孫冬野 申付松 陳麗君 秦大同

重慶大學(xué)機(jī)械傳動(dòng)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶，400030

0 引言

自動(dòng)離合器是汽車機(jī)械式自動(dòng)變速系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，其執(zhí)行機(jī)構(gòu)能否快速、準(zhǔn)確地響應(yīng)控制系統(tǒng)發(fā)出的指令，直接影響到離合器的控制效果。常用的執(zhí)行機(jī)構(gòu)有電控電動(dòng)、電控液動(dòng)和電控氣動(dòng)三種形式，其中電控液動(dòng)離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)具有能容量大、控制精度高、響應(yīng)速度快及便于空間布置等優(yōu)點(diǎn)，在自動(dòng)變速汽車上應(yīng)用廣泛。

離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)受離合器自身特性和控制策略的雙重影響。國內(nèi)關(guān)于自動(dòng)離合器的研究主要集中在控制規(guī)律和建模仿真方面，取得了“快—慢—快”接合規(guī)律和發(fā)動(dòng)機(jī)恒轉(zhuǎn)速起步控制策略等成果[1]。針對(duì)離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，國內(nèi)一些科研單位主要是根據(jù)現(xiàn)有器件進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)[2]，或者是單從離合器自身特性出發(fā)進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)[3]，這些設(shè)計(jì)方法難以滿足新車型離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)從無到有的設(shè)計(jì)要求。針對(duì)執(zhí)行機(jī)構(gòu)控制算法，文獻(xiàn)[4-5]先后提出變結(jié)構(gòu)控制和專家PID控制，文獻(xiàn)[6]也提出了自適應(yīng)PI控制算法，使執(zhí)行機(jī)構(gòu)具有良好的動(dòng)態(tài)性能。本文根據(jù)離合器自身特性和控制策略要求，進(jìn)行自動(dòng)離合器液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)的參數(shù)設(shè)計(jì)及控制算法研究，以期建立一種自動(dòng)離合器液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)正向設(shè)計(jì)方法及流程，為新車型自動(dòng)離合器系統(tǒng)的開發(fā)奠定基礎(chǔ)。

1 離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)控制目標(biāo)參數(shù)的確定

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)恒轉(zhuǎn)速起步控制策略

發(fā)動(dòng)機(jī)恒轉(zhuǎn)速起步控制的基本思想是，以充分反映駕駛員操縱意圖的油門踏板開度信號(hào)為控制依據(jù)，在起步過程中維持發(fā)動(dòng)機(jī)處于對(duì)應(yīng)最大輸出轉(zhuǎn)矩的轉(zhuǎn)速下恒速運(yùn)行。這種控制策略具有提高離合器使用壽命、減少排放污染和燃油消耗以及降低起步噪聲等優(yōu)點(diǎn)[7]。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)恒轉(zhuǎn)速起步控制策略，設(shè)定各油門開度下發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩最大時(shí)的轉(zhuǎn)速作為發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)轉(zhuǎn)速，以發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)轉(zhuǎn)速確定的轉(zhuǎn)矩值為參照即可確定離合器的目標(biāo)接合位移。為了保證發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩足以克服起步阻力矩而不至于熄火，設(shè)定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速閾值，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速超過這個(gè)閾值時(shí)，離合器才開始接合。圖1中，nm為發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)轉(zhuǎn)速，nc為離合器從動(dòng)盤轉(zhuǎn)速，Lm為離合器目標(biāo)接合位移。起步過程中進(jìn)行控制使發(fā)動(dòng)機(jī)達(dá)到目標(biāo)轉(zhuǎn)速的時(shí)刻和離合器達(dá)到目標(biāo)位移的時(shí)刻盡可能一致，即可實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)恒轉(zhuǎn)速起步。

對(duì)于離合器控制，主要是離合器接合速度的控制，在自由行程階段以及主從動(dòng)盤同步之后離合器以最大接合速度接合；空行程結(jié)束至目標(biāo)接合位移前，離合器接合速度為油門踏板開度的函數(shù)，恒轉(zhuǎn)速階段離合器停止接合。

圖1 起步過程離合器的控制示意圖

1.2 離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)控制目標(biāo)參數(shù)的確定

本文參照的是長(zhǎng)安汽車股份有限公司某型轎車，其主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)恒轉(zhuǎn)速起步控制策略，為保證起步過程中發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定于目標(biāo)轉(zhuǎn)速nm，必須使由接合位移L決定的離合器傳遞轉(zhuǎn)矩Tc等于目標(biāo)轉(zhuǎn)矩Tm，即

表1 某型轎車整車主要技術(shù)參數(shù)

將表1中相關(guān)參數(shù)代入式（2），得到不同目標(biāo)油門踏板開度βm下的離合器目標(biāo)接合位移Lm如表2所示。

表2 起步過程離合器控制目標(biāo)

汽車起步過程中車體沖擊度主要受離合器接合速度的影響，以車體沖擊度為限，保證汽車平穩(wěn)起步的離合器最快接合速度為

式中，δ為旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，取δ＝1.04；jmax為車體沖擊度最大值，取jmax＝10m3／s。

將表1中具體參數(shù)代入式（3），得到vmax＝4.68mm／s。汽車起步過程中離合器接合速度和目標(biāo)油門踏板開度成正比變化，參照樣車發(fā)動(dòng)機(jī)特性，設(shè)定油門開度βm≥50%時(shí)為急起步，此時(shí)離合器以最大速度接合，其他油門開度下離合器接合速度vm用插值的方法得出，如表2所示。

最后基于 MATLAB／Simulink平臺(tái)建立整車起步仿真模型，通過仿真分析可得到離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)的目標(biāo)運(yùn)動(dòng)速度和位移曲線。圖2所示為目標(biāo)油門踏板開度為30%時(shí)，離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)的控制目標(biāo)參數(shù)，即執(zhí)行機(jī)構(gòu)的目標(biāo)跟蹤曲線。如圖2所示，1.6s時(shí)離合器克服空行程開始以2.81mm／s的目標(biāo)接合速度接合，到2s時(shí)候達(dá)到離合器目標(biāo)接合位移停止接合，直至3s時(shí)離合器主動(dòng)盤轉(zhuǎn)速同步執(zhí)行機(jī)構(gòu)以最大速度動(dòng)作完成離合器接合。

圖2 βm＝30%時(shí)離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)目標(biāo)跟蹤曲線

2 離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)邊界條件的確定

2.1 離合器最大分離力的計(jì)算

離合器膜片彈簧位于分離軸承和壓盤之間，兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，其載荷變形特性決定了離合器的分離力的大小。圖3所示為膜片彈簧載荷變形曲線，拐點(diǎn)B為從動(dòng)盤摩擦片沒有磨損時(shí)，膜片彈簧處于壓緊狀態(tài)時(shí)的工作位置點(diǎn)；凹點(diǎn)C及凸點(diǎn)M 分別為離合器徹底分離時(shí)，及摩擦片磨損到一定程度后離合器壓盤施加到從動(dòng)盤上的壓力最大時(shí)，膜片彈簧的工作位置點(diǎn)；A點(diǎn)為離合器摩擦片磨損到極限位置時(shí)膜片彈簧的工作位置點(diǎn)。

圖3 膜片彈簧載荷變形曲線示意圖

由圖3知，在凸點(diǎn)M處，離合器膜片彈簧的大端載荷（即壓盤壓緊力）最大，此時(shí)離合器的分離力也最大。樣車采用的是推式常閉膜片彈簧離合器，其膜片彈簧具體參數(shù)如下：膜片彈簧外半徑R1＝94mm；碟簧部分內(nèi)半徑r1＝74mm；碟簧板厚度w＝2.0mm；碟簧部分內(nèi)錐高度h＝4.3mm；外支撐半徑R2＝93mm；內(nèi)支撐半徑r2＝76mm；膜片彈簧小端加載半徑rF＝21mm；窗口內(nèi)半徑re＝64mm。將膜片彈簧主要參數(shù)代入如下公式[8]：

得kλ＝0.895mm，λ1C＝4.66mm，λ1M＝3.0mm。

根據(jù)離合器膜片彈簧設(shè)計(jì)資料[9]，膜片彈簧離合器的工作壓力F1與膜片彈簧大端變形量λ1的關(guān)系如下：

式中，E為膜片彈簧材料彈性模量，E＝200GPa。

將膜片彈簧結(jié)構(gòu)尺寸及λ1M具體數(shù)值代入式（7）得F1M＝3385N。由于膜片彈簧的杠桿作用，當(dāng)離合器分離時(shí)，折合到膜片彈簧小端（即分離軸承處）的分離力為F2max＝F1M／k1＝1046N，其中k1＝3.235為膜片彈簧的分離杠桿比。由此得到分離軸承處離合器最大分離力Fmax＝1046N。

2.2 離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)最大運(yùn)動(dòng)速度的確定

離合器徹底分離時(shí)，膜片彈簧大端的變形量λ1C＝4.66mm，由下式可得到離合器徹底分離時(shí)分離軸承處作用力F[9]：

代入膜片彈簧具體尺寸得離合器徹底分離時(shí)分離軸承處分離力F2C＝615N。由于膜片彈簧本身并非完全剛性，在載荷F2C作用下，膜片彈簧小端會(huì)產(chǎn)生變形，具體變形量λ2C由下式[9]得到：

其中，寬度系數(shù)β1＝0.81，β2＝0.637。將膜片彈簧具體結(jié)構(gòu)尺寸代入式（9）得到在載荷F2C作用下，膜片彈簧小端變形量λ2C＝1.45mm。

如圖4所示，在膜片彈簧小端分離力F2作用下，離合器開始分離，到分離完成，膜片彈簧小端變形量（即分離軸承位移）為λ2，其中λ2＝λ21＋λ2C，對(duì)于該離合器，λ21＝7.5mm，λ2C＝1.45mm。故分離軸承從接觸膜片彈簧小端到離合器分離終止的總位移Lx2－x0＝λ21＋λ2C＝8.95mm。圖4中x3－x2段為分離軸承和膜片彈簧間的自由間隙，本文采用的液壓分離軸承和膜片彈簧緊密貼合，故自由間隙為0。

圖4 膜片彈簧變形及分離軸承位移示意圖

離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)的最大運(yùn)動(dòng)速度受離合器快速分離的限制，為滿足分離時(shí)間t≤0.3s的要求，得到離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)最大運(yùn)動(dòng)速度umax＝Lx2－x0／tmax＝8.95／0.3＝29.8（mm／s）。

3 離合器液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)的參數(shù)設(shè)計(jì)

3.1 離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)方案的確定

目前自動(dòng)離合器常用的液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)有電機(jī)—液壓式和電磁閥—液壓式，前者采用直流電機(jī)控制離合器主缸，改變離合器工作缸的壓力以實(shí)現(xiàn)離合器的自動(dòng)控制，后者運(yùn)用電磁閥直接控制液壓缸，通過分離叉控制分離軸承以實(shí)現(xiàn)離合器的自動(dòng)分離或結(jié)合。電磁閥—液壓式離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)單，具有控制精度高、便于空間布置等優(yōu)點(diǎn)，在轎車離合器自動(dòng)控制系統(tǒng)中運(yùn)用較廣泛。但傳統(tǒng)的電磁閥—液壓式離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)通過分離叉控制離合器，杠桿式分離叉加載的平穩(wěn)性與對(duì)稱性較差，可能引起分離軸承因加載不均而出現(xiàn)微量?jī)A斜，導(dǎo)致離合器分離指受力不勻，從而影響離合器動(dòng)作的平穩(wěn)性；另外分離軸承與膜片彈簧每次接觸都會(huì)產(chǎn)生沖擊與摩擦，會(huì)縮短分離軸承和離合器的使用壽命[3]。鑒于此，本文設(shè)計(jì)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)取消了離合器分離叉，用液壓式分離軸承直接控制離合器，具體方案如圖5所示，其中液壓分離軸承主要結(jié)構(gòu)如圖6所示。

相關(guān)文獻(xiàn)在自動(dòng)離合器液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)控制系統(tǒng)中多采用二位三通伺服閥[10－11]，為降低成本、簡(jiǎn)化控制，本文執(zhí)行機(jī)構(gòu)控制系統(tǒng)采用兩個(gè)常閉二位二通高速開關(guān)電磁閥。如圖5所示，當(dāng)進(jìn)油閥V1通電、放油閥V2斷電時(shí)，離合器快速分離；分離完成使進(jìn)油閥V1、放油閥V2皆斷電，可實(shí)現(xiàn)離合器保持分離；當(dāng)進(jìn)油閥V1斷電、放油閥V2通電時(shí)，液壓分離軸承活塞在膜片彈簧彈力作用下左移，離合器接合，在此過程中通過控制放油閥V2脈寬調(diào)制的占空比控制其放油速度，即可實(shí)現(xiàn)離合器接合速度和位移的精確控制。

圖5 電磁閥—液壓式離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)示意圖

圖6 液壓分離軸承主要結(jié)構(gòu)示意圖

3.2 離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)主要部件參數(shù)設(shè)計(jì)

3.2.1 液壓分離軸承選型

參考樣車變速器的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)，本文選取德國FTE公司的GM—08型液壓分離軸承，該分離軸承總成活塞面積A＝5.78×10－4m2，分離軸承及活塞總質(zhì)量m＝0.135kg，額定工作壓力p＝4MPa。

3.2.2 理論供油壓力和流量計(jì)算

液壓分離軸承實(shí)質(zhì)上為柱塞缸，只能單向加載，反向運(yùn)動(dòng)靠膜片彈簧的彈力。柱塞缸活塞推力F與供油壓力p以及活塞運(yùn)動(dòng)速度u與流量Q的關(guān)系分別為

式中，ηm為機(jī)械效率，ηV為容積效率，分別取為0.9。

將計(jì)算得到離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)最大分離力Fmax＝1046N及最大運(yùn)動(dòng)速度umax＝29.8mm／s代入式（10）、式（11），得液壓分離軸承理論供油壓力p＝Fmax／（Aηm）＝2MPa；理論供油流量Q＝Aumax／ηV＝1.16L／min。由于離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)和變速器選換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)共用液壓源，故本文不再單獨(dú)選用液壓泵?？紤]管路中油液泄漏和壓力損失，調(diào)定圖5中溢流閥的溢流壓力為2.5MPa，理論供油流量為1.25L／min。

3.2.3 高速開關(guān)閥選型

根據(jù)計(jì)算結(jié)果，選取貴州紅林機(jī)械廠生產(chǎn)的某型二位二通高速開關(guān)電磁閥，其主要性能參數(shù)如表3所示。

表3 高速開關(guān)閥主要技術(shù)參數(shù)

4 執(zhí)行機(jī)構(gòu)控制仿真分析

4.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)數(shù)學(xué)模型的建立

液壓系統(tǒng)的控制十分復(fù)雜，本文為簡(jiǎn)化控制、便于分析，執(zhí)行機(jī)構(gòu)建模時(shí)暫不考慮液壓分離軸承工作缸、高速開關(guān)電磁閥等部件的動(dòng)態(tài)特性。

4.1.1 高速開關(guān)閥壓力—流量特性

高速開關(guān)閥最常見的控制方式是PWM（脈寬調(diào)制），在一個(gè)控制周期T內(nèi)通過閥的平均流量Qin為

式中，Cd為流量系數(shù)；AV為閥口最大面積；τ為占空比；Δp為閥口壓差；ρ為油液密度。

對(duì)于二位二通高速開關(guān)閥，閥口壓差Δp等于進(jìn)口壓力p。對(duì)式（12）在穩(wěn)態(tài)工作點(diǎn)做線性化處理得

式中，Kq、Kc分別為流量增益系數(shù)和流量壓力系數(shù)。

4.1.2 分離軸承液壓缸連續(xù)性方程

若忽略管路油液的泄漏，分離軸承液壓缸回油流量Qout等于高速開關(guān)閥進(jìn)油流量Qin，得分離軸承液壓缸連續(xù)性方程為

式中，Ap為活塞面積；u為活塞運(yùn)動(dòng)速度；L為離合器接合位移。

4.1.3 分離軸承液壓缸負(fù)載力平衡方程

設(shè)離合器完全分離時(shí)分離軸承位移為lmax，則離合器接合過程中分離軸承液壓缸負(fù)載力平衡方程為

式中，m為活塞及分離軸承總質(zhì)量；Bc為活塞運(yùn)動(dòng)黏性阻尼系數(shù)。

分別對(duì)式（13）～ 式（15）進(jìn)行拉普拉斯變換得

式（16）經(jīng)等效變換得到離合器接合位移L與電磁閥占空比τ的傳遞函數(shù)為

4.2 執(zhí)行機(jī)構(gòu)控制算法的確定

自動(dòng)離合器的控制分為上層控制和下層控制，上層控制給出離合器的接合規(guī)律，即執(zhí)行機(jī)構(gòu)的控制目標(biāo)，下層控制運(yùn)用有效的算法實(shí)現(xiàn)執(zhí)行機(jī)構(gòu)對(duì)控制目標(biāo)的跟蹤。執(zhí)行機(jī)構(gòu)能否快速準(zhǔn)確地跟蹤目標(biāo)接合位移嚴(yán)重影響著離合器的控制效果和使用壽命，因此采用離合器接合位置和占空比雙閉環(huán)控制方法，通過對(duì)放油電磁閥脈寬調(diào)制占空比進(jìn)行控制以期實(shí)現(xiàn)離合器接合行程控制目標(biāo)。具體控制原理如圖7所示：內(nèi)環(huán)控制中以占空比的誤差信號(hào)作為輸入量，將PID調(diào)整后的占空比增量信號(hào)進(jìn)行累加即可得到調(diào)整后占空比的精確量；外環(huán)控制中接合位置的誤差信號(hào)作為輸入量，將PID調(diào)整后的目標(biāo)占空比增量信號(hào)進(jìn)行累加即可得到調(diào)整后目標(biāo)占空比輸出量。

圖7 執(zhí)行機(jī)構(gòu)控制流程圖

PID控制算法具有簡(jiǎn)單緊湊、運(yùn)行可靠、對(duì)硬件要求低等優(yōu)點(diǎn)，在眾多領(lǐng)域中得到廣泛應(yīng)用，因此采用PID控制算法來設(shè)計(jì)控制器。由于閥控液壓缸的輸出是階梯式的，故只能用離散PID控制算法對(duì)控制器進(jìn)行設(shè)計(jì)，常用的離散PID控制算法有位置式和增量式[12]，其中增量式控制算法的輸出為控制量的增量，不需要對(duì)誤差e（k）進(jìn)行累加，工作量小，實(shí)現(xiàn)起來相對(duì)容易，因此本文采用了增量式PID控制算法，其表達(dá)式為

式中，KP、KI、KD分別為比例、積分、微分系數(shù)。

4.3 控制結(jié)果仿真分析

根據(jù)圖7離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)的控制流程圖，采用MATLAB／Simulink軟件建立仿真模型。仿真模型中PWM調(diào)制器為零階保持器，離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)模型為式（17）所示傳遞函數(shù)。圖8所示為油門開度為30%時(shí)離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)對(duì)目標(biāo)接合位移的跟蹤情況。

圖8 βm＝30%時(shí)執(zhí)行機(jī)構(gòu)響應(yīng)仿真結(jié)果

從仿真結(jié)果可以看出，執(zhí)行機(jī)構(gòu)剛開始動(dòng)作時(shí)，系統(tǒng)有小部分超調(diào)和波動(dòng)，但很快進(jìn)入穩(wěn)定狀態(tài)，雖然響應(yīng)曲線仿真結(jié)果與目標(biāo)位移有一定的誤差，但是誤差較小，在許可范圍之內(nèi)。由此可見，本文采用的控制算法有效地實(shí)現(xiàn)了所設(shè)計(jì)的離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)的控制目標(biāo)，系統(tǒng)的響應(yīng)速度快，跟蹤誤差小，達(dá)到了設(shè)計(jì)要求。

5 結(jié)論

（1）建立了以控制策略為設(shè)計(jì)目標(biāo)、離合器操縱特性為邊界條件、仿真分析為校驗(yàn)手段的自動(dòng)離合器液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)的正向設(shè)計(jì)方法。

（2）以長(zhǎng)安汽車股份有限公司某車型為例，完成了基于AMT（機(jī)械式自動(dòng)變速器）的自動(dòng)離合器液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)關(guān)鍵部件結(jié)構(gòu)和性能參數(shù)的設(shè)計(jì)以及控制算法的制定。

（3）仿真結(jié)果表明，所設(shè)計(jì)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)自動(dòng)離合器系統(tǒng)響應(yīng)速度快、跟蹤誤差小的要求。

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