自动手动变速器的变速控制外文翻译资料

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自动手动变速器的变速控制

摘要 提出了用干式离合器实现现代自动手动变速器 (AMTS) 的变速控制策略。该控制器通过分层方法设计, 在五种不同的AMT操作阶段识别: 参与、滑动打开、同步、松开和滑动闭合。该控制方案包括基于发动机转速、离合器速度和轴承位置测量的解耦和级联反馈回路, 以及对传输扭矩的估算。对驱动线、干式离合器和控制执行机构的模型进行了估算, 对中型汽油车的试验数据进行了分析, 并通过仿真验证了该控制器的有效性。

1 介绍

具有现代传动系统的汽车具有高燃油经济、低尾气排放和优异的动力性。关于未来汽车市场预测的最新报告表明, 在今年, 手工变速器的生产将下降到50% 以下, 而现代的自动变速器将达到25% 的生产份额。在其他反馈中, 自动手动变速器 (AMTS) 是一个有前途的解决方案, 因为它们可以被看作是一个廉价的附加方案解决经典 (在欧洲和拉丁国家) 手动变速箱系统的问题。此外, AMTS 也广泛用于赛车和现代混合动力电动汽车。

其中，在AMTS中最关键的操作是变速器和离合器结合。在汽车传动系统, 离合器的目标是平稳地连接飞轮和传动轴, 以不同的速度旋转, 以使发动机产生的转矩通过传动系统传递到车轮。离合器接合的自动化必须满足不同和相互冲突的目标: 它应至少获得由驾驶员手动实现的相同性能 (短换档时间和舒适度), 并在接合和接合面磨损等方面提高性能。引擎和离合器速度在结合和锁定期间，为舒适度和摩擦损失扮演一着重要的角色。

为了实现离合器啮合自动化的目标, 人们提出了几种处理汽车启动工况的控制方法: 定量反馈理论、模型预测控制策略、模糊控制、解耦控制和最优控制, 提出了一种特殊的啮合技术。在换档阶段, 有关离合器接合的问题和解决方案也在文献中得到了考虑。在（[10]这篇文献中），一种在升挡和降档的过程中，用于计算所需发动机转速的分析方法也被人们提出。在AMTS 中, 采用基于模型的反演方法来设计无同步器的变速控制。在考虑驾驶员的意图和可变载荷时, 采用了神经模糊的方法。

尽管有大量的关于AMT控制的文献, 一些问题还需要进一步的研究: 速度反馈回路在离合器啮合控制中的作用, 在车辆启动和变速器中可以利用的控制器结构的定义, 解决离合器老化的性能, 离合器特性的不确定性。本文试图通过提出一种新的变速器和离合器的接合方式以在该方面的研究做出一定贡献。

该文章的组织结构如下。在第二节,我们考虑了传动系、干式离合器和闭环电液执行机构的模型, 并对实验数据进行了调整。在第三节, 五个不同的操作阶段的AMT被考虑: 啮合，滑动开放, 同步, 松开, 和滑动关闭。在第四节，基于测量离合器速度、发动机转速和轴承位置，我们设计了一个控制器，它通过一个分层的方法设计的解耦和级联反馈回路。在 matlab 环境中模拟了控制的AMT, 采用 Stateflow 虚拟样机选择了与当前AMT相对应的仿真方案和相应的控制器。在第五节，仿真结果显示了目标方法的有效性，并在第四节的结论中提出了综合报告结果的部分。

2 建模

1. 传动系

假定离合器速度omega;c 等于主轴速度omega;m, 并考虑主轴刚性 (图一), 可获得适合于参数辨识和离合器啮合控制设计的传动模型。因此, 当发动机飞轮和离合器盘处于相对滑转状态时, 传动系统的模型可以写成：

其中，J是惯性；omega;是速度；T是扭矩；xc是轴承位置;下标 e、c、t 和 w 分别表示发动机、离合器、变速器和车轮。此外, ig 是齿轮比, id 是微分比, Jeq (ig, id) = jm (1/I²_g) (Js1 Js2 (Jt/i²_d)), Js1 和 Js2 是连接到同步器的两个磁盘的惯性，J_m 是主轴惯性, tl 是负载扭矩, theta;是角度, k 是弹性刚度系数, beta;的是摩擦系数。当离合器啮合时, 发动机转速omega;e 和离合器盘速omega;c 相等。相应的参与模型可以通过添加 (1) 和 (2) 与假定omega;e equiv;omega;c 来获得。有关详细信息, 请参见 [13], 其中一个更复杂的模型也考虑了主轴的灵活性。

可以通过考虑传动轴的刚性来实现模型的进一步简化。通过假定omega;c equiv;omega;m equiv; igidomega;w 和把汽车惯性简化至主轴, 可以获得以下模型:

其中，Jv(igid) = Jc Jeq(igid) (Jw /i2 gi2 d). 通过在omega;e equiv;omega;c 中加入 (5) 和 (6), 可以得到相应的啮合模型。

模型(1)-(4)在传动系统动力学描述和模型复杂性之间提供了良好的折衷方案。(1)-(4)模型中的参数已根据在菲亚特 STILO 汽油车上进行了实验数据的调整，Je= kg·m2, id =3.94, 齿轮比率的集合, ig=[3.08、2.23、1.52、1.16、0.91]分别从第一齿轮到五次齿轮上获得。信号omega;e, omega;c, omega;w和te 已在采样频率 100 hz 在测试中得到, 在这当中，一系列升档操作由不同的加速度踏板位置和车辆速度来执行。离合器扭矩由离线反转 (1) 进行估计:

其中omega; circ; ˙ e是通过所谓的”噪声数据”, 即, 被测量的引擎速度中的被过滤的增量比率。使用最小二乘法确定了模型参数, 并找到了相应的结果:Jc Jeq = 0.004 kg·m2, Jw = 133 kg·m2, beta;tw = 295 N·m/(rad/s), 和 ktw = 6200 N·m/rad. 注意, 在 jc Jeq之和中, Jeq 对齿轮比的依赖性可以忽略不计。它还可以验证,作为典型的类型的传动和汽车在调查中, 第一共振的频率响应的模型出现在一定赫兹范围内。

1. 干式离合器

从物理角度来看, 干式离合器由两个圆盘 (离合器盘连接到主轴, 与发动机相连的飞轮盘) 包括一个高摩擦材料和一个按下磁盘相互作用 (离合器闭合或啮合) 或保持它们分开 (离合器开启或脱离) 的机制。在接合阶段, 离合器圆盘向飞轮盘移动, 直至其接触的摩擦力进行扭矩传输。轴承位置的坐标决定了飞轮盘与离合器盘之间的压力, 因此, 在滑动阶段传递扭矩。将轴承位置与离合器传递的扭矩联系在一起的非线性特性 tc (坐标) 不容易建模。离合器磨损剧烈地影响了这样的特性和扭矩传输。此外, 离合器的特性也受摩擦系数对温度和滑移速度的依赖性的影响。特别是滑动速度的摩擦系数的负变化可以引起传动系的扭转自激振动。

从上述实验测试中，确定了标称非线性特性Tc(xc)。通过表示 (7) 获得的离合器扭矩的估计值作为信号的对应值的函数, 得到了图中所报告的点集。利用图中所报告的插值曲线对离合器扭矩的绝对值进行了建模，如图2 (曲线 b) 所示，及其变化 (曲线 a 和 c) 模型不同的离合器磨损, 并已用于测试控制器的稳健性。请注意, 磨损改变了轴承的位置, 比如说 x macr;c, 在这两个磁盘接触, 传输扭矩变得不同于零。

1. 离合器制动器

在AMTS, 电液执行器主要由一个液压活塞连接到一个弹簧系统, 保持离合器关闭时, 活塞不附加任何力 (见图3)。活塞由三个电气端口控制, 通过液压回路调节油流, 然后确定机械传动机构的作用力。在标准工况中, 电液执行器与轴承位置的反馈控制一起使用。通常情况下，一个进一步内部控制回路会在当前被实施。通过确定在 [17] 中提出的详细的执行器模型的参数, 我们可以发现，对于本文的目标, 具有位置反馈回路的执行器可以通过一阶线性系统令人满意地逼近。

在机械传动室的动力学中，执行器模型由一组描述电气阀芯、伺服器活塞和压力变化的方程式组成。阀芯的运动由力平衡方程如下描述：

其中，mv 是线轴质量, yv是线轴位置, fm 是由螺线管电流 i 引起的力, bv 是摩擦系数, kv 是有效的弹簧常数, 而 Fko 是机械弹簧力由于弹簧的预载荷。油压力为伯努利力，可定义为 [18]：

其中，ϕ是放电系数, cv 是流速系数, w 为控制端口宽度, thetasym; (分心) 是由线轴位置的多项式函数 (thetasym; () =) 所描述的喷射角, 以及三端口电气阀中压力的变化，定义为：

其中，pl 是线压力, pt 是缸内压力, pa 是执行器的油压。油压力 pa 的变化可以被描述为：

其中，e 是流体体积模数, ap 是活塞横截面面积, 是执行器的位置 (或, 等效地,轴承位置), vt 是最小的执行器腔容积 (对应于分度=0), q (, ∆p) 是油流在伺服缸中计算如图所示的方程式底部的页面, 其中 d 是 underlap 到port, Clk是遗漏系数, rho;是油密度。液压传动器模型的最后方程式描述了伺服缸中的活塞的运动：

其中，mp 和 mc 分别是活塞和离合器质量, bp 是摩擦系数, Fspring 是通过静态特性模拟的膜片弹簧的非线性弹簧力。有关模型的详细信息, 请参见 [17]。

该模型有以下几点需要考虑。首先, 几个参数 (如体积模数和其他油参数) 取决于温度和操作条件。此外, 由于管路和执行器腔的流体动力学特性, 难以建模。因此模型没有捕捉到实际系统的所有动态和二阶现象, 然而, 它是足够详细的表明, 当执行器控制使用反馈回路的位置, 整体控制系统是相当稳健的参数变化和不确定性以及未建模动力学。

该模型的参数是通过使用受控执行器上的可用实验数据来确定的: 螺线管电流 i 和轴承位置。采用反演方法识别伺服缸参数, 而采用最小二乘法来识别电气阀参数。表一报告了识别程序的结果。

执行器的行为依赖于其模型参数。为了验证这一点, 已确定的模型在开环中模拟了体积模数的增加 ( 20%) 值。在图的顶端示意图中, 实验离合器轴承位置报告 (实心线) 与离合器轴承位置对应的相同输入信号, 但与摄动参数 (虚线) 相比。因此, 执行器参数的变化对整体啮合控制策略性能的影响可能是相关的。然而, 执行器通常配备有局部反馈控制的轴承位置, 为闭环系统提供稳健性。为了表明这一点, 一个位置反馈控制回路与经典调节器 (pi) 已添加到确定的 open-loop 模型中。通过考虑标称模型和摄动方程, 进行了仿真实验。在图的底部示意图中, 控制系统的输出 (轴承位置) 以标称 (实心线) 和摄动 (虚线) 的情况报告: 两条曲线几乎相等, 从而显示了位置反馈控制所提供的稳健性。因此, 为了评估 amt 控制策略的性能, 一个不依赖于执行器参数的受控执行器的等效模型就足够了。为了近似一个简单的闭环执行器模型, 我们进行了辨识过程。所确定的模型的输入现在是参照轴承位置, 输出是实际轴承的位置。因此, 根据模拟结果 (虚线部分) 的合理性, 在图4中报告了一阶线性系统是闭环执行器模型的一个精确近似。这种等效模型在变速变速器模拟中得到了应用。

3 AMT的操作阶段

为了确定AMT操作阶段的可能分类, 让我们考虑在图5中报告的变速器中的发动机转速和离合速度信号。可以确定五个不同的阶段: 参与、滑动开放、同步、松开和滑动闭合 (见图6)。在普通操作条件下, AMT处于接合阶段, 离合器被锁定, 发动机扭矩直接传递给传动系。从驱动程序的换档请求对应于离合器开启阶段开始: 轴承位置下降, 离合器盘开始顺着飞轮盘下滑, 虽然两个质量的旋转近似相同的速度 (见图5)。当离合器完全开启时, 可以啮合新的齿轮, 并开始同步相位。离合器盘速度迅速移动到速度值对应的车速度，并通过新的齿轮比率报告到主轴(基于车动力学，在同步阶段期间，由于阶段较短，车速度可以假设是恒定的)。在同步阶段, 发动机转速也开始减少 (见图5)。一旦新的齿轮完全啮合, 飞轮盘和离合器盘必须再次连接, 松开阶段开始。在这一阶段, 轴承位置增加, 并应尽可能快的移动, 以值为 x macr;c 的离合器盘和飞轮接触。对xc gt; x macr;c 的AMT是在滑动关闭操作阶段; 这一阶段的速度调节对于AMT的整体性能非常重要。当离合器和飞轮达到相同的速度, 它们被锁定,开始一个新的AMT操作阶段。

4 变速控制

1. 控制器目标

在换档过程中, 离合器接合应尽快进行, 并严格限制驾驶舒适性和发动机运行条件。对离合器接合的基本约束是所谓的 no-kill 条件, 也就是说, 必须避开发动机失速。这种情况可以通过强加进行建模：

一个能够在啮合期间得到满足的重要条件是所谓的平滑接合情况。非光滑的啮合过程导致了动力系统的机械振荡, 应避免这一问题, 以保持乘客的舒适性。为了了解这一现象, 我们首先指出, 在啮合时, 例如 tmacr;, 系统在两种不同的配置之间切换: 其中omega;e 和omega;c 是不同的速度, 其中一个是它们重合的。这样的开关激发了系统动力学, 并且不难认识到, 励磁的程度的一个粗略的度量由间断omega;˙ c (tmacr; ) minus;omega;˙ c (tmacr;minus;) 给出。为了计算这个不连续性, 我们假设, 为了简单起见, 发动机扭矩是连续的 tmacr;。现在, 我们添加 (1) 和 (2) ，并且在锁定后联系omega;e equiv;omega;c可以得到：

其中，

通过假定，在锁定中状态和引擎扭矩是连续的，你会得到：

可以推导出：

因此, 接合平滑度与闭锁的滑动加速度有关, 我们将这一数量看作是定量的性能标准。

另一个控制目标包括保持尽可能低的能量在啮合期间耗散

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