自動離合器液壓執(zhí)行機構(gòu)正向設(shè)計方法

孫冬野 申付松 陳麗君 秦大同

重慶大學機械傳動國家重點實驗室，重慶，400030

0 引言

自動離合器是汽車機械式自動變速系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，其執(zhí)行機構(gòu)能否快速、準確地響應控制系統(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)行機構(gòu)有電控電動、電控液動和電控氣動三種形式，其中電控液動離合器執(zhí)行機構(gòu)具有能容量大、控制精度高、響應速度快及便于空間布置等優(yōu)點，在自動變速汽車上應用廣泛。

離合器執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計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)動機恒轉(zhuǎn)速起步控制策略等成果[1]。針對離合器執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計，國內(nèi)一些科研單位主要是根據(jù)現(xiàn)有器件進行改進設(shè)計[2]，或者是單從離合器自身特性出發(fā)進行經(jīng)驗設(shè)計[3]，這些設(shè)計方法難以滿足新車型離合器執(zhí)行機構(gòu)從無到有的設(shè)計要求。針對執(zhí)行機構(gòu)控制算法，文獻[4-5]先后提出變結(jié)構(gòu)控制和專家PID控制，文獻[6]也提出了自適應PI控制算法，使執(zhí)行機構(gòu)具有良好的動態(tài)性能。本文根據(jù)離合器自身特性和控制策略要求，進行自動離合器液壓執(zhí)行機構(gòu)的參數(shù)設(shè)計及控制算法研究，以期建立一種自動離合器液壓執(zhí)行機構(gòu)正向設(shè)計方法及流程，為新車型自動離合器系統(tǒng)的開發(fā)奠定基礎(chǔ)。

1 離合器執(zhí)行機構(gòu)控制目標參數(shù)的確定

1.1 發(fā)動機恒轉(zhuǎn)速起步控制策略

發(fā)動機恒轉(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為控制依據(jù)，在起步過程中維持發(fā)動機處于對應最大輸出轉(zhuǎn)矩的轉(zhuǎn)速下恒速運行。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[7]。根據(jù)發(fā)動機恒轉(zhuǎn)速起步控制策略，設(shè)定各油門開度下發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩最大時的轉(zhuǎn)速作為發(fā)動機目標轉(zhuǎn)速，以發(fā)動機目標轉(zhuǎn)速確定的轉(zhuǎn)矩值為參照即可確定離合器的目標接合位移。為了保證發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩足以克服起步阻力矩而不至于熄火，設(shè)定發(fā)動機轉(zhuǎn)速閾值，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速超過這個閾值時，離合器才開始接合。圖1中，nm為發(fā)動機目標轉(zhuǎn)速，nc為離合器從動盤轉(zhuǎn)速，Lm為離合器目標接合位移。起步過程中進行控制使發(fā)動機達到目標轉(zhuǎn)速的時刻和離合器達到目標位移的時刻盡可能一致，即可實現(xiàn)發(fā)動機恒轉(zhuǎn)速起步。

對于離合器控制，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)行機構(gòu)控制目標參數(shù)的確定

本文參照的是長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)動機恒轉(zhuǎn)速起步控制策略，為保證起步過程中發(fā)動機轉(zhuǎn)速穩(wěn)定于目標轉(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），得到不同目標油門踏板開度βm下的離合器目標接合位移Lm如表2所示。

表2 起步過程離合器控制目標

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油門踏板開度成正比變化，參照樣車發(fā)動機特性，設(shè)定油門開度βm≥50%時為急起步，此時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)行機構(gòu)的目標運動速度和位移曲線。圖2所示為目標油門踏板開度為30%時，離合器執(zhí)行機構(gòu)的控制目標參數(shù)，即執(zhí)行機構(gòu)的目標跟蹤曲線。如圖2所示，1.6s時離合器克服空行程開始以2.81mm／s的目標接合速度接合，到2s時候達到離合器目標接合位移停止接合，直至3s時離合器主動盤轉(zhuǎn)速同步執(zhí)行機構(gòu)以最大速度動作完成離合器接合。

圖2 βm＝30%時離合器執(zhí)行機構(gòu)目標跟蹤曲線

2 離合器執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計邊界條件的確定

2.1 離合器最大分離力的計算

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B為從動盤摩擦片沒有磨損時，膜片彈簧處于壓緊狀態(tài)時的工作位置點；凹點C及凸點M 分別為離合器徹底分離時，及摩擦片磨損到一定程度后離合器壓盤施加到從動盤上的壓力最大時，膜片彈簧的工作位置點；A點為離合器摩擦片磨損到極限位置時膜片彈簧的工作位置點。

圖3 膜片彈簧載荷變形曲線示意圖

由圖3知，在凸點M處，離合器膜片彈簧的大端載荷（即壓盤壓緊力）最大，此時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，當離合器分離時，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)行機構(gòu)最大運動速度的確定

離合器徹底分離時，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)行機構(gòu)的最大運動速度受離合器快速分離的限制，為滿足分離時間t≤0.3s的要求，得到離合器執(zhí)行機構(gòu)最大運動速度umax＝Lx2－x0／tmax＝8.95／0.3＝29.8（mm／s）。

3 離合器液壓執(zhí)行機構(gòu)的參數(shù)設(shè)計

3.1 離合器執(zhí)行機構(gòu)方案的確定

目前自動離合器常用的液壓執(zhí)行機構(gòu)有電機—液壓式和電磁閥—液壓式，前者采用直流電機控制離合器主缸，改變離合器工作缸的壓力以實現(xiàn)離合器的自動控制，后者運用電磁閥直接控制液壓缸，通過分離叉控制分離軸承以實現(xiàn)離合器的自動分離或結(jié)合。電磁閥—液壓式離合器執(zhí)行機構(gòu)結(jié)構(gòu)比較簡單，具有控制精度高、便于空間布置等優(yōu)點，在轎車離合器自動控制系統(tǒng)中運用較廣泛。但傳統(tǒng)的電磁閥—液壓式離合器執(zhí)行機構(gòu)通過分離叉控制離合器，杠桿式分離叉加載的平穩(wěn)性與對稱性較差，可能引起分離軸承因加載不均而出現(xiàn)微量傾斜，導致離合器分離指受力不勻，從而影響離合器動作的平穩(wěn)性；另外分離軸承與膜片彈簧每次接觸都會產(chǎn)生沖擊與摩擦，會縮短分離軸承和離合器的使用壽命[3]。鑒于此，本文設(shè)計的執(zhí)行機構(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)文獻在自動離合器液壓執(zhí)行機構(gòu)控制系統(tǒng)中多采用二位三通伺服閥[10－11]，為降低成本、簡化控制，本文執(zhí)行機構(gòu)控制系統(tǒng)采用兩個常閉二位二通高速開關(guān)電磁閥。如圖5所示，當進油閥V1通電、放油閥V2斷電時，離合器快速分離；分離完成使進油閥V1、放油閥V2皆斷電，可實現(xiàn)離合器保持分離；當進油閥V1斷電、放油閥V2通電時，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)行機構(gòu)主要部件參數(shù)設(shè)計

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算

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

式中，ηm為機械效率，ηV為容積效率，分別取為0.9。

將計算得到離合器執(zhí)行機構(gòu)最大分離力Fmax＝1046N及最大運動速度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)行機構(gòu)和變速器選換擋執(zhí)行機構(gòu)共用液壓源，故本文不再單獨選用液壓泵?？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)計算結(jié)果，選取貴州紅林機械廠生產(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)行機構(gòu)控制仿真分析

4.1 執(zhí)行機構(gòu)數(shù)學模型的建立

液壓系統(tǒng)的控制十分復雜，本文為簡化控制、便于分析，執(zhí)行機構(gòu)建模時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。

對于二位二通高速開關(guān)閥，閥口壓差Δp等于進口壓力p。對式（12）在穩(wěn)態(tài)工作點做線性化處理得

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為活塞運動速度；L為離合器接合位移。

4.1.3 分離軸承液壓缸負載力平衡方程

設(shè)離合器完全分離時分離軸承位移為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為活塞運動黏性阻尼系數(shù)。

分別對式（13）～ 式（15）進行拉普拉斯變換得

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)行機構(gòu)控制算法的確定

自動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)行機構(gòu)的控制目標，下層控制運用有效的算法實現(xiàn)執(zhí)行機構(gòu)對控制目標的跟蹤。執(zhí)行機構(gòu)能否快速準確地跟蹤目標接合位移嚴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，通過對放油電磁閥脈寬調(diào)制占空比進行控制以期實現(xiàn)離合器接合行程控制目標。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作為輸入量，將PID調(diào)整后的占空比增量信號進行累加即可得到調(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作為輸入量，將PID調(diào)整后的目標占空比增量信號進行累加即可得到調(diào)整后目標占空比輸出量。

圖7 執(zhí)行機構(gòu)控制流程圖

PID控制算法具有簡單緊湊、運行可靠、對硬件要求低等優(yōu)點，在眾多領(lǐng)域中得到廣泛應用，因此采用PID控制算法來設(shè)計控制器。由于閥控液壓缸的輸出是階梯式的，故只能用離散PID控制算法對控制器進行設(shè)計，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，不需要對誤差e（k）進行累加，工作量小，實現(xiàn)起來相對容易，因此本文采用了增量式PID控制算法，其表達式為

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%時離合器執(zhí)行機構(gòu)對目標接合位移的跟蹤情況。

圖8 βm＝30%時執(zhí)行機構(gòu)響應仿真結(jié)果

從仿真結(jié)果可以看出，執(zhí)行機構(gòu)剛開始動作時，系統(tǒng)有小部分超調(diào)和波動，但很快進入穩(wěn)定狀態(tài)，雖然響應曲線仿真結(jié)果與目標位移有一定的誤差，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現(xiàn)了所設(shè)計的離合器執(zhí)行機構(gòu)的控制目標，系統(tǒng)的響應速度快，跟蹤誤差小，達到了設(shè)計要求。

5 結(jié)論

（1）建立了以控制策略為設(shè)計目標、離合器操縱特性為邊界條件、仿真分析為校驗手段的自動離合器液壓執(zhí)行機構(gòu)的正向設(shè)計方法。

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

（3）仿真結(jié)果表明，所設(shè)計的執(zhí)行機構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)自動離合器系統(tǒng)響應速度快、跟蹤誤差小的要求。

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