黃斌吳森付翔楊國超
(1.武漢理工大學;2.東風汽車公司技術(shù)中心)
電驅(qū)動機械式自動變速器換擋過程研究*
黃斌1吳森1付翔1楊國超2
(1.武漢理工大學;2.東風汽車公司技術(shù)中心)
以裝備電驅(qū)動機械式自動變速器的純電動汽車動力系統(tǒng)為研究對象,將換擋控制過程分為5個階段,分析各階段的換擋影響因素,闡述各階段的控制方法。通過ADAMS軟件對換擋過程控制方法進行仿真,搭建換擋動力學模型,并通過臺架試驗進行驗證。結(jié)果表明,文中所述換擋控制方法可行,整個換擋過程性能指標滿足設(shè)計要求,且達到了較高的換擋品質(zhì)。
電機低速時恒轉(zhuǎn)矩、高速時恒功率的特性能較好地滿足車輛的運行需求,但許多型式的純電動汽車為了滿足車輛起步和爬坡時的大轉(zhuǎn)矩需求,以及提高電機及驅(qū)動系統(tǒng)工作效率的需要,仍匹配多擋變速器[1]。AMT是近年來廣泛應(yīng)用于大型電動車輛上的自動化變速機構(gòu),其具有傳動效率高、傳遞扭矩大、結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠等優(yōu)點,但換擋過程中存在動力中斷和換擋沖擊的問題[2]。為了優(yōu)化這些問題,國內(nèi)某大學提出了取消離合器,將傳統(tǒng)變速器與驅(qū)動電機直接機械連接的具有完全自主知識產(chǎn)權(quán)的電驅(qū)動機械式自動變速器(EMT)核心專利技術(shù)。
對EMT的研究多集中在整體控制策略設(shè)計與結(jié)構(gòu)分析上[3、4],對換擋過程并未進行分階段細致的研究。本文以配備有EMT的純電動汽車動力系統(tǒng)為研究對象,對其換擋控制階段的5個過程進行深入分析。
EMT是由一個驅(qū)動電機與傳統(tǒng)機械式變速器集成一體,并與自動換擋執(zhí)行機構(gòu)連接而成。為了減小該機構(gòu)的軸向尺寸,去除傳統(tǒng)機械式變速器的同步器,并采用齒式離合器(嚙合套)進行各擋位的接合與分離。圖1為EMT組成結(jié)構(gòu)示意圖[5]。
EMT實際是在AMT結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上去掉傳統(tǒng)離合器和機械式同步器,并結(jié)合驅(qū)動電機無級調(diào)速和變矩性能,構(gòu)成電動汽車動力系統(tǒng)。換擋過程是利用電機響應(yīng)迅速精準的優(yōu)點,主動調(diào)節(jié)電機轉(zhuǎn)速亦即變速器輸入軸轉(zhuǎn)速,待嚙合齒圈與嚙合套轉(zhuǎn)速滿足換擋要求時,利用換擋執(zhí)行裝置實現(xiàn)無同步器精確換擋。這種利用調(diào)速電機主動同步代替同步器被動摩擦同步實現(xiàn)自動換擋的方式,動力中斷時間短,換擋品質(zhì)好。
EMT動力系統(tǒng)自動換擋過程如圖2所示。當系統(tǒng)根據(jù)輸入條件判斷出將要執(zhí)行的目標擋位后,EMT進入換擋模式。
進入換擋模式后,根據(jù)車輛轉(zhuǎn)矩需求,在進入換擋操作程序前需要先進入預(yù)換擋程序。此過程中,整車控制器通過編寫好的控制算法迅速調(diào)整變速器輸入軸扭矩即電機扭矩至驅(qū)動力與行駛阻力的平衡值,使車輛平滑進入到換擋操作過程。
由于預(yù)換擋過程動力不中斷,當在此過程中突然出現(xiàn)路況變化時可進行相應(yīng)操作。因而首先要重新確認當前情況下是否進入本次換擋過程所指示的目標擋位,若在此過程中路況或駕駛員意圖產(chǎn)生其它明顯逆向變化,則保持原擋位不變或換入與目標擋位大小趨勢相反的擋位。
預(yù)換擋過程完成且路況和駕駛意圖均未產(chǎn)生明顯逆向變化后,程序確認目標擋位不變,系統(tǒng)進入換擋操作程序(即整個換擋過程的關(guān)鍵)。此時,實時監(jiān)測換擋操作過程,若發(fā)現(xiàn)換擋未能正常完成則重新確認目標擋位,進行二次換擋操作,直至換擋操作完成。當完成換擋操作過程后,變速器進入目標擋位。若此過程反復(fù)循環(huán),系統(tǒng)將進行相應(yīng)報錯處理,當無法進行程序自適應(yīng)修正時,系統(tǒng)進入故障狀態(tài)。
進入目標擋位后,啟動換擋補償程序。在預(yù)換擋程序中,通過相應(yīng)控制策略改變了進入換擋模式前的電機轉(zhuǎn)矩狀態(tài),換擋操作過程完成后,由于駕駛員對于車輛驅(qū)動狀態(tài)有了新的需求,此時需要重新調(diào)整動力輸出,對當前車輛需求進行轉(zhuǎn)矩補償,即根據(jù)油門開度增加或減小動力系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩輸出。
當換擋補償過程完成,動力系統(tǒng)輸出與駕駛員意圖相匹配后,系統(tǒng)結(jié)束換擋模式進而進入無中斷驅(qū)動模式。
3.1 預(yù)換擋階段
預(yù)換擋階段是在動力系統(tǒng)執(zhí)行換擋動作的前一時段對整車行駛過程進行干預(yù)的過程,主要目的是降低變速器傳遞的扭矩以減小后續(xù)換擋過程的沖擊度和動力中斷時間。
假設(shè)車輛在平坦路面上行駛,則有:
式中,F(xiàn)t為驅(qū)動力;Ff為滾動阻力;Fw為空氣阻力;Fj為加速阻力。
Fj與加速度相關(guān):
式中,d1為車輛旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)(與車輪的轉(zhuǎn)動慣量、電機轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動慣量及傳動系統(tǒng)的速比有關(guān));m為車輛質(zhì)量。
換擋沖擊度公式為:
為得到平順的換擋,換擋沖擊度必須滿足:
其中,jmax為駕駛員能接受的最大沖擊度。前蘇聯(lián)研究學者認為當振動頻率不大于3Hz時,常人所能接受的最大沖擊度是25.5 m/s3,我國暫時還沒有統(tǒng)一的標準[6]。
若要求預(yù)換擋過程不產(chǎn)生動力中斷且摘擋階段沖擊度盡可能小,則車輛在預(yù)換擋階段結(jié)束時應(yīng)盡量保證車輛加速度接近零,即
式中,F(xiàn)t1、Fw1和Ff1分別為預(yù)換擋階段結(jié)束時車輛的驅(qū)動力、滾動阻力和空氣阻力。
則此過程平均沖擊度為:
式中,F(xiàn)t0、Fw0和Ff0分別為預(yù)換擋階段開始時車輛驅(qū)動力、滾動阻力和空氣阻力;Δt01是預(yù)換擋階段總時間。
由公式(5)和(6)可得:
為了使預(yù)換擋過程沖擊度滿足方程(4)的關(guān)系,則動力系統(tǒng)驅(qū)動力變化率應(yīng)滿足:
3.2 摘擋階段
當車輛滿足換擋條件時,電機輸出轉(zhuǎn)矩清零,變速器迅速退至空擋。此過程的平均沖擊度為:
式中,F(xiàn)t2、Fw2和Ff2分別為摘擋階段結(jié)束時車輛驅(qū)動力、滾動阻力和空氣阻力;Δt12是摘擋階段總時間。
由于摘擋階段Δt12很短,車速變化很小,可以認為加速度為零,滾動阻力和空氣阻力保持不變。則此階段平均沖擊度可簡化為:
3.3 電機主動調(diào)速階段
摘擋完成后進入電機主動調(diào)速階段,通過控制電機轉(zhuǎn)速來減小當前目標擋位的主、被動齒輪轉(zhuǎn)速差,當轉(zhuǎn)速差達到設(shè)定的較小范圍內(nèi)時進行掛擋。電機進行轉(zhuǎn)矩模式調(diào)速時,主要預(yù)測撥叉軸空行程過程中輸入軸及輸出軸的轉(zhuǎn)速變化量,如圖3所示。其中,嚙合套轉(zhuǎn)速為ω1,待嚙合齒圈轉(zhuǎn)速為ω2;A狀態(tài)表示調(diào)速完成后變速器開始進擋的起始狀態(tài),此時嚙合套與待嚙合齒圈間有一定軸向距離,未接觸;B狀態(tài)表示當嚙合套在執(zhí)行機構(gòu)作用下向待嚙合齒圈移動,并直到與待嚙合齒圈相接觸的狀態(tài),A到B過程即為轉(zhuǎn)速預(yù)測段齒式離合器的位移狀態(tài);C狀態(tài)表示嚙合套與待嚙合齒圈接觸后,通過滑動摩擦,嚙合套繼續(xù)沿軸向移動,直至完全嚙合進擋。
由圖3可以看出,最終轉(zhuǎn)速完全同步的理想狀態(tài)是運行到B過程的瞬間,滿足ω1B=ω2B,即在調(diào)速過程中需要精確預(yù)測出經(jīng)過時間tA-B后,ω1A到ω1B和ω2A到ω2B的變化趨勢。
根據(jù)理論分析,以均值評估方法來對調(diào)速過程的目標轉(zhuǎn)速值進行預(yù)測。當嚙合套和待嚙合齒圈完全同步時需滿足:
則:
式中,a1表示在調(diào)速結(jié)束的A狀態(tài)瞬間嚙合套的加速度,可通過輸出軸傳感器測得的值與時間關(guān)系得出;a2表示在調(diào)速結(jié)束A狀態(tài)瞬間待嚙合齒圈的加速度。
由于a2為調(diào)速結(jié)束后電機自由模式下的加速度,但電機調(diào)速目標值要求在電機調(diào)速模式中計算得到,因而在最終確定調(diào)速目標值時a2不可得到。根據(jù)試驗研究,ω2A+a2·tA-B直接通過預(yù)測方式獲得:
式中,kp為比例系數(shù),其與電機轉(zhuǎn)速、調(diào)速轉(zhuǎn)矩相關(guān)。
輸出軸加速度a1在實際應(yīng)用中加入了相應(yīng)參數(shù)補償,為調(diào)速過程中的加速度平均值與調(diào)速結(jié)束瞬間加速度值a1的加權(quán)結(jié)果,即,其中k為比例系數(shù),其與調(diào)速過程開始前的車速有關(guān)。
通過控制執(zhí)行機構(gòu)氣壓輸入,保證其壓力基本不變,即可認為在穩(wěn)態(tài)條件下tA-B基本不變。為保證調(diào)速的精確性,通過平均值表示tA-B的值,算法中采用對多次記錄值篩選后求的方法進行誤差補償。
則調(diào)速目標轉(zhuǎn)速預(yù)測模型為:
3.4 進擋階段
調(diào)速結(jié)束后,執(zhí)行機構(gòu)工作,變速器進擋。在實際使用過程中,嚙合套和待嚙合齒圈在接觸瞬間可能出現(xiàn)如圖4所示的4種不同的位置關(guān)系。以升擋過程為例分析這4種接觸狀態(tài)時的具體嚙合過程。變速器退空擋后嚙合套回到中間位置,在升擋過程中嚙合套轉(zhuǎn)速小于待嚙合齒圈轉(zhuǎn)速。通過電機主動調(diào)速帶著待嚙合齒圈轉(zhuǎn)速隨之變化,待達到目標轉(zhuǎn)速后終止調(diào)速過程,電機停止轉(zhuǎn)矩輸出,嚙合套轉(zhuǎn)速ω1是由車輛慣性力矩和工況決定的,而待嚙合齒圈轉(zhuǎn)速ω2卻是由電機的慣性力矩控制的。換擋時換擋執(zhí)行機構(gòu)推動嚙合套向待嚙合齒圈移動,而在撥叉軸空行程區(qū)間的不可控性導(dǎo)致了兩者接觸時出現(xiàn)多種情況,通過預(yù)測算法和控制策略可以限制兩者接觸時的轉(zhuǎn)速差不超過
圖4中所示的狀態(tài)2和狀態(tài)4均為特殊情況,而狀態(tài)1和狀態(tài)3出現(xiàn)的概率大于其它兩種情況,此處以出現(xiàn)概率大的兩種狀態(tài)為理論計算的對象。狀態(tài)1和狀態(tài)3的受力原理基本相同,故接觸瞬間嚙合齒的受力分析以狀態(tài)1為對象進行研究。
進擋階段嚙合套和待嚙合齒圈兩者發(fā)生接觸,受力情況如圖5所示。圖5中兩個齒面碰撞時存在撞擊及摩擦,而其大小難以判斷,因此假設(shè)軸向換擋力Fa=Fa′+Fa″,F(xiàn)a″產(chǎn)生摩擦力FR,F(xiàn)a′產(chǎn)生碰撞壓力FN;β為齒形錐度角,F(xiàn)t1、Ft2為切向分力;受力分析如式(17)~式(25):
式中,MS為撥環(huán)力矩;Ft為待嚙合齒圈所受切向力;ds為待嚙合齒圈計算直徑;us為接觸處齒面摩擦系數(shù)。
在換擋過程中,由于嚙合套與待嚙合齒圈接觸滑磨開始到兩齒非錐面分別接觸另一齒的非錐面的時間很短(記為Δt),與車輛相連的嚙合套部分轉(zhuǎn)速變化很小,可認為其轉(zhuǎn)速變化為零,而待嚙合齒圈的轉(zhuǎn)速則由ω2變?yōu)棣亍?/p>
2,整個過程中變化為Δω,則Δω=ω2-ω′2,角加速度為Δω/Δt。根據(jù)慣性原理,慣性力矩Mk為:
式中,J為待嚙合齒圈端的等效轉(zhuǎn)動慣量。
由慣性力矩產(chǎn)生的軸向力為:
當Fk<Fa且Mk<MS時齒式離合器在接觸滑磨過程中就不會發(fā)生二次進擋沖擊,嚙合過程中嚙合套與待嚙合齒圈的轉(zhuǎn)速差在允許的速差范圍內(nèi)時不會出現(xiàn)嚙合不成功情況。
為了對進擋特性進行研究,在計算撥環(huán)力矩時對模型進行簡化,設(shè)接觸處齒面為絕對光滑的,即接觸處齒面摩擦系數(shù)uS為0。
根據(jù)式(27)可得:
為滿足Mk<MS則有:
則:
因此,忽略嚙合瞬間待嚙合齒圈的轉(zhuǎn)速和齒輪嚙合面的接觸摩擦力,同一個換擋機構(gòu)或具有相同系統(tǒng)轉(zhuǎn)動慣量的換擋機構(gòu)減小調(diào)速同步后的轉(zhuǎn)速差能減小換擋力大??;由于換擋指標也與齒式離合器的壽命直接相關(guān),因而希望換擋力Fa越小越好。這樣,減小同步后轉(zhuǎn)速差能保證以更小換擋力換擋的成功率。
3.5 換擋補償階段
與預(yù)換擋過程原理相同,當系統(tǒng)完成換擋操作過程,若直接跟隨駕駛員進行轉(zhuǎn)矩輸出,可能會使系統(tǒng)瞬間輸出一個較大的驅(qū)動力,此時將造成過大的沖擊度,降低乘坐者的舒適性。
若設(shè)定車輛在完成進擋動作的時刻為t4,此時驅(qū)動力為Ft4,滾動阻力為Ff4,空氣阻力為Fw4,旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)為d4;車輛驅(qū)動力在t5時刻變?yōu)镕t5時,滾動阻力為Ff5,空氣阻力為Fw5,旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)為d5,該時間段的平均沖擊度jr3為:
該過程中,t5-t4時間很短,故可認為Ff4+Fw4=Ff5+Fw5,且Ft4=0,又因為此時換擋動作已完成,因而d4=d5。代入式(31)則有
即可得出在t5-t4時間段內(nèi),舒適性要求越高(即沖擊度越小),預(yù)換擋時間要求越長。所以,同預(yù)換擋控制方法,系統(tǒng)采取加速度勻速變化策略來控制電機的轉(zhuǎn)矩變化率,則動力系統(tǒng)驅(qū)動力輸出變化率為:
EMT動力系統(tǒng)換擋過程是一個復(fù)雜的多剛體控制過程,其物理特性較多,且均不適合通過理論計算的方式得到,因而借助于虛擬樣機仿真技術(shù)對換擋操作過程進行深入仿真分析。采用ADAMS動力學仿真軟件對換擋過程進行動力學仿真,建立系統(tǒng)動力學模型[8]。由于模型搭建工作量大,故采用試驗室已有的速比為2.5和1的兩擋EMT模型進行虛擬樣機仿真,設(shè)置仿真步長為1 ms,由于計算量大,軟件本身內(nèi)存限制,仿真運行時間僅為7 s。由于EMT系統(tǒng)升擋與降擋過程的齒式離合器接觸碰撞狀態(tài)基本一致,因此只進行升擋過程仿真,其過程為:靜止狀態(tài)固定換擋力進1擋—撥叉位移信號響應(yīng)—電機等力矩加速—到達換擋點—固定換擋力作用退空擋—撥叉位移信號響應(yīng)—電機等力矩調(diào)速到目標值—固定換擋力作用進2擋—撥叉位移信號響應(yīng)—電機等力矩加速—固定換擋力退空擋。EMT虛擬樣機換擋仿真模型如圖6所示。
依據(jù)換擋過程控制方法對虛擬樣機1擋換2擋過程進行仿真,按照實際過程工作時,模型達到了設(shè)計指標,仿真運行無故障出現(xiàn)。設(shè)置換擋調(diào)速轉(zhuǎn)矩為40%電機額定轉(zhuǎn)矩時得到如圖7所示的仿真結(jié)果。
依次改變同步過程的電機調(diào)速轉(zhuǎn)矩,可得到不同的換擋時間和換擋沖擊度仿真結(jié)果如表1所列。
表1 相同換擋力、不同調(diào)速轉(zhuǎn)矩下?lián)Q擋時間和沖擊度
為進一步驗證該EMT動力系統(tǒng)換擋控制方法而進行臺架試驗。試驗臺架上EMT動力系統(tǒng)總成通過一個等速萬向節(jié)與測功機進行機械聯(lián)接,測功機實時模擬整車行駛時動力系統(tǒng)輸出軸端阻力矩。由于檢測系統(tǒng)(測功機加連接軸)慣量遠小于實際車輛慣量,測試時被測EMT系統(tǒng)輸出軸轉(zhuǎn)速大于實車轉(zhuǎn)速變化率,因而臺架試驗中換擋時間比實際車載試驗時間長。為解決上述問題,在換擋試驗過程中,當EMT退空擋時控制檢測系統(tǒng)輸出軸轉(zhuǎn)速,使其模擬車輛慣量自由減速過程。該試驗控制方法由于受慣量、阻力等參數(shù)的影響,不能準確進行換擋控制過程中的所有試驗,因而該臺架試驗主要驗證換擋控制方法的可行性及相應(yīng)換擋性能。
在試驗臺架上對4個擋位速比分別為5.81、3.23、1.73和1.00的4擋EMT系統(tǒng)連續(xù)進行升、降擋試驗后,獲得循環(huán)換擋時的輸入軸與輸出軸轉(zhuǎn)速曲線如圖8所示。對圖8中輸入軸轉(zhuǎn)速曲線上各拐點進行標記,其中B′C′、DE、FG段分別為1擋升2擋、2擋升3擋、3擋升4擋的升擋過程;IJ、KL、MN段分別為4擋降3擋、3擋降2擋、2擋降1擋的降擋過程。
整車沖擊度曲線是根據(jù)變速器輸出軸轉(zhuǎn)速變化數(shù)據(jù),利用公式(34)得到:
式中,rd為車輪半徑;i0為驅(qū)動橋傳動比;w為變速器輸出軸角速度。
針對表征換擋品質(zhì)的兩個重要因素,分析圖8中換擋試驗相關(guān)數(shù)據(jù):
a.換擋動力中斷時間:換擋時間由擋位傳感器反饋得到,根據(jù)不同擋位判斷可得出相對準確的各階段換擋時間。分別記錄摘擋時間、電機主動調(diào)速時間和進擋時間,得到換擋動力中斷時間。
b.換擋沖擊度最大值jmax:根據(jù)公式(34)計算獲得的換擋沖擊度數(shù)據(jù)繪制沖擊度曲線,得到擋位切換過程中換擋沖擊度的最大值。
由圖8中數(shù)據(jù)得出各擋位換擋品質(zhì)結(jié)果見表2。
表2 各擋位換擋品質(zhì)試驗數(shù)據(jù)
由表2可知,整個換擋循環(huán)試驗過程中動力中斷時間最長的為3擋升4擋的時間0.86 s,最短的為4擋降3擋時間0.65 s,平均動力中斷時間為0.748 s;換擋最大沖擊度為3擋升4擋進擋時的13.1 m/s3,最小沖擊度為3擋降2擋進擋時的3.2 m/s3,平均沖擊度為6.717 m/s3。
通過分析EMT系統(tǒng)換擋過程的5個階段,以沖擊度為主要邊界條件、動力中斷時間為次要邊界條件,構(gòu)建了EMT系統(tǒng)換擋動力學模型,分析了換擋階段的換擋力控制方法,以及基于轉(zhuǎn)矩補償?shù)膿Q擋控制優(yōu)化方法。仿真結(jié)果反映了不同換擋力矩對動力中斷時間與換擋沖擊度的影響。臺架試驗表明,換擋動力中斷時間最大值小于1 s,平均值小于0.8 s;換擋過程最大沖擊度小于16 m/s3,平均沖擊度小于8 m/s3;根據(jù)文獻[9]中換擋等級評價標準,該系統(tǒng)換擋質(zhì)量屬于良好。因此,所提出的換擋控制方法可行,整個換擋過程性能指標滿足設(shè)計要求,且達到了較高的換擋品質(zhì)。
1 王陽.氣動AMT避免換擋沖擊的控制策略研究.2007全國博士生學術(shù)論壇論文集.上海:同濟大學,2007:172~177.
2 王麗芳.自動變速器換擋規(guī)律確定方法的研究.汽車技術(shù), 1998(6):7~9.
3 曹正策.基于電驅(qū)動自動變速器EMT的Plug-in并聯(lián)混合動力系統(tǒng)研究:[學位論文].武漢:武漢理工大學,2011.
4 王凡.電驅(qū)動機械式自動變速系統(tǒng)(EMT)結(jié)構(gòu)設(shè)計:[學位論文].武漢:武漢理工大學,2011.
5 徐達偉,李東東,田韶鵬.電動輪驅(qū)動電動汽車動力系統(tǒng)測試試驗臺研究.汽車技術(shù).2014(3):31~35.
6 Davis Geoff,Donin Rolland,Findlay Mark,et al.Optimisa?tion of gear shift quality by mean of simulation.ATZ,2004, 106:668.
7 Glielmo L,Iannelli L,Vacca V,etal.Gearshift control for au?tomated manual transmissions.IEEE/ASME Transactions on Mechatronics,2006,11(1):17~26.
8 陳震,鐘再敏,章童.基于ADAMS的同步器同步過程仿真研究.汽車工程,2011(4):340~344.
9 王雷,席軍強.無離合器純電動客車機械式自動變速器換擋評價的研究.汽車工程學報,2012(1):35~39.
(責任編輯晨 曦)
修改稿收到日期為2015年2月1日。
Research on Shifting Process of Electric-drive Mechanical Transmission
Huang Bin1,Wu Sen1,Fu Xiang1,Yang Guochao2
(1.Wuhan University of Technology;2.Dongfeng Motor Corporation R&D Center)
In this paper,pure electric vehicle equipped with electric-drive mechanical transmission(EMT)serves as a research objective,the shifting process is divided into five stages,the factors affecting shifting at each stage are analyzed and the control methods at each stage is expounded.The control method of the shifting process is simulated with ADAMS,and a shifting dynamics model is constructed,which is verified with bench test.The results show that the shifting control method described in this paper is feasibility,performance index of the entire shifting process can satisfy the design requirement,and a premium shifting quality is achieved.
Pure electric vehicle,EMT,Shifting strategy
純電動汽車 電驅(qū)動機械式自動變速器 換擋控制方法
U463.212
A
1000-3703(2015)07-0018-06
國家科技部“863”基金資助項目(2011AA11A260),武漢市科學技術(shù)局基金資助項目(2013011801010595)。