6 本章小结 ........................................................................................................................... 107 7 结 论 ............................................................................................................................... 109 致 谢 ..................................................................................................................................... 111 参考文献 .................................................................................................................................... 113 附 录 .................................................................................................................................... 117

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A 作者在攻读学位期间发表的论文目录 ............................................................................. 117

B 作者在攻读学位期间取得的科研成果目录 ..................................................................... 117

C 作者在攻读学位期间参与的科研项目目录 ..................................................................... 117

VIII

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1 绪 论

1 绪 论

1.1 引言

广泛采用活塞式内燃发动机的现代汽车,由于发动机的转矩变化范围较小,不能适应汽车在各种道路条件下行驶的要求,常常要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化,因此在汽车传动系中,采用了可以改变转速比和传动扭矩的装置——变速器①②。[www.loach.net.cn]汽车变速器传动系的任务是传递动力,并在动力传递的过程中改变发动机传给驱动车轮上的转矩和转速的变化范围,调节或者变换发动机的特性以适应汽车在各种条件下的行驶需求。汽车变速系统整体上是由手动换挡向自动换挡发展的,尤其是80年代以后,高速发展的计算机技术和电子技术应用于换挡变速系统,使汽车自动变速技术得到了快速的发展,其理论与设计水平也达到了相对的完善③。先进电子技术和计算机技术在汽车上的使用极大地提高了汽车的动力性、经济性、舒适性和方便性,因而在汽车上得到了日益广泛的应用,现代的汽车正在逐步高度电子化、自动化④。

目前汽车自动变速器主要有三种型式:电控机械自动变速器(AMT,Automated Manual Transmission)、无级变速器(CVT,Continuously Variable Transmission)和液力机械自动变速器(AT,Automatic Transmission),在电控机械式自动变速器领域中,近年来又出现了一种新的变速传动方式,即双离合器自动变速器(DCT,Dual Clutch Transmission),并成了世界汽车界研究开发的热点。本文结合国家高技术研究发展计划“863计划”(项目编号:2006AA110111),以双离合器自动变速汽车为研究对象,对双离合器自动变速系统离合器转矩控制进行深入的研究。

1.2 自动变速器的类型及发展方向

采用自动变速器来实现汽车的自动换挡,不但可以使汽车的驾驶变得更简单方便,而且可以有效地提高汽车的舒适性、动力性、安全性并降低排放,因而自动变速器是人们一直以来努力追求的目标。随着电子控制技术的发展,自动变速器的性能不断完善,价格不断降低,在汽车上的应用日益广发。现在,城市客车和公共汽车上自动变速器的装车率,美国是100%,欧洲发达国家在90%以上;轿车方面,日本中高级轿车上装用自动变速器的车辆比例超过了80%,美国则一直在90%以上。 ①

② 周云山,于秀敏. 汽车电控系统理论与设计[M]. 北京: 北京理工大学出版社,2006. 葛安林. 车辆自动变速理论与设计[M]. 北京:机械工业出版社,1995.

③ 李朝晖,杨新桦. 车辆自动变速技术[M]. 重庆:重庆大学出版社,2004.

④ 葛安林. 自动变速器(一)——自动变速器综述[J]. 汽车技术,2001(5):1-3.

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1.2.1 液力机械自动变速器

液力机械自动变速器(AT)主要由三部分组成:液力变矩器、行星齿轮变速器和电控系统等。[www.loach.net.cn]自动变速器之所以能够实现自动换挡是因为在工作中,驾驶员踏下油门的位置或发动机进气歧管的真空度和汽车的行驶速度能控制自动换挡系统工作,自动换挡系统中各控制阀不同的工作状态将控制变速齿轮机构中的离合器的分离和接合、制动器的制动和释放,并改变变速齿轮机构的动力传递路线,实现变速器挡位变换①②。

传统的液力机械自动变速器能根据汽车的行驶速度和节气门开度的变化,自动变换挡位。其换挡控制方式是通过机械方式将车速和节气门开度信号转换成控制油压,并将油压加到换挡阀的两端,以控制换挡阀的位置,从而改变换挡执行元件(离合器和制动器)的油路。这样,工作液压油进入相应的执行元件,使离合器接合或分离,制动器制动或释放,控制行星齿轮变速器的升挡和降挡,从而实现液力自动变速器的自动变速。

现代电控液力机械自动变速器是在传统的液力机械自动变速器的基础上增设电子控制系统而形成的③。它通过传感器和开关监测汽车和发动机的运行状态,接受驾驶员的指令,并将所获得的信息转换成电信号输入到电控单元,电控单元根据这些信号,通过电磁阀控制液压控制装置的换挡阀,使其打开或者关闭通往换挡离合器和制动器的油路,从而控制换挡时刻和挡位的变换,以实现自动变速④。

液力机械自动变速器的优点是能将发动机的机械能平稳地传给车轮,液力机械装置通过工作轮叶片的相互作用,引起机械能与液体能的相互转换来传递动力,利用液体动量矩的变化从而改变转矩的传动元件,具有无级、连续改变速度与转矩的能力,它对外部负载具有良好的自动调节和适应性能,能使车辆平稳起步,加速迅速、均匀、柔和;由于用液体来传递动力进一步降低了尖峰载荷和扭转振动,延长了动力传动系统的使用寿命,提高了车辆的乘坐舒适性和平均行驶速度,提高了行车安全性和通过性,故液力机械自动变速器以其良好的乘坐舒适性、方便的操纵性、优越的动力性、良好的安全性奠定了在汽车工业的主导地位⑤⑥⑦。

但制造难大、成本高是液力机械自动变速器的缺点,为此带有变矩器的液力机械自动变速器车几乎都是电子控制,带有闭锁机构,并扩大闭锁范围和缩短锁止接合时间;闭锁离合器分离时,能量损失大,必须利用适当的滑差控制以改善①

② 葛安林. 汽车自动变速器(二)——液力变矩器[J]. 汽车技术,2001(6):1-5. 葛安林. 汽车自动变速器(三)——液力变矩器的闭锁与滑差控制[J]. 汽车技术,2001(7):1-4. ③ 庄继德. 汽车电子控制系统工程[M]. 北京:北京理工大学出版社,1998.

④ Rebecca Rutschmann. Wet or Dry – A Question of Torque[J]. LuK Co.,2005:9-23

⑤ 过学迅. 汽车自动变速器[M]. 北京:机械工业出版社,1999.

⑥ Kegresse. A.Zahnraderwechselgetriebe fur Kraftfahrzeuge[J]. DE894204,1939.

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⑦ Getriebe. GmbH, Gerhard Wagner. Application of Transmission Systems for Different Driveline Configurations in Passenger Car[J]. Driver System Technique,2002(2):11-27.

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1 绪 论

传动效率①②。[www.loach.net.cn]完全闭锁对提高装有液力机械自动变速汽车的燃料经济性直接有效,但防碍液力变矩器吸收传动系统中的振动和冲击。

1.2.2 电控机械自动变速器

电控机械自动变速器(AMT)是在传统的手动齿轮式变速器基础上改进的,它结构简单,保留了干式离合器与手动变速器的绝大部分总成部件,只是将其中手动操作系统的换挡杆部分替换为自动控制机构③,图1.1所示为采用全电控电动机械式自动变速器系统基本原理图。由图可知,驾驶员通过加速踏板和操纵杆向电控单元(ECU)传递控制信号,通过传感器掌握车辆的行驶状态,ECU按存储于其中的最佳控制程序:最佳换挡规律、离合器控制规律、发动机供油调节规律等控制电机驱动,对发动机供油、离合器的分离与接合、以及变速器换挡三者的动作与时序实现最佳匹配,从而获得优良的燃油经济性与动力性能,提高汽车平稳起步与迅速换挡的能力④⑤。

图1.1 电控机械自动变速器基本原理

Fig 1.1 Principle of AMT

电控机械自动变速器保留了原手动变速器齿轮传动的效率高、成本低、结构简单、易制造的长处,是非常适合我国国情的机电一体化高新技术产品

①⑥⑦。它是 葛安林. 汽车自动变速器(四)——液力自动变速器(AT)的典型结构及发展趋势(上)[J]. 汽车技术,2001(8):1-5.

② 葛安林. 汽车自动变速器(五)——液力自动变速器(AT)的典型结构及发展趋势(下)[J]. 汽车技术,2001(9):1-5.

③ 葛安林. 汽车自动变速器(六)——电控机械式自动变速器(AMT)[J]. 汽车技术,2001(10):1-4. ④ A. J. Turner,K. Ramsay. Review and Development of Electromechanical Actuators for Improved Transmission Control and Efficiency. SAE,2004-01-1322.

⑤ Andreas Abel,Uwe Schreiber,Jens Schindler. Engine and Gearbox Modeling and Simulation for Improving the Shifting Behavior of Powertrains with Manual or Automated Transmission. SAE,2006-01-1641.

⑥ 林学东. 现代汽车动力传动装置的控制技术[M]. 北京:北京理工大学出版社,2003.

⑦ 黄宗益. 现代轿车自动变速器原理和设计[M]. 上海:同济大学出版社,2006.

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重庆大学硕士学位论文

在现有生产的机械变速器上进行改造的,保留了绝大部分原总成部件,只改变其中手动操作系统的换挡杆部分,生产继承性好,改造的投入费用少,非常容易被生产厂家接受。(www.loach.net.cn)电控机械自动变速器的主要缺点是非动力换挡,但这可以通过电控软件方面来得到一定的弥补①②③。

1.2.3 无级自动变速器

传动系的挡位增多后,增加了选用合适挡位使发动机处于经济工作状况的机会,有利于提高燃油经济型④⑤。挡位数无限的无级自动变速器(CVT)在任何条件下都提供了使发动机在最经济工况下工作的可能性,它能提高汽车的动力性、燃油经济型、驾驶舒适性和行驶平顺性,电控的无级自动变速器可实现动力传动系统的综合控制,充分发挥发动机的特性。最早出现的无级自动变速器采用橡胶带式传动,由于橡胶传动带强度有限,使得其难以推广实用,直到1984年Van Doorne发明了金属V型带,世界汽车业又开始加大对无级自动变速器的研究。

目前无级自动变速器在自动变速器中占有量较少,并且90%集中在日本,如日本的Subaru、Nissan、Honda等,意大利的飞(菲)亚特在部分车型上选用了无级自动变速器。虽然无级自动变速器具有速比无级变化的优点,可以实现扭矩的无级传递,提高了无级自动变速汽车的乘车舒适性、加速性以及燃油经济性,但是其起动性能差,一般需另加起动装置,并且无级自动变速器的设备更换量大、制造困难和价格也较高等缺点,故(使)其市场销售一直在100万台/年中(上下)波动,上升趋势不明显。我国在无级自动变速器的研究和生产方面尚处于起步阶段,由于其优良的理论性能,今后可视为自动变速器的主要发展方向之一。

1.2.4 自动变速器的发展方向

在未来的几年内,自动变速器在各国的发展方向如下:图1.2、1.3、1.4、1.5分别为自动变速器在欧洲、北美、日本和BRICs(即巴西、俄罗斯、印度和中国的合称)的发展趋势,这也代表了世界自动变速器在今后的主要发展方向⑥。

由图可知:

1)在欧洲,手动变速器仍然占据着主导地位,电控机械自动变速器和双离合器自动变速器所占的比例也会逐年增加,但是6速液力机械变速器和无级自动变速器还会继续使用;

2)在北美,多级液力机械自动变速器将会拥有变速器领域中的很大市场,人①

② Reinhard Berger, Rolf Meinhard. The Parallel Shift Gearbox PSG[J]. 7th LuK Symposium, 2002-04:234-236. 王望予. 汽车设计[M]. 北京:机械工业出版社,2005.

③ 张毅,潘可耕. 离合器及机械变速[M]. 北京:化学工业出版社,2005.

④ 葛安林. 汽车自动变速器(七)——无级变速器CVT[J]. 汽车技术,2001(11):1-4.

⑤ 葛安林. 汽车自动变速器(八)——无级变速器CVT[J]. 汽车技术,2001(12):1-5.

⑥ 荆崇波,苑士华等. 双离合器自动变速器及其应用前景分析[J]. 机械传动,29(3):56-58.

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1 绪 论

们开始逐渐喜欢无级自动变速器,双离合器自动变速器也会开始出现;

3)在日本,无级自动变速器占有主导地位,多级液力机械自动变速器逐渐拥有更大的市场;

4)在BRICs,手动变速器还是拥有主导地位,多级液力机械自动变速器和无级自动变速器也拥有一定的市场。(www.loach.net.cn)

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图1.2 欧洲自动变速器的发展趋势

Fig 1.2 Transmission development trend of Europe

图1.3 北美自动变速器的发展趋势

Fig 1.3 Transmission development trend of North American

图1.4 日本自动变速器的发展趋势

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Fig 1.4 Transmission development trend of Japan

图1.5 BRICs自动变速器的发展趋势

Fig 1.5 Transmission development trend of BRICs

1.3 双离合器自动变速器

双离合器自动变速器的概念到目前已经有六七十年的历史,早在1939年德国的Kégresse.A第一个申请了双离合器变速器的专利,提出了将手动变速箱分为两部分的设计概念:一部分传递奇数挡,另一部分传递偶数挡①②。(www.loach.net.cn]且其动力传递通过两个离合器联结两根输入轴,相邻各挡的被动齿轮交错与两输入轴齿轮啮合,配合两离合器的控制,能够实现在不切断动力的情况下变换传动比,从而缩短换挡时间,有效提高换挡品质③。双离合器自动变速器曾经在载货车上进行过试验,但限于当时的控制技术,这种变速器并没有投入批量生产。20世纪80年代,保时捷公司重新设计了双离合器自动变速器并应用于赛车上,但也未能将双离合器自动变速技术投入批量生产。直到20世纪90年代末随着电子技术的迅速发展,双离合器自动变速技术才被应用于普通轿车上。2003年德国大众公司与Borg-Warner公司联合开发了新一代双离合器自动变速系统并第一次在大众轿车上装车,从而使双离合器自动自动器进入量产化生产阶段④⑤。

双离合器自动变速器既继承了手动变速箱传动效率高、结构紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点,而且实现了自动变速器的动力性换挡(即在换挡过程中不中断动力),又保留了液力机械自动变速器和无级自动变速器换挡品质好的优点,具有很好的车辆动力性和经济性,这对电控机械式自动速器来说,是一个巨大的进步。双离合器自动变速系统的换挡方式也可以方便地应用于混合动力车辆,具有优异的性能和广阔的应用前景,是一种非常值得研究的自动变速技术。 ①

② Viren Saxena. Dual Clutch Transmission-A Different Automatic[Z]. PPT Document. Francois Dovat. The revolutionary VW-Audi double clutch transmission[Z]. Internet Document.

③ Y. Zhang, X. Chen. Dynamic Modeling and Simulation of a Dual-clutch Automated Lay-shaft Transmission[J]. Journal of University of Michigan-Dearborn, 2004.

④ 刘振军,秦大同等. 车辆双离合器自动变速传动技术研究进展分析[J]. 农业机械学报,2005(11):161-164. ⑤ 麦克.克鲁格. 双面离合器和双重离合器的机械式自动变速器比较[J]. 汽车工艺与材料,2004(12):2-3.

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1 绪 论

1.3.1 双离合器自动变速器工作原理分析

双离合器自动变速机构主要包括与离合器、换挡同步器相联接的换挡控制系统和电控系统TCU及变速器。(www.loach.net.cn)双离合器自动变速器结构如图1.6所示,其特征在于动力输入轴上设置有两个离合器C1、C2,变速器各挡位主动齿轮按奇、偶数挡位分别与离合器C1、C2连接,离合器C1、C2交替传递动力以实现挡位切换,双离合器自动变速器的同步器与普通手动变速器的同步器结构型(形)式基本相同①②。

2轴 Ⅳ C1 C2

Ⅱ A1 Ⅲ Ⅰ 输入轴

Ⅴ A2 R

1轴

A3

输出轴

3轴

图1.6 双离合器自动变速器结构图 Fig 1.6 Structure of DCT

图1.7为双离合器自动变速器Ⅰ、Ⅱ挡工作时的功率流向图,以此为例进行双离合器自动变速器的换挡过程分析。

Z5

A2 ZR

1轴

Z3

Z1 A1

Z5

A2 ZR

1轴

Z5`

3轴

3轴

Z4` Z2`

Z1`

Z3`

ZR`

Z4 `Z2 `

Z3 `

Z5 `

ZR `

Z1 `

(a) Ⅰ挡功率流向图 (b) Ⅱ挡功率流向图

图1.7 Ⅰ、Ⅱ挡功率流向图

Fig 1.7 Power flow of 1st and 2nd gear

汽车起步时,初选Ⅰ挡,换挡控制机构将Ⅰ挡齿轮与同步器A1啮合,然后离合器C1在控制机构作用下接合,车辆开始起步运行,这时的控制过程与电控机械

①②

牛铭奎,葛安林等. 双离合器式自动变速器换档特性研究[J]. 汽车工程,2004,22(04):453-457. 牛铭奎,葛安林等. 双离合器式自动变速器简介[J]. 汽车工艺与材料,2002(12):36-38.

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自动变速器类似,动力流向为输入轴?离合器C1?1轴?同步器A1?Ⅰ挡空套主动齿轮Z1?被动齿轮Z1`?3轴?输出轴(如图1.7(a)所示)。[www.loach.net.cn)离合器C2此时处于完全分离状态,不传递动力。当车辆加速行驶,达到接近Ⅱ挡的换挡点时,自动换挡机构将同步器和Ⅱ挡齿轮啮合,Ⅱ挡提前进入预选状态。离合器C1开始分离,同时离合器C2开始接合,两个离合器在切换过程中出现工作重叠,直到离合器C1完全分离,离合器C2完全接合,整个换挡过程结束。此时动力流向为输入轴?离合器C2?Ⅱ挡齿轮Z2?空套被动齿轮Z2`?同步器A3?3轴?输出轴(如图1.7(b)所示)。当车辆在Ⅱ挡运行后,变速器电控单元可以根据相关传感器信号感知当前运行状态,进而判断车辆即将进入运行的挡位,如果车辆加速,则下一个挡位为Ⅲ挡,如果车辆减速,则下一个挡位为Ⅰ挡。Ⅰ挡和Ⅲ挡均联结在处于分离状态的离合器C1上,其不传递动力,故换挡控制系统可以方便地控制选挡机构预先将Ⅰ挡或Ⅲ挡换入啮合状态,当车辆运行达到换挡点时,只需将离合器C2分离,同时将离合器C1接合,配合好两个离合器的切换时序即可方便地实现整个换挡过程。车辆继续行驶时,其他挡位的切换过程与上述分析类似。由于在两个离合器的切换过程中只会使发动机动力传递出现一个减弱的过程,而不需要完全切断动力传递①②。(,)因此,双离合器自动变速器实现的是动力换挡,其换挡过程与液力机械自动变速器的换挡过程基本类似,其控制原理如图1.8所示。

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图1.8 双离合器自动变速系统控制原理图

Fig 1.8 Control principle of dual clutch transmission

1.3.2 双离合器自动变速传动系统特点及关键技术

在几种自动变速传动中,液力机械自动变速器具有较好的乘车舒适性,操作简单,技术成熟,但成本高,传动效率较低使得油耗较高;无级自动变速器具有良好的操作性、驾驶舒适性和较高的传动效率,但成本也较高③;电控机械自动变速虽然具有结构简单,效率高,成本低等特点,使手动变速汽车实现自动换挡成①

② Robert Fischer, Georg Schneider. The XSG Family[J]. 7th LuK Symposium, 2002(04):175-198. Rebecca Rutschmann. Wet or dry – a question of torque[J]. LuK Co., 2005:9-23.

③ 胡建军. 汽车无级变速传动系统建模、仿真及其匹配控制策略研究[D]. 重庆:重庆大学,2001.

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1 绪 论

为可能。(www.loach.net.cn](,)但其从原理上存在致命的弱点:换挡时要切断动力①②。在动力切断和再次接合时必然引起冲击振动,同时动力切断过程也造成了动力损失,影响了车辆的乘坐舒适性和动力性,目前只能在低档轿车和重型车辆上应用。(;)双离合器自动变速器(DCT)从根本上解决了电控机械自动变速系统切断动力换挡带来的问题,这种自动变速器一个挡工作时,可预选下一个挡位,换挡时只是离合器的切换,换挡时间很短,使换挡在动力传递不中断的情况下完成,从而消除了电控机械自动变速器换挡时的扭矩振荡冲击,实现了换挡过程的动力换挡,既保留了无级自动变速器和液力机械自动变速器换挡特性好的优点,换挡迅速平稳,不仅(又)保证了车辆的动力性和经济性,而且由于车辆不再产生换挡动力切断引起的冲击,也极大地改善了车辆行驶时的舒适性③。(,)这对电控机械自动变速来说,是一个巨大的突破,从根本上解决了电控机械自动变速的驾驶舒适性问题④。双离合器自动变速器也是基于平行轴式手动变速器发展而来的,其扭矩传递能力适合于各种排量的车辆,它继承了手动变速器传动效率高、结构紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点,而且可利用现有的手动变速器生产设备和技术,制造难度较无级自动变速器和液力机械自动变速器低⑤。因此进行双离合器自动变速技术的研究及开发对促进我国汽车工业的发展与技术进步具有十分重要的现实意义。

双离合器自动变速传动的关键技术主要包括如下几点⑥:

1) 双离合器自动变速系统换挡过程中,由于传动系统速比发生突变,离合器切换时将产生较大的动载荷引起的传动系统零部件的损坏和磨损加剧,而系统本身存在的非线性、时滞、干扰、变参数的因素,使系统的控制较为困难。对换挡过程中离合器的动力学机理及动态响应特性的研究,是保证双离合器自动变速汽车换挡品质及双离合器自动变速器工作寿命的重要研究内容;

2) 离合器切换过程必然存在两个离合器扭矩传递的重叠或中断工作阶段,从而造成换挡过程中输出扭矩的突变,使离合器产生滑摩、自激振动、传动系统冲击等现象,导致摩擦片温度升高,产生变形甚至烧蚀破坏,直接影响离合器的分离接合特性和寿命。对于这种多自由度扭转振动的传动系统,系统的激励和振动的机理、振型和与其它振动的耦合情况、滑磨引起的摩擦系数的变化等均十分复①

② 余志生. 汽车理论[D]. 北京:机械工业出版社,1996. Getriebe. GmbH, Gerhard. Wagner. Application of Transmission Systems for Different Driveline configurations In passenger Car[J]. Drive System Technique, 2002(02):11-27.

③ 牛铭奎. 双离合器自动变速器的开发与研究[D]. 长春:吉林大学,2003.

④ Kalathur S. Narasimhan,Eric Boreczky. New Transmission Technologies on Gear Requirements for Global Powder Metal Industry. SAE,2006-01-0396.

⑤ Dipl. –Ing. Uwe Wagner,Dipl. – Ing. Alfons Wagner. Electrical Shift Gear (ESG) – Consistent Development of the Dual Clutch Transmission to a Mild Hybrid System. SAE, 2005-01-1842.

⑥ 姚晓涛. 双离合器自动变速系统性能研究[D]. 重庆:重庆大学,2005.

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杂,需要深入细致的研究并找到精确的控制方法;

3) 双离合器自动变速系统中扭振减振器对于降低传动系统扭转冲击振动作用极其重要,扭振减振器工作机理以及结构参数变化对减振影响的研究是保证汽车各种行驶工况下减少振动、降低噪声、提高驾驶舒适性的关键;

4) 综合考虑多种非线性、时滞、干扰、变参数因素的传递系统模型的建立,匹配控制策略的制定及其实现是保证双离合器自动变速汽车最优控制的前提。(www.loach.net.cn]

1.4 本论文的主要任务和内容《我觉得以下的“了”都应该去掉》

本课题是国家高技术研究发展“863”计划(轿车双离合器自动变速器开发,项目编号:2006AA110111)研究内容的组成部分,针对双离合器自动变速器的关键技术,为汽车用双离合器自动变速传动系统研发奠定基础,本文将主要进行以下研究工作:

1、通过发动机性能试验,利用插值方法建立了发动机稳态数值模型和动态数值模型;对双离合器自动变速系统径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器进行了设计和分析,分别建立了装有径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器和离合器从动盘式扭振减振器车辆怠速行驶时9自由度及稳定行驶工况下的12自由度无阻尼固有特性计算分析模型,并对比分析了两者对动力传动系统[的]减振(的)效果;在(所)设计(的)膜片弹簧离合器的基础上,建立了该膜片弹簧离合器载荷-变形特性模型;最后建立了双离合器自动变速传动系统的动力学模型;

2、通过分析双离合器自动变速汽车离合器转矩精确传递的影响因素,建立了汽车离合器滑磨功和压盘表面温升的计算分析模型;推导出由离合器主、从动盘相对滑磨速度和离合器片表面温升为主要影响因素的离合器片摩擦系数关系式,确立了双离合器自动变速汽车离合器转矩精确传递的计算分析模型;在分析步进电机和离合器执行机构动态响应特性的基础上,建立了离合器执行机构和离合器转矩传递[的]动力学模型;并利用Matlab/Simulink软件对汽车离合器起步时主、从动盘的接合过程及离合器转矩传递特性进行了仿真分析;

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3、在双离合器自动变速汽车起步时离合器接合速度影响因素分析的基础上,以提高汽车起步品质为原则,建立了节气门开度及其变化率为输入的两离合器接合程度和汽车起步档位的模糊控制器,设计出离合器转速差及其变化率为输入的离合器接合速度模糊控制器;并以长安CV11轿车为例进行了仿真分析;

4、提出了基于模糊神经网络的最佳挡位判断方法,研究了基于Takagi-Sugeno模型的神经网络结构及其算法,建立了基于Takagi-Sugeno模型的神经网络的汽车自动变速器换挡规律模型;根据熟练驾驶员的经验和专家知识制定了换挡规律的两参数模糊逻辑推理规则和隶属度函数,并利用人工神经网络的学习训练机制按

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照试验样本对其进行了修正,利用汽车实际车速与目标车速之差及其变化率建立了发动机模糊-最速控制模型;并对基于该模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律进行了仿真;

5、双离合器自动变速器换挡时通过一个离合器分离的同时另一离合器接合,从而实现了动力换挡;在分析双离合器自动变速汽车换挡品质影响因素的基础上,设计出两离合器分离、接合速度模糊控制器,并利用挡位传动比的变化对两离合器分离、接合速度模糊系统输出量进行量化修正;并通过Matlab/simulink对其进行了仿真分析。[www.loach.net.cn)

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2 双离合器自动变速传动系统动力学模型

2.1 引言

在双离合器自动变速传动系统中,发动机是一重要的控制对象,发动机的动态特性对提高双离合器自动变速汽车起步和换档品质很重要。[www.loach.net.cn)在起步和换档过程中,发动机的输出转速和转矩直接影响着冲击度和滑磨功这两项指标。汽车是在负荷、速度以及不断变化的道路情况下工作的,发动机是汽车的动力源,其产生的转矩经传动系传至驱动轮上,汽车发动机实际的运行状态总是处于不断变化之中,其转速与转矩在相当大范围内不断变化,这对发动机的动力性、经济性等都会产生很大的影响。

随着人们对汽车乘坐舒适性要求的不断提高,对动力传动系统性能要求也随之提高。目前在双离合器自动变速汽车中常用双质量飞轮扭振减振器代替传统的离合器从动盘式扭振减振器,以降低汽车动力传动系扭转振动的影响,从而延长了汽车动力传动系统的使用寿命,提高了双离合器自动变速汽车的换挡品质和舒适性,降低了汽车起步、换挡过程中的冲击度和滑磨功。双质量飞轮扭振减振器通过大幅改变扭振减振器两侧的转动惯量的分配、降低扭振减振器弹簧的扭转刚度、增大减振器的工作扭转角等措施以达到优于离合器从动盘式扭振减振器的减振效果,从而把汽车行驶工况下动力传动系的某些阶次的共振转速降低至怠速转速以下,并使怠速工况的共振转速比发动机怠速转速小的多。

研究双离合器自动变速传动系统,首先应当明确传动系统的动力学模型。本章在对(建立)发动机数值模型、双质量飞轮扭振减振器模型、离合器数学模型及传动系统动力学模型(建立)的基础上,建立了双离合器自动变速系统起步和换档过程的动力学模型,为双离合器自动变速系统仿真奠定基础。

2.2 发动机数值模型的建立

发动机必须适应车辆变化的需要,为了适应车辆的需要,发动机也是在负荷和转速经常变化的情况下工作的。发动机特性是指发动机主要工作参数间的相互关系,以及随工况而变化的规律,它们通常根据实验测定得到的数据,经过整理后,(并)用曲线表示,这些曲线称为特性曲线①。

发动机的特性有负荷特性、速度特性、油耗特性等,这些特性中与双离合器自动变速汽车控制系统直接相关的是发动机的转速特性,这是因为在起步和换档① 余志生. 汽车理论[M]. 北京:机械工业出版社,1996.

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2 双离合器自动变速传动系统动力学模型

过程的自动控制过程中要通过控制油门开度来控制发动机转速以及输出转矩来协调离合器、发动机和变速器的联合控制。[www.loach.net.cn)

2.2.1 发动机转速特性

发动机转速特性表示的是发动机的动力性能与经济性能随转速的变化关系(以动力性能为主),包括全负荷时的转速特性(外特性)和部分负荷时的转速特性(部分负荷特性)两大类①。前者为发动机在节气门全开时的最大作功能力以及对应的经济性能,后者为节气门处于部分开启时发动机所表现的各项性能。发动机节气门全开时,转矩Te、功率Pe以及燃油消耗率be与发动机转速ne之间的函数关系以曲线表示,此特性曲线称为发动机特性曲线,图2.1所示为本文所采用的发动机转速特性曲线。

发动机输出转矩/(Nm)转速/(rpm)图2.1 发动机转速特性

Fig 2.1 Characteristic of engine speed

由图2.1《改成小四》可见,发动机的最小稳定工作转速(即怠速)为:

随着发动机转速增加,发动机输出的转矩也在增加,最大转矩Temax1nemin?800rpm。

时的发动机转速为ne?2500rpm。继续增加发动机转速时,发动机输出转矩Te先有所下降后继续增加,当发动机转速ne?5000rpm时,发动机达到另一转矩峰值:Temax2?186.2N?m,之后发动机转速再增加,其输出转矩出现下降趋势。

2.2.2 发动机稳态转矩特性

研究表明,发动机的外特性曲线和部分负荷特性曲线均是发动机节气门开度和发动机转速的函数,即:

Te?f(?,ne) (2.1)

式中:Te为发动机输出转矩;?为节气门开度;ne为发动机转速。

在一定的节气门开度下发动机输出转矩曲线可由试验数据三次样条插值拟合① 周龙保. 内燃机学[M]. 北京:机械工业出版社,2005.

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达到满意的精度,因此可用有限的试验数据建立发动机的数值模型。[www.loach.net.cn)根据发动机的试验数据及其应用范围,分别绘出节气门开度和发动机转速的坐标向量,即:节气门开度??[?1,?2,?,?m]T和发动机转速ne?[ne1,ne2,?,nen]T,其中?1和?m分别表示发动机最小和最大节气门开度,ne1和nen分别代表发动机最低和最高转速①。

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图2.2为用来构造数表的发动机节气门开度、发动机转速与稳态输出转矩关系图,给定发动机节气门开度和转速即可确定在稳态工况下的输出转矩,其中图2.2(a)为由实验数据直接构造出来的发动机稳态转矩输出特性图,图2.2(b)为在实验数据的基础上通过三次样条插值构造出来的含发动机高转速小油门开度时的发动机稳态转矩输出特性图。

发动机输出转矩/(Nm)(a)实验数据

发动机转矩/(Nm)油门开度/(%)发动机转速/(rpm)

(b)插值数据

图2.2 发动机稳态输出转矩特性

Fig 2.2 Characteristic of engine static state output torque

① 胡建军. 汽车无级变速传动系统建模、仿真及其匹配控制策略研究[D]. 重庆:重庆大学,2001.

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2 双离合器自动变速传动系统动力学模型

2.2.3 非稳态工况下发动机转矩特性的修正

发动机大部分时间处于非稳态工况,研究表明,非稳态工况下发动机的输出转矩特性与稳态工况下发动机的输出转矩特性是不同的①。[www.loach.net.cn]车辆加速时,由于混合气浓度逐渐变稀,致使发动机输出转矩比稳态工况下的输出转矩低,发动机输出转矩下降量与曲轴角加速度近似成线性关系,并且下降量不超过发动机最大输出转矩的4%~5%;同理,当汽车减速时,由于混合气浓度逐渐变浓,使发动机输出转矩比稳态工况下的输出转矩高,转矩上升量与曲轴减速度也近似成线性关系②。因此,可以采用修正系数的方法来对发动机稳态工况下的输出转矩进行修正并作为非稳态工况下的输出转矩,即发动机的动态输出转矩,其数学表达式为:

d?eTeD?Te?? (2.2) dt

式中:TeD为发动机动态输出转矩;Te为发动机稳态输出转矩;d?e/dt为发动机曲轴角加速度;?为非稳态工况下发动机输出转矩下降系数,对不同的发动机而言,?是不同的,JL474Q1发动机?值取0.03。

2.3 双质量飞轮式扭振减振特性研究

扭振及扭振噪声控制是车辆工程领域研究的一个重要问题,其影响到汽车的乘车舒适性和使用性能,而汽车动力传动系的扭转振动是汽车的一种主要振动形式。为了降低汽车传动系的扭转振动,目前常用的解决办法是在离合器从动盘总成中设置扭振减振器,但是离合器从动盘式扭振减振器存在一些特性局限性,主要表现在以下两个方面:一是离合器从动盘式扭振减振器不能使发动机与变速器振动系统的固有频率降低到怠速转速以下,因此不能解决传动系在怠速转速时的共振问题③④;二是因为传统的从动盘结构中减振弹簧的位置半径比较小,且其转角受到最大转角的限制而不能太大,故在发动机常用转速范围内,难以通过降低减振弹簧刚度的办法得到更大的减振效果⑤。为了解决以上两个问题,德国宝马公司于1985年首先研制成功了双质量飞轮式扭振减振器(Dual Mass Flywheel,简称DMF)⑥⑦。

2.3.1 双质量飞轮式扭振减振器结构分析

双质量飞轮式扭振减振器与离合器从动盘式扭振减振器的结构基本相似,但①

② 张慎良. 车用汽油机动态性能研究[J]. 内燃机工程,1988(1):112-116. J. J. Moskwa, J. K. Hedrick. Automotive Engine Modeling for Real Time Control Application[J]. Proc. ACC, 1987. ③ Hans Jurgen Drcal. Torsional Dampers and Altemative Systems to Reduce Driveline Vibrations. SAE,870393. ④ 刘圣田,吕振华,邵成,袁念诗. 双质量飞轮型扭振减振器[J]. 汽车技术,1997(1):23-27.

⑤ 吕振华,邵成. 离合器扭振减振器性能参数计算公式探讨及其弹性特性表达[J]. 汽车工程,2002,32(4):43-46.

⑥ Ken-ishi Yamamoto,Mitsuhiro Umeyama. Consideration of a New Type Two-Mass Flywheel. SAE,911059. ⑦ 刘圣田,吕安涛,马见明. 典型双质量飞轮式扭振减振器结构分析[J]. 山东省交通科技,2002,11(22):19-21.

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是其在动力传动系中的位置发生了改变,双质量飞轮式扭振减振器是将扭振减振器从离合器从动盘中取出,然后将其布置到发动机飞轮中间,这样使扭振减振器两端的惯量分配发生了很大的变化,通过合理调整减振弹簧的刚度即可得到期望的系统固有频率;而且由于减振弹簧位置半径的增大,可以增大极限转角并降低弹簧刚度,本质上克服了从动盘式扭振减振器存在的不足。[www.loach.net.cn)

双质量飞轮式扭振减振器的基本结构可分为三大部分,即第一质量、第二质量和两质量之间的扭振减振器①②。第一质量与发动机曲轴输出端法兰盘相联接,第二质量通过一个轴承安装在第一质量上,由此实现了与动力输入件相联接。第

一、第二质量之间可以有相对转动,它们之间通过扭振减振器相联,图2.3为离合器从动盘式扭振减振器与双质量飞轮式扭振减振器结构比较示意图。

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(a)离合器从动盘式 (b)双质量飞轮式

1、第一质量 2、扭振减振器 3、第二质量

图2.3 离合器从动盘式与双质量飞轮式扭转减振器结构比较示意图

Fig 2.3 Structure of clutch and dual mass flywheel type torsional vibration damper

2.3.2 径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器工作原理分析

由于双质量飞轮-径向弹簧型扭振减振器(DMF-RS)结构简单,可以实现理想的硬非线性弹性特性,所以(本文)选用DMF-RS作为本文的扭振减振器。径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器(Dual Mass Flywheel Radial Spring,简称DMF-RS)的结构原理示意图如图2.4所示③,其减振弹簧为直弹簧,分组安装在由减振器侧板、从动板组成的沿飞轮径向的弹簧室中,其侧板和从动板之间通过两个传动销1、2分别与飞轮的第一、第二质量相连。当减振器不工作时,弹性机构组件处于沿飞轮径向的初始位置;当飞轮受到转矩工作时,其第一、第二质量①

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② 刘圣田,吕安涛,马见明. 典型双质量飞轮式扭振减振器结构分析[J]. 山东省交通科技,2003,11(2):19-21. Albert Albers,Mare Albercht,Arne Kruger,etal. New Methodology for Power Train Development in the Automotive Engineering-Integration of Simulation Design and Testing. SAE,2001-01-3303.

③ Patrice Berlin,Eric Breton,Ayman Mokdad. Radial Dual Mass Fly-wheel. SAE,950893.

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之间产生相对转角,而减振弹簧只产生简单的轴向压缩变形。[www.loach.net.cn]图中用两个半径不同的圆分别表示飞轮的第一、第二质量,且只画出了一组弹簧组件,图示位置表示为减振器处于工作状态,飞轮上作用有转矩T,第一、第二质量之间产生了相对转角?,减振弹簧产生了压缩变形?l。

r

由于在DMF-RS型扭振减振器中,作为弹性元件的几组直圆柱螺旋弹簧沿飞轮的径向布置,这使得DMF-RS型扭振减振器具有高度非线性的扭转弹性特性,其扭转刚度随着传递转矩的增加而逐渐增大,这种理想的硬非线性弹性特性是DMF-RS型扭振减振器的独具有的优点,DMF-RS型扭振减振器还具有其弹性特性和阻尼特性比较稳定等诸多优点①②。因此,DMF-RS型扭振减振器能够以比较简单的结构实现扭转刚度变化较大的硬非线性弹性特性,很适合于动力传动系扭振减振器的性能要求。 2.3.3 径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器两侧转动惯量的确定

汽车动力传动系统的无阻尼扭振固有频率计算公式为:

fc?1

2?K?(I1?I2) (2.3) I1?I2

式中:K为扭振减振器的扭转刚度;I1为发动机一侧的转动惯量;I2为变速器一侧的转动惯量。

由式(2.3)可知,汽车动力传动系统无阻尼扭振固有频率主要取决于两方面的因素:扭振减振器扭转弹簧的刚度和扭振减振器两侧的转动惯量。当扭转刚度K一定时,系统的扭振固有频率fc主要由扭振减振器两侧的转动惯量的大小决定。为了满足汽车设计要求,扭振减振器两侧的转动惯量之和一般为一固定值,系统① 吕振华,吴志国,陈涛. 双质量飞轮-周向短弹簧型扭振减振器弹性特性设计原理及性能分析[J]. 汽车工程,2003,5(25):493-497.

② Amo Seulke. The Two-Mass Flywheel a Torsional Vibration Damper for the Power Train of Passenger Cars State of the Art and Further Technical Development. SAE 870394.

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的扭振固有频率fc取决于两个转动惯量的比值,当I1?I2时,扭振固有频率达到最小值。(www.loach.net.cn]如图2.5所示,在离合器从动盘式扭振减振器中,由于变速器一侧的转动惯量要远小于发动机一侧的转动惯量,离合器从动盘式扭振减振器的系统扭振固有频率一般为30-70Hz。四冲程直立发动机在主谐量激励频率下,引起发动机共振时的共振转速计算公式为①:

ne?120?f (2.4) i

其中:ne为发动机共振转速;f为主谐量激励频率;i为气缸数。所对应的转速由式(2.2)计算可知,离合器从动盘式扭振减振器的系统扭振固有频率相当于四缸发动机转速nc?900?2100r/min,或者六缸发动机转速nc?600?1400r/min,均高于发动机怠速转速;而在双质量飞轮[式扭振减振器]中,I1是发动机曲轴连杆机构和第一飞轮的转动惯量,I2是第二飞轮和变速器等的转动惯量,通过把I1/I2调整在0.7-1.4之间,就能把发动机—变速器系统的扭振固有频率降低至6-15Hz。系统扭振固有频率为15Hz对应于四缸发动机转速nc?450r/min,或者六缸发动机转速nc?300r/min,均大大低于发动机怠速转速。由图2.6所表示的受迫振动共振曲线可知,当频率比fe/fc?2(fe为发动机怠速转速时的频率,fe?ne?i/120)时,振幅放大系数??1,即可以起到衰减振动的作用。如果发动机怠速时的转速为800r/min,则四缸发动机怠速时的发动机固有频率(26.67Hz)与双质量飞轮[式]扭振减振器无阻尼系统扭振固有频率为15Hz时的频率比

或者六缸发动机怠速时的发动机固有频率(40Hz)与双质量飞轮[式]fe/fc?1.78,

扭振减振器无阻尼系统扭振固有频率为15Hz时的频率比fe/fc?2.67,均能满足

②fe/fc?2的条件,从而可以避免怠速转速时的共振现象。

fc?30?70Hz

从动盘+扭振减振器扭振减振器fc?6?15Hz

发动机 + 飞轮

+离合器盖总成变速器总成 发动机 +

第一质量 第二质量 + 从动盘变速器总成 +

离合器盖总成

(b)双质量飞轮式扭振减振器(a)离合器从动盘式扭振减振器

图2.5 从动盘式与双质量飞轮式扭转减振器转动惯量分配

Fig2.5 Rotary inertia distribution of clutch and dual mass flywheel type torsional vibration damper ①

② 徐石安,江发潮. 汽车离合器[M]. 北京:清华大学出版社,2005. 康海涛. 双离合器自动变速器的研究[D]. 吉林:吉林大学,2003.

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2 双离合器自动变速传动系统动力学模型

振幅放大系数?频率比fe/fc 图2.6 受迫振动的共振曲线

Fig2.6 Forced vibration resonance curve

2.3.4 径向弹簧型双质量飞轮扭振减振特性分析与设计计算

由动力传动系扭转振动控制要求可知,扭振减振器弹性特性主要体现为在系统中引入一个低刚度环节,从而调整传动系扭振固有特性①。(www.loach.net.cn]具体而言,在怠速工况下,应使系统扭振共振转速远离发动机怠速转速并降低系统的扭振响应振幅,从而消减怠速噪声,为实现这一目的则要求扭振减振器具有足够小的扭转刚度和阻尼;在行驶工况下,应将易被激发扭振共振(通常由发动机输出转速波动的主谐量激发)的固有振动模态频率移出常用转速区,并进一步改善系统扭振减振器的固有特性,消减由发动机转速波动激励的传动系统扭振(与扭振减振器惯量参数和阻尼参数共同调谐实现),并缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合特性,此时就要求扭转弹簧具有较高的扭转刚度和较大的极限工作转矩②。

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这些相互矛盾的要求表明,具有恒定弹性刚度和阻尼系数的扭转减振器不能满足系统的扭振固有特性控制要求,这就要求弹簧的弹性刚度和阻尼系数必须随汽车工况的不同而变化,即要求汽车动力传动系扭振减振器具有非线性工作特性。

径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器具有理想的非线性特性,很适合于汽车动力传动系扭振减振器。从径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器的工作原理出发,可以推导其静扭转转矩为③:

22T?nkrpRpsin?[rp2?Rp?2rpRpcos??(Rp?rp)]/rp2?Rp?2rpRpcos? ?Tnsign(?)

②? (2.5) 喻凡,林逸. 汽车系统动力学[M]. 北京:机械工业出版社,2005. 何渝生,魏克严. 汽车振动学[M]. 北京:人民交通出版社,1990.

③ 吕振华,熊海龙,陈涛. 汽车动力传动系双质量飞轮-径向弹簧型扭振减振器弹性特性设计方法[J]. 汽车工程,2002,24(1):51-55.

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径向弹簧型双质量飞轮(式)扭振减振器扭转刚度计算式为:

2

KT?dT/d??nkrpRpcos??nkrpRp(Rp?rp) ?cos?/rp2?Rp?2rpRpcos?nk(rpRpsin?)2

?(Rp?rp)/(r?R?2rpRpcos?)2

p2p

3

(2.6)

式中:T为第一、第二质量之间的弹性机构承受的弹性转矩;?为第一、第二质量之间的相对扭转角;n为减振弹簧的个数;k为每个减振弹簧的线刚度;Rp、

rp分别为第一质量、第二质量上的传动销至飞轮中心线的距离;sign()为符号函数;Tn为弹性机构的预紧转矩。[www.loach.net.cn]

在初步确定了径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器两侧的转动惯量和扭转刚度特性之后,针对所研究的车辆动力传动系的扭转振动控制问题,建立该车辆在怠速运行和稳定行驶工况时的动力传动系多自由度集总质量-弹簧扭振分析模型,并在此分析模型基础上运用实模态方法进行扭转振动系统的扭转振动固有特性模拟计算,以预测和分析评价扭振减振器的扭转刚度特性和惯量参数对动力传动系扭振模态的调谐效果。

通过对车辆怠速工况和稳态行驶工况时径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器和离合器从动盘式扭振减振器模型的计算分析,验证装有径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器的汽车动力传动系固有特性是否符合该汽车设计的要求并进行转动惯量和扭转刚度参数的优化设计。

表2.1 径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器参数

Table 2.1 Parameter of DMF-RS

原 型 车 样 车

飞轮转动惯量(kg?m2) 离合器从动盘转动惯量(kg?m2) 离合器主动盘转动惯量(kg?m) 发动机曲轴转动惯量(kg?m) 变速器转动惯量(kg?m2) 第一飞轮转动惯量(kg?m) 第二飞轮转动惯量(kg?m) 第一质量转动惯量(kg?m) 第二质量转动惯量(kg?m)

222222

0.0919 0.0489 0.0056 0.01195 0.0795 0.07315 0.01865 0.0851 0.0851

飞轮最大尺寸(mm) 减振器外半经(mm) 减振器内半径(mm) 飞轮传递扭矩(Nm) 极限转矩(Nm) 预紧扭矩(Nm) 极限转角(°) 减振弹簧数 减振弹簧长度(mm)

286.6 135 70 186.2 279.3 18.62 20 6 40

本文以长安CV11轿车为研究对象,为满足该车动力传动系的要求,设计具有如图2.7所示的静扭转特性和扭转刚度特性的径向弹簧型扭振减振器(其参数如表2.1所示),从图中可以看出,其扭转刚度随着相对扭转角的增加而逐渐增大,当转矩和相对转角较小时,减振器的扭转刚度很小;而当转矩和相对转角增大时,扭转刚度随之增大。

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(a)静扭矩特性 (b)扭转刚度特性

扭转角 /(rad)

?

图2.7 DMF-RS扭振减振器扭转减振特性

Fig2.7 Damping characteristic of DMF—RS type torsional vibration dampe

2.3.5 径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器减振分析

实际汽车动力传动系扭振固有特性受径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器扭转刚度和阻尼系数的影响,阻尼在汽车动力传动系中主要取(起)减小系统振动振幅(的作用),吸收系统振动能量[的作用]①②③④。[www.loach.net.cn]汽车动力传动系统有阻尼扭振固有频率fr与无阻尼扭振固有频率fc具有如下关系:

fr?fc??(

C2mK

)2?fc???2 (2.7)

式中:C为阻尼系数;m为集中质量;K为扭转刚度;?为阻尼比。 工程上通常使用阻尼比?来表征汽车扭振减振器的阻尼,由式(2.7)可知,阻尼比?增大,汽车动力传动系有阻尼扭振固有频率fr则下降。当??1时,fr?0,此时汽车动力传动系失去了振荡特征。由于径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器的阻尼比?较小,大约为0.23,所以汽车动力传动系有阻尼扭振固有频率fr比无阻尼扭振固有频率fc只下降了3%左右,即在工程上可以近似认为fr?fc,故本文忽略了扭振减振器阻尼对汽车动力传动系扭振固有频率的影响,只分析了径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器扭转刚度变化与汽车动力传动系扭振固有频率的关系。 1)怠速工况扭振减振器减振分析

为对比分析怠速时径向弹簧型双质量飞轮(式)扭振减振器相对于离合器从动盘式扭振减振器对汽车动力传动系统扭振控制效果,本文建立了车辆怠速运行时9自由度的固有特性计算分析模型(如图2.8所示),进行[了]径向弹簧型双质

①②

余志生. 汽车理论[M]. 北京:机械工业出版社,2004.

刘圣田. 双质量飞轮扭振减振器对振动的控制分析[J]. 农业机械学报,2004,35(3):16-19. ③

吕振华,陈涛. 双体飞轮-周向弹簧型扭振减振器弹性特性分析研究[J]. 2006,28(1):73-77. ④

张世义,胡建军,李光辉. 汽车动力传动系双质量飞轮式扭振减振器特性分析[J]. 现代制造工程,2007(9):120-124.

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量飞轮扭振减振器对汽车动力传动系统扭振控制研究。[www.loach.net.cn)

J8J9J8'

(a)双质量飞轮 (b)离合器从动盘

图2.8 车辆怠速运行时9自由度固有特性计算分析模型

Fig 2.8 Calculate and analysis of characteristic model with 9 DOF for vehicle idle

图2.8中:J1、K1:发动机动力吸振器转动惯量和扭转刚度;J2、K2:起动爪、吸振器轮毂等转动惯量和扭转刚度;J3、K3:齿轮轴、驱动齿轮系转动惯量和扭转刚度;J4、K4:发动机第1缸曲柄连杆组转动惯量和扭转刚度;J5、K5:发动机第2缸曲柄连杆组转动惯量和扭转刚度;J6、K6:发动机第3缸曲柄连杆组转动惯量和扭转刚度;J7、K7:发动机第4缸曲柄连杆组转动惯量和扭转刚度;J8、K8:第一飞轮转动惯量与DMF-RS扭振减振器扭转刚度;J8'、K8':发动机飞轮、离合器总成转动惯量与离合器从动盘式扭振减振器扭转刚度;J9、K9:第二飞轮

''转动惯量和扭转刚度;J9、K9:离合器主动盘转动惯量和扭转刚度;

利用实模态方法对以上汽车动力传动系动力学模型进行固有特性计算分析,其计算公式为①:

??]?[K]?[?]?0 (2.8)[J]?[?

式中:[J]为转动惯量矩阵;[K]为扭转刚度矩阵;[?]为扭转角矩阵。 由分析可知,汽车在怠速工况时DMF-RS扭振减振器的扭转刚度较小,一般小于1000kg?N/rad。车辆怠速工况时径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器扭转刚度的变化只对第二阶系统扭振固有频率有一定的影响,而对其它阶次扭振固有频率几乎没有影响。如图2.9所示,随着扭振减振器的扭转刚度的增大,系统第二阶扭振固有频率也逐渐增大,但系统的第二阶扭振固有频率不会高于15Hz,而离合器从动盘式扭振减振器系统第二阶扭振固有频率则高达30.3Hz(如图2.9中的圆点所示)。

由(2.4)式可得扭转刚度的变化与发动机共振转速的关系,如图2.10所示。径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器在低扭转刚度情况下第一、二阶扭振固有频率引起的发动机共振转速比发动机怠速转速小的多,其它阶次的系统扭振固有频率① 邵忍平. 机械系统动力学[M]. 北京:机械工业出版社,2005.

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2 双离合器自动变速传动系统动力学模型

在整个扭振减振器扭转刚度变化范围内引起的发动机共振转速都远远高于发动机怠速转速;而离合器从动盘式扭振减振器在第二阶扭振固有频率引起的发动机共振转速却高达909r/min(如图2.10中的圆点所示),接近发动机怠速转速,引起发动机共振的可能性很大。(www.loach.net.cn)

第二阶固有频率 f c /(Hz)

n发动机共振转速 e /(rpm)

扭转刚度K/( kg?

m/rad)

kg?m/ra)d扭转刚度K/(

图2.9 扭振固有频率曲线 图2.10 发动机共振转速曲线

Fig 2.9 Curve of natural frequency Fig 2.10 Curve of engine resonance speed

2)稳态工况扭振减振器减振分析

建立了车辆在稳定行驶工况下的12自由度无阻尼固有特性计算分析模型(如图2.11所示),进行了径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器对汽车动力传动系统的减振研究。

J8

J9

图2.11 车辆稳态行驶工况时12自由度固有特性计算分析模型

Fig2.12 Calculate and analysis of characteristic model with 12 DOF for vehicle driving

图2.12中:J10、K10:变速器第1轴和常啮合齿轮对转动惯量和扭转刚度;J11、

K11:变速器第2轴、主减速器、差速器和半轴等转动惯量和扭转刚度;J12、K12:车轮转动惯量和扭转刚度。

用同样的方法分析可得,当车辆进入稳态工况行驶时,发动机的输出扭矩较大,即DMF-RS扭振减振器的扭转转矩和扭转刚度较大。图2.12、2.13为汽车稳定工况一挡行驶时,径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器扭转刚度的变化对系统固有特性的影响关系曲线。由分析可知,扭转刚度的变化只对系统第二、三阶次系统

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扭振固有频率影响较大,对其它的阶次基本不影响。(www.loach.net.cn)第二阶系统扭振固有频率只在扭转刚度较低时变化较大,而在扭转刚度较大时其系统扭振固有频率基本保持不变;第三阶系统扭振固有频率在扭转刚度较小时其基本保持不变,而在扭转刚度较大时,第三阶系统扭振固有频率变化才逐渐增大。采用本文所设计的DMF-RS扭振减振器,其第一、二、三阶扭振固有频率下引起的发动机共振转速仍然低于发动机怠速转速,其它阶次引起的发动机共振转速则在整个扭振减振器扭转刚度变化范围内都远大于发动机怠速转速,该径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器对汽车动力传动系的扭振起到了很好的减振作用。

扭振固有频率 f c /(Hz)

n

发动机共振转速 e /(r

pm)kg?m/rad)扭转刚度K/( kg?m/rad)扭转刚度K/(

图2.12 第二、三阶扭振固有频率曲线 图2.13 发动机共振转速曲线 Fig 2.12 Curve of 2nd and 3rd natural frequency Fig 2.13 Curve of engine resonance speed

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2.4 膜片弹簧力学模型

由于膜片弹簧离合器较传统的螺旋弹簧离合器有较多的优点,所以它在汽车上的应用正日益广泛,膜片弹簧主要分为拉式膜片弹簧和推式膜片弹簧,基于双离合器自动变速汽车动力传动系统的特点,本文拟采用拉式膜片弹簧。

2.4.1 拉式膜片弹簧离合器结构分析

拉式膜片弹簧离合器的结构简图如图2.14所示①②。膜片弹簧可以看成是有弹簧部分A和分离指部分B(开槽处)所组成,具有径向槽的指形部分在离合器分离过程中起分离杆的作用,因此称为分离指。根据离合器工作状态的不同,膜片弹簧的受载情况也不同:在离合器接合状态时是在碟簧部分A的外径D与内径d处承受轴向载荷F1(称为大端加载),此时碟簧部分产生轴向变形?1;在离合器分离状态时则是在碟簧部分的外径D(拉式)与膜片弹簧内径d0处承受轴向载荷F2(称为小端加载),使弹簧的两个部分都产生轴向变形?2。

② 林世裕. 膜片弹簧与蝶形弹簧离合器的设计与制造[M]. 南京:东南大学出版社,1995. 张英会. 弹簧[M]. 机械工业出版社,1982.

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2 双离合器自动变速传动系统动力学模型

图2.14 拉式膜片弹簧

Fig 2.14 Pull type of diaphragm spring

图中:R为碟簧部分外半径(膜片弹簧大端半径);r为碟簧部分内半径;H为碟簧部分内截锥高度;h为膜片弹簧板厚度;L为支承半径,与支承环接触半径;

与压盘接触半径;(分离轴承作用半径);rp为分离时加载半径e为接合时加载半径,

?1为分离指舌尖部切槽宽度;r0为膜片弹簧小端半径;re为分离指舌部最宽处半径;

?2为分离指舌根部切槽宽度。[www.loach.net.cn)

2.4.2 拉式膜片弹簧的载荷-变形特性(A-L法)

膜片弹簧工作时弹簧变形图2.15如下所示①:

图2.15 膜片弹簧在不同工作状态时的变形

Fig 2.15 Distortion of diaphragm spring in different work state

① 大端加载时膜片弹簧的载荷-变形计算特性

1) 在大端载荷F1作用下,大端L处的载荷-变形公式:在接合位置时,拉式膜片弹簧由碟簧部分的预压变形起作用,其受力情况如图2.16所示:

R

2F1?[(h?k?)(h?0.5k?)?t] (2.9) 1111226(1??)(L?l)?Et?1ln

① 林世裕. 膜片弹簧与蝶形弹簧离合器的设计与制造[M]. 南京:东南大学出版社,1995.

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图2.16 膜片弹簧受载变形图

Fig 2.16 Distortion of diaphragm spring loaded

其中:kR?r

1?

L?l

?1,为力臂比。(www.loach.net.cn] 2) 在大端载荷F1作用下,小端加载半径rF处的载荷-变形公式为:?Et?'R

F2ln

'1?6(1??2

)(L?l)(L?r[(h?k3?2)(h?0.5k'23?2)?t] F)

其中:k3?

R?r

L?l

?1 ② 小端加载时膜片弹簧的载荷-变形计算特性

1)在小端载荷F2作用下,大端L处的载荷-变形公式:

?Et?RF1ln

2?6(1??2

)(L?l)(L?r[(h?k3?1)(h?0.5k3?1)?t2] F)

2)在小端载荷F2作用下,小端加载半径rF处的载荷-变形公式为:?Et?'RF2ln

2?6(1??2)(L?l)

2

[(h?k3?'2)(h?0.5k'3?2)?t2] 3)在小端载荷F2作用下,小端加载半径rF处的总变形量?2为:

?'''

2??2??2f 式中:?2

?——在载荷作用下,由于碟簧部分的角变形引起的小端变形; ?2

??——在载荷作用下,分离爪的附加弯曲变形。 由图2.16所示几何关系,有:

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(2.10)(2.11) (2.12) (2.13)

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???1?2

e?rF

(2.14) L?e

式中:rF——分离轴承作用半径(mm)。(www.loach.net.cn]

2.4.3 膜片弹簧载荷-变形特性分析

根据双离合器自动变速汽车动力传动系统要求,设计出具有如图2.17所示的载荷—变形特性的膜片弹簧离合器(其参数如表2.2所示)。在离合器工作过程中,膜片弹簧的整个受载过程可以分为以下两个过程(如图2.17(a)和图2.17(b)所示):

表2.2 膜片弹簧离合器参数

Table2.2 Parameter of diaphragm spring clutch

离合器最大分离力(N) 最大传递转矩(N?m) 最大滑动摩擦转矩(N?m) 离合器摩擦系数(钢材料) 离合器外半径(mm)

1100 186.2 317.42 0.4 140

设计的离合器最大分离力(N) 设计的最大传递转矩(N?m) 设计的最大滑动摩擦转矩(N?m)

离合器摩擦面数目 离合器内半径(mm)

1342 279.3 320 2 98

载荷/(N)

载荷/(N)

(a)膜片弹簧大端载荷—变形特性 (b)膜片弹簧小端载荷—变形特性

图2.17 膜片弹簧载荷—变形特性

Fig 2.17 Characteristic of distortion-load for diaphragm spring

变形量/(mm)

变形量/(mm)

1)接合过程 由膜片弹簧大端载荷-变形特性曲线可知:从离合器总成安装到发动机飞轮开始,直到装配完成,膜片弹簧处于预加压紧的新摩擦片接合位置(工作点b1)为止。膜片弹簧大端载荷由零逐渐增大到工作点b1,即取F1?f(?1)特性曲线上的O1b1段。

2)分离过程 可以分为以下两个阶段

(1)开始阶段 从分离指小端施加载荷由零开始,直到压盘刚开始移动(对从动盘压紧力F1减小到零)为止的阶段(即膜片弹簧大端载荷-变形特性曲线的

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。(www.loach.net.cn]在这阶段中,膜片弹簧大端载荷和小b1O2段和小端载荷-变形特性上的O3b2段)

端载荷同时存在。但小端载荷由零逐渐线性地增大(小端载荷-变形特性上的O3b2段),而大端载荷却由开始时的F1b逐渐减小到零,碟簧部分的变形量?1b仍然不变(大端载荷-变形特性曲线的b1O2段)。

(2)分离阶段 从压盘离开从动盘后移开始,直到离合器彻底为止的阶段。在这阶段,膜片弹簧大端载荷为零。

膜片弹簧压盘升程特性主要反应的是膜片弹簧大端压盘与小端分离指变形之间的分离效率变化关系,如图2.18所示。为提高分离效率,在保证一定的压盘升程时应减小分离轴承的分离行程,即应减小分离空行程,为此必须提高离合器盖和分离指的刚度。

大端弹簧升程/(mm)小端弹簧升程/(mm)

图2.18 膜片弹簧压盘升程特性

Fig 2.18 Characteristic of platen risen place for diaphragm spring

2.5 双离合器自动变速系统动力学模型

系统动力学模型大致分为两种:详细模型和简化模型。复杂的详细模型可以考虑系统细节,通常只能通过数值方法进行求解,不易获得可以用于实时控制和定性分析的结果,因此常用于系统仿真以验证简化模型分析结果的正确性;另一种是简化模型,它通过对系统的适当简化获得直接的分析结果①。利用简化模型可以获得对双离合器自动变速器起步和换档过程的直观理解,其分析结果可以直接用于实时控制和定性分析,本节建立的就是一个动力传动系统的简化模型②。

车辆动力传动系统的工作机理十分复杂,它包括轮胎与地面的附着作用、差速器的差动作用、减振器阻尼的非线性、发动机燃油特性与动态特性以及离合器传递转矩的热衰退等。为方便建模,对传动系统做如下假设:

① 系统是由无惯性的弹性环节和无弹性的惯性环节组成,各相关部件以集中质量①

② 姚晓涛. 双离合器自动变速系统性能研究[D]. 重庆:重庆大学,2005. 唐德江. 双离合器式自动变速器的研究[D]. 吉林:吉林大学,2005.

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2 双离合器自动变速传动系统动力学模型

的形式存在;

② 忽略传动系统中扭振的影响及离合器的热衰退;

③ 忽略轴的横向振动以及轴承和轴承座的弹性及齿轮啮合弹性; ④ 忽略系统的间隙; ⑤ 忽略轴向的横向振动。(www.loach.net.cn]

根据以上假设可以建立双离合器自动变速系统工作过程中的系统模型,如图2.19所示。

(a)两离合器同时滑摩起步 (b)离合器完全接合

图2.19 车辆动力学系统模型 Fig 2.19 Vehicle dynamic system model

对各部件进行动力学分析,可得到传动系统动力学方程如下: 1)两离合器同时接合传动系统的动力学微分方程

???C???Je?eee?Ke[?e?(i1?i2)?out]?Te?Tc1?Tc2????

?(J?i2?J?i2)??(C?i?C?i)?out?(i2?i2)?K?c22c11c2212eoutout?c11

??Ke?e(i1?i2)?Kc(?out??a)?i1Tc1?i2Tc2

(2.15) ?

???(C?C)???K(???)?K??T?Ja?aaracoutarar?

??c1?i1??out???i???c22out

2)当离合器C1完全接合、离合器C2完全分离后的传动系统微分方程:

???C???Je?eee?Ke(?e?i1?out)?Te????i?C?? ?i1?Jc1?out1c1out?Ke?e?(Kc?Ke)i1?out?Kc?a?0 (2.16)?????K(i????)?TJ??(C?C)?aaarac1outar?

汽车在行驶过程中所受到的阻力为:

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重庆大学硕士学位论文 CDAv2duFf?(f?sin?i)mg???m (2.17) 21.15dt

由式(2.17)可得,汽车在起步过程中所收到的外界阻力矩为:

Tf?Ffrw

i0ig1? (2.18)

式中:m为汽车质量;v为车速;CD为空气阻力系数;A为迎风面积;rw为车轮半径;?i,f为坡度,滚动阻力系数;i0为主减速器传动比;ig1为一挡传动比;?为传动效率;?为汽车旋转质量换算系数。[www.loach.net.cn)

2.6 本章小结

1)根据实验测得的油门开度、发动机转速和发动机输出转矩数据,利用三次样条插值方法构造出发动机节气门开度和发动机转速的发动机稳态输出转矩模型,并对发动机动态输出转矩模型进行了修正;

2)对双离合器自动变速汽车动力传动系中径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器进行了设计分析和实例验证;为对比分析怠速时径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器相对于离合器从动盘式扭振减振器对动力传动系统减振效果,本文分别建立了车辆怠速运行时9自由度无阻尼固有特性计算分析模型和车辆在稳定行驶工况下的12自由度无阻尼固有特性计算分析模型,进行了径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器对汽车动力传动系统的减振研究,研究表明,径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器使得汽车动力传动系扭振固有特性得到良好的控制;

3)根据拉式膜片弹簧离合器结构特点,设计了满足本课题的拉式膜片弹簧离合器,并建立了其载荷-变形特性模型;

4)分别建立了双离合器自动变速汽车两离合器同时接合传动系统的动力学模型和当离合器C1完全接合、离合器C2完全分离后的传动系统动力学模型。

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2 双离合器自动变速传动系统动力学模型

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3 离合器转矩精确传递计算分析

3.1 引言

双离合器自动变速汽车起步和换挡时离合器接合过程关系到汽车行驶舒适性,决定了汽车的换挡品质:滑磨功和冲击度。(www.loach.net.cn)滑磨功外在表征为离合器温度变化的程度,离合器表面温度是离合器摩擦材料摩擦性能的重要影响因素,关系着离合器工作时的可靠性和寿命,是汽车起步和换挡过程的主要研究对象之一;冲击度间接反映了汽车起步过程的平顺性,是汽车行驶舒适性的重要评价指标。汽车在起步和换挡时的离合器接合过程中,离合器转矩的精确传递直接关系到离合器的滑磨功和汽车的冲击度,是汽车起步和换挡离合器接合过程的主要控制对象。

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因此,在汽车起步和换挡过程中,离合器转矩的变化会给汽车冲击度和滑磨功带来很大的影响,离合器转矩精确传递计算分析是汽车起步和换挡品质控制的关键。由于离合器主、从动盘滑磨产生的滑磨功使离合器摩擦片表面温度急剧升高,离合器摩擦片摩擦系数随摩擦片表面温度及离合器主、从动盘滑磨速度的变化而变化,离合器摩擦片摩擦系数是离合器转矩精确传递的重要影响因素。本文通过研究汽车起步和换挡过程中离合器转矩随离合器压盘压紧力、离合器执行机构动态响应特性、摩擦片摩擦系数和表面温度的变化关系,为双离合器自动变速汽车在起步和换挡过程中离合器转矩精确传递控制提供可参考性的计算分析方法。

3.2 离合器摩擦片摩擦系数变化关系的确定

离合器在接合状态,离合器的主、从动盘作为整体一起旋转,直接传递发动机转矩,此状态下,离合器的主、从动盘没有相对滑动,摩擦副表面没有摩擦,也不发热,因而没有能量的损耗。但是,在汽车起动过程中需要利用离合器主、从动盘间的相对滑动,也就是说,离合器在接合过程中从动盘的转速增长需要有一过程,使汽车平稳起步。因此,离合器接合过程的相对滑磨是其重要特性,离合器滑磨的结果,一方面使摩擦片磨损;另一方面会引起压盘、飞轮等零件的温度升高,而摩擦片表面温度的过分升高,将加剧摩擦片的磨损,并将严重影响离合器的正常工作和使用寿命①。为此,必须充分了解离合器在接合过程中滑磨的特性及其评价和分析计算方法、压盘等零件的热负荷状况,以便能正确设计和使用离合器。

离合器在接合过程时发生的滑磨是离合器处于高速大负荷下工作的,伴有大① 毕凤荣,刘厌非. 车用离合器起步接合过程模拟[J]. 机械设计,1998,10(10):36-38.

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3 离合器转矩精确传递计算分析

量的热产生,热会使摩擦副的机械物理性能发生变化,摩擦片的磨损与其热负荷状况有很大关系①。[www.loach.net.cn)热负荷导致摩擦片的对偶件——飞轮、压盘可能出现裂纹和翘曲变形,这又将加剧摩擦片的磨损②。在设计阶段如能计算摩擦副的温度,预测在使用条件下的摩擦热状况,明确影响发热过程各因素的相互关系,就能有效地改变这些因素,做好摩擦副的材料匹配,降低热应力,减少压盘裂纹的生成和变形,从而可有效地提高离合器的可靠性③。

相对滑磨速度、温度、离合器压力影响着摩擦材料的摩擦系数,摩擦系数的变化将对离合器扭矩传递产生重要的影响,下面将分别讨论相对滑磨速度、温度、离合器压力对摩擦材料摩擦系数的影响。

3.2.1 离合器摩擦材料的摩擦系数影响因素

查阅有关文献可知,离合器摩擦材料的摩擦系数影响因素主要有:摩擦材料、温度、相对滑磨速度等。

高速摩擦学,是研究摩擦副处在相对较高的滑动速度时,两个表面之间相互作用、变化及有关理论和实践的学科,通常人们将相对摩擦线速度大于40m/s的滑磨工况认为是高速摩擦④。

随着科学技术的发展,对交通运输工具和动力机械的速度、寿命和舒适性要求越来越高,对离合器装置及离合器材料的性能也提出了更高的要求。例如离合器材料要有足够而稳定的摩擦系数,动、静摩擦系数之差小;良好的导热性、较大的热容量和一定的高温机械强度;良好的耐磨性和抗粘着性,不易擦伤对偶件,无噪声;低成本,对环境无污染等。传统的离合器材料已不能满足高速条件下的需要,这就必须开发新的离合器摩擦材料,研究高速摩擦条件下各种因素对材料摩擦学性能的影响,本文着重讨论了高速条件下相对滑磨速度、温度、正压力对材料摩擦学性能的影响。

1)摩擦材料

离合器要求能传递很大的扭矩,采用的摩擦材料必须具有足够大的摩擦系数。日前,离合器的摩擦材料,可分为非金属材料与金属材料两大类,非金属材料主要为石棉基的,金属材料主要为粉末冶金材料。

(1)石棉基摩擦材料

石棉基摩擦材料,一般采用编织或模压法制成。由于石棉在不添加其他材料时所制成的摩擦材料不但强度低,而且与配对件工作时,摩擦系数会发生变化,耐磨性能也很低。因此,日前的石棉基摩擦材料添加了几种至十几种其他成分,①

② 薛景文. 摩擦学及润滑技术[M]. 北京:兵器工业出版社,1992. 王望予. 汽车设计[M]. 北京:机械工业出版社,2004.

③ 温诗铸. 摩擦学原理[M]. 北京:清华大学出版社,1990.

④ 徐安石,江发潮. 汽车离合器[M]. 北京:清华大学出版社,2005.

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这样可确保稳定的摩擦系数(至少是停止工作一些时间后又能恢复)和良好的耐磨性等。[www.loach.net.cn)

由于天然石棉基的性能很不稳定,要生产出性能稳定的石棉基摩擦材料往往是很困难的,另外,使用过程中因磨损所产生的石棉尘灰,吸入人体后会严重影响人体健康,因此当前正致力于用其他替代材料。

(2)粉末冶金摩擦材料

为了提高工程机械离合器摩擦材料的耐磨性,特别是摩擦热很大时的耐磨性,现在,粉末冶金材料己越来越受到重视①。这主要是因为其主要成分仍为金属,导热性好且强度高,所以这种摩擦材料比石棉基摩擦材料能承受更大的负荷。

采用的粉末冶金摩擦材料主要为铁基和铜基的,其中应用最多的是铁基与石墨组成的,材料中添加石墨和铅,可以提高它与配对件的磨合性和抗粘着能力。这类材料的摩擦特性随着石墨含量的增加而改善,但耐磨性却在下降,摩擦学特性主要表现在形成摩擦化学反应层。

铜基粉末冶金摩擦材料中含有锡、锌、铅、铁等金属成分以及一氧化硅、一硫化铝、石墨、金属硫化物等非金属成分。这类材料的耐磨性比铁基石墨材料组成的粉末冶金摩擦材料高得多。由于摩擦离合器与制动器的磨损主要为疲劳磨损,而抵抗疲劳磨损最有效的方法是在其摩擦表面制作一层有较高压应力的冷作硬化层。研究表明,铜基粉末冶金摩擦材料的硬度在磨合后有进一步提高,因此,可以认为这种摩擦材料是在磨合期补上了冷作硬化这一工序。

摩擦学的研究表明,摩擦冷作层的耐磨性是否提高,还取决于冷作硬化层与其基体材料间的结合强度②③。若结合强度不高,冷作硬化层在摩擦的过程中就会产生脱层破坏,加剧摩擦表面的磨损强度。由于铜基粉末冶金摩擦材料的塑性依然比较大,因此,冷作硬化层与基体材料的结合强度很高。这样,摩擦材料的耐磨性能也就得以提高。

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总之,以金属为基体的摩擦材料的优点是,当它与一种最佳的配对材料匹配时,摩擦系数能在一段很大的速度和温度范围内基本保持不变。

(3)金属陶瓷材料

对于负荷极高的离合器与制动器,所采用的摩擦材料宜为金属陶瓷④。它也是一种粉末冶金材料,一般是在铜基中添加了碳化钨、碳化硅、碳化硼、氮化硅、氧化铝和氧化镁等陶瓷成分。金属陶瓷的优点在于耐磨性高且有突出的耐热性,工作温度可达1000℃以上,粉末冶金材料的缺点是强度低、韧性差,需要与钢背①

② 徐安石,江发潮. 汽车离合器[M]. 北京:清华大学出版社,2005. 邵正宇. 机械摩擦零件耐磨性的可靠性模糊计算[J]. 武汉冶金科技大学学报,1998,21(12):430-435. ③ 庞佑霞,黄伟九. 工程摩擦学基础[M]. 北京:煤炭工业出版社,2004.

④ 温诗铸. 摩擦学原理[M]. 北京:清华大学出版社,1990.

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3 离合器转矩精确传递计算分析

件结合在一起使用。(www.loach.net.cn)

2)摩擦系数随相对滑磨速度的变化关系

一般情况下,相对滑磨速度?越大,摩擦系数?越小。具体减小的程度,不同的学者根据各自的实验条件得出的结论也不一致。如法国人Boehet通过机车车辆的制动试验得出了摩擦系数与相对滑动速度的关系表达式为①:

k?? (3.1) 1?0.73?

式中:k为系数,对于干燥钢轨k=0.45,潮湿钢轨k=0.25;?为滑动速度。 1882年德国学者Frank.G提出了摩擦系数与相对滑磨速度的经验公式:

(3.2) ???0?e?c?

式中:?0为静摩擦系数;c为常数。

另有学者提出主、从动盘转速差与摩擦材料的摩擦系数的经验公式②:

(3.3) ??(a?b???)e?c????d

式中:a,b,c,d为由离合器摩擦盘材料及其所受载荷决定的常数,反映离合器本身固有的传递特性;??为主、从动摩擦盘相对滑磨速度。

3)温度对材料摩擦学性能的影响

摩擦片摩擦过程中是将物体的运动动能转化为热能和其他形式的能量,其中约有90%的能量使物质内部的分子动能增加,表现为温度的升高。由于摩擦热效应产生的温升和接触应力,它们对摩擦副表层的结构与性能会产生一定的影响。摩擦试验表明:材料的磨损率随着温度的上升而明显增大,而摩擦系数在某一较低温度范围内先增大,当材料温度超过某一值时,摩擦系数则急剧下降。离合器摩擦片摩擦系数的稳定性主要取决于各摩擦材料的摩擦性能,图3.1所示为不同温度下金属陶瓷片和石棉有机片摩擦转矩测试结果③。

1400石有机片

摩擦力矩Tf/N?m1000金属瓷片600

200

12018030060240

温度T/oC

图3.1 不同温度下摩擦力矩测试结果

Fig 3.1 Test result of friction torque with different temperature

② 孙文凯,严运兵,刘旺. 汽车离合器起步接合工程的仿真研究[J]. 武汉科技大学学报,2006,29(4):368-371. 毕凤荣,刘厌非. 车用离合器起步接合过程模拟[J]. 机械设计,1998,10(10):36-38.

③ 徐安石,江发潮. 汽车离合器[M]. 北京:清华大学出版社,2005.

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3.2.2 离合器表面温度随滑磨功的变化关系

在起步和换挡过程中,发动机输出的机械能中的一部分用来使汽车加速而变为动能,另外一部分消耗于离合器的滑磨,变为热损失掉。[www.loach.net.cn]离合器应该能够经受滑磨,由滑磨引起的离合器零件温升不能过大。由于离合器压盘质量较飞轮小,受热引起的温升较大,因此有必要依据滑磨功计算压盘的表面温升值。

离合器主、从动盘滑磨过程中产生的热量绝大部分先被离合器压盘和发动机飞轮所吸收,而散热主要发生于接合完成之后,故滑磨功引起的离合器摩擦片平均温升为:

Ta?rQ (3.4) mcp

式中:Q表示滑磨过程产生的总热量:

(3.5) Q???Lc

式中:cp为压盘比热容,铸铁比热容为481.4J?(kg??C)?1;m为压盘质量;r为传到压盘的热所占的比率,对于单盘离合器,r?0.5,双盘离合器,r?0.25,中间盘,r?0.5;Lc为离合器接合过程中的滑磨功①。

由于离合器接合时间很短,摩擦产生的热量通常还来不及扩散,导致离合器压盘表面温度往往比压盘最终达到的平均温度要高很多,因此确定压盘表面温度与其平均温度的关系十分重要。研究表明,压盘表面温度与平均温度之间具有如下关系式:

Ts?(0.35?0.95)?Ta?T (3.6) ??0.04

其中无量纲系数?为:

????tc

(h/2)2 (3.7)

式中:?为压盘的热扩散率;tc为离合器滑磨时间;h为压盘的厚度;T0为离合器摩擦面的初始温度(即环境温度)。

3.2.3 离合器摩擦片摩擦系数的确定

汽车离合器主、从动盘在滑磨过程中会产生大量的热量,使离合器表面温度升高,离合器片温度的升高会使离合器摩擦片的摩擦系数不稳定,本文采用的离合器摩擦材料的摩擦系数与温度和离合器主、从动盘转速差具有如下关系:

?(??,Ts)?[(a?b???)ec????d]?g(Ts) (3.8)

① 王望予. 汽车设计[M]. 北京:机械工业出版社,2004.

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3 离合器转矩精确传递计算分析

式中:a,b,c,d为经验常数;??为离合器主、从动盘角速度差;Ts为离合器表面温度。[www.loach.net.cn)

3.3 离合器压力与执行机构动态响应关系

本文采用三相混合式步进电机作为离合器执行机构,步进电动机又称脉冲电动机或阶跃电动机,国外一般称为Stepping motor, Pulse motor或Stepper servo,其应用发展己有约80年的历史。步进电动机是一种离散运动的装置,步进电机驱动器通过外加控制脉冲,并按环形分配器决定的分配方式,控制步进电动机各相绕组的导通或截止,从而使电动机产生步进运动。就是说给一个电脉冲信号,电动机就转过一个角度或者前进一步,其输出转角、转速与输入脉冲的个数、频率有着严格的比例关系。这些关系在负载能力范围内不随电源电压、负载大小、环境条件等的变化而变化,步进电动机可以在宽广的频率范围内通过改变脉冲频率来实现调速、快速起停、正反转控制等。

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混合式步进电机综合了反应式和永磁式两者的优点。混合式步进电机与传统的反应式步进电机相比,结构上转子加有永磁体,以提供软磁材料的上作点,而定子激磁只需提供变化的磁场而不必提供磁材料上作点的耗能,因此该电机效率高,电流小,发热低。因永磁体的存在,该电机具有较强的反电势,其自身阻尼作用比较好,使其在运转过程中比较平稳、噪声低、低频振动小①。这种电动机最初是作为一种低速驱动用的交流同步机设计的,后来发现如果各相绕组通以脉冲电流,这种电动机也能做步进增量运动。由于能够开环运行以及控制系统比较简单,因此这种电机在上业领域中得到广泛应用。

3.3.1 三相混合式步进电机的内部结构及工作原理

图3.2所示为三相混合式步进电机结构图,图中单向磁场的磁通均用虚线表示。电动机定子铁心和一般电机一样由硅钢片叠成,铁心内孔表面有开口槽。转子装有一个轴向磁化永磁体用以产生一个单向磁场。图3.2还示出了永磁体的磁通路径。永磁体产生的磁通,在每一个气隙圆周上都是单方向通过气隙的,这时作用在气隙中的磁势是同极性的,称为单极磁势。而转子包括两段,一段经永磁体磁化成N极,另一段磁化为S极,每段转子齿以一个齿距间隔均匀分布,但两段转子的齿相互错开1/2个转子齿距。

如图3.3所示,当A相励磁时(如图3.3(a)),A相的小齿励磁为N极,转子中的S极小齿被吸引而停止。与此同时,A'相的小齿励磁为S极状态,转子中的N极小齿被吸引。B相定子和转子之间的小齿形成1/3的节距的状态、C相定子和转子之间的小齿形成2/3的节距的状态; ① 王益权,刘军,秦晓平译. 海老原大树(日)著. 电动机技术实用手册[M]. 北京:科学出版社,2006.

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切换到B相励磁的状态如图3.3(b)中所示,在由励磁A相变化到B相时,B相的小齿励磁变为N极,转子中的S极小齿被吸引而停止,同理,B'相的小齿励磁变为S极,转子中的N极小齿被吸引。(www.loach.net.cn)这样在励磁由A相变化到B相时,B相所对应的转子被吸引而产生了1/3节距的步进动作。这样,当励磁由B相变化到C相时,转子又产生了1/3节距的步进动作,当励磁再由C相变回A相时,转子正好产生了一个节距的步进动作。通过对步进电机通脉冲电流,就可以精确地控制步进电机的步进动作①。

图3.2 混合式步进电机结构图

Fig 3.2 Structure of hybrid stepping motor

(a)A相励磁 (b)B相励磁

图3.3 三相混合式步进电机工作原理图

Fig 3.3 Operation principle of three-phase hybrid stepping motor

3.3.2 三相混合式步进电动机特性分析

1、步进角

以m1表示电动机的运行拍数,由前面分析可知,经过m1步转子将转过一个齿距,每转一圈,即空间转过360o的步数为m1Zr步②。很显然,每一步,即改变一次通电状态时转子转过角度的平均值称为步进角,即: ①

② 王益权,刘军,秦晓平译. 海老原大树(日)著. 电动机技术实用手册[M]. 北京:科学出版社,2006. 哈尔滨工业大学,成都电机厂. 步进电机[M]. 北京:科学出版社,1979.

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3 离合器转矩精确传递计算分析 360o

(3.9) ?b?m1Zr

式中:?b为步进角;Zr为转子齿数;m1为运行拍数。(www.loach.net.cn]

转子转过一个齿距,从磁路情况来看,变化了一个周期,在分析电动机内部的物理过程时,把这个角度表示为360电度或者2?电弧度,有一定的方便性,也就是取减小Zr倍的角度单位:

?be?Zr? 电度(或者电弧度) (3.10)

式中:?为角度,单位是度(或者弧度)。

采用电角度单位时,步进角为:

2? 电弧度 (3.11) m1?e?Zr?b?

也就是说,只要运行拍数相同,用电角度表示的步距角就一样,与转子齿数多少无关。

2、启动频率

步进电机的启动过程有它的特殊性,与一般电机(如直流电机、异步电机或者同步电机)的启动过程不一样,一般电机是否能启动,是由启动转矩来衡量的,如果负载转矩超过电机的启动转矩,电机则不能启动。当负载转矩小于电机启动转矩时,电机则能启动①。而步进电机的启动除了与负载转矩有关外,还与电机的启动频率有关。电机启动时脉冲电流的频率必须限定在一定的范围以为,也就是说电机有一个极限的启动频率,它反映了带步进电机系统的工作可靠性及工作速度,是主要技术指标之一。步进电机的启动频率可表示为:

ZrT1?103

ft?f? (3.12) Jr?Jl*

式中:Zr为转子齿数;Tl为步进电机的最大负载转矩;Jr为转子转动惯量;Jl为负载当量转动惯量。

3、连续运行频率

当控制脉冲频率连续上升时,步进电机能不丢失步的运行的最高频率,称为连续运行频率,简称运行频率,也是步进电机的重要技术指标。连续运行频率表示为:

fco

①m1ZrT1?103?? (3.13) 2???Jr?Jl 哈尔滨工业大学,成都电机厂. 步进电机[M]. 北京:科学出版社,1979.

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式中:m1为运行拍数;?为不同型号的步进电机系数。(www.loach.net.cn)

3.3.3 离合器执行机构动态特性分析

本文的离合器执行机构采用全电动电控方式(如图(3.4)所示),主要由步进电机、齿轮减速机构和速度转换机构组成。由于离合器分离要求大动力,所以设计齿轮减速机构来实现增矩和减速的作用。速度转换机构设计采用丝杆螺母,它可以将丝杆的旋转运动转换为螺母的直线运动,从而使分离杠杆运动,操纵离合器分离或者接合,同时实现较大减速比,获得恰当的速度和足够的分离力。

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动机

图3.4 离合器执行机构示意图

Fig 3.4 Structure of clutch actuator

步进电机转子转速为:

n??b?f

360?60 (r/min) (3.14)

式中:?b为步进角;f为脉冲频率。

则离合器行程速度为:

vs?n?2??r?i (3.15) 60

式中:n为转子转速;r为丝杆螺母半径;i为减速机构传动比。

故膜片弹簧离合器大端载荷与离合器执行机构之间的关系为:

(3.16) F1?f(vs)

膜片弹簧离合器小端载荷与离合器执行机构之间的关系为:

(3.17) F2?f(vs)

3.4 离合器转矩传递分析

如图3.5所示,将双离合器自动变速系统简化为一个离散化的当量系统,从而

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3 离合器转矩精确传递计算分析

建立双离合器自动变速系统转矩传递的系统模型①。[www.loach.net.cn)本文以典型的升挡过程为例进行双离合器自动变速系统转矩传递的分析,起步和降挡过程分析方法与此相同。设低挡(假设二挡)的传动比为i2,高挡(假设三挡)的传动比为i3。一般情况下,DCT的升挡过程要经历5个阶段:低挡→低挡转矩相→惯性相→高挡转矩相→高挡,进行双离合器自动变速系统转矩传递分析的目的在于找出各阶段的转矩扰动情况。

图3.5 双离合器自动变速系统转矩传递模型

Fig 3.5 Torque of dual clutch transmission system for transfer model

3.4.1 变速器低挡运行

双离合器自动变速汽车在二挡行驶时,车辆处于稳态运行状态,此时有:

d?ed?c1d?c2

???0 (3.18) dtdtdt离合器C1处于分离状态,所以Tc1?0,离合器C2处于接合状态,则有:

i

(3.19) ?e??c2?i2?out?2?c1

i3

故双离合器自动变速汽车的输出转矩为:

(3.20) Tout?i2Tc2?i2Te

3.4.2 低挡转矩相

在这个阶段,离合器C2压紧力开始降低,同时离合器C1压紧力开始升高,但此时离合器C2仍然处于接合状态,离合器C1则开始进入滑摩状态,各构件转速及传动比尚无剧烈变化,但传递的转矩已经开始重新分配。离合器C1传递的转矩为:

33R10?R112

(3.21) Tc1?sign(?e??c1)Z?kFc1(2) 2

3R10?R11

?e??c1?0?1

其中:sign(?e??c1)??

?e??c1?0?-1

式中:?k为膜片弹簧离合器的动摩擦系数;Fc1为作用于离合器C1的压紧力;

唐德江. 双离合器自动变速器的研究[D]. 吉林:吉林大学,2005.

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R10为离合器C1的摩擦片外径;R11为离合器C1的摩擦片内径。[www.loach.net.cn]

此时,发动机的转速基本不变,从运动学的角度分析,离合器C1传递的转矩与功率传递方向一致,则离合器C2传递的转矩为:

(3.22) Tc2?Te?Tc1

双离合器自动变速汽车的输出转矩为:

(3.23) Tout?i3Tc1?i2Tc2?i2Te?(i3?i2)Tc1

3.4.3 惯性相

在这个阶段,随着离合器C2压紧力不断降低,直到出现打滑;而离合器C1也一直处于打滑状态,所以各个构件的转速及传动比开始出现变动,惯性转矩作用增强,这时离合器C1的转矩表达式不变,只是其工作压力Fc1增加了,而离合器C2传递的转矩是由压紧力Fc2所决定的。这时有:

33R20?R212 Tc2?sign(?e??c2)Z?kFc2(2) (3.24)23R20?R21

?e??c2?0?1 其中:sign(?e??c2)?? ?e??c2?0?-1

式中:?k为膜片弹簧离合器的动摩擦系数;F21为作用于离合器C2的压紧力;R20为离合器C2的摩擦片外径;R21为离合器C2的摩擦片内径。

则:

Tout?i3Tc1?i2Tc2

3333R10?R11R20?R2122?i3sign(?e??c1)Z?kFc1(2)?i2sign(?e??c2)Z?kFc2(2)2233R10?R11R20?R21

(3.25)

此时,由于两个离合器传递的转矩值与发动机的驱动能力不一定匹配,导致发动机输出转矩与转速发生变动,因而有惯性相的产生,具体关系如下:

d?eTe?Je?Tc1?Tc2 (3.26) dt

把式(3.21)与式(3.26)联立,可得(2.25)的另一表达式为:

d?e1Tout?[(i3?i2)(Te?Je)?(i3?i2)(Tc1?Tc2)] (3.27) 2dt

分析式(3.27)可以看出,i1、i2、Je为常数,则输出转矩Tout与四个变化因

d?素有关:Te、e、Tc1、Tc2。换挡过程中,因车辆转动惯量很大,一般假设车速dt

不变,因此换挡前后发动机转速必然发生变化,即有:

i(3.28) ?e2??e12 i3

式中:?e1为换挡前发动机转速;?e2为换挡后发动机转速。

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3 离合器转矩精确传递计算分析

通常假定车辆在换挡过程中车速维持不变,因此换挡前后发动机转速必然发生变化。(www.loach.net.cn)可见,如果能够合理控制Fc1、Fc2的值,并调节发动机输出转矩,做到离合器的传递转矩与发动机的输出转矩相适应,则可以避免车辆的输出转矩发生剧烈波动,使整个传动系的运转平稳无冲击,此阶段是产生冲击度最大的阶段。

3.4.4 高挡转矩相

此阶段,随着离合器C1压紧力的不断升高,其转速逐渐与发动机转速同步,而离合器C2也逐渐开始停止滑摩并进行分离,进入高挡转矩相,一直到Tc2?0为d??0。 止。此阶段工作状态已基本稳定,各构件dt

则双离合器自动变速汽车输出转矩为:

(3.29) Tout?i3Tc1?i2Tc2?i3Te?(i2?i3)Tc2

3.4.5 变速器高挡运行

当双离合器自动变速汽车进入高挡运行时,此时车辆是处于稳定状态,而且离合器C2处于分离状态,所以Tc2?0,则双离合器自动变速汽车输出转矩为:

(3.30) Tout?i3Tc2?i3Te

实际换挡过程中,由于存在离合器压力变化过程交替情况的不同,高挡转矩相可能不存在,即高挡离合器完成接合之前,低挡离合器已经分离。

3.5 离合器转矩精确传递仿真分析

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本文以长安CV11轿车为研究对象,在以上模型的基础上利用Matlab/Simulink仿真软件建立该汽车起步接合过程离合器转矩精确传递仿真模型,如图3.6所示,双离合器自动变速汽车在换挡过程中两离合器转矩精确传递的仿真模型与此类似。汽车以一挡起步,在该模型中设置其对应的参数,即可进行仿真分析,得到所要的结果。

图3.6 汽车起步过程仿真模型

Fig 3.6 Simulation model of vehicle starting process

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离合器摩擦片的摩擦系数受离合器表面温度、主从动盘角速度差、离合器压盘压紧力和离合器摩擦副等诸多因素影响,本文采用的某材料离合器片主要考虑离合器表面温度与主、从动盘角速度差的影响。(www.loach.net.cn)根据式(3.8)及该材料的离合器片试验数据利用三次样条插值可得如图3.7所示的离合器片摩擦系数与离合器表面温度及离合器主、从动盘角速度差之间的变化关系曲线。由图可知,离合器摩擦系数随离合器表面温度呈抛物线变化,当离合器表面温度较低时离合器片摩擦系数较大且稳定;当表面温度较高时离合器摩擦系数迅速降低。在一定的离合器主、从动盘角速度差范围内,离合器摩擦系数比较稳定;当离合器主、从动盘角速度差超过一定值时,离合器摩擦系数则迅速下降。如图3.7所示,本文所采用的某材料离合器片在主、从动盘角速度差183.56rad/s以后,离合器摩擦系数下降很快,但最低不小于0.3852,符合该车用离合器片的设计要求。

摩擦系数温度/(‘C)角速度差/(rad/s)

图3.7 离合器片摩擦系数变化曲线

Fig 3.7 Coefficient of friction for clutch platen change curve

将发动机输出转矩模型、摩擦系数变化模型及离合器压盘压紧力模型代入Matlab/simulink模型中进行仿真。由图3.8所示的汽车起步接合过程时的仿真分析可知,离合器从动盘所传递的转矩克服了汽车行驶阻力矩后,离合器从动盘转矩迅速上升。由于在离合器主、从动盘转速未达到同步之前的离合器滑磨功的增大,离合器片表面温升引起的离合器片摩擦系数迅速降低,离合器从动盘所传递的转矩增加到一定值(如图中的1.2秒时刻)则缓慢上升。当主、从动盘转速达到同步后,离合器从动盘的转矩将随着发动机输出转矩而变化。

汽车起步接合过程中,离合器主、从动盘转速达到一致之前,由于主、从动盘的转速不等,从而使离合器两盘之间存在着滑磨现象,由图3.9可知,离合器主、

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3 离合器转矩精确传递计算分析

从动盘之间由于滑磨产生的滑磨功随离合器接合时间呈非线性变化。(www.loach.net.cn]由于滑磨功而使离合器片表面产生的温升如图3.10所示,离合器片的表面温升随离合器接合时间先迅速增加后趋于平缓的非线性关系。

转矩/(Nm)??/(Nm)离合器接合时间/(s)

图3.8 汽车起步过程离合器转矩精确传递曲线

Fig 3.8 Refined transfer curve for clutch torque during vehicle starting process

6000

5000

滑磨功/(J)400030002000

1000

0离合器接合时间/(s)

图3.9 汽车起步过程离合器滑磨功曲线图

Fig 3.9 Slip curve of clutch for vehicle during starting process

离合器压盘表面温度/(‘C)离合器接合时间/(s)

图3.10 离合器压盘表面温度曲线

Fig 3.10 Surface temperature curve of clutch platen

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3.6 本章小结

1)在分析双离合器自动变速汽车离合器转矩精确传递的影响因素,建立了汽车起步时离合器滑磨功和压盘表面温升的计算分析模型;

2)研究了三相混合式步进电机的内部结构和工作原理,建立了三相混合式步进电机的特性模型和双离合器自动变速汽车离合器执行机构动态特性模型;

3)建立了双离合器自动变速汽车起步和换挡过程中离合器转矩传递精确传递数值模型;

4)以双离合器自动变速汽车一挡起步为例,进行了汽车起步时离合器转矩精确传递仿真分析模型,结果表明基于所建立的模型的正确性,为汽车离合器转矩精确传递提供了有效的计算分析方法。(www.loach.net.cn]

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3 离合器转矩精确传递计算分析

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4 双离合器自动变速汽车起步过程离合器控制研究

4.1 引言

双离合器自动变速汽车起步过程中,离合器控制问题具有非线性、时变、强耦合与难于建模的特征,并且车辆起步时存在驾驶员的意图、车况、路况的多变性以及对乘员舒适性、离合器磨损、发动机不能熄火等要求,因此对双离合器自动变速汽车两离合器的接合控制是双离合器自动变速系统起步控制的核心和难点。[www.loach.net.cn)在机械式自动变速汽车的起步控制中,已经引入了发动机恒转速控制及局部恒转速控制等起步控制策略,本文以双离合器自动变速系统为研究对象,在发动机某一转速下输出转矩为最大值的基础上采用两个离合器同时参与起步过程并根据驾驶员意图控制两离合器分离、接合的程度及汽车起步的档位,在保证两离合器起步过程中具有相同的使用寿命的前提下,满足双离合器自动变速系统快速和平稳起步的要求,并通过建模仿真,对双离合器自动变速系统的起步过程进行分析。

4.2 起步品质的评价指标

所谓起步品质是指在保证汽车动力性与动力传动系统寿命的前提下,能够迅速而平稳起步的程度,集中体现为舒适性①。对于双离合器自动变速器而言,耐久性主要反映动力传动系统各部件的寿命应满足使用的要求;动力性主要指起步过程中的起步时间要尽可能少,以减少不必要的动力浪费,提高车辆的动力性和运输效率;而舒适性主要从乘员的感觉来考虑,要求在起步过程中无起步冲击,无发动机的异常噪声,使乘员无不适的感觉。衡量换挡品质的好坏通常是从以下三个方面来评价。

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4.2.1 换挡时间

从控制器发出起步指令到离合器完全接合为止所耗费的时长即为起步时间。整个起步过程耗费的时间由五部分构成(见式4.1),良好的起步品质要求在起步平顺的基础上起步时间尽量的短②。

tshf?t1?t2?t3?t4?t5 (4.1)

式中:t1为机械响应时间;t2为消除离合器间隙时间;t3为克服道路阻力时间;t4为离合器滑磨时间;t5为离合器完全接合时间。

4.2.2 冲击度

冲击度j是车辆纵向加速度对时间的导数,其数学表达式为: ①

② 叶明. 机械自动变速传动建模与仿真及试验软件开发[D]. 重庆:重庆大学,2003. M Goetz, M C Levesley, D A Crolla. Dynamics and control of gearshifts on twin-clutch transmission[J]. IMechE, 2005: 951-953.

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4 双离合器自动变速汽车起步过程离合器控制研究 dad2vj??2 (4.2) dtdt

冲击度不仅可真实地反映人对舒适程度的真实感觉,而且可以把道路条件引起的弹跳与颠簸加速度以及非换档操作的影响排除在外,真实地反映起步、换档过程汽车传动系载荷变化以及车辆的运动状态。(www.loach.net.cn)不同国家的标准给出了不同的冲击度限定①:

德国标准为:j?10m/s3。

前苏联通过6中不同轿车自动变速器试验表明,乘员的主观感觉和冲击度与频率f有关,而且与加速度大小无关。乘员满意的平顺性评价指标为:

低频时(f?3Hz),j?2.5~2.6g/s?24.5~25.5m/s3;

当f?3Hz时,用j??j[1?0.1(f?3)]修正;

不满意的平顺性为:j?3.2g/s。

显然,前苏联的标准比德国宽,这既与人主观上对舒适感觉的差异有关,也与德国标准未限定频率范围有关。

我国规定为:j?17.64m/s3;

汽车加速度可用下式表示:

dvrd?out (4.3) ?dti0dt

并根据车辆传动系方程:

Tout?Tw?Iwd?out (4.4) dt

式中:Tout、?out为变速器输出轴转速与转矩;Tw为车轮上的牵引转矩;Iw为输出轴以及汽车平移质量换算到输出轴上的惯量;r为驱动轮滚动半径;i0为主减速器传动比。

可得冲击度j为:

d2vrd(Tout?Tw)rdTout (4.5) j?2??i0Iwdti0Iwdtdt

式(4.5)表明,j与输出转矩变化率成正比,输出转矩变动越快,传动系统冲击越大,同时也说明j较好地反映了起步换档过程的动力学本质。

4.2.3 离合器滑磨功

离合器滑磨功Lc是用来衡量离合器接合过程中主、从动盘摩擦做功的大小,其定义如下:

(4.6) Lc??Te(t)?e(t)dt??Tc(t)(?e(t)??c(t))dt 0tc1tc1tc2

① Toshimichi Minowa, Tatsuya Ochi and Hiroshi Kuroiwa. Smooth Gear Shift Control Technology for

Clutch-to-Clutch Shifting[C]. SAE, 1999-01.

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式中:Te(t)为发动机转矩;Tc(t)为离合器接合时摩擦力矩;?c(t)为变速器一轴(即离合器从动轴)的角速度;?e(t)为发动机曲轴的角速度;tc1为从离合器滑摩开始至发动机转矩Te等于行驶阻力转矩T?的时间;tc2为从离合器滑摩开始至从动轴角速度?c与发动机角速度?e相等时的时间。(www.loach.net.cn)

采用滑摩功Lc能比较准确的评价离合器的寿命,滑磨功Lc越小,温升越低,寿命越长,但过低的Lc会引起冲击度的升高,二者是相互矛盾的,需要在控制中协调解决①。

4.3 车辆起步离合器接合速度影响因素分析

通过以上分析可知,评价车辆起步品质的主要指标为:冲击度和滑磨功,其最有效的控制方式为离合器接合速度的控制。从公式(4.5)、(4.6)中可知,它们的计算公式复杂、所受的影响因素多、而且参数是动态变化的,某些参数的信号有时无法准确测量,所以真正地用定量的滑磨功和冲击度来评价是不实际的。要提高车辆乘坐的舒适性和离合器接合的平稳性,需使离合器接合的冲击度降低。如果离合器接合速度快,离合器的冲击度大,为了减少滑磨功的大小,就应加快其接合速度,这就和冲击度要求的离合器接合速度相矛盾,所以要综合考虑冲击度和滑磨功,就要控制离合器的接合速度②③。

根据公式(4.5),当主、从动盘的转速差较大或转速差的变化率较大时,如果增加离合器的接合速度,会产生很大的冲击度。为了使离合器接合平稳,冲击度小,需要综合考虑主、从动盘转速差及其变化率、接合速度三者的关系,也就是说,控制离合器的接合速度与转速差、转速差的变化率有关。

4.3.1离合器主、从动盘转速差的影响

离合器主、从动盘转速差是影响离合器接合冲击度和滑磨功的参数。当转速差大时,为了保持车辆平稳性良好,离合器的接合速度要慢;反之,可以加快离合器的接合速度④。

4.3.2离合器主、从动盘转速差的变化率的影响

离合器主、从动盘转速差的变化率是影响离合器冲击度的另一参数,同时也是离合器主从、动盘转速差变化趋势的标志量⑤。当离合器主、从动盘转速差的变化率变大时,表示主、从动盘的转速差有增大趋势,应该使离合器的接合速度放慢;反之,可以加快离合器的接合速度。 ①

② Webster, H. A fully automatic vehicle transmission using a lay shaft type gearbox. SAE, 1981. 刘振军,秦大同等. 车辆双离合器自动变速传动技术研究进展分析[J]. 农业机械学报,2005-11:161-164. ③ 荆崇波,苑士华等. 双离合器自动变速器及其应用前景分析[J]. 机械传动,2005-03(29):56-58. ④ MM Goetz, M C Levesley, D A Crolla. Integrated Powertrain Control of Gearshifts on Twin Clutch Transmissions. SAE, 2004-01.

⑤ Y. Zhang, X. Chen. Dynamic Modeling and Simulation of a Dual-clutch Automated Lay-shaft Transmission[J]. Journal of University of Michigan-Dearborn, 2004.

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4 双离合器自动变速汽车起步过程离合器控制研究

4.3.3节气门开度的影响

离合器在起步接合的过程中,最主要的是要实现驾驶员的意图和决策。(www.loach.net.cn]而驾驶员的意图是通过踩油门踏板的深浅和快慢反映到发动机节气门开度的大小和变化率,从而可以根据节气门的开度和变化率来判断和实现驾驶员的意图。如果节气门开度较大,表示驾驶员希望起步时间短,离合器接合速度快;反之,表明希望车辆起步慢,故要减慢离合器接合速度。根据驾驶员起步意图(节气门开度大小?),可分三种起步情况:

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1)半离合器起步(爬行起步),??15%;

2)正常起步(平稳起步),15%???75%;

3)急起步,??75%。

油门开度体现了驾驶员需要发动机提供的功率大小,也就是输出转矩的大小,以及发动机输出角速度的高低,它直接影响到公式(4.5)中的转矩变化率的值,且油门开度的大小反映了驾驶员的意图,故油门开度是影响冲击度的重要参数。通常节气门开度对离合器接合速度有前馈效应,即一定要先有节气门开度信号,才可根据其大小去控制离合器的接合速度。如果节气门开度越大,表示驾驶员希望加快接合速度;反之,减慢接合速度。 ①

4.3.4节气门开度变化率的影响

节气门开度变化率与节气门开度关系相同,也是反映驾驶员意图的一个重要参数。油门踏得急,说明驾驶员希望较快起步;反之,意味着驾驶员希望以较低的接合速度起步。在本文中,这两个参数的关系是并列的,但油门踏板位移量的权重略大于油门踏板位移的变化率②③。

故节气门开度及其变化率和主、从动盘转速差及其变化率是汽车离合器起步接合速度最主要的影响因素,而离合器从动盘在允许的离合器行程内的接合速度是影响汽车离合器起步接合品质的关键④。本文专门对离合器起步接合速度控制的方法进行研究,汽车从静止到最小稳定车速之间的速度增长过程取决于离合器的接合方式,离合器的起步过程复杂,要在短时间内完成对外界、车辆状态的辨识,并配合发动机实现驾驶员的操作意图,这要求离合器接合控制的响应快、控制准确;由于汽车在起步过程中存在严重的非线性、时滞和时变,以及受外界环境和驾驶员的主观意图等因素的影响,很难建立精确的离合器控制数学模型。传统的控制方法需建立一个满足控制目标的被控对象数学模型,而要建立离合器接合过程的精确数学模型是比较困难的,所以用传统的控制方法难于达到控制要求。联①

② 王望予. 汽车设计[M]. 机械工业出版社,2000:45-50. 曹桂军. 电控机械式自动变速器传动系综合控制研究[D]. 长春:吉林工业大学,2003.

③ 张勇. 电控机械式自动变速器换档品质自适应控制研究[D]. 长春:吉林工业大学,1997.

④ Leo F. Schwab. Development of a Shift Quality Metric for an Automatic Transmission[C]. SAE, 1999-10-09.

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想到驾驶员在控制离合器的过程并未依赖什么数学模型,而是根据车速、发动机转速等状态参数的变化来模糊地进行控制策略,同样可以把离合器的接合控制在最佳状态①②③。(www.loach.net.cn]据此,可以认为:对于离合器的接合控制应设计一种不依赖特定的数学模型、能根据外在因素的变化对离合器进行准确控制的方案④⑤。

因此,本文采用模糊控制的方法来研究起步接合的控制器,它的出发点是以控制人员的经验为基础,它并不需要用精确的数学模型去描述系统的动态过程,因而它的设计与常规控制的设计方法不同⑥。模糊控制器的设计,是在经验的基础上确定各个参数和控制规则,然后在运行中进行调整。在离合器接合控制过程中,它能利用专家经验和知识,模拟熟练驾驶员的控制过程,其控制策略不依靠固定的数学模型,能解决离合器起步过程中时变、非线性和多工况的问题。

4.4 离合器起步接合速度的模糊控制

熟练的驾驶员根据自己的经验,和对外界环境、车辆状态的判断,成功地实现离合器起步的操纵,所有这些行为都是模糊的,凭经验和感觉实施的,但操纵的效果却很好。模糊逻辑控制技术是一种精确解决不确定不完全信息的方法,模仿人的思考方式接受不精确不完全信息来进行推理,用直觉经验进行工作。模糊控制具有许多传统控制无法与之比拟的优点,且还具有编码少、开发周期短和系统可靠等优点,它是设计、优化和实现较复杂系统的有效方法,是一种低成本高附加值的智能控制途径。

4.4.1 输入量的模糊化和模糊输出量

?模糊判断驾驶员意图I,本文通过节气门开度?和节气门开度的变化率?离合

?对离合器接合速器主、从动盘转速差??和离合器主、从动盘转速差的变化率??

度v模糊决策,即通过两个模糊系统对汽车起步过程离合器的接合速度进行控制。

1)节气门开度?的量化

前面分析了节气门开度??15%时,表示半离合器起步(爬行起步);15%???75%时,表示正常起步(平稳起步);??75%时,表示急起步。因为离合器起步的主要工况是正常起步,为了改善离合器的正常起步,再在15%???75%内分三个阶段,因此给节气门开度?共分五个模糊分割。设?的模糊语言为:{VS,S,M,B,VB},其含义为:{很小,小,中,大,很大}。假设①

② 牛铭奎. 双离合器自动变速器的开发与研究[D]. 长春:吉林大学,2003. 胡建军. 汽车无级变速传动系统建模、仿真及其匹配控制策略研究[D]. 重庆:重庆大学,2001.

③ 刘振军,秦大同等. 车辆双离合器自动变速传动技术研究进展分析[J]. 农业机械学报,2005-11:161-164. ④ Getriebe. GmbH, Gerhard. Wagner. Application of Transmission Systems for Different Driveline configurations In passenger Car[J]. Drive System Technique, 2002-02:11-27.

⑤ Y. Zhang, X. Chen. Dynamic Modeling and Simulation of a Dual-clutch Automated Lay-shaft Transmission[J]. Journal of University of Michigan-Dearborn, 2004.

⑥ 过学迅. 汽车自动变速器[M]. 机械工业出版社,1999.

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4 双离合器自动变速汽车起步过程离合器控制研究

节气门开度的基本论域为:{0,1,2,3,4,5,6,7,8,9,10}。[www.loach.net.cn]其赋值表如表4.1所示。

表4.1 油门开度的赋值表

Table 4.1 Assignment table of throttle state

VS S M B VB

0 0.9 0 0 0 0

1 0.6 0.5 0 0 0

2 0.2 0.9 0 0 0

3 0 1 0.2 0 0

4 0 0.4 0.5 0 0

5 0 0 1 0 0

6 0 0 0.6 0.4 0

7 0 0 0.3 0.9 0

8 0 0 0 1 0.2

9 0 0 0 0.4 0.7

10 0 0 0 0 1

?的量化 2)节气门开度的变化率?

?根据熟练驾驶员对节气门的操作情况来看,在此确定节气门开度的变化率?

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的模糊语言为:{NB、NM、NS、Z、PS、PM、PB},其含义为{负大、负中、负小、零、正小、正中、正大}。假设节气门开度的变化率的基本论域为{-7,-6,-5,-4,-3,-2,-1,0,1,2,3,4,5,6,7},其赋值表如表4.2所示。

表4.2 油门变化率的赋值表

Table 4.2 Assignment table of throttle ratio state

NB NM NS Z PS PM PB

-7 1 0 0 0 0 0 0

-6 0.6 0.4 0 0 0 0 0

-5 0.1 0.9 0 0 0 0 0

-4 0 0.8 0.2 0 0 0 0

-3 0 0.2 0.8 0 0 0 0

-2 0 0 0.9 0.1 0 0 0

-1 0 0 0.4 0.6 0 0 0

0 0 0 0 1 0 0 0

1 0 0 0 0.6 0.4 0 0

2 0 0 0 0.1 0.9 0 0

3 0 0 0 0 0.8 0.2 0

4 0 0 0 0 0.2 0.8 0

5 0 0 0 0 0 0.9 0.1

6 0 0 0 0 0 0.4 0.6

7 0 0 0 0 0 0 1

3)驾驶员意图I的量化

表4.3 驾驶员意图的赋值表

Table 4.3 Assignment table of driver intent

VS S M B VB

0 1 0 0 0 0

1 0.6 0.4 0 0 0

2 0.2 0.9 0 0 0

3 0 0.9 0.2 0 0

4 0 0.4 0.6 0 0

5 0 0 1 0 0

6 0 0 0.6 0.4 0

7 0 0 0.2 0.9 0

8 0 0 0 0.9 0.2

9 0 0 0 0.4 0.6

10 0 0 0 0 1

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驾驶员意图主要反映驾驶员在汽车起步阶段希望车辆到达的动作,根据专家意见可将驾驶员意图I的模糊语言确定为:{VS,S,M,B,VB},其含义为:{很小,小,中,大,很大}。(www.loach.net.cn]假设驾驶员意图的基本论域为:{0,1,2,3,4,5,6,7,8,9,10}。其赋值表如表4.3所示。 4)离合器主、从动盘转速差??的量化

根据汽车离合器起步接合分析可知,在汽车起步的过程中,可将离合器主、从动盘转速差??的模糊语言变量划分为:{VS、S、LS、M、LB、B、VB},其含义为:{很小、小、较小、中、较大、大、很大}。假设离合器主、从动盘转速差??的基本论域为:{0,1,2,3,4,5,6,7,8,9,10,11,12,13,14}。其赋值表如表4.4所示。

表4.4 离合器主、从动盘转速差的赋值表

Table 4.4 Assignment table of clutch rotate speed difference

VS S LS M LB B VB

0 1 0 0 0 0 0 0

1 0.6 0.4 0 0 0 0 0

2 0.1 0.9 0 0 0 0 0

3 0 0.8 0.2 0 0 0 0

4 0 0.2 0.8 0 0 0 0

5 0 0 0.9 0.1 0 0 0

6 0 0 0.4 0.6 0 0 0

7 0 0 0 1 0 0 0

8 0 0 0 0.6 0.4 0 0

9 0 0 0 0.1 0.9 0 0

10 0 0 0 0 0.8 0.2 0

11 0 0 0 0 0.2 0.8 0

12 0 0 0 0 0 0.9 0.1

13 0 0 0 0 0 0.4 0.6

14 0 0 0 0 0 0 1

?的量化 5)离合器主、从动盘转速差的变化率??

?的模糊语言变量划分为:{NB、NS、将离合器主、从动盘转速差的变化率??

Z、PS、PB},其含义为:{负大、负小、零、正小、正大},假设离合器主、从动盘转速差的变化率的基本论域为{-5,-4,-3,-2,-1,0,1,2,3,4,5},其赋值表如表4.5所示。

表4.5 离合器主、从动盘转速差的变化率赋值表

Table 4.5 Assignment table of clutch rotate speed difference ratio

NB NS Z PS PB

-5 0.1 0 0 0 0

-4 0 0.2 0 0 0

-3 0 0.8 0 0 0

-2 0 0.9 0.1 0 0

-1 0 0.4 0.6 0 0

0 0 0 1 0 0

1 0 0 0.6 0.4 0

2 0 0 0.1 0.9 0

3 0 0 0 0.8 0

4 0 0 0 0.2 0

5 0 0 0 0 0.1

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6)离合器起步接合速度v的量化

对于离合器起步接合速度v的控制,从原理上分析,希望它控制的精度越高越好,但是由于硬件特性、动力源特性、环境温度等的影响,存在时滞现象。[www.loach.net.cn]本文采用分段式方法(即把离合器的接合速度分为几个等级值),使离合器根据情况在这几个等级值中变化,也就是将离合器起步接合速度x模糊分割为这几个等级,来达到预期的效果。

由于输出量分是用来控制离合器接合的快慢,所以其模糊语言用接合的快慢程度表示为:{VS、S、LS、M、LB、B、VB},其含义为:{很小、小、较小、中、较大、大、很大}。假设离合器起步接合速度v的基本论域为:{0,1,2,3,4,5,6,7,8,9,10,11,12,13,14}。其赋值表如表4.6所示。

表4.6 接合速度的赋值表

Table 4.6 Assignment table of engage speed

VS S LS M LB B VB

0 1 0 0 0 0 0 0

1 0.7 0.4 0 0 0 0 0

2 0.2 1 0 0 0 0 0

3 0 0.7 0.2 0 0 0 0

4 0 0.2 0.6 0 0 0 0

5 0 0 1 0.1 0 0 0

6 0 0 0.3 0.6 0 0 0

7 0 0 0 1 0 0 0

8 0 0 0 0.7 0.5 0 0

9 0 0 0 0.1 1 0 0

10 0 0 0 0 0.8 0.2 0

11 0 0 0 0 0.2 0.8 0

12 0 0 0 0 0 1 0.1

13 0 0 0 0 0 0.4 0.6

14 0 0 0 0 0 0 1

4.4.2 模糊控制规则库的确定

本文设计了两个模糊控制器:1)驾驶员意图I的模糊判断,为两输入单输出

?为输入,驾驶员意图I为输出,的模糊控制器:节气门开度?及其变化率?。由驾

驶员意图I控制离合器C1、C2同时接合的程度及车辆起步的档位。2)离合器起步接合速度v的控制,为两输入单输出的模糊控制器:离合器主、从动盘转速差??及

?为输入,离合器起步接合速度v为输出。 其变化率??

根据专家知识和熟练驾驶员经验,可以总结出双离合器自动变速器汽车起步离合器模糊控制规则如下:

1.由节气门开度及其变化率模糊判断出驾驶员意图,通过驾驶员意图控制两离合器的接合程度和汽车的起步档位,具体规则如下:1)当驾驶员意图为爬行起步时,汽车以一档起步,离合器C1接合,离合器C2此时处于完全分离状态;2)当驾驶员意图为平稳起步是,为了提高装有双离合器自动变速器车辆的动力性,缩短汽车起步时间,汽车以两离合器同时接合起步,此时离合器C1、C2同时处于滑磨状态,当离合器C2滑磨到一定阀值时,离合器C2分离,离合器C1继续接合,

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即汽车还是以一档正常起步;3)当驾驶员意图为急起步时,此时表明驾驶员希望汽车在短时间内快速起步,汽车以两离合器同时快速接合起步,当滑磨到一定阀值时,离合器C1快速分离,离合器C2快速接合,此时汽车以二档起步;

2.接合离合器之前,根据节气门开度?大小用模糊推理方法将发动机转速提高到目标的发动机转速,节气门开度?越大,发动机目标转速也就越高;

3.从车辆起步信号开始,经过离合器空行程,车辆克服汽车行驶阻力矩,这段时间内,由于汽车车速为零,车辆还为起步,离合器从动盘转速也为零,为了减少此阶段的离合器滑磨功,应使离合器接合速度为最大,尽快接合离合器,即使这样也不会给车辆带来任何冲击度;

4.如果离合器主、从动部分转速差很大,表明离合器完全接合需要较长时间,所以离合器接合速度不应太大,当转速差减小时,增大离合器接合速度;

5.离合器从动盘所传递的转矩达到了发动机转矩时,此时离合器接合速度应以最大接合速度进行;

6.当离合器主、从盘转速差小于某一确定的值时,即使以最快的离合器接合速度接合离合器也不会引起较大的冲击度,并且可以减少离合器滑磨功;

7.当发动机转速突升时,应加大离合器接合速度,减小离合器滑磨功; 8.随着滑摩时间的增加,应加快接合速度以避免离合器过热;

将上述总结的专家经验转化为模糊控制规则,根据以上分析和驾驶员经验,现制定如下模糊规则:

表4.7 驾驶员意图模糊推理规则表

Table 4.7 Fuzzy inference rule table of driver intent

?

VS

NB NM NS Z PS PM PB

VS VS S S M M B

S VS VS S M M B B

M VS VS S M M B VB

B VS S M B B VB VB

VB VS S M B B VB VB

I

? ?

1)驾驶员意图I模糊推理规则

R1:IF ??VS AND ??NB THEN I?VS; R2:IF ??VS AND ??NB THEN I?VS;

??

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R35:IF ??VB AND ??PB THEN I?VB。(www.loach.net.cn)

通过以上方法,制定了35条驾驶员意图模糊推理规则,如表4.7所示。 2)离合器起步接合速度控制规则

用同制定驾驶员意图规则一样的方法可以得出离合器起步接合速度规则表,如表4.8所示。

表4.8 离合器起步接合速度模糊推理规则表

Table 4.8 Fuzzy inference rule table of clutch engage speed

? ??

NB

VS S

LB LB M M LS

S VS

NS B B LB M M LS S

Z VB VB B LB LB M LS

PS B B LB M M LS S

PB LB LB M M LS S VS

v

LS

??

M LB B VB

4.5 汽车起步仿真分析

本文以长安CV11轿车参数为依据,建立如图4.1所示的双离合器自动变速汽车起步离合器接合速度的模糊控制Matlab/Simulink模型。

图4.1 汽车起步模糊控制模型

Fig 4.1 Fuzzy control model of vehicle during launching

通过对该车发动机性能的测试,利用三次样条插值对发动机试验数据进行拟合出该发动机不同节气门开度、发动机转速与输出转矩之间的变化关系曲线,选取某一油门开度下最大转矩时的发动机转速作为该发动机的目标转速(如图4.2

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所示),以决定汽车在起步过程中离合器的接合速度。[www.loach.net.cn]图4.3所示为该发动机在目标转速下时的节气门开度与发动机输出转矩之间的变化关系图。本文就是基于以上理论进行仿真分析的。

发动机目标输出转矩/(Nm)

发动机目标转速/(rpm)

油门开度/(%)

油门开度/(%0

图4.2 发动机目标转速 图4.3 发动机目标转矩 Fig 4.2 goal speed of engine Fig 4.3 goal torque of engine

4.5.1 汽车爬行起步仿真分析

节气门开度与时间的变化关系图如图4.3所示,通过驾驶员意图模糊控制器模糊判断为汽车爬行起步,由前面的模糊控制规则可知,此时汽车以一档起步,离合器C1缓慢接合,离合器C2完全分离。为了对比分析本文所采用的装有双离合器自动变速车辆起步离合器接合速度模糊控制效果,本文还在车辆技术参数完全一样的情况下,对无汽车离合器接合速度模糊控制器进行了仿真分析,离合器以某一固定的接合速度进行。

油门开度/(%)

时间/(s)

图4.3 节气门开度随时间变化关系图 Fig 4.3 Throttle state change with time

如图4.4所示为离合器主、从动盘转速与时间的变化关系图,从图中可以看出,有离合器接合速度模糊控制的离合器完全接合时间为1.37 s,而无模糊控制的离合器完全接合时间为1.48 s,比本文所设计的长0.11 s。

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(a) 有模糊控制 (b)无模糊控制

图4.4 离合器主、从动盘转速 Fig 4.4 rotation speed of drive and driven plate

如图4.5所示为汽车起步车速与时间的变化关系图,当汽车起步过程中没有进行离合器接合过程的模糊控制时,经过1.48 s时车辆达到了稳定的车速12.1 Km/h,而采用本文所设计的离合器接合速度模糊控制器进行离合器接合速度的控制,达到相同的12.1Km/h的车速只需要1.37 s,相比之下缩短了0.11 s的汽车起步时间,提高了汽车的动力性。[www.loach.net.cn]

车速/(Km/h)

车速/(Km/h)

时间/(s)

时间/(s)

(a)有模糊控制 (b)无模糊控制

图4.5 车速与时间关系图

Fig 4.5 Relationship between vehicle speed and time

图4.6为汽车在起步过程中冲击度随时间的变化关系图,由于汽车节气门开度及其变化率都比较小,汽车离合器接合速度缓慢,从而给车辆造成的冲击度都比较小。

汽车缓慢起步阶段,我们最关心的是离合器的滑磨功,如图4.7所示。比较两图,我们可以看出,本文所设计的汽车起步离合器接合速度模糊控制能有效的减少汽车在缓慢起步阶段时候的滑磨功,比没有模糊控制的少1468 J滑磨功。通过合理控制离合器起步接合速度,减少离合器的滑磨功,能有效的延长离合器的使

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用寿命。(www.loach.net.cn)从图中我们还可以看出,在滑磨功增长的过程中,两图均有一段滑磨功不增加,这是因为在离合器接合的过程中,主、从动盘转速达到一致,主、从动盘转速差为0,故滑磨功也没有继续增加。随着节气门的增大,发动机转速也不断增加,离合器主、从动盘又出现转速差,离合器滑磨功继续增大,直到离合器主、从动盘重新达到一致,离合器完全接合为止。

冲击度/(m/s3)

冲击度/(m/s3)

时间/(s)

-1时间/(s)

(a)有模糊控制 (b)无模糊控制

图4.6 冲击度与时间的关系

Fig 4.6 Relationship between jerk and time

滑磨功/(J

滑磨功/(J)

时间/(s)

时间/(s)

(a)有模糊控制 (b)无模糊控制

图4.6 滑磨功与时间的关系

Fig 4.6 Relationship between slip and time

图4.7所示为汽车在起步过程中离合器接合速度与时间的关系图。从图(a)我们可以看出,在消除离合器间隙和离合器滑磨传递的转矩大于道路阻力矩之前这两个阶段,离合器以最快的接合速度接合离合器,随着从动盘滑磨转矩的增加,离合器的接合速度变慢,在主、从动盘转速差小到一定值后,离合器接合速度又增大,这完全符合汽车在起步过程中离合器“快—慢—快”的接合规律;图(b)离合器则一直以某一速度接合,没有很好的进行控制。

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2.离合器C1接合速度/(cm/s)

离合器C1接合速度/(cm/s)

时间/(s)

1.0.时间/(s)

(a)有模糊控制 (b)无模糊控制

图4.7 离合器接合速度与时间的关系

Fig 4.7 Relationship between clutch engagement speed time

4.5.2 汽车正常起步仿真分析

节气门开度与时间的变化关系图如图4.8所示,通过驾驶员意图模糊控制器模糊判断为汽车正常起步,由前面的模糊控制规则可知,此时汽车以一档起步,两离合器同时接合。[www.loach.net.cn]离合器从动盘到达一定转速后,离合器C2开始分离,离合器C1继续接合直到离合器完全接合为止。为了对比分析本文所采用的装有双离合器自动变速车辆起步离合器接合速度模糊控制效果,本文还在车辆技术参数完全一样的情况下,对汽车单离合器接合速度模糊控制器进行了仿真分析。

油门开度/(%)

时间/(s)

图4.8 节气门开度与时间关系图 Fig 4.8 Throttle state change with time

采用两离合器同时接合的汽车起步与单离合器接合的汽车起步时主、从动盘转速如图4.9所示,两离合器同时接合的汽车起步时间为0.71 s,而单离合器接合的汽车起步时间则延长了0.23 s为0.94 s,故采用两离合器同时接合的方法缩短了汽车在正常起步时间,提高了车辆的动力性。两离合器同时接合时,离合器C1从汽车发出起步信号开始按照预先的控制规则要求接合,而离合器C2从0.25 s开始接合,到0.48 s时开始分离,为了减少离合器C2在分离时候的滑磨功,离合器

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C2的分离速度要比接合速度快,0.58 s时刻离合器C2完全分离。[www.loach.net.cn)由于变速器一档比二档的传动比大很多,所以离合器在滑磨到一定时间时,离合器C2的转速大于离合器C1的转速,如图所示。

转速/(rpm)

转速/(rpm)

2

(a)两离合器同时接合 (b)单离合器接合

图4.9 转速与时间的关系图

Fig 4.9 Relationship between rotation speed and time

时间/(s)

时间/(s)

在装有双离合器自动变速系统的车辆上采用两离合器同时接合的方法比单离合器起步的车辆在达到相同的速度时缩短了0.23 s的起步时间,如图4.10所示。

车速/(Km/h)

车速/(Km/h)

时间/(s)

(a)两离合器同时接合 (b)单离合器接合

图4.10 车速与时间的关系

Fig 4.10 Relationship between vehicle speed and time

时间/(s)

汽车起步过程中所收到的冲击度与时间的关系如图4.11所示,两离合器同时起步的最大冲击度为5.96m/s3,比单离合器起步的冲击度6.37m/s3小0.41m/s3,但均小于德国标准10m/s3。

汽车在起步滑磨过程中离合器所受到的滑磨功如图4.12所示,从图中可以看出,两离合器同时接合起步时,单个离合器所受到的滑磨功均比单离合器起步离合器所受到的滑磨功小:两离合器同时接合起步时:离合器C1的滑磨功为4535 J,离合器C2为2790 J;单离合器接合起步时离合器C1滑磨功为4986 J。离合器滑磨功在低值区域对离合器的使用寿命影响很小,故采用本文所设计的两离合器同

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时起步方法可以有效的延长离合器的使用寿命。[www.loach.net.cn]

冲击度/(m/s3)

冲击度/(m/s3)

时间/(s)

-1

时间/(s)

(a)两离合器同时接合 (b)单离合器接合

图4.11 冲击度与时间的关系

Fig 4.11 Relationship between jerk and time

离合器滑磨功/(J)

滑磨功/(J)

时间/(s)

时间/(s)

(a)两离合器同时接合 (b)单离合器接合

图4.12 滑磨功与时间的关系

Fig 4.12 Relationship between slip and time

离合器接合速度/(cm/s)

离合器接合速度/(cm/s)

时间/(s)

(a)两离合器同时接合 (b)单离合器接合

时间/(s)

图4.13 离合器接合速度与时间的关系

Fig 4.13 Relationship between clutch engage speed and time

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离合器接合速度与时间的关系如图4.13所示,两离合器同时接合起步时,离合器接合速度的模糊控制对两离合器接合速度的控制比较平稳,没有出现单离合器起步时候的波动。[www.loach.net.cn)

4.5.3 汽车急起步仿真分析

节气门开度与时间的变化关系图如图4.14所示,通过驾驶员意图模糊控制器模糊判断为汽车急起步,由前面的模糊控制规则可知,此时汽车以二档起步,两离合器同时接合。离合器从动盘到达一定转速后,离合器C1开始分离,离合器C2继续接合直到离合器完全接合为止。为了对比分析本文所采用的装有双离合器自动变速车辆起步离合器接合速度模糊控制效果,本文还在车辆技术参数完全一样的情况下,对以单离合器一档起步的接合速度模糊控制器进行了仿真分析。

油门开度/(%)时间/(s)

图4.14 节气门开度与时间关系图

Fig 4.14 Throttle state change with time

如图4.15所示,当驾驶员意图模糊控制器发出汽车急起步信号时,汽车以二档起步。离合器C2先于离合器C1接合,离合器C2到达一定转速时开始接合离合器C1,当离合器C1从动盘转速达到一定转速时(即在0.56 s时刻),在保持此时的接合行程,此后0.06 s后离合器C1迅速分离。离合器C2继续接合直到离合器C2完全接合。从图中我们可以看出,两离合器同时接合的方法能够有效的缩短汽车起步时间,离合器C2完全接合时间为0.67 s,比单离合器起步的完全接合时间0.77 s缩短了0.1 s,满足了驾驶员急起步的要求,明显提高了汽车起步动力性。

当驾驶员意图为急起步时,这表明驾驶员想在短时间内起步汽车,汽车车速则要求在一较短的时间内提高到一定值,两种控制方法的汽车车速如图4.16所示。从图中我们可以看出:采用本文所设计的两离合器同时接合二档起步的方法能在0.68 s内就使车速提高到34.6Km/h,这完全符合驾驶员急起步的意图;而传统的单离合器接合一档起步的方法则在0.77 s内才使汽车加速到20.7Km/h,不能很好的满足驾驶员急起步的要求。

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转速/(rpm)

转速/(rpm)

8

(a)两离合器同时接合 (b)单离合器接合

时间/(s)

时间/(s)

图4.15离合器住从动盘转速与时间的关系

Fig 4.15 Relationship speed of drive and driven plate

车速/(Km/h)

车速/(Km/h)

(a)两离合器同时接合 (b)单离合器接合

图4.16 车速与时间的关系

Fig 4.16 Relationship between vehicle speed and time

时间/(s)

时间/(s)

汽车急起步时车辆所受到的冲击度如图4.17所示,由于要使汽车在一较短时间内加速到一较高车速,必然要求快速接合离合器,这样就势必给汽车带来很大的冲击度。[www.loach.net.cn]从图中我们可以看出,汽车急起步时,两种方法的汽车冲击度均一直维持在较高值。采用两离合器同时接合的汽车冲击度为8.91m/s3,也不会超过德国标准的10m/s3;单离合器接合的汽车起步时汽车所受到的冲击度为12.58m/s3,已超过了德国的标准,但是符合中国的冲击度标准17.64m/s3。

汽车在起步过程中离合器的滑磨功如图4.18所示,由于汽车急起步时,离合器主、从动盘之间滑磨时间很短,所以两种方法的离合器滑磨功均很小。单离合器起步时,离合器C1在滑磨工程中所受到的滑磨功为2711 J,比采用两离合器同时接合起步所产生的滑磨功大,这是因为:1)单离合器起步时,离合器主、从动盘之间的滑磨时间要比两离合器同时接合起步多0.09 s;2)由于离合器C1的传动比要比离合器C2的传动比大很多,离合器C1的主、从动盘转速差要比离合器C2的主、从动盘大,这也是造成单离合器滑磨功很大的另一重要原因。

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冲击度/(m/s3)

冲击度/(m/s3)

时间/(s)

-1

(a)两离合器同时接合 (b)单离合器接合

图4.17 冲击度与时间的关系

Fig 4.17 Relationship between jerk and time

时间/(s)

离合器滑磨功/(J)

滑磨功/(J)

时间/(s)

(a)两离合器同时接合 (b)单离合器接合

时间/(s)

图4.18 滑磨功与时间的关系 Fig 4.18 Relation between slip and time

离合器接合速度/(cm/s)

离合器接合速度/(cm/s)

(a)两离合器同时接合 (b)单离合器接合

图4.19 离合器接合速度与时间的关系

Fig 4.19 Relationship between clutch engage speed and time

时间/(s)

时间/(s)

离合器的接合速度如图4.19所示,本文所设计的离合器接合速度模糊控制均能很好的满足汽车起步过程离合器接合速度“快—慢—快”的要求,这说明本文

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4 双离合器自动变速汽车起步过程离合器控制研究

设计的模糊控制器的正确性。[www.loach.net.cn)

4.6 本章小结

1)在分析双离合器自动变速汽车起步品质影响因素的基础上,确定了节气门开度及其变化率和主、从动盘转速差及其变化率是汽车离合器起步接合速度最主要的影响因素,而离合器从动盘在允许的离合器行程内的接合速度是影响汽车离合器起步接合品质的关键;

2)通过两个模糊系统对汽车起步过程离合器的接合速度进行控制,即节气门开度和节气门开度的变化率模糊判断驾驶员意图,离合器主、从动盘转速差和离合器主、从动盘转速差的变化率对离合器接合速度模糊决策;

3)以长安CV11轿车参数为依据,建立了双离合器自动变速汽车起步离合器接合速度的模糊控制Matlab/Simulink模型,并在汽车爬行起步、正常起步和急起步等工况下对所建立的模型进行了仿真分析,结果表明所建立的模糊控制系统模型能很好的提高汽车的起步品质。

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5 双离合器自动变速汽车智能换挡规律研究

5.1 引言

换挡规律是汽车自动变速系统的重要参数,是实现最佳动力性和最佳经济性换挡的基础。(www.loach.net.cn]换挡规律设计的优劣是衡量汽车在采用自动变速技术后能否充分发挥其动力性、经济性及可操控性的关键,传统的汽车自动变速器换挡规律按照所选定的控制参数不同,可分为:单参数、两参数及三参数换挡规律①。单参数换挡规律的控制参数一般为车速,其特点是控制简单,不论油门开度如何变化,换挡点和换挡延迟的大小都不改变,不能实现驾驶员干预换挡,并且单参数换挡规律还难于兼顾动力性和经济性的要求,所以汽车上很少采用单参数换挡规律②。目前,使用最多的是两参数(即油门开度和车速)控制的换挡规律。汽车在稳定行驶的前提下,两参数换挡规律能够满足最佳动力性或最佳经济性的要求。但是汽车在突然加、减速以及汽车在坡道、弯道等复杂路况条件下行驶时,这种换挡规律难以正确反映驾驶员的驾驶意图,容易造成频繁和意外换挡。因此,吉林工业大学葛安林教授提出了以反映汽车动态过程的三参数(即油门开度、车速和汽车加速度)控制的换挡规律,并在CA-770轿车上做了加速过程的换挡试验,结果表明其性能明显优于两参数换挡规律③④。但对于相同的油门开度、相同的车速和加速度,汽车可能对应着两种不同的情况,即:1)平路满载情况;2)坡道空载情况。而车辆在平直路面、坡道路面、空载和满载时的换挡规律应是不同的,因而以不变的三参数换挡规律也不能完全适应汽车所有行驶工况⑤。

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智能化操纵是汽车发展的重要方向,智能换挡是汽车智能化的关键⑥。目前,智能挡位决策主要有三种方法:一是基于模糊逻辑和专家知识的挡位决策方法;二是基于神经网络理论的挡位决策方法;三是基于模糊逻辑的综合智能挡位决策方法。

但是模糊换档系统规则的建立和调整是建立在专家的知识和驾驶员的经验之上,对隶属函数的修改调整必须要先试用,在测试中发现问题,再经过分析后才能调整,这种调整和修改所需要的时间较长⑦。如果将神经网络与模糊逻辑相结合,①

② 葛安林.车辆自动变速理论与设计[M].北京:机械工业出版社,1993. 何忠波,陈慧岩,陶刚.自动变速车辆挡位决策方法综述[J].车辆与动力技术,2002,10(2):54-58 ③ 阴晓峰,谭晶晶,雷雨龙等.基于神经网络发动机模型的动态三参数换挡规律[J].机械工程学报,2005,41

(11):174-178.

④ 葛安林,李焕松,武文治等.动态三参数最佳换挡规律的研究[J].汽车工程,1992,14(4):239-247. ⑤ 葛安林.一种汽车智能换挡体系的研究[J].中国机械工程,2001,18(5):585-588.

⑥ Hiroshi Yamaguchi,Yasushi Narita,Hiroshi Takahashi.Automatic Transmission Shift Schedule Control Using Fuzzy Logic[C].SAE,930674.

⑦ 窦振中.模糊逻辑控制技术及其应用[M].北京:北京航空 航天大学出版社,1995.

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5 双离合器自动变速汽车智能换挡规律研究

以车辆的行驶状态参数和驾驶员的操作信息作为输入,用神经网络在线提取换档规则、生成和修正隶属函数,就可以加快规则的建立和缩短调整时间,提高准确性,本文采用该方法进行基于模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律研究。(www.loach.net.cn)

5.2 基于模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律模型的建立

模糊神经网络控制在控制领域里已经成为一个研究热点,其原因在于两者之间的互补性质。神经网络和模糊系统均属于无模型的估计器和非线性动力学系统,也是一种处理不确定、非线性和其他不确定问题的有力工具①②。但两者之间的特性却存在很大的差异,模糊系统中知识的抽取和表达比较方便,它比较适合于表达那些模糊或定性的知识,模糊器推理方式比较类似于人的思维模式,但模糊系统没有自学习和自适应能力,要设计和实现模糊系统的自适应控制是比较困难的。而神经网络则可直接从样本中进行有效的学习,它具有并行计算、分布式信息存储、容错能力强以及具备自适应学习功能等一系列优点,正是由于这些优点,神经网络的研究受到广泛的关注并吸引了许多研究工作者的兴趣,但神经网络不适于表达基于规则的知识,在对神经网络进行训练时,由于不能很好地利用已有的经验知识,常常只能将初始值取为零或随机数,从而增加了网络的训练时间或者陷入非要求的局部极值③④。总的来说,神经网络适合于处理非结构化信息,而模糊系统对处理结构化的知识更为有效,可见若能将模糊逻辑与神经网络适当地结合起来,吸取两者的长处,则可组成比单独的神经网络系统或单独的模糊系统性能更好的系统。

目前有两种模糊神经网络应用比较广泛,一种是基于标准模型(即Mamdani模型)的模糊神经网络,另一种是基于Takagi-Sugeno模型的模糊神经网络,Mamdani型模糊推理和Takagi-Sugeno型模糊推理各有优缺点。对Mamdani型模糊推理,由于其规则的形式符合人们思维和语言表达的习惯,因而能够方便地表达人类的知识,但存在计算复杂、不利于数学分析的缺点⑤⑥。而Takagi-Sugeno型模糊推理则具有计算简单,有利于数学分析的优点,且易于和PID控制方法以及优化、自适应方法结合,从而实现具有优化与自适应能力的控制器或模糊建模工具,故本文采用基于Takagi-Sugeno模型的模糊神经网络。 ①

② 李国勇.智能控制及其MATLAB实现[M].北京:电子工业出版社,2006. 周学建,付主木,张文春.车辆自动变速器换挡规律的研究现状与展望[J].农业机械学报,2003,34(3):139-141. ③ B. K. Powell, J. A. Cook. Nonlinear Low Frequency Phenomenological Engine Modeling and Analysis[J]. Proc. ACC, 1987: 332-340.

④ Koki Hayashi,Yoshinao Shimizu,Yasuhiko Dote.Neuro Fuzzy Transmission Control for Automobile with Variable Loads[J].IEEE Transactions on Control Systems Technology,1995,3(1):49-53.

⑤ Quan Zheng, Krishnaswamy Srinivasan, Giorgio Rizzoni. Transmission shift controller design based on a dynamic model of transmission response[J]. Control Engineering Practice 7(1999):1007-1014.

⑥ Yasuo Hojo, Kunihiro, Iwatsuki, Hidehirooba, Kazunori, Ishikawa. Toyota 5-Speed Automatic Transmission with Application of Modern control Theory[J]. 传动技术,2001,24(2):123-127.

71

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5.2.1 模糊系统的Takagi-Sugeno模型

设输入向量x?[x1 x2 ... xn]T,每个分量xi均为模糊语言变量,并设:

T(xi)?{Ai1,Ai2,...,Aimi} i?1,2,3,...,n (5.1)

式中:Aij(i?1,2,...,mi)是xi的第j个语言变量值,它是定义在论域Ui上的一个模糊集合,相应的隶属函数为?Aj(xi)(i?1,2,...,mi)。[www.loach.net.cn] i

Takagi-Sugeno所提出的模糊规则后件是输入变量的线性组合,即:

Rj:如果x1是A1j and x2是A2j and … and xn是Anj,则:

yi?pj0?pj1x1?pj2x2?...?pjnxn (5.2)

式中:j?1,2,...,m,m??mi。

i?1n

若输入量采用单点模糊集合的模糊化方法,则对于给定的输入x,可以求得对于每条规则的适应度为:

?j??A(x1)??A(x2)?...??A(xn) (5.3)j1j2jn

(5.4) ?j??A(x1)?A(x2)...?A(xn) j1j2jn

模糊系统的输出量为每条规则的输出量的加权平均,即:

??

y?j?1

m

j?1mjyjj??

其中:j? ???jyj (5.5)j?1m?j

网聚知识提醒您本文地址:

??

i?1m。 i

5.2.2 Takagi-Sugeno模型模糊神经网络系统结构

根据上面给出的模糊数学模型,设计出如图5.1所示的模糊神经网络结构,图中所示为多输入多输出(即MIMO系统),它是上面讨论的多输入单输出(即MISO)系统的简单推广①②。

由图5.1可知,该网络由前件网络和后件网络两部分组成,前件网络用来匹配模糊规则的前件,后件网络用来产生模糊规则的后件③。 ①

② 李国勇.智能控制及其MATLAB实现[M].北京:电子工业出版社,2006. Wilheim Haerdtle, Karl-Fritz Heinzeimann. Automatic transmissions for trucks and coaches: experiences in development and application[J]. 传动技术,2001,18(4):45-50.

③ 龚捷. 工程车辆自动变速器换档规律研究及自动控制仿真[J]. 西安交通大学学报,2001,35(9):930-934.

72

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1

x图5.1 基于Takagi-Sugeno模型的模糊神经网络结构图

Fig 5.1 Structure diagram of fuzzy neural network based on Takagi-Sugeno model

1 前件网络

前件网络由四层组成,第一层为输入层。(www.loach.net.cn)它的每个节点直接与输入向量的各分量xi连接,它起着将输入值x?[x1 x2 ... xn]T传送到下一层的作用。该层的节点数N1?n。

第二层每个节点代表一个语言变量值,如:负中(NM)、正小(PS)等。它的作用是计算各输入分量属于各语言变量值模糊集合的隶属度函数?ij,即:

?ij??A(xi) (5.6)

ij

式中:i?1,2,...,n;j?1,2,...,mi;n是输入量的维数;mi是xi的模糊分割数。例如:若隶属函数采用高斯函数表示的铃型函数,则:

(xi?cij)2

2

?ij

?i?e

j

?

(5.7)

n

式中:cij和?ij分别表示隶属函数的中心和宽度,该层的总节点数N2??mi。

i?1

第三层的每个节点代表一条模糊规则,它的作用是用来匹配模糊规则的前件,计算出每条规则的适应度,即:

ii

(5.8) ?j?min{?1i,?2,...,?n}

1

2

n

ii

(5.9) ?j??1i?2...?n

1

2

n

式中:i1?{1,2,...,m1} ,i2?{1,2,...,m2},?,in?{1,2,...,mn},j?1,2,...,m,

73

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m??mi。[www.loach.net.cn]

i?1n

该层的节点总数N3?m,对于给定的输入,只有在输入点附近的语言变量值才有较大的隶属度值,远离输入点的语言变量值的隶属度或者很小(高斯型隶属函数),或者为0(三角型隶属函数)。当隶属函数很小(如小于0.05)时,近似取为0。因此,在?j中只有少量节点输出非0,而多数节点的输出为0,这一点类似于局部逼近网络。

第四层的节点数与第三层相同,N4?N3?m,它所实现的是归一化计算,即:

?j??j

??

i?1m (5.10) i

2 后件网络

后件网络由r个结构相同的并列子网络所组成,每个子网络产生一个输出量。 子网络的第一层是输入层,它将输入变量传送到第二层。输入层中第0个节点的输入值x0?1,它的作用是提供模糊规则后件中的常数项。

子网络的第二层共有m个节点,每个节点代表一条规则,该层的作用是计算每条规则的后件,即:

n

yij?p?px?...?px??pi

jlxl j?1,2,...,m i?1,2,...,r (5.11) i

j0ij11ijnn

k?0

子网络的第三层是计算系统的输出,即:

(5.12) yi???jyij i?1,2,...,r

j?1m

可见,yi是各规则后件的加权和,加权系数为各模糊规则经过归一化后的适应度,即前件网络的输出用做后件网络第三层的连接权。

至此,图5.1所示的神经网络完全实现了Takagi-Sugeno的模糊系统模型。

5.2.3 Takagi-Sugeno模型模糊神经网络学习算法研究

假设各输入分量的模糊分割数是预先确定的,那么需要学习的参数主要是后件网络的连接权pl

ji(j?1,2,...,m;i?1,2,...,n;l?1,2,...,r),前件网络第二层各节点隶

属函数的中心值cij和宽度?ij(i?1,2,...,m;j?1,2,...,mi)。

基于Tagaki-Sugeno模型的模糊神经网络是一种多层前馈网络,可以利用误差反传的方法来设计调整参数的学习算法①②。为了导出误差反传的迭代算法,需要①

② 李国勇.智能控制及其MATLAB实现[M].北京:电子工业出版社,2006. 候培国,孙传铭,路泽永.神经网络在汽车自动换挡判别中的应用[J].中国测试技术,2007,33(2):64-66.

74

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5 双离合器自动变速汽车智能换挡规律研究

对每个神经元的输入输出关系加以形式化的描述。(www.loach.net.cn)

如图5.2所示为模糊神经网络中第q层第j节点,则节点的纯输入为:

(q?1)(q?1)(q)(q)(q)

f(q)(x1(q?1),x2,???,xn;p,p,???,pj1j2jnq?1) q?1

(q)

节点的输出为:x(q) (f(q)),其中:f(q)( )为求和函数;g(q)( )为激活函数。

j?g

pq)

(jn

q?1

图5.2 单个神经元节点的结构 Fig 5.2 Structure of single nerve cell node

?1)(q?1)xnx1(q?1)x2q?1

则如图5.3所示的模糊神经网络的每一层节点函数为: 第一层:fi(1)?xi(0)?xi,xi(1)?gi(1)?fi(1) 第二层:f

x

(2)

ij

??

j

(xi(1)?cij)2

?

(2)ij

2ij

i?1,2,???,n;j?1,2,???,mi

(2)ij??i?g

?e

(2)fij

nni1i2(2)(2)(2)

第三层:fj(3)?x1i1x2i2???xnin??1?2????n

n

x

(3)

j??j?gx(j3)

(3)j

?f

(3)j

,j?1,2,???,m;m??mi

网聚知识提醒您本文地址:

i?1

第四层:f

(4)j

?

?x

i?1

m

?

(3)i

?j

??

i?1

m

i

x(j4)?j?g(j4)?fj(4),j?1,2,???,m

第五层:fi

(5)

??pijx

j?1

m

(4)j

??pijj

j?1

m

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xi(5)?yi?gi(5)fi(5),i?1,2,???,r

设取误差代价函数为:

1r

E??(ti?yi)2 (5.13)2i?1

式中:ti和yi分别表示期望输出和实际输出。[www.loach.net.cn)下面首先分析参数pl

ji的学习算

法:

?E?E?yl?ylj(5.14) ???(tl?yl)jxi ?pl

ji?yl?ylj?pl

ji

pl

ji(l?1)?pl

ji(l)???E ?pl

ji(l)??(tl?yl)jxi (5.15)l?pji

式中:j?1,2,...,m;i?1,2,...,n;l?1,2,...,r。

1?pr

a1xy1xnnyr

图5.3 基于Takagi-Sugeno模型的模糊神经网络简化结构

Fig 5.3 Simplified structure of fuzzy neural network based on Takagi-Sugeno model

对于cij和?ij的学习问题,可将参数pl

ji固定。图5.1可以简化为如图5.3所示,

这时每条规则的后件在简化结构中变成了最后一层的连接权。

比较图5.1与图5.3可以发现,该简化结构与基于标准模型的模糊神经网络具有完全相同的结构,这时只需令最后一层的连接权yij?wij,则可以导出模糊神经网络每层误差反传的迭代算法为:

第五层:?i(5)?ti?yi i?1,2,...,n (5.16) 第四层:?(4)

j(5.17) ???i(5)yij j?1,2,...,m

i?1r

?

第三层:?(3)

j(4)j?i?1,i?j??mi j?1,2,...,m (5.18)

(??i)m

i?1

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第二层:?(2)

ij???

k?1m(3)kij?(xi?cij)2?ijse i?1,2,...,n j?1,2,...,mi (5.19)

当and采用取小运算时,则当?ij是第k个规则点输入的最小时:

sij?1

否则:

sij?0

当and采用相乘运算时,则当?ij是第k个规则点的一个输入时:

n

sij?

否则: j?1,j?i ??j (5.20)ij

sij?0

最后求得:

2(xi?cij)?E(2) (5.21) ???ij2?cij?ij

2(xi?cij)?E(2)???ij (5.22) 3??ij?ij

cij(k?1)?cij(k)???E (5.23) ?cij

?E (5.24) ??ij?ij(k?1)??ij(k)??

式中:?>0,为学习率;i?1,2,...,n;j?1,2,...,n。[www.loach.net.cn)

对于上面分析的模糊神经网络,当给定一个输入时,网络(或前件网络)第三层的??[?1 ?2 ... ?m]T中只有少量元素非0,其余大部分均为0。因此,从x到?的映射与径向基函数(即RBF)神经网络的非线性映射非常类似。该模糊神经网络是局部逼近网络(其中第二层的隶属度函数类似于基函数),但它是按照模糊系统模型建立的,网络中的各个节点及所有参数均有明显的物理意义,因此这些参数的初值可以根据系统的模型或定性的知识来加以确定,然后利用上述的学习算法可以很快收敛到要求的输入输出关系。

5.2.4 换挡规律模糊神经网络的建立

汽车自动变速系统能按给定的算法由车辆的状态确定最佳挡位,并自动地控

77

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制节气门开度,同时合理地进行换挡过程①②③④⑤。(www.loach.net.cn)本文采用两参数的换挡规律,即车速和油门开度,输出为变速器目标挡位,进行汽车自动变速器换挡规律的研究。先将车速和油门开度进行各语言变量隶属函数的初步定位以尽量发掘模糊规则的存在性,然后利用基于Takagi-Seguno模型的模糊神经网络进行改进和优化期望输出(挡位)的各语言值隶属函数。

1 换挡规律模糊系统模型

根据熟练驾驶员的操作经验可将油门开度?共分五个模糊分割。设?的模糊语言为:{ 很小(VS),小(S),中(M),大(B),很大(VB)}。假设节气门开度的基本论域为:{ 0,1,2,3,4,5,6,7,8,9,10 }。其赋值表如表5.1所示,隶属函数如图5.4(a)所示。

根据车速va的变化范围可将va的模糊语言变量划分为:{ 很小(VS)、小(S)、较小(LS)、中(M)、较大(LB)、大(B)、很大(VB)}。假设va的基本论域为:{ 0,1,2,3,4,5,6,7,8,9,10,11,12,13,14 }。其赋值表如表

5.2所示,隶属函数如图5.4(b)所示。

(a)油门开度 (b)车速

图5.4 车速和门开度隶属度函数

Fig 5.4 Membership function of throttle and vehicle speed state

挡位E以单点表示,其取值为:{ 一挡(1),二挡(2),三挡(3),四挡(4),五挡(5),六挡(6)},挡位的隶属度函数取单点分布。

基于熟练驾驶员经验和专家知识的换挡规律,现制定换挡模糊规则如下:

R1:IF ??VS AND va?VS THEN E?1;

R2:IF ??VS AND va?S THEN E?1;

??

R35:IF ??VB AND va?VB THEN E?6。

通过以上方法,制定了35条汽车自动变速器换挡规律的模糊推理规则,如表①

② 王卓,赵丁选.工程车辆自动变速器换挡的神经网络控制系统[J].西安交通大学学报,2002,36(4):274-277. Hiroshi Yamaguchi,Yasushi Narita,Hiroshi Takahashi.Automatic Transmission Shift Schedule Control Using Fuzzy Logic.SAE,930674.

网聚知识提醒您本文地址:

③ 贾元华,周立元.自动变速器模糊换挡及其控制理论研究[J].农业装备与车辆工程,2005,4(4):33-36. ④ 葛安林,李焕松等. 动态三参数最佳换档规律的研究[J]. 汽车工程,1992,26(12):36-40.

⑤ B. K. Powell, J. A. Cook. Nonlinear Low Frequency Phenomenological Engine Modeling and Analysis[J]. Proc. ACC, 1987: 332-340.

78

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5.3所示。[www.loach.net.cn]

表5.1 油门开度的赋值表

Table 5.1 Assignment table of throttle state

VS S M B VB

0 0.9 0 0 0 0

1 0.5 0.4 0 0 0

2 0.1 0.9 0 0 0

3 0 1 0.2 0 0

4 0 0.2 0.6 0 0

5 0 0 1 0 0

6 0 0 0.6 0.3 0

7 0 0 0.3 0.8 0

8 0 0 0 1 0.3

9 0 0 0 0.4 0.8

10 0 0 0 0 1

表5.2 车速的赋值表

Table 5.2 Assignment table of clutch rotate speed difference

VS S LS M LB B VB

0 1 0 0 0 0 0 0

1 0.7 0.4 0 0 0 0 0

2 0.1 1 0 0 0 0 0

3 0 0.8 0.3 0 0 0 0

4 0 0.2 0.8 0 0 0 0

5 0 0 0.1 0.1 0 0 0

6 0 0 0.4 0.6 0 0 0

7 0 0 0 1 0 0 0

8 0 0 0 0.6 0.3 0 0

9 0 0 0 0.2 0.9 0 0

10 0 0 0 0 0.8 0.2 0

11 0 0 0 0 0.2 0.7 0

12 0 0 0 0 0 0.9 0.1

13 0 0 0 0 0 0.4 0.7

14 0 0 0 0 0 0 1

表5.3 换挡规律的模糊推理规则表

Table 5.3 Fuzzy inference rule table of shifting rule

E

VS S LS

?

VS 1 1 1 2 2 3 4

S 1 1 2 3 3 4 5

M 1 2 2 3 4 4 5

B 1 2 3 4 4 5 6

VB 1 2 3 4 5 6 6

va

M LB B VB

5.2.5 换挡规律的神经网络模型

在换挡控制模糊系统模型的基础上,为了基于Takagi-Sugeno模型的模糊神经网络进行模糊系统隶属函数形状和模糊系统规则的调整,建立了如图5.5所示的换挡规律神经网络模型。

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神经网络分为五层:第一层为输入层,节点数为2个(即车速和油门开度),这一层的节点只是将输入变量值直接传递到下一层;第二层为隶属函数层,12个节点(即车速7个,油门开度5个),其功能主要是完成输入量的模糊化,该层特性函数取为高斯函数;第三层为模糊规则层,35个节点数,其节点数与控制规则的条数相对应,完成模糊逻辑推理条件的匹配工作;第四层为模糊推理层,其节点数与第三层相同;第五层为输出层,节点数为1个,输出为挡位。[www.loach.net.cn)

④ 王丽芳. 自动变速器换档规律确定方法的研究[J]. 汽车技术,1998(6):7-9.

⑤ 阴晓峰,谭晶晶,雷雨龙等. 基于神经网络发动机模型的动态三参数换挡规律[J]. 机械工程学报,2005,41

(11):174-178.

80

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控制模态,如果误差较大,采用最速控制模态;否则采用模糊控制模态。(www.loach.net.cn)系统模态决策机制可用如下规则描述:

1)如果|e|?|Em|,则u?BangBang控制输出; 2)如果|e|?|Em|,则u?Fuzzy控制输出。

式中Em为模态切换点(即Fuzzy控制模态与BangBang控制模态的分界点)对应的汽车目标车速与实际车速之差,该值取得小,BangBang控制作用强,系统响应快,过渡过程时间短,但可能产生较大的超调;该值取得大,情况相反①②。Em值的选取与汽车发动机的响应特性有关,通常借助试验手段来确定。

图5.6 Fuzzy-BangBang双模态发动机转速控制框图 Fig 5.6 Speed control of Engine with Fuzzy-BangBang

5.3.2 模糊(Fuzzy)控制器的设计

将实际车速与目标车速的误差e的模糊语言变量划分为:{负大(NB)、负中(NM)、负小(NS)、零(ZO)、正小(PS)、正中(PM)、正大(PB)},其论域为:{-7,-6,-5,-4,-3,-2,-1,0,1,2,3,4,5,6,7}。其赋值表如表5.4所示。

表5.4 误差e的赋值表

Table 5.4 Assignment table of error

NB NM NS ZO PS PM

-7 1 0 0 0 0 0

-6 0.6 0.4 0 0 0 0

-5 0.1 0.9 0 0 0 0

-4 0 0.8 0.2 0 0 0

-3 0 0.2 0.8 0 0 0

-2 0 0 0.9 0.1 0 0 0

-1 0 0 0.4 0.6 0 0 0

0 0 0 0 1 0 0 0

1 0 0 0 0.6 0.4 0 0

2 0 0 0 0.1 0.9 0 0

3 0 0 0 0 0.8 0.2 0

4 0 0 0 0 0.2 0.8 0

5 0 0 0 0 0 0.9 0.1

6 0 0 0 0 0 0.4 0.6

7 0 0 0 0 0 0 1

PB 0 0 0 0 0 ①

Hiroshi Yamaguchi,Yasushi Narita,Hiroshi Takahashi.Automatic Transmission Shift Schedule Control Using Fuzzy Logic. SAE,930674. ②

阴晓峰,谭晶晶,雷雨龙,葛安林. AMT换挡过程发动机转速Fuzzy-BangBang双模态控制[J]. 机械工程学报,2004,40(2):157-160.

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?的模糊语言确定为:{负大(NB)将误差变化率e、负小(NS)、零(Z)、正

小(PS)、正大(PB)},其论域为:{-5,-4,-3,-2,-1,0,1,2,3,4,5}。[www.loach.net.cn]其赋值表如表5.5所示。

?的赋值表 表5.5 误差变化率e

Table 5.5 Assignment table of error ratio

NB NS Z PS PB

-5 1 0 0 0 0

-4 0.6 0.4 0 0 0

-3 0.2 0.9 0 0 0

-2 0 0.9 0.2 0 0

-1 0 0.4 0.6 0 0

0 0 0 1 0 0

1 0 0 0.6 0.4 0

2 0 0 0.2 0.9 0

3 0 0 0 0.9 0.2

4 0 0 0 0.4 0.6

5 0 0 0 0 1

输出量为油门开度,其模糊语言可表示为:{很小(VS)、小(S)、较小(LS)、中(M)、较大(LB)、大(B)、很大(VB)},论域为:{0,1,2,3,4,5,6,7,8,9,10,11,12,13,14}。其赋值表如表5.6所示。

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表5.6 油门开度的赋值表

Table 5.6 Assignment table of throttle state

VS S LS M LB B VB

0 1 0 0 0 0 0 0

1 0.8 0.5 0 0 0 0 0

2 0.1 1 0 0 0 0 0

3 0 0.8 0.2 0 0 0 0

4 0 0.3 0.7 0 0 0 0

5 0 0 0.9 0.1 0 0 0

6 0 0 0.3 0.6 0 0 0

7 0 0 0 1 0 0 0

8 0 0 0 0.6 0.4 0 0

9 0 0 0 0.1 1 0 0

10 0 0 0 0 0.8 0.2 0

11 0 0 0 0 0.2 0.8 0

12 0 0 0 0 0 1 0.1

13 0 0 0 0 0 0.4 0.7

14 0 0 0 0 0 0 1

表5.7 发动机油门开度模糊推理规则表 Table 5.3 Fuzzy inference rule table of throttle state

? ??

NB

NB NM

S VS S LS M

LB B

NS S S S LS M LB B

82

v

Z S S LS M LB B B

PS VS LS LS M LB B VB

PB VS LS M LB B VB VB

NS

??

ZO PS PM PB

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根据驾驶员经验和专家知识,可以得到如表5.7所示的发动机油门开度模糊推理原则。(www.loach.net.cn]

5.3.3 最速(BangBang)控制器设计

BangBang发动机油门开度控制可按如下规则进行控制: 如果 e?Em,则u?100; 如果 e??Em,则u?0。

5.4 换挡规律的模糊神经网络仿真分析

本文以长安CV11轿车为研究对象(其主要参数如表5.8所示),在实车测试中通过采集大量的熟练驾驶员换挡数据,从这些数据中选择了300组油门开度、车速与挡位的数据作为样本,其中240组作为模糊神经网络学习训练样本,另外60组作为测试样本(如表5.9所示)。这300组换挡数据中包括了满足驾驶员的最佳动力性和最佳经济性的换挡、汽车在突然加、减速以及汽车在坡道、弯道等复杂路况条件下的换挡、车辆在平直路面、坡道路面、空载和满载时的换挡等所有汽车在复杂行驶工况下的换挡要求,通过这些模糊神经网络学习训练样本对所设计的换挡规律的模糊神经网络进行训练学习,使本文所设计的基于模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律能够满足汽车各种行驶工况的要求。

表5.8 长安CV11轿车主要参数

Table 5.8 The key parameter of chang’an CV11

项 目 发排量,L

动最大扭矩,Nm 机 最高转速,rpm

型式 各 挡 传 动 比

1 挡 2 挡 3 挡 4 挡 5 挡 6 挡 倒挡

型式及参数 2.00 186.2 6500

六挡机械式全同步器

14.95 9.04 5.97 4.166 3.4 3.08 12.97

变 速 器

5.4.1 换挡规律的模糊神经网络学习训练

将以上样本数据加载到Matalb模糊逻辑工具箱中,建立汽车自动变速器换挡规律的模糊神经网络推理系统。利用以上建立的基于Takagi-Sugeno模型的模糊神经网络对换挡规律系统进行训练,经过5000次训练以后,最后其输出挡位与测试样本挡位误差为0.0876,达到了设计的要求,训练误差如图5.7所示。经过该模糊

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神经网络训练后,车速和油门开度隶属度函数调整后的结果如图5.8所示。[www.loach.net.cn)

表5.9 模糊神经网络测试样本数据 Table 5.9 Test sample in fuzzy neural network

油车速门% Km/h 0 12.4 20.9 33.6 45.6 59.3 65.7 81.9 88.1 90.5 23.4 31.4 35.5 42.3 49.9

0 0.58 1.62 2.17 3.01 3.94 4.38 5.29 6.02 6.34 86.24 90.05 95.47 99.28 102.7

挡位 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 5 5 5 5 5

油门% 5.8 15.8 23.8 36.5 45.6 62.2 69.4 78.9 85.7 92.0 57.8 64.3 81.2 84.0 92.0

车速Km/h 6.75 8.14 9.59 11.46 13.12 14.96 16.28 17.94 20.20 22.01 106.7 109.2 113.1 118.1 121.3

挡位 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 5 5 5 5 5

油门% 14.6 24.1 29.6 35.0 48.5 59.3 65.7 81.9 87.6 91.7 29.2 34.3 40.9 45.0 50.8

4

车速Km/h 27.40 29.59 32.51 34.52 37.58 39.27 41.64 43.83 51.59 65.06 116.3 122.2 128.6 131.3 135.3

挡位 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 6 6 6 6 6

油门% 11.7 22.6 31.1 36.5 48.5 59.3 65.7 81.2 84.7 91.3 58.9 64.3 81.8 85.1 91.6

车速Km/h 62.03 66.74 70.99 71.93 75.50 80.77 84.92 87.27 90.56 93.43 139.3 141.4 145.5 148.2 152.2

挡 位 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 6 6 6 6 6

3

误差

2

1

训练步数

图5.7 换挡规律模糊神经网络训练误差

Fig 5.7 Neural network training error of shifting rule

(a)油门开度 (b)车速 图5.8 调整后的油门开度和车速隶属度函数

Fig 5.8 Throttle state and vehicle speed member function after adjust

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5 双离合器自动变速汽车智能换挡规律研究 档位 E

训练样本

图5.9 换挡规律模糊神经网络测试结果

Fig 5.9 Neural network test result of shifting rule

将表5.9所示的60组换挡规律测试样本数据代入所建立的换挡规律模糊神经网络对其进行测试,测试结果如图5.9所示,因为网络的输出值是非整数量,而实际的挡位值是离散的整数量,所以采用最近挡位来圆整网络的输出值,即取距离该输出值最近的期望挡位作为圆整后的挡位值。[www.loach.net.cn]图5.9中,圆圈为测试前驾驶员的期望输出,星号则为经过本文所设计的汽车自动变速器换挡规律模糊神经网络系统得出的挡位输出。从图中可以看出,测试输出的挡位虽然与期望挡位有所偏差,但是经过挡位圆整后该汽车自动变速器换挡规律模糊神经网络系统能够准确地输出驾驶员所需的挡位,很好地满足了驾驶员的最佳动力性和最佳经济性的换挡、汽车在突然加、减速以及汽车在坡道、弯道等复杂路况条件下的换挡、车辆在平直路面、坡道路面、空载和满载时的换挡等所有汽车在复杂行驶工况下的换挡要求。

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5.4.2 换挡规律的工况仿真分析

图5.10 换挡规律仿真分析模型

Fig 5.10 Analysis and simulation model of shifting rule

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为了验证本文所示设计的基于Takagi-sugeno模型的模糊神经网络汽车自动变速汽车换挡规律的正确性,建立了模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律的Matlab/simulink仿真模型(如图5.10所示),并在相同工况、相同车速和油门开度的情况下分别对基于模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律和基于传统两参数(即车速和油门开度)的汽车自动变速器综合换挡规律进行了仿真分析。(www.loach.net.cn)

1)汽车加速工况仿真分析

车速 /(km/h)

油门开度 /(%)

FNN挡位 E

传统换挡规律挡位 E时间 /(s)

图5.11 汽车加速工况换挡规律仿真分析

Fig 5.11 Analysis and simulation of shifting rule during vehicle accelerate state

如图5.11所示,根据实验数据,汽车由静止逐渐加速最高车速152Km/h,油门开度间隔地由一较小值升至一较高值。从图中可以看出,基于模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律可以很好的适应驾驶的意图,当汽车加速到一定车速时(如图中的21s、29s和51s时刻),由于油门开度的急松,基于模糊神经网络的汽

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5 双离合器自动变速汽车智能换挡规律研究

车自动变速器换挡规律判断出汽车应降一挡行驶,之后随着油门开度的增大,汽车挡位又开始回升,并根据油门开度和车速的变化,汽车挡位稳定地进行着升挡。(www.loach.net.cn)基于模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律中,41s时刻在油门开度急剧下降时,模糊神经网络的换挡规律决策系统判断出汽车应升一挡的不合理动作,这是由于本文在训练Takagi-sugeno模糊神经网络时的训练样本数目较少,选取的数据可能存在不够合理等原因所致。

在相油门开度和车速的情况下,对基于传统两参数的综合换挡规律进行了仿真。从图中可以看出,汽车只有在车速较低时,基于传统换挡规律的换挡决策系统判断出汽车应以一挡行驶并稳定在一挡。当汽车车速达到一定时(即17.5s时刻至51s时刻),汽车挡位开始出现相邻挡位之间的频繁换挡,这种相邻挡位之间的频繁换挡是汽车驾驶员所不希望的,这将对双离合器自动变速汽车产生激烈的冲击,影响汽车变速器和离合器的使用寿命。由于基于传统两参数换挡规律的挡位决策系统所出现的相邻挡位之间频繁换挡,这将势必使汽车在行驶过程中产生强烈的冲击度,在频繁换挡过程中使汽车离合器片温度急剧上升,严重影响了汽车离合器的使用寿命和汽车在行驶过程中的舒适性。

2)UDC+EUDC运行循环工况仿真分析

美国运行循环工况包括市区运行循环工况(UDC)和市郊运行循环工况(EUDC),是用来测试汽车及其整车性能的常用循环工况,其主要是由4-6个市区运行循环工况(UDC)和一个市郊运行循环工况(EUDC)所组成,UDC循环工况的最高车速控制为50Km/h,EUDC循环工况的最高车速控制为120Km/h。

自动变速汽车在UDC+EUDC运行循环工况的换挡规律仿真分析如图5.12所示,从图中可以看出,通过对发动机模糊-最速控制,汽车在起步阶段,由于汽车实际车速与目标车速相差一较大值,发动机油门开度进行的是最速控制。当汽车实际车速与目标车速之差为一较小值时,系统将自动对发动机油门开度实行模糊控制,故汽车实际车速可以很快地与目标车速达到一致。基于模糊神经网络的自动变速器换挡规律可以很好的理解驾驶员的意图,根据车速和油门开度合理地对自动变速器发出升降挡命令,并且在油门开度急剧下降时变速器挡位自动降一挡运行。与基于模糊神经网络的自动变速器换挡规律相比,基于传统的两参数(车速和油门开度)自动变速器换挡规律在油门开度急剧变化的时,变速器挡位将在相邻挡位之间出现频繁的换挡动作,这种相邻挡位之间的频繁换挡是汽车驾驶员所不希望的。由于基于传统两参数换挡规律的决策系统所出现的相邻挡位之间频繁换挡,这将势必对使汽车在行驶过程中产生强烈的冲击度,在频繁换挡过程中使汽车离合器片温度急剧上升,严重影响了汽车离合器的使用寿命和汽车在行驶过程中的舒适性。并且汽车在高车速(如图中的50Km/h和120Km/h)时决策出的

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挡位比基于模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律决策出的挡位高一挡,不能很好地满足驾驶员意图。[www.loach.net.cn]

车速 /(km/h)

油门开度/(%)

FNN挡位 E

传统换挡规律挡位 E时间 /(s)

图5.12 UDC+EUDC换挡规律仿真分析

Fig 5.12 Analysis and simulation of shifting rule during vehicle UDC+EUDC state

3)UDDS循环工况仿真分析

美国环境保护局(EPA)所制定的城市循环工况(UDDS)由于其复杂多变的运行环境,很适合用于测试汽车自动变速器换挡规律制定的好坏。

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汽车在UDDS运行循环工况的换挡规律仿真分析如图5.13所示,从图中可以看出,由于目标车速时常出现突升和突降,导致最速控制器经常对发动机油门开度发出最大油门开度(即油门开度为100%)和最小油门开度(即油门开度为0%)的命令,当实际车速和目标车速之差为一较小值时,模糊控制器将对发动机进行

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5 双离合器自动变速汽车智能换挡规律研究

合理的控制,因此利用发动机模糊-最速控制,在复杂的情况下汽车实际车速也能很好地接近汽车目标车速。(www.loach.net.cn)

车速 /(km/h)

油门开度 /(%)

FNN挡位 E

传统换挡规律挡位 E时间 /(s)

图5.16 UDDS换挡规律仿真分析

Fig 5.16 Analysis and simulation of shifting rule during vehicle UDDS state

由于车速和油门开度时常出现的急剧上升、下降,导致基于模糊神经网络的自动变速器换挡规律频繁的出现升挡和降挡,但并没有产生在相邻挡位之间的频繁升降挡,依然可以很好的理解驾驶员的意图,满足汽车行驶的要求,根据车速和油门开度合理地对自动变速器发出升降挡命令,并且在油门开度急剧下降时变速器挡位自动降一挡运行。而基于传统的两参数(车速和油门开度)自动变速器

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换挡规律在油门开度急剧变化的时,变速器挡位将在相邻挡位之间出现频繁的换挡动作,再加上发动机节气门开度的突变性大导致了换挡规律决策系统在相邻三个挡位之间也同样出现了频繁的换挡转换动作,并且汽车在高车速时决策出的挡位比基于模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律决策出的挡位要高。(www.loach.net.cn]

5.5 本章小结

1)汽车自动变速器换挡规律受多种外部环境的影响,传统自动变速器换挡规律不能很好的满足汽车动力性和燃油经济性的要求。根据汽车自动变速器换挡的特点,提出了基于Takagi-Sugeno模型的模糊神经网络的车速和油门开度两参数挡位判断方法,将模糊神经网络应用于汽车自动变速器换挡时最佳挡位决策系统;

2)通过Matlab进行基于Takagi-Sugeno模型的模糊神经网络训练和测试,测试结果表明此判断方法能够很好的解决挡位识别问题,说明基于Takagi-Sugeno模型的模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律基本上能适应典型路况和驾驶员的意图;

3)综合最速(BangBang)控制和模糊(Fuzzy)控制的优点,利用汽车实际车速和目标车速之差及其变化率,采用Fuzzy-BangBang双模态对发动机油门和转速进行控制,结果表明,该双模态控制在实现快速跟踪汽车目标车速的同时,又提高了系统的适应能力和控制精度;

4)建立了基于Takagi-Sugeno模型的模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律仿真模型,在同工况、同车速和油门开度的情况下分别对基于模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律和基于传统两参数(即车速和油门开度)的汽车自动变速器综合换挡规律进行了仿真分析。仿真结果表明,基于本文所设计的模糊神经网络模型的汽车自动变速器换挡规律能够很好的理解驾驶员意图和适应汽车各种行驶工况,且不会产生相邻挡位之间的换挡循环,提高了汽车的换挡品质和传动系统的使用寿命。

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6 双离合器自动变速系统换挡过程离合器控制研究

6.1 引言

双离合器自动变速器采用两个离合器切换的方式进行换挡,克服了传统机械式自动变速器换挡过程中出现的动力中断,因此双离合器自动变速器也称为动力换挡机械自动变速器。(www.loach.net.cn)通过分离离合器的同时接合另一离合器来实现挡位的切换。然而在双离合器自动变速器换挡过程中存在着两个离合器的滑摩重叠,使其在换挡过程中的控制较传统机械式自动变速器复杂,需对两个离合器的切换时序及动作交替时间进行控制,如果接合离合器动作太晚,输出转矩将下降,车轮将产生牵引力中断;另一方面,如果接合离合器接合过早,而分离离合器仍处于传力状态,将会出现“双锁止”的现象,引起传动系大的动载,同时使摩擦元件因过量重叠而严重磨损,因此对两个离合器的控制成为双离合器自动变速器换挡控制技术的重点和难点。

6.2 双离合器自动变速系统换挡过程分析

双离合器自动变速系统的换挡过程可以看作是两离合器之间的动力切换,两离合器切换之前目标挡位已经进入预选状态,所以双离合器自动变速器系统的换挡过程包括两部分①:

1)预选无转矩传递的下一挡位;

2)两离合器之间动力的切换。

6.2.1 升挡过程分析

升挡过程两离合器之间的切换包括以下两个阶段:

1)转矩相:转矩相是指该状态下一个摩擦元件打滑,另一个还未开始打滑,各构件之间只有转矩的分配与变动,无急剧的转速变化,所以惯性的影响可以不计;

2)惯性相:惯性相是指该状态下两个摩擦元件都打滑,故不仅有转矩的变化,同时伴有转速或传动比的急剧变化,它是产生冲击度最大的阶段。

两离合器的切换控制策略与行星齿轮自动变速系统的控制策略基本相同,但由于结构设计的不同,特别是双离合器自动变速系统不能使用单向离合器的限制而使转矩相的控制相当困难,其主要原因是两离合器的接合和分离时序控制要达到相当精度。换挡重叠过多引起两离合器之间功率循环,传动系输出转矩不足而使车辆冲击度过大并有可能引起发动机熄火;换挡重叠不足引起传动系动力中断① 姚晓涛. 双离合器自动变速系统性能研究[D]. 重庆:重庆大学,2005.

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6 双离合器自动变速系统换挡过程离合器控制研究

并有可能引起发动机出现超速运转,因此双离合器自动变速系统换挡过程的关键问题是控制两离合器切换的时序①②③。[www.loach.net.cn]

现以Ⅱ挡升Ⅲ挡为例,双离合器自动变速系统升挡过程中两离合器的控制规则如图6.1(a)所示。

(a)升挡 (b)降挡

图6.1 双离合器换挡控制规则 Fig 6.1 Algorithm for DCT shift control

转矩相初始阶段,离合器C2压紧力降低到开始滑摩的压紧力附近,该值越接近,传动系转矩蠕动震荡越小。转矩相第二阶段,两离合器都处于滑摩状态,离合器滑摩控制系统控制离合器C2的滑转率在5%附近,且不能出现负转矩。转矩相结束时,离合器C2压紧力降低到零,进入惯性相阶段。

惯性相初始阶段,离合器C2压紧力降低到零而分离,这时需控制发动机转速与目标挡位转速相适应,发动机转速控制可以通过调节节气门开度和点火提前角来实现,转矩相结束时离合器C1压紧力升高到完全接合时的压紧力。

6.2.2 降挡过程分析

以Ⅲ挡降Ⅱ挡为例,双离合器自动变速系统降挡过程中两离合器的控制规则如图6.1(b)所示。降挡过程两离合器切换控制以惯性相开始,转矩相结束,与升挡过程相反。

6.3 换挡品质影响因素分析

评价双离合器自动变速汽车换挡品质的主要指标有:换挡时间、冲击度和滑磨功。影响双离合器自动变速汽车换挡品质的因素有很多,下面将对其进行详细

①②

荆崇波,宛士华,郭晓林. 双离合器自动变速器及其应用前景[J]. 机械传动,2005,10(12):56-58. 牛铭奎,高炳钊,葛安林. 双离合器式自动变速器系统[J]. 汽车技术,2004,35(6):1-3. ③

Dr-Ing W. Runge. The Development Potential of Electronic Transmission Control System[J]. 传动技术,1995,24(10):2-12.

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分析:

1)发动机转矩和转速控制的影响

离合器输入、输出端的转速和转矩之间的关系直接影响换挡品质的好坏,调节发动机的输出转速和转矩使离合器两端的转速和转矩尽量接近,可以提高换挡品质①。[www.loach.net.cn]发动机转矩和转速控制主要是通过控制发动机供油和点火提前角来实现的,为了防止发动机转矩小于离合器从动轴转矩,使发动机转速急剧下降导致转速过低而引发爆震,造成车身振动甚至发动机熄火,需要先计算发动机目标转速,判断在一固定油门开度下如果发动机实际转速小于目标转速,则离合器分离,停止接合。

2)控制方法选择的影响

自动变速器上应用的控制方法比较多,有PID控制、最优控制、模糊控制、自适应控制、鲁棒控制和神经网络控制等。不同的控制方法有不同的优缺点,如PID控制简单易行,但系统易受外界环境的干扰;而模糊控制稳定性强,但控制实现过程又变得相对复杂。

3)换挡规律的影响

换挡规律是换挡控制系统的核心,它决定于选择什么样的换挡控制参数和何时进行换挡等关键问题,换挡规律直接影响汽车的经济性和动力性,研究换挡规律是掌握汽车换挡理论的基础②。

换挡规律没做好,就会使车辆在不该换挡的时候换挡,或在该换挡的时候不换挡,使发动机工况和变速器工况不能最佳匹配,甚至可能造成发动机熄火而严重影响换挡品质。

4)离合器接合规律的影响

离合器的自动控制是自动变速器正常工作的关键环节,它直接影响换挡品质和离合器的使用寿命。离合器的自动操纵主要就是离合器接合的控制,即通过控制离合器操纵机构来实现离合器的最佳接合③。

离合器接合控制主要指接合速度的控制,大体上分快、慢、快三个阶段。其中直接影响换挡品质的是第二阶段,如果在此阶段接合过快将造成换挡冲击,甚至熄火;若过慢将使离合器滑磨时间过长从而有损其寿命。控制的参数主要是离合器主、从动片转速差及两边的转矩,实验表明在转矩大致相同及转速差小于一定值时快速接合离合器既能保证换挡时间又不会产生冲击,离合器的磨损也不会太严重。 ①

② Bernd Matthes. Dual Clutch Transmission-Lessons Learned and Futrue Potential. SAE,2005-01-1021. M Goetz, M C Levesley, D A Crolla. Dynamics and control of gearshifts on twin-clutch transmission[J]. IMechE, 2005: 951-953.

③ Toshimichi Minowa, Tatsuya Ochi and Hiroshi Kuroiwa. Smooth Gear Shift Control Technology for

Clutch-to-Clutch Shifting. SAE, 1999-01.

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5)传动比与车速的影响

自动变速器的换挡品质受传动比和车速的影响较大①②。[www.loach.net.cn]由于变速器输出轴上的转矩与传动比成正比,所以传动比越大则后备牵引力越大,从而使车身产生的纵向加速度也越大,传动系统可能产生的动载荷也越大,此时如果要提高换挡品质就应当放慢接合速度。此外由于车速也间接反映了外界的负载状态,因为在同一油门开度下行驶时,车速越高说明外部阻力越小,此时接合可以加快。

6)换挡时序的影响

换挡时序调整的目的是通过调整发出控制指令的时刻来有效地减少换挡时间从而提高换挡品质。由于执行机构的滞后或者控制时序的原因,在两个应该连续的动作之间存在等待时间间隔。为了减少换挡时间,提高换挡品质,必须制定合理的换挡时序。

在离合器分离时,由于发动机转速的下降和离合器的分离相对于控制指令有滞后,所以电控单元(ECU)发出指令的时序就需要有先后,滞后时间长的指令要先发出。如果控制系统能够调节发动机的油门开度,那么离合器的分离和发动机的收油门应该同时进行,而且以最快的速度进行;如果控制系统只能做到切断和恢复供油,那么离合器的分离和发动机的切断供油应同时进行,而且以最快的速度进行。合理的换挡时序能缩短动力中断时间,保证动力中断时发动机转速不会迅速上升从而避免产生发动机轰响。

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同样,在离合器接合时,离合器接合动作和发动机转速的上升相对于控制指令也存在滞后,控制的原则还是先发出滞后时间长的指令。在降挡时,为了让发动机转速快速上升,从而减小离合器主、从动盘之间的转速差,减小冲击度和滑摩功,可以在接合离合器之前适当供油。

7)执行机构的影响

自动变速器的执行机构一般包括离合器执行机构、选换挡执行机构以及油门控制执行机构三部分,它们是否有较好的动态响应能力及较好的可靠性将对换挡品质有直接的影响。

8)传感器的影响

传感器的状态直接影响着控制参数的提取,而精确的控制参数是控制效果的保证③④。所以要确保参与换挡的各传感器采样的同步性、准确性和可靠性。 ①

② Webster, H. A fully automatic vehicle transmission using a lay shaft type gearbox, SAE, 1981. MM Goetz, M C Levesley, D A Crolla. Integrated Powertrain Control of Gearshifts on Twin Clutch Transmissions. SAE, 2004-01.

③ Toshimichi Minowa, Tatsuya Ochi and Hiroshi Kuroiwa. Smooth Gear Shift Control Technology for Clutch-to-Clutch Shifting. SAE, 1999-01.

④ Tomas C. Bowen, Rochester Hills. Twin clutch automated transmission with integrated transfer case[J]. US. 0088291, 2002-07.

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9)步进电机响应特性的影响

步进电机在电控电动式双离合器自动变速汽车中的作用是向执行机构提供动力,步进电机响应特性对换挡品质的影响除了正确提供执行机构所需动力外,还要保证换挡的平顺性和不要产生额外的换挡噪音,实验表明换挡品质受步进电机响应特性的影响较大。[www.loach.net.cn]

6.4 双离合器自动变速汽车换挡过程离合器模糊控制研究

从上面的分析可知,对双离合器自动变速系统换挡品质影响最大的为两离合器分离、接合规律和传动比的影响。本文采用模糊控制系统对两离合器的分离、接合速度进行控制,变速器挡位的传动比对离合器模糊控制系统输出进行量化修正。模糊系统的输入为:离合器主、从动盘转速差及其变化率,以离合器分离、接合速度为输出。

6.4.1 离合器模糊控制系统输入输出模糊化

将离合器主、从动盘转速差??的模糊语言变量划分为:{ VS、S、LS、M、LB、B、VB },其含义为:{ 很小、小、较小、中、较大、大、很大 }。假设离合器主、从动盘转速差??的基本论域为:{ 0,1,2,3,4,5,6,7,8,9,10,11,12,13,14 },其赋值表如表6.1所示。

表6.1 离合器主、从动盘转速差赋值表

Table 6.1 Speed difference assignment table of driving and driven clutch

VS S LS M LB B VB

0 1 0 0 0 0 0 0

1 0.6 0.4 0 0 0 0 0

2 0.1 0.9 0 0 0 0 0

3 0 0.8 0.2 0 0 0 0

4 0 0.2 0.8 0 0 0 0

5 0 0 0.9 0.1 0 0 0

6 0 0 0.4 0.6 0 0 0

7 0 0 0 1 0 0 0

8 0 0 0 0.6 0.4 0 0

9 0 0 0 0.1 0.9 0 0

10 0 0 0 0 0.8 0.2 0

11 0 0 0 0 0.2 0.8 0

12 0 0 0 0 0 0.9 0.1

13 0 0 0 0 0 0.4 0.6

14 0 0 0 0 0 0 1

?的模糊语言确定为:{ NB,NS,Z,将离合器主、从动盘转速差变化率??

PS,PB },其含义为:{ 负大,负小,零,正小,正大 }。假设节气门开度的基本论域为:{ -5,-4,-3,-2,-1,0,1,2,3,4,5 },其赋值表如表6.2所示。

输出量分别是用来控制离合器分离、接合速度的快慢,所以其模糊语言用接合的快慢程度表示为:{ VS、S、LS、M、LB、B、VB },其含义为:{ 很小、小、较小、中、较大、大、很大 }。假设离合器起步接合速度v的基本论域为:{ 0,1,2,3,4,5,6,7,8,9,10,11,12,13,14 },其赋值表如表6.3所示。

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6 双离合器自动变速系统换挡过程离合器控制研究

表6.2 离合器主、从动盘转速差变化率赋值表

Table 6.2 Speed difference ratio assignment table of driving and driven clutch

NB NS Z PS PB

-5 1 0 0 0 0

-4 0.6 0.4 0 0 0

-3 0.2 0.9 0 0 0

-2 0 0.9 0.2 0 0

-1 0 0.4 0.6 0 0

0 0 0 1 0 0

1 0 0 0.6 0.4 0

2 0 0 0.2 0.9 0

3 0 0 0 0.9 0.2

4 0 0 0 0.4 0.6

5 0 0 0 0 1

表6.3 离合器分离、接合速度的赋值表

Table 6.3 Speed assignment table of clutch separation and engaging

VS S LS M LB B VB

0 1 0 0 0 0 0 0

1 0.6 0.4 0 0 0 0 0

2 0.1 0.9 0 0 0 0 0

3 0 0.8 0.2 0 0 0 0

4 0 0.2 0.8 0 0 0 0

5 0 0 0.9 0.1 0 0 0

6 0 0 0.4 0.6 0 0 0

7 0 0 0 1 0 0 0

8 0 0 0 0.6 0.4 0 0

9 0 0 0 0.1 0.9 0 0

10 0 0 0 0 0.8 0.2 0

11 0 0 0 0 0.2 0.8 0

12 0 0 0 0 0 0.9 0.1

13 0 0 0 0 0 0.4 0.6

14 0 0 0 0 0 0 1

6.4.2 离合器模糊控制系统规则库的建立

根据驾驶员经验和专家知识,可以得到双离合器自动变速系统换挡过程离合器控制的总体原则如下:

表6.4 离合器分离速度模糊逻辑规则表

Table 6.4 Fuzzy logic rules table of clutch separation speed

? ??

NB

VS S

S VS S LS M

LB B

NS S S S LS M LB B

Z S S LS M LB B B

PS VS LS LS M LB B VB

PB VS LS M LB B VB VB

v

LS

??

M LB B VB

1)对于离合器分离速度的控制:为了不给车辆带来较大的动力中断,在换挡初始阶段,即离合器主、从动盘转速差及其变化率较小时,离合器分离速度较慢;在换挡快要结束阶段,即离合器主、从动盘转速差及其变化率很大时,快速分离

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离合器,这样可以减少离合器的滑磨功,延长离合器使用寿命。(www.loach.net.cn]

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2)对于离合器接合速度的控制:在换挡初始阶段,即离合器主、从动盘及其变化率较大时,离合器接合速度控制在一较小的范围内,以减小车辆的冲击度;当离合器主、从动盘转速差及其变化率达到某一较小范围时,加快离合器接合速度。

具体的模糊控制规则如表6.4、6.5所示。

表6.5 离合器接合速度模糊逻辑规则表

Table 6.5 Fuzzy logic rules table of clutch engaging speed

? ??

NB

VS S

B LB M LS S

VS VS

NS B LB M LS S S VS

Z B B LB M LS S S

PS VB B LB M LS LS S

PB VB VB B LB M LS S

v

LS

??

M LB B VB

6.4.3 离合器模糊控制系统输出的量化修正

现以一挡升二挡为例来说明双离合器自动变速系统在换挡过程中传动比的变化对其的影响,其中假设在换挡过程发动机转速和转矩均未发生变化。

1)换挡前 换挡前车辆还处于一挡,发动机与传动系刚性连接,离合器处于

11

完全接合状态,变速器输出轴的转速?out和转矩Tout为:

1

?c1??e (6.1)

1

?out??e/ig1 (6.2)1

Tout?ig1?Te (6.3)

2)离合器C2预接合 当变速器控制单元(TCU)发出换挡信号时,离合器C2预先挂入,但离合器还未进行滑磨接合,此时离合器的滑磨力矩还为零,变速器的输出转速和转矩仍未发生变化。即:

1

(6.4) ?c1??e

1

?out??e/ig1 (6.5)1

Tout?ig1?Te (6.6)11

?c??2out?ig2??e?ig2/ig1 (6.7)

3)换挡后 当离合器C2完全接合后,变速器输出轴的转速和转矩均发生了

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变化,离合器C1的转速也发生了变化,此时离合器C1传递的转矩为零。[www.loach.net.cn)即:

?c22??e (6.8)

2(6.9) ?out??e/ig2

2(6.10) Tout?ig2?Te

2 ?c21??out?ig1??e?ig1/ig2 (6.11)

从上面的分析可知,变速器从一挡换到二挡后,由于变速器一挡的传动比大于二挡传动比,导致变速器输出转速增大,而变速器输出的转矩却减少了。这就给变速系统在换挡过程中造成了很大的冲击度和滑磨功,故变速器在换挡过程中变速器的传动比对换挡过程中离合器分离、接合速度有很大的影响。本文利用挡位传动比的变化对两离合器分离、接合速度的模糊系统输出量进行量化修正,具体的修正如下图6.2所示。

离合器分离、接合模糊控制器

图6.2 模糊系统输出量化修正

Fig 6.2 Output value modified of fuzzy system

双离合器自动变速汽车换挡规律的模糊神经网络控制器通过车速和油门对TCU系统作出换挡动作,换挡挡位传动比变化判断器根据上下挡位传动比的大小,对由离合器分离、接合模糊控制器根据两离合器主、从动盘转速差及其变化率判断出的离合器分离、接合速度进行量化修正,以便减小双离合器自动变速器在换挡过程中的冲击度、滑磨功以及缩短换挡时间。

6.5 双离合器自动变速系统换挡过程仿真分析

本文是在发动机定油门定转速的情况下对双离合器自动变速系统换挡过程中两离合器分离、接合速度的控制,利用发动机油门和转速在Matlal/stateflow进行挡位切换控制,其输出值直接输入到换挡挡位传动比变化判断器中,使双离合器自动变速系统在换挡过程中能够很好的对来自离合器分离、接合模糊控制器输出的离合器分离、接合速度进行修正。双离合器自动变速系统换挡控制仿真模型如

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图6.3所示。(www.loach.net.cn)

图6.3 双离合器自动变速系统换挡控制Matlab/simulink模型

Fig 6.3 Matlab/simulink model of shifting control for dual clutch transmission system

6.5.1 一挡升二挡仿真结果分析

以长安CV11轿车参数(如表6.6所示)为例,对本文所设计的双离合器自动变速系统换挡控制进行了仿真分析。发动机一挡运行时,转速为1800 rpm、转矩为140 Nm,此时TCU得到换入二挡信号。经过仿真,可以得到如图6.4所示的双离合器自动变速系统在一挡换入二挡时的两离合器所受到的压紧力曲线和两离合器在换挡过程中所传递的滑磨转矩曲线。从图中可以看出,在换挡过程中,离合器C1分离的速度要比离合器C2接合速度快,完成整个一挡升二挡大概用时0.92 s。

表6.6 长安CV11轿车主要参数

Table 6.6 The key parameter of chang’an CV11 项 目

发动机

排量,L

最大扭矩,Nm 最高转速,rpm 型式 各 挡 传 动 比

1 挡 2 挡 3 挡 4 挡 5 挡 6 挡 倒挡

型式及参数 2.00 186.2 6500

六挡机械式全同步器 14.95 9.04 5.97 4.166 3.4 3.08 12.97 2.445 0.33

F=0.0000463*v+0.0083

308

变 速 器

其它 估算

迎风面积,m2 空气阻力系数 滚动阻力系数

轮胎滚动半径,mm

100

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离合器压紧力/(N)

离合器传递转矩/(Nm)时间/(s)

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图6.4 两离合器压紧力和转矩曲线

Fig 6.4 Impack force and torque curve of two clutches

假设发动机的转矩保持一常数,由于变速器一挡传动比比变速器二挡传动比大很多,在车辆换挡过程中车辆变速箱输出轴所传递的转矩会随着离合器C2的逐渐接合而变小,其输出轴转矩变化情况如图6.5所示。[www.loach.net.cn)由于车辆在换挡过程中,转矩会发生很大变化,这给车辆带来了很大的冲击度,如图所示,从图中可以看出,由于采用了本文所设计的带修正的模糊控制系统,可能使车辆在大传动比变化范围内保持车辆较小的冲击度,其最大值为8.31m/s3,符合德国标准。

输出转矩/(Nm)冲击度/(m/s3)时间/(s)

图6.5 变速器输出轴转矩和冲击度

Fig 6.5 Torque of transmission output shaft and Jerk

换挡过程中,离合器所受到的滑磨功如图6.6所示,在换挡初期,离合器C1经过惯性相,离合器C1的主、从动盘转速还是一致,没有出现转速差。当惯性相结束后离合器C1主、从动盘开始出现转速差,离合器C1由于滑磨产生了滑磨功。由于离合器C1分离速度较离合器C2接合速度快,离合器C1的滑磨时间较离合

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器C2的滑磨时间短,所以,离合器C1的滑磨功比离合器C2所受到的滑磨功小。(www.loach.net.cn)离合器C1在换挡初期的分离速度较快,当换挡进入转矩相后,为了控制车辆在换挡过程中的冲击度,离合器C1的分离速度开始减小,当离合器C1的主、从动盘转速差较大时,离合器C1的分离速度又有所提高。为了使车辆在换挡过程中保持汽车的舒适平稳性,离合器C2的接合逐步增加,这完全符合本文设计的要求。

滑磨功/(J)

离合器接合速度/(cm/s)时间/(s)

图6.6 离合器滑磨功与离合器分离、接合速度

Fig 6.6 Slip of clutch and Separation and engaging speed of clutch

车辆在换挡过程中,由于发动机的转速为一常数,在离合器C2滑磨到一定时间后(如本文的为0.31 s),变速器输出轴的转速开始有所增加,车速开始升高,汽车在一挡升二挡过程中车速的变化如图6.7所示。

车速/(Km/h)时间/(s)

图6.7 车速变化曲线

Fig 6.7 Change of vehicle speed

6.5.2 五挡升六挡仿真结果分析

在发动机转速5000 rpm转矩115Nm时,汽车由五挡升六挡时,两离合器所受到的压紧力和两离合器在换挡过程中传递的转矩变化如图6.8所示。

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离合器压紧力/(N)

离合器传递的转矩/(Nm)

时间/(s)

图6.8 两离合器压紧力和转矩曲线

Fig 6.8 Impack force curve of two clutches and Torque curve

由于五挡升六挡时,变速器挡位传动比变化很小,变速器输出轴的转矩下降很小(如图6.9所示),利用本文设计的双离合器自动变速系统两离合器分离、接合速度模糊控制器对在五挡升六挡时的离合器C1的分离速度和离合器C2的接合速度进行合理的控制,使其在升挡过程中车辆所受到的冲击度控制在一个很小的

范围内,如图所示。(www.loach.net.cn]从图中可以看出,经过两离合器分离、接合速度的合理控制,可以使车辆非常平稳的由五挡升如六挡。

输出转矩/(Nm)冲击度/(m/s3)时间/(s)

图6.9 变速器输出转矩和冲击度

Fig 6.9 Torque of transmission output shaft adn Jerk

在五挡升六挡过程中,由于挡位传动比的变化很小,这样可以减少两离合器分离、接合的时间,整个换挡过程历时0.44 s。由于在换挡前期,离合器C1的滑磨转矩还很大,这时使离合器C1所受到的滑磨功比离合器C2所受到的滑磨功大,

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由于离合器C1总的滑磨时间要比离合器C2总的滑磨时间长,所示离合器C2总的滑磨功要大于离合器C1总的滑磨功大,如图6.10所示。(www.loach.net.cn)

滑磨功/(J)

离合器接合速度/(cm/s)时间/(s)

图6.10 离合器滑磨功与两离合器分离、接合速度

Fig 6.10 Slip of clutch and Separation and engaging speed of clutch

五挡升六挡过程中,车速的变化如图6.11所示。

车速/(Km/h)时间/(s)

图6.11车速变化曲线

Fig 6.11 Change of vehicle speed

6.5.3 四挡降三挡仿真结果分析

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降挡过程与升挡过程相似,在发动机转速3500 rpm转矩125Nm时,汽车由四挡降到三挡时候的两离合器所受到的压紧力和两离合器在换挡过程中传递的转矩变化如图6.12所示。

由于四挡降三挡时,变速器挡位传动比变化不大,变速器输出轴的转矩上升不是很大(如图6.13所示),利用本文设计的双离合器自动变速系统两离合器分离、接合速度模糊控制器对在四挡降三挡时的离合器C2的分离速度和离合器C1的接合速度进行合理的控制,使其在降挡过程中车辆所受到的冲击度控制在一个较小

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6 双离合器自动变速系统换挡过程离合器控制研究

的范围内。[www.loach.net.cn)从图中可以看出,经过两离合器分离、接合速度的合理控制,可以使车辆非常平稳的由四挡降到三挡。

离合器压紧力/(N)

离合器传递转矩/(Nm)

时间/(s)

图6.12 两离合器压紧力和两离合器转矩曲线

Fig 6.12 Impack force curve of two clutches and Torque curve of two clutches

输出转矩/(Nm)冲击度/(m/s3)时间/(s)

图6.13 变速器输出轴转矩与冲击度

Fig 6.13 Torque of transmission output shaft and Jerk

在四挡降三挡过程中,由于挡位传动比的变化不大,这样可以减少两离合器分离、接合的时间,整个换挡过程历时0.63 s。由于在换挡前期,离合器C2的滑磨转矩还很大,这时使离合器C2所受到的滑磨功比离合器C1所受到的滑磨功大,由于离合器C2总的滑磨时间要比离合器C1总的滑磨时间长,所示离合器C1总的滑磨功要大于离合器C2总的滑磨功大,如图6.14所示。

四挡降三挡过程中,车速的变化如图6.15所示。

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滑磨功/(J)

离合器接合速度/(cm/s)时间/(s)

图6.14 离合器滑磨功和离合器分离、接合速度

Fig 6.14 Slip of clutch and Separation and engaging speed of clutch

车速/(Km/s)时间/(s)

图6.15 车速变化曲线

Fig 6.28 Change of vehicle speed

6.6 本章小结

1)在分析双离合器自动变速汽车换挡品质影响因素的基础上,确定对双离合器自动变速系统换挡品质影响最大的为两离合器分离、接合规律和传动比;

2)采用模糊控制系统对两离合器的分离、接合速度进行控制,变速器挡位传动比对离合器模糊控制系统输出进行量化修正,并建立了双离合器自动变速汽车换挡过程的仿真分析模型;

3)在所建立的仿真分析模型的基础上,进行了汽车升挡和降挡仿真分析,仿真结果表明,基于所建立的模糊控制系统模型能有效地改善双离合器自动变速汽车的换挡品质。[www.loach.net.cn]

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6 双离合器自动变速系统换挡过程离合器控制研究

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7 结 论

双离合器自动变速器是一项非常具有发展前途的汽车自动变速传动新技术,可以适用于各种排量的轿车和混合动力汽车,开发成功并实现产业化后,可大幅度提高国产轿车的市场竞争力,具有广阔的市场前景。(www.loach.net.cn)

双离合器自动变速器是基于平行轴式手动变速器发展而来的,它继承了手动变速器传动效率高、结构简单、安装空间紧凑、质量轻等许多优点,而且可利用现有的手动变速器生产设备和技术,制造难度较无级自动变速器和液力机械自动变速器低,生产继承性好,很适合现有的手动变速器生产厂将产品升级到自动变速器,适合我国国情。针对国内变速器生产厂的现有条件及的现实,开展双离合器自动变速系统的关键技术研究,开发具有自主知识产权的双离合器自动变速器,是各汽车生产厂家急切需要解决的问题,对打破国外的技术垄断,掌握核心技术,促进我国汽车工业的发展与技术进步具有十分重要的现实意义。

针对双离合器自动变速系统离合器转矩控制技术,为汽车用双离合器自动变速传动系统研发奠定基础,本文主要进行了以下研究工作:

1)通过发动机性能试验,利用插值方法建立了发动机稳态数值模型和动态数值模型;对双离合器自动变速系统径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器进行了设计和分析,分别建立了装有径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器和离合器从动盘式扭振减振器车辆怠速行驶时9自由度及稳定行驶工况下的12自由度无阻尼固有特性计算分析模型,并对比分析了两者对动力传动系统减振的效果,研究结果表明,径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器能够很好地减小汽车动力传动系扭振减振的影响;在所设计的膜片弹簧离合器的基础上,建立了该膜片弹簧离合器载荷-变形特性模型;最后建立了双离合器自动变速传动系统的动力学模型;

2)通过分析双离合器自动变速汽车离合器转矩精确传递的影响因素,建立了汽车离合器滑磨功和压盘表面温升的计算分析模型;推导出由离合器主、从动盘相对滑磨速度和离合器片表面温升为主要影响因素的离合器片摩擦系数关系式,确立了双离合器自动变速汽车离合器转矩精确传递的计算分析模型;在分析步进电机和离合器执行机构动态响应特性的基础上,建立了离合器执行机构和离合器转矩传递动力学模型;并利用Matlab/Simulink软件对汽车离合器起步时主、从动盘的接合过程及离合器转矩传递特性进行了仿真分析,结果证实了该模型的正确性,为汽车起步过程离合器转矩精确传递提供了有效的计算分析方法;

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3)通过双离合器自动变速器两离合器同时接合起步过程分析,在双离合器自

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7 结 论

动变速汽车起步时离合器接合速度影响因素分析的基础上,以提高汽车起步品质为原则,建立了节气门开度及其变化率为输入的两离合器接合程度和汽车起步档位的模糊控制器,设计出离合器转速差及其变化率为输入的离合器接合速度模糊控制器。(www.loach.net.cn]以长安CV11轿车为例进行仿真分析,仿真结果表明,采用本文所设计的离合器模糊控制策略能够有效地提高双离合器自动变速汽车的起步换挡品质;

4)提出了基于模糊神经网络的最佳挡位判断方法,研究了基于Takagi-Sugeno模型的神经网络结构及其算法,建立了基于Takagi-Sugeno模型的神经网络的汽车自动变速器换挡规律模型。根据熟练驾驶员的经验和专家知识制定了换挡规律的两参数模糊逻辑推理规则和隶属度函数,并利用人工神经网络的学习训练机制按照试验样本对其进行了修正,利用汽车实际车速与目标车速之差及其变化率建立了发动机模糊-最速控制模型。并对基于该模糊神经网络的汽车自动变速器换挡规律进行了仿真,仿真结果表明基于该模型的换挡规律制定方法的正确性和可行性。

5)双离合器自动变速器换挡时通过一个离合器分离的同时另一离合器接合,从而实现了动力换挡。在分析双离合器自动变速汽车换挡品质影响因素的基础上,设计出两离合器分离、接合速度模糊控制器,并利用挡位传动比的变化对两离合器分离、接合速度模糊系统输出量进行量化修正。通过仿真分析可知,基于本文所设计的双离合器自动变速汽车换挡过程两离合器分离、接合速度模糊控制器可以很好的满足汽车换挡平顺性和快速性的要求。

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致 谢

在即将完成学业之际,回顾这几年的求学经历,我衷心感谢我的导师胡建军副教授对我的培养和教导,导师为我提供了良好的学习环境和完备的试验条件,对我们的工作严格要求,以独特方式为我们营造活跃的学术氛围,他渊博的知识、严谨的治学态度、勤奋工作和无私奉献的精神使我深受启迪,从导师身上我学到的不只是知识,更多的是科研的方法、求知的态度和做人的道理。[www.loach.net.cn]本论文是在导师的悉心指导下完成的,我的每一点进步无不蕴含着导师的心血。在此,我要向我的导师致以最崇高的敬意和最衷心的感谢。

重庆大学机械传动国家重点实验室的秦大同教授、孙冬野教授、刘振军副教授、石万凯副教授、杨阳副教授和杨亚联副教授以及实验室各位老师在实验工作和论文研究中给予了指导和帮助,在此,向他们表示衷心的感谢。

李彤、丁华、国琛、王银和胡宏奎等师兄弟妹对论文的研究也给予了大力支持,在此一并向他们表示真诚的感谢。

特别要感谢我的父母和亲人,感谢他们在我整个成长历程里所付出的一切,是他们无私的爱和关怀使我能够顺利地完成论文工作。

在此,向所有关心和帮助过我的领导、老师、同学和朋友表示由衷的谢意! 衷心地感谢在百忙之中评阅论文和参加答辩的各位专家、教授!

李光辉

二OO八年五月 于重庆

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致 谢

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参考文献

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李光辉 李光辉DCT转矩控制

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115

李光辉 李光辉DCT转矩控制

重庆大学硕士学位论文

附 录

A. 作者在攻读学位期间发表的论文目录:

[1] 张世义,胡建军,李光辉. 汽车动力传动系双质量飞轮式扭振减振器特性分析. 现代制造

工程,2007(9):120-124.

[2] 李光辉,胡建军,秦大同. 汽车起步过程离合器转矩精确传递计算分析. 汽车工程(已录

用).

[3] 李光辉,胡建军,秦大同. 径向弹簧型双质量飞轮扭振减振器扭振固有特性研究. 中国机

械工程(已录用).

[4] 李光辉,胡建军,秦大同. 基于模糊神经网络的自动变速汽车换挡规律研究. 中国机械

工程(已投稿).

B. 作者在攻读学位期间取得的科研成果目录:

[1] 李光辉,胡建军,秦大同. 电磁式双离合器自动换挡装置. 专利申请号:200810069634.7.

[2] 胡建军,李光辉,秦大同. 行星轮式双离合器自动换挡装置. 专利申请号:200810069636.6.

C. 作者在攻读学位期间参与的科研项目目录:

[1] 重庆市自然科学基金重点项目,汽车动力及驱动系统综合控制的基础性研究,合同编号

(8718).

[2] 国家高技术研究发展计划(863计划)资助项目,轿车双离合器自动变速器研究开发,

合同编号(2006AA110111).

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李光辉 李光辉DCT转矩控制

附 录

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二 : ZCLJ型力矩电机控制器说明书

ZCLJ-

一. 简述

ZCLJ-有轴流冷却风机,二. 主要技术指标

1. 输出电压范围:100V~370V 2. 最大输出电流:50A 3. 输出电压精度:>97% 4. 三相输出不对称性:≤3% 5. 适配电机输出力矩:6. 输入控制电压两种模式:

1) 2) DC0~10V三. 使用环境

1. 环境温度:-10℃~+40℃ 2. 相对湿度:≤90%四. 外形尺寸及安装方式

外形尺寸:如图<1>;控柜内,方向至少留有5cm空间,以充分散热。

五. 原理框图

作电压输入端;端子3、4为输出电压指示,出厂前调试用;用户不可直接使用,可接电压表观察输出电压,注意:该端输出电

三 : ZCLJ型力矩电机控制器说明书

ZCLJ-

一. 简述

ZCLJ-有轴流冷却风机,二. 主要技术指标

1. 输出电压范围:100V~370V 2. 最大输出电流:50A 3. 输出电压精度:>97% 4. 三相输出不对称性:≤3% 5. 适配电机输出力矩:6. 输入控制电压两种模式:

1) 2) DC0~10V三. 使用环境

1. 环境温度:-10℃~+40℃ 2. 相对湿度:≤90%四. 外形尺寸及安装方式

外形尺寸:如图<1>;控柜内,方向至少留有5cm空间,以充分散热。(www.loach.net.cn)

五. 原理框图

作电压输入端;端子3、4为输出电压指示,出厂前调试用;用户不可直接使用,可接电压表观察输出电压,注意:该端输出电

力矩电机控制器 ZCLJ型力矩电机控制器说明书

长时工作散热不良而烧毁控制器。(www.loach.net.cn)

七. 简单故障判别

1. 通电后电机不转: a) 检查有无控制信号输入

b) 检查控制器侧面开关是否置于正确位置 C) 检查电机是否由于负载过大,发生堵转

2. 通电后电机立即高速运行 a) 检查是否为控制信号已加在最大

b) 检查是否把端子“3”的+10V接入了控制输入端。 3. 通电,电机抖动

a) 检查是否为控制信号线接头松动 b) 检查是否为三相电源缺相。

? 控制信号双切换、控制简单 ? 带负荷能力强

常州中驰电器设备有限公司

扩展:力矩电机控制器 / 力矩电机控制器电路图 / 力矩电机控制器主板

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