何 寧 趙治國 李瑜婷

同濟(jì)大學(xué)，上海，201804

0 引言

換擋規(guī)律的好壞對車輛的動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性、安全性及舒適性等都有較大的影響，也是雙離合器自動變速器（dual cl utch auto matic trans mission，DCT）的關(guān)鍵技術(shù)之一。目前較多選用的是彼得羅夫［1］的二參數(shù)換擋規(guī)律，即根據(jù)車速與節(jié)氣門開度決定換擋時(shí)機(jī)和擋位。汽車的起步和換擋過程，基本都是加速或是減速的動態(tài)過程，為了使換擋更符合實(shí)際情況，葛安林等［2］提出了以反映真實(shí)動態(tài)過程的三參數(shù)換擋規(guī)律，三參數(shù)分別為車速、加速度和節(jié)氣門開度。而Jo等［3］則采用發(fā)動機(jī)燃油消耗率設(shè)計(jì)了具有較好經(jīng)濟(jì)性的換擋規(guī)律。同時(shí)，車輛在換擋的過程中，為了保證車輛在換入新?lián)跷缓蟛粫驗(yàn)橛烷T踏板振動或車速稍有降低而重新?lián)Q回原來的擋位，在換擋規(guī)律曲線中存在著相鄰兩擋都可能的工作區(qū)，這種往返換擋之間的交錯(cuò)現(xiàn)象，稱之換擋延遲［4］。換擋延遲能有效地減少換擋循環(huán)，從而保證了換擋過程的穩(wěn)定性，提高了乘坐舒適性。

無論是二參數(shù)還是三參數(shù)的換擋規(guī)律，在理論計(jì)算時(shí)諸多參數(shù)與實(shí)車有所不同，加之換擋延遲的計(jì)算也具有不確定性，這就決定了實(shí)車使用的換擋規(guī)律與理論計(jì)算必然有一定的出入。為進(jìn)一步考慮DCT變速器換擋過程的作動特點(diǎn)，因此在DCT換擋規(guī)律理論計(jì)算的基礎(chǔ)上，進(jìn)行仿真評價(jià)和參數(shù)在線標(biāo)定就顯得很有必要［5－6］。

本文針對六擋DCT車輛，對DCT變速器二參數(shù)及三參數(shù)的換擋規(guī)律進(jìn)行了計(jì)算，建立了考慮DCT變速器動態(tài)特性的傳動系統(tǒng)及整車模型，通過離線仿真比較分析了換擋規(guī)律對DCT樣車性能（包括百公里加速時(shí)間和百公里油耗）的影響，并基于d SPACE硬件在環(huán)仿真試驗(yàn)對DCT的換擋規(guī)律進(jìn)行了初步驗(yàn)證，并著重對換擋延遲參數(shù)進(jìn)行了標(biāo)定優(yōu)化。

1 DCT車輛動態(tài)模型

本文研究對象為一輛裝備了六擋DCT車輛，為全面考察DCT變速器動態(tài)性能及其對車輛燃油經(jīng)濟(jì)性的影響，建立了如圖1所示的仿真模型，建模仿真參數(shù)如表1所示。

該模型將循環(huán)工況所確定的車速作為模型輸入，具體包括駕駛員模塊、發(fā)動機(jī)模塊、制動模塊、七自由度車輛縱向動力學(xué)模塊、DCT變速器動力學(xué)模塊及DCT控制模塊等。

圖1 建模整體框圖

表1 仿真部分參數(shù)

在整個(gè)仿真模型中，駕駛員模塊的主要作用為根據(jù)目標(biāo)車速與實(shí)際車速的差值，利用PID控制器來模擬駕駛員以確定相應(yīng)的踏板信號。發(fā)動機(jī)模塊的主要作用為根據(jù)加速踏板及發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速信號確定發(fā)動機(jī)目標(biāo)轉(zhuǎn)矩，輸出給DCT變速器，并根據(jù)發(fā)動機(jī)目標(biāo)轉(zhuǎn)矩反查節(jié)氣門開度。制動模塊主要作用為根據(jù)制動踏板位置，利用傳遞函數(shù)模擬液壓制動系統(tǒng)的作動過程，確定制動力矩。七自由度車輛縱向動力學(xué)模塊在考慮輪胎與路面相互作用的條件下根據(jù)輪胎及車輛縱向動力學(xué)確定車輛行駛狀態(tài)。DCT變速器動力學(xué)模塊主要根據(jù)當(dāng)前的DCT及車輛狀態(tài)，實(shí)現(xiàn)不同過程的系統(tǒng)模型以確定變速器的輸出狀態(tài)。DCT的控制模塊主要作用為根據(jù)目前車輛的狀態(tài)（包括換擋決策模塊與換擋、起步過程控制模塊及離合器壓力控制模塊，以及根據(jù)這些模塊所發(fā)出的信號），確定DCT系統(tǒng)所在的狀態(tài)及相應(yīng)的離合器的狀態(tài)。

連接以上各模塊的輸入輸出信號，并將循環(huán)工況作為系統(tǒng)輸入，即可得到完整的DCT仿真模型。

2 動力性換擋規(guī)律研究

根據(jù)汽車行駛方程式，最佳動力性換擋規(guī)律［7］是指：①在當(dāng)前發(fā)動機(jī)油門，選取能夠提供最佳動力性能的擋位；②選擇能夠滿足車輪當(dāng)前扭矩需求時(shí)發(fā)動機(jī)油門最小的擋位。

2．1 發(fā)動機(jī)扭矩特性的研究

本文采用1．8T汽油發(fā)動機(jī)，由試驗(yàn)數(shù)據(jù)可知，發(fā)動機(jī)的輸出扭矩曲線是節(jié)氣門開度及發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的函數(shù)，即Ttq＝f（α，ne），根據(jù)試驗(yàn)所得數(shù)據(jù)對發(fā)動機(jī)的扭矩特性進(jìn)行三次擬合，即可得到發(fā)動機(jī)輸出扭矩特性曲線，如圖2所示。圖2中不同曲線分別代表在不同的節(jié)氣門開度α下，發(fā)動機(jī)輸出扭矩與轉(zhuǎn)速的關(guān)系。節(jié)氣門開度分別取8%、10%、12%、14%、16%、20%、24%、28%、30%、34%、38%、40%、60%、70%、80%、100%，如圖2所示。

圖2 發(fā)動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩特性

由圖2可知，在發(fā)動機(jī)節(jié)氣門開度較大的情況下，節(jié)氣門開度的變化對發(fā)動機(jī)的輸出扭矩的影響不明顯；而在節(jié)氣門開度較小的情況下，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩的變化受節(jié)氣門開度變化的影響比較明顯。

對于不同節(jié)氣門開度間的轉(zhuǎn)矩特性則采用線性插值的方法，即可構(gòu)造關(guān)于發(fā)動機(jī)節(jié)氣門開度和發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的發(fā)動機(jī)穩(wěn)態(tài)輸出轉(zhuǎn)矩模型αne－Ttq，如圖3所示。

圖3 發(fā)動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩特性曲面

2．2 二參數(shù)最佳動力性換擋規(guī)律

由定義可知，最佳動力性升擋規(guī)律可通過車輛在不同擋位下不同節(jié)氣門開度時(shí)的牽引力特性曲線求得。不同擋位、不同節(jié)氣門開度下的汽車驅(qū)動力曲線見圖4。在圖4中，同擋位下不同的驅(qū)動力曲線從下到上代表在不同的節(jié)氣門開度，節(jié)氣門開度從下到上依次增加，取值見2．1節(jié)。

圖4 不同擋位、不同節(jié)氣門開度下的汽車驅(qū)動力曲線

按照文獻(xiàn)［2］的方法，將各擋位下求得的若干個(gè)換擋點(diǎn)擬合成α－u曲線，可以求得二參數(shù)最佳動力性升擋曲線。在降擋規(guī)律的設(shè)計(jì)中，本文選取組合型換擋延遲，對節(jié)氣門開度進(jìn)行分段，在不同的區(qū)域選取不同的收斂程度B（B＝ （un↑－un＋1↓）／un↑，其中，un↑ 為全開節(jié)氣門時(shí)，n擋換入n＋1擋時(shí)的車速；un＋1↓為全開節(jié)氣門時(shí)，n＋1擋降到n擋時(shí)的車速），即當(dāng)0＜α≤10%時(shí)，B＝0．35；當(dāng)10% ＜α≤40% 時(shí)，B＝0．25；當(dāng)40% ＜α≤100% 時(shí)，B＝0．10。

在小節(jié)氣門開度時(shí)選取較大的換擋延遲，可以使車輛避免頻繁換擋，且使發(fā)動機(jī)工作在轉(zhuǎn)速較小的區(qū)域，在保證動力性的同時(shí)改善車輛的燃油經(jīng)濟(jì)性。而在α≥40%時(shí)，選取較小的換擋延遲，使車輛在大節(jié)氣門開度時(shí)提前降擋，且在降擋前后轉(zhuǎn)速差較小，從而獲得更好的動力性。由此可得完整的二參數(shù)最佳動力性換擋規(guī)律，如圖5所示。由圖5可知，在低擋時(shí)，升擋及降擋曲線之間的換擋延遲區(qū)域較小，而在高擋時(shí)，升擋及降擋曲線間的換擋延遲區(qū)域較大。在節(jié)氣門開度大的情況下，升擋的換擋規(guī)律類似于單參數(shù)換擋規(guī)律，而在節(jié)氣門開度小的情況下，升擋的換擋規(guī)律在同一車速下隨節(jié)氣門開度變化較大，特別是高擋的換擋規(guī)律，換擋特性呈下凹型，即當(dāng)節(jié)氣門開度α≤25%時(shí)換擋車速隨著節(jié)氣門開度的增大而增大，當(dāng)節(jié)氣門開度25%＜α＜40%時(shí)，換擋車速又隨著節(jié)氣門開度的增大而減小。

2．3 動態(tài)三參數(shù)最佳動力性換擋規(guī)律

采用作圖法制定動態(tài)三參數(shù)換擋規(guī)律，三參數(shù)最佳動力性換擋規(guī)律的基本求解過程與二參數(shù)相同。由發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩特性轉(zhuǎn)化得到汽車加速度－速度曲線，如圖6所示，節(jié)氣門開度取值見2．1節(jié)。

圖5 二參數(shù)最佳動力性換擋規(guī)律

圖6 不同擋位、不同節(jié)氣門開度下加速度－速度曲線

根據(jù)二參數(shù)最佳動力性換擋規(guī)律的求解過程，用加速度特性代替驅(qū)動力特性，即可求得換擋點(diǎn)。將各個(gè)擋位下求得的若干個(gè)換擋點(diǎn)擬合成a－u－α曲線，即可求得各擋位間的動態(tài)三參數(shù)最佳動力性升擋曲線，如圖7所示。

圖7 動態(tài)三參數(shù)動力性升擋曲線

由圖7可知，換擋點(diǎn)不僅由車速和節(jié)氣門開度決定，還與當(dāng)前的加速度有關(guān)。對于某一節(jié)氣門開度，低擋的換擋加速度要大于高擋的換擋加速度；對于某一擋位而言，換擋加速度隨著節(jié)氣門開度的減小有減小的趨勢。

3 經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律研究

經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律是在保證汽車動力性的前提下，取燃油消耗率小的換擋點(diǎn)而形成的換擋規(guī)律。

3．1 發(fā)動機(jī)的油耗特性

等速情況下汽車單位時(shí)間內(nèi)的燃油消耗量：

折算成百公里燃油消耗量為

式中，b為燃油消耗率，g／（k W·h）；ρ為燃油的密度，kg／L；P為發(fā)動機(jī)功率；C為常數(shù)；ua為等速行駛車速，k m／h。

通過發(fā)動機(jī)試驗(yàn)所得的燃油消耗量、發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速等數(shù)據(jù)可以求得發(fā)動機(jī)的穩(wěn)態(tài)油耗特性，即ne－Ttq－qt曲面，如圖8所示。

圖8 發(fā)動機(jī)穩(wěn)態(tài)油耗特性曲面

3．2 二參數(shù)最佳燃油經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律

對于二參數(shù)最佳燃油經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律的求解一般采取等驅(qū)動力法，即假設(shè)換擋前后外界驅(qū)動力不變及換擋車速不變來求解換擋點(diǎn)。但此方法求解過程復(fù)雜，且在利用MATLAB程序編程實(shí)現(xiàn)時(shí)，很大程度上依賴于所選取的等驅(qū)動力的數(shù)值，如選擇不當(dāng)，對換擋規(guī)律結(jié)果的準(zhǔn)確性有很大的影響。故本文借鑒了作圖法，以燃油消耗率作為判斷依據(jù)，求解二參數(shù)最佳燃油經(jīng)濟(jì)性升擋規(guī)律。作圖法的實(shí)質(zhì)就是求取在相同驅(qū)動力情況下燃油消耗量最小的點(diǎn)，而在驅(qū)動力確定的情況下，燃油消耗量僅與燃油消耗率有關(guān)，故其可轉(zhuǎn)換為在某相鄰兩擋燃油消耗率最小的點(diǎn)，按照二參數(shù)最佳動力性換擋規(guī)律求解過程，即可求解二參數(shù)最佳經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律。

在百公里油耗計(jì)算式（2）中：

故式（2）可以轉(zhuǎn)化為

式中，rw為車輪半徑，m；Ft為驅(qū)動力，N；ηt為傳動效率，%；C為常數(shù)；ig為各擋傳動比；i0為總傳動比。

發(fā)動機(jī)負(fù)荷特性是指燃油消耗率b與發(fā)動機(jī)輸出功率P及發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速ne的對應(yīng)關(guān)系，即

由式（3），發(fā)動機(jī)功率可通過臺架試驗(yàn)所得的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩?cái)?shù)據(jù)獲得，而發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩由其轉(zhuǎn)速和節(jié)氣門開度決定，即

則發(fā)動機(jī)燃油消耗率即可轉(zhuǎn)化為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速和節(jié)氣門開度的函數(shù)，即

根據(jù)式（7）及試驗(yàn)所得數(shù)據(jù)，即可得到燃油消耗率與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速及節(jié)氣門開度間的關(guān)系，由此即可將其轉(zhuǎn)化為在不同擋位、不同節(jié)氣門開度下的燃油消耗率－速度曲線，如圖9所示，節(jié)氣門開度取值見2．1節(jié)。

圖9 發(fā)動機(jī)在不同擋位，不同節(jié)氣門開度下燃油消耗率－速度曲線

根據(jù)二參數(shù)最佳動力性換擋規(guī)律的求解過程，以燃油消耗率代替驅(qū)動力，即可求得相應(yīng)換擋點(diǎn)。

將各個(gè)擋位下求得的若干個(gè)換擋點(diǎn)擬合成α－u曲線，該曲線即為該擋的升擋曲線。按照同樣的方法，可以求得其他擋位間的二參數(shù)最佳經(jīng)濟(jì)性升擋曲線。

根據(jù)對換擋延遲的研究，采用等延遲型換擋延遲在小節(jié)氣門開度時(shí)可提前換入高擋，既減小發(fā)動機(jī)噪聲，又可延遲從高擋換回低擋，改善了燃油經(jīng)濟(jì)性，故此處采用等延遲型換擋延遲。在低擋時(shí)，設(shè)置Δu＝7k m／h，在高擋時(shí)，設(shè)置Δu＝12k m／h，以避免高擋時(shí)的頻繁換擋。最終所得的二參數(shù)經(jīng)濟(jì)型換擋規(guī)律如圖10所示。

圖10 二參數(shù)最佳經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律

由圖10可知，在大節(jié)氣門開度時(shí)，換擋曲線幾乎為直線，類似于單參數(shù)換擋曲線，但在高擋換擋時(shí)，特別是4擋、5擋以及5擋、6擋的換擋，隨著節(jié)氣門的增大，換擋車速有一定的減小趨勢。這是因?yàn)楫?dāng)油門開度大于75%時(shí)，根據(jù)大功率的要求，發(fā)動機(jī)的空燃比將減小，混和氣加濃，造成發(fā)動機(jī)燃燒不完全，燃油消耗率將增大，使汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性惡化。為此降低換入高擋的速度能使汽車盡量在高擋行使，以提高發(fā)動機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性。而在小節(jié)氣門開度時(shí)，換擋曲線比較接近，各擋位之間的區(qū)間較小，而且換擋曲線變化較陡，特別是在節(jié)氣門在15%～25%的區(qū)間內(nèi)，隨著節(jié)氣門的增大，換擋車速急劇增大。

3．3 動態(tài)三參數(shù)最佳燃油經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律

基于車輛驅(qū)動力方程的發(fā)動機(jī)功率公式為

式中，G為汽車重力，N；f為滾動阻力系數(shù)；CD為空氣阻力系數(shù)；A為車輛迎風(fēng)面積，m2；γ為道路坡度；δ為旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)。

小時(shí)燃油消耗量公式為

由式（7）可知小時(shí)燃油消耗量可表示為

小時(shí)燃油消耗量與總?cè)加拖牧康年P(guān)系為

當(dāng)加速度d u／d t取定值時(shí)，設(shè)d u／d t＝a，則燃油消耗量為

根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)，可擬合得到燃油消耗量與速度的關(guān)系曲線，如圖11所示。

圖11 發(fā)動機(jī)在不同擋位、不同節(jié)氣門開度下燃油消耗量－速度曲線

設(shè)定某一加速度值，并根據(jù)二參數(shù)最佳動力性換擋規(guī)律的求解過程，即可求得發(fā)動機(jī)燃油消耗量－速度曲線上相應(yīng)的交點(diǎn)，即換擋速度。再依次設(shè)定不同的加速度值，求得不同加速度值下的換擋速度。將同一擋位下求得的若干個(gè)換擋點(diǎn)擬合成α－u－a曲面，該曲面即為該擋的換擋曲面。按同樣的方法，可求得其他擋位間的三參數(shù)最佳經(jīng)濟(jì)性升擋換擋曲面，如圖12所示，右邊為升擋的擋位。

圖12 三參數(shù)最佳經(jīng)濟(jì)性升擋換擋曲面

4 離線仿真結(jié)果

將所得換擋規(guī)律帶入到整車模型中，以100%及50%的油門開度對模型進(jìn)行仿真，以車輛在100%油門踏板量下車輛加速到100k m／h的時(shí)間作為動力性評價(jià)指標(biāo)，以車輛在50%的油門踏板量的情況下行駛到1k m時(shí)的油耗量作為經(jīng)濟(jì)性評價(jià)指標(biāo)，仿真結(jié)果如表2所示。由表2可知三參數(shù)動力性及經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律較二參數(shù)較好，但由于其考慮到加速度的因素，實(shí)際運(yùn)用起來有一定困難，故目前依舊使用二參數(shù)換擋規(guī)律較多。

表2 二參數(shù)、三參數(shù)換擋規(guī)律對比分析

將所得二參數(shù)換擋規(guī)律代入到裝有DCT的閉環(huán)整車模型中，基于ECE＋EUDC循環(huán)工況仿真進(jìn)行經(jīng)濟(jì)性評價(jià)，并與裝備手動變速器（JC650）的該車進(jìn)行了對比，結(jié)果如表3所示。可見裝備DCT后該車比原裝備手動變速器省油且經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律比動力性更加節(jié)油，所求換擋規(guī)律具有一定的可行性。

表3 ECE＋EUDC循環(huán)工況下DCT油耗

將所得二參數(shù)換擋規(guī)律帶入到裝有DCT的開環(huán)整車模型中進(jìn)行百公里加速仿真，結(jié)果如表4所示。

表4 二參數(shù)換擋規(guī)律動力性評價(jià)

二參數(shù)最佳動力性換擋規(guī)律的百公里加速時(shí)間較二參數(shù)經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律百公里加速時(shí)間短，動力性好。

5 DCT性能硬件在環(huán)仿真研究

在DCT控制系統(tǒng)研發(fā)的前期，采用硬件在環(huán)仿真試驗(yàn)臺，可以準(zhǔn)確地對各種控制策略，特別是極端危險(xiǎn)狀況下的控制策略進(jìn)行優(yōu)化，與數(shù)字仿真相比，由于其具有一定的實(shí)時(shí)性，可相對準(zhǔn)確地對各種策略的預(yù)期效果進(jìn)行實(shí)時(shí)預(yù)測和評價(jià)［8］?；赿 SPACE與CANape軟件，搭建了包含TCU的DCT硬件在環(huán)仿真平臺，對DCT換擋規(guī)律等控制參數(shù)作了一定標(biāo)定優(yōu)化，為進(jìn)一步的實(shí)車試驗(yàn)奠定了基礎(chǔ)。

5．1 DCT硬件在環(huán)仿真平臺的搭建

硬件在環(huán)仿真系統(tǒng)主要由三部分組成：系統(tǒng)實(shí)時(shí)仿真模型、高速接口模塊和PC機(jī)監(jiān)控系統(tǒng)。本文綜合利用Micro Autobox、TCU硬件控制器、兩臺電腦及CANape、MATLAB／Si mulink等軟件組成硬件在環(huán)仿真平臺。

圖13為DCT硬件在環(huán)仿真平臺結(jié)構(gòu)示意圖。電腦1顯示的由Matlab／Si mulink所建立的DCT車輛實(shí)時(shí)仿真模型，包括發(fā)動機(jī)模型、汽車系統(tǒng)動力學(xué)模型、DCT系統(tǒng)模型及RTI接口模型等。將模型下載到d SPACE Micr o Autobox的處理板DS1401后，通過d SPACE系統(tǒng)綜合試驗(yàn)軟件Control Desk建立起硬件在環(huán)仿真試驗(yàn)界面，對模型的信號，如發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速、車速、離合器評價(jià)指標(biāo)及車輛燃油消耗率等系統(tǒng)狀態(tài)變量進(jìn)行動態(tài)顯示和記錄，以便及時(shí)分析調(diào)整模型及策略。

電腦2顯示的所編寫的控制策略。通過該計(jì)算機(jī)上裝有的Codewarrior軟件，將由控制策略自動生成的代碼編譯為目標(biāo)代碼，并將其燒至TCU中。通過CANape軟件，編寫標(biāo)定文件及設(shè)計(jì)標(biāo)定界面，對控制策略中的離合器壓力及換擋規(guī)律進(jìn)行實(shí)時(shí)標(biāo)定，并對系統(tǒng)狀態(tài)進(jìn)行測量顯示。

圖13 DCT硬件在環(huán)仿真平臺結(jié)構(gòu)示意圖

Micro Autobox與TCU間通過CAN通進(jìn)行通信。系統(tǒng)模型在Micr o Autobox中實(shí)時(shí)計(jì)算，并向TCU發(fā)出如車速、發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩等車輛狀態(tài)信號，TCU接收到Micr o Autobox發(fā)出的車輛狀態(tài)信號后，利用燒寫在TCU中的控制算法實(shí)時(shí)判斷車輛所在的起步、換擋、在擋等狀態(tài)，并對離合器壓力作一定的控制輸出，實(shí)時(shí)反饋給Micr o－Autobox，從而構(gòu)成了DCT整個(gè)硬件在環(huán)仿真平臺。圖14為DCT硬件在環(huán)仿真平臺實(shí)物。

圖14 DCT硬件在環(huán)仿真平臺實(shí)物

5．2 硬件在環(huán)仿真結(jié)果及其分析

將計(jì)算所得的兩參數(shù)換擋規(guī)律作為基礎(chǔ)數(shù)據(jù)，固定節(jié)氣門開度不變，在標(biāo)定界面上對同一節(jié)氣門開度下的速度在一定范圍內(nèi)的拖動，并以百公里加速作為換擋規(guī)律動力性優(yōu)劣的評價(jià)指標(biāo)，以百公里油耗作為換擋規(guī)律經(jīng)濟(jì)性的評價(jià)指標(biāo)，綜合這兩項(xiàng)指標(biāo)，對動力性和經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律作一定的優(yōu)化。

5．2．1 動力性換擋規(guī)律優(yōu)化分析

首先對動力性換擋規(guī)律進(jìn)行百公里加速實(shí)驗(yàn)，仿真開始后，將踏板值迅速增大到100%，當(dāng)車速達(dá)到100k m／h時(shí)停止仿真，記錄下時(shí)間及油耗。再對同樣的五組換擋規(guī)律進(jìn)行經(jīng)濟(jì)性評價(jià)，即其基于ECE＋EUDC工況進(jìn)行仿真，記錄下百公里油耗。表5所示為不同動力性換擋規(guī)律下的百公里加速仿真結(jié)果及ECE＋EUDC循環(huán)工況百公里油耗。

表5 動力性換擋規(guī)律仿真結(jié)果

綜合表5可以看出，這5組換擋規(guī)律的經(jīng)濟(jì)性和動力性差別均不大，綜合各項(xiàng)指標(biāo)，選取第五組換擋規(guī)律作為較優(yōu)的動力性換擋規(guī)律。圖15所示為優(yōu)化前后的動力性換擋規(guī)律的對比。由圖15可以看出，經(jīng)過調(diào)整后，動力性換擋規(guī)律更為平坦，且相對于原換擋規(guī)律，在同一節(jié)氣門開度下?lián)Q擋速度增大。

圖15 標(biāo)定前后動力性升擋規(guī)律對比圖

5．2．2 經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律優(yōu)化分析

采用與動力性換擋規(guī)律同樣的方法對經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律作一定的評價(jià)。表6所示為不同經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律下的百公里加速仿真結(jié)果及ECE＋EUDC循環(huán)工況百公里油耗。綜合各項(xiàng)指標(biāo)，選取第三組換擋規(guī)律作為較優(yōu)的經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律。

表6 經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律的仿真結(jié)果

圖16所示為優(yōu)化前后的經(jīng)濟(jì)性性換擋規(guī)律的對比。由圖16可以看出，標(biāo)定后，經(jīng)濟(jì)性升擋曲線的變化趨勢并無較大變化，只是曲線整體向后平移，即在同一節(jié)氣門開度下，換擋車速增大。

6 結(jié)論

（1）動力性換擋規(guī)律的換擋車速較高，經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律的換擋車速較低，這使車輛在運(yùn)用動力性換擋規(guī)律時(shí)，能在低擋運(yùn)行，車輛驅(qū)動力較大，動力性較好，而在運(yùn)用經(jīng)濟(jì)性換擋規(guī)律時(shí)，車輛提前進(jìn)入高擋，使燃油消耗率降低，經(jīng)濟(jì)性較好。

（2）換擋延遲對換擋特性也有一定影響，針對不同的換擋特性，需選擇不同的換擋延遲。

（3）所搭建的DCT硬件在環(huán)仿真平臺在較好地模擬DCT動態(tài)性能的基礎(chǔ)上，也為其換擋參數(shù)的標(biāo)定和優(yōu)化提供了平臺，所得的換擋規(guī)律也為日后的實(shí)車試驗(yàn)奠定了基礎(chǔ)。

圖16 標(biāo)定前后經(jīng)濟(jì)性升擋規(guī)律對比圖

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