電動汽車濕式雙離合變速器換擋動力學(xué)仿真*

樓振雄 段宇鵬 張云清

（華中科技大學(xué)國家企業(yè)信息化支撐軟件工程技術(shù)研究中心，武漢，430074）

引言

近年來，隨著電動汽車動力性和經(jīng)濟性等優(yōu)化目標(biāo)的提出，以及電機設(shè)計的逐步完善，通過電機本身的改良來提高工作效率變得越來越困難，而通過對傳動系統(tǒng)的優(yōu)化來提高效率的方式逐漸被人們所重視［1，2］.

雙離合變速器（DCT）由于其換擋過程中動力不中斷、換擋速度快等優(yōu)點，在電動車中的應(yīng)用受到許多研究者的關(guān)注［3，4］.電機良好的調(diào)速特性能夠進一步發(fā)揮雙離合變速器動力無中斷，換擋沖擊小的特點，可顯著提高換擋品質(zhì)，但是換擋過程中的電機與離合器的協(xié)調(diào)控制問題是DCT研發(fā)中的難題.

在傳統(tǒng)燃油汽車中，雙離合變速器已經(jīng)有了廣泛的應(yīng)用和研究［5，6］，依據(jù)離合器傳遞轉(zhuǎn)矩機理可分為干式雙離合變速器（Dry-type DCT）和濕式雙離合變速器（Wet-type DCT），干式雙離合變速器傳動效率較高，接合速度快，但是發(fā)熱較嚴(yán)重，且使用壽命較短，而濕式雙離合變速器壽命長，可靠性高，但由于腔體內(nèi)油液的損耗使得效率有所下降.德國大眾公司（VW）最早于2003年研發(fā)了六速雙離合變速器，此后，福特，尼桑，寶馬，通用等車企均對雙離合變速器投入了研究.電動汽車變速箱中，兩速比變速箱相比于單速比變速箱顯著提升了電動汽車動力性與經(jīng)濟性，而成本遠(yuǎn)低于多檔速比變速箱，同時，兩速比的DCT變速箱去除了同步器結(jié)構(gòu)，簡化換擋過程，進一步減小了換擋沖擊，是目前電動汽車傳動系統(tǒng)的發(fā)展趨勢.

為實現(xiàn)無沖擊換擋，雙離合變速器中離合器與電機的協(xié)調(diào)控制極為重要.借助精確的動力學(xué)模型，仿真雙離合變速器的換擋過程并優(yōu)化控制策略.Liu等人［7］提出了一種離合器的標(biāo)定方法，通過離合器滑移過程中的轉(zhuǎn)速傳感器，設(shè)置了間接的轉(zhuǎn)矩觀測器，對離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的模型進行修正，有助于雙離合變速器扭矩的精確控制.

Lu等人［8］將干式雙離合器視為一個多體系統(tǒng)，針對其在啟動階段的嚙合行為進行數(shù)值模擬，提出了一種具有雙離合變速器的乘用車傳動系統(tǒng)的非線性動力學(xué)模型.考察了摩擦功，沖擊強度和發(fā)動機扭矩，將其引入目標(biāo)函數(shù).建立發(fā)動機的動力學(xué)模型，根據(jù)發(fā)動機在換擋過程中的調(diào)速需求，改變節(jié)氣門開度，實現(xiàn)平穩(wěn)換擋.

Zhao等人［9-11］進行了用換擋沖擊度，滑摩功等指標(biāo)擬定函數(shù)對換擋質(zhì)量進行描述，提出控制算法優(yōu)化，分別對換擋和起步過程進行了仿真.提出通過魯棒性控制策略改善換擋品質(zhì)，該方法在混動車輛的雙離合變速器仿真模型中得到驗證［12］.為了減小齒隙，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩波動，傳感器噪聲以及模型的不確定性等對離合器控制效果的影響，文獻［13］進一步提出魯棒性控制使換擋過程更為穩(wěn)健，而仿真結(jié)果表明，該控制策略有效地協(xié)調(diào)了換擋過程中動力源與離合器的控制.

然而，這些研究討論了干式DCT而非濕式DCT，而干式離合器的應(yīng)用范圍受到其使用壽命不長，難以承受惡劣工況等缺點的限制.與之相比濕式離合器在接合期間響應(yīng)更復(fù)雜.干式DCT模型可以簡化為在嚙合，滑動和脫離狀態(tài)下的分段函數(shù)，而對于濕式DCT，換擋過程中傳遞轉(zhuǎn)矩隨時間的動態(tài)響應(yīng)過程不能被忽略.

Zhang等人［14］考慮滑差轉(zhuǎn)速與接合壓力的變化對摩擦因數(shù)的影響，以庫倫摩擦模型表述離合器結(jié)合過程.然而該模型只能表述靜態(tài)的轉(zhuǎn)矩傳遞模型 .Kulkarni［15］以 Matlab/Simulink 為仿真平臺，引入了有效摩擦面積，搭建了整車的動力學(xué)模型和換擋控制邏輯，并研究了換擋時離合器壓力分布對輸出扭矩的影響，優(yōu)化了離合器的壓力變化曲線，對換擋質(zhì)量進行了改善.但其采用的模型依然為Coulumb摩擦模型.與濕式離合器的動態(tài)轉(zhuǎn)矩傳遞過程有所差異.

考慮到摩擦片之間的油液的影響，多位研究者［15，16］基于 Patir-Cheng平均流量模型的修正雷諾方程對離合器的接合過程進行了數(shù)值模擬，將濕式離合器的接合過程分為擠壓油液、混合摩擦、粗糙接觸三個階段，將摩擦片的表面視為G-W微凸體接觸模型，以高斯分布、維爾分布等對摩擦片表面進行假設(shè)，仿真了濕式離合器接合過程中的震顫問題［17］.Berger等人［18］考慮了表面粗糙帶溝槽的濕式離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的特性，通過有限元模型進行數(shù)值計算，對負(fù)載、摩擦材料滲透特性、溝槽寬度等對接合特性的影響進行了分析.胡宏偉［19］建立了濕式離合器滑摩過程摩擦轉(zhuǎn)矩的數(shù)學(xué)模型，通過仿真分析了摩擦系數(shù)斜率、靜摩擦系數(shù)、傳動系統(tǒng)阻尼、剛度以及接合壓力波動等參數(shù)對離合器抖動的影響，為改善離合器摩擦特性以及傳動系統(tǒng)設(shè)計提供了參考.但在濕式雙離合變速器的建模中，研究者常簡化了濕式離合器本身的動態(tài)特性［20］.

Walker等人［21］為研究離合器控制在換擋過程中的真實響應(yīng)，建立了離合器液壓伺服閥的詳細(xì)模型.控制算法考慮了離合器轉(zhuǎn)矩，發(fā)動機轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩控制，對離合器實際扭矩和發(fā)動機期望扭矩的差值變化做了敏感性分析，結(jié)果表明，在較高的輸入扭矩下，當(dāng)輸入扭矩越大，液壓系統(tǒng)離合器扭矩控制的誤差也會增大，系統(tǒng)的振動也會增大.在理想的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩前饋控制下，換擋過程的轉(zhuǎn)矩缺口能夠?qū)崿F(xiàn)最小化.在離合器控制上，采用廣義預(yù)測算法（AGPC），實現(xiàn)對離合器接合過程的精準(zhǔn)控制［22］.

在換擋質(zhì)量的評估中，文獻［23］仿真表明發(fā)動機轉(zhuǎn)矩的輸出波動將會導(dǎo)致長時間的滑摩和較大的換擋沖擊，此外，齒輪的間隙，同步器的嚙合均會導(dǎo)致?lián)Q擋過程的非線性.對換擋動態(tài)過程的研究高度依賴于動力學(xué)模型的準(zhǔn)確性.

目前在濕式雙離合變速箱的研究中，所建立的轉(zhuǎn)矩模型通常為基礎(chǔ)的靜態(tài)轉(zhuǎn)矩傳遞模型，無法體現(xiàn)換擋中離合器潤滑油運動和離合器摩擦片接觸的動態(tài)過程，對控制策略的制定產(chǎn)生影響.本文將分別采用濕式離合器油液-摩擦片復(fù)合模型和經(jīng)典的庫倫摩擦模型，對離合器結(jié)合的動態(tài)轉(zhuǎn)矩傳遞過程建模，將其集成到整車的縱向動力學(xué)模型中，參照文獻［24］換擋過程中電機轉(zhuǎn)矩和離合器壓力的控制策略，采用開環(huán)控制對換擋過程中的離合器和電機控制進行協(xié)調(diào).仿真并分析兩種模型下控制效果的差異.

1 換擋動力學(xué)模型

DCT換擋過程本質(zhì)上是電機的輸出轉(zhuǎn)矩由原接合離合器平順轉(zhuǎn)移至原分離離合器的切換過程.濕式離合器模型是傳動系統(tǒng)建模的核心部分，其轉(zhuǎn)矩傳遞的特性直接影響了換擋過程的轉(zhuǎn)矩輸出.濕式離合器的接合/分離過程涉及到粘性油液的剪切、擠壓以及微凸體的接觸，是一個值得研究的耦合問題.同時，動力系統(tǒng)各部件的轉(zhuǎn)動慣量、傳動效率也會對換擋時間和換擋質(zhì)量產(chǎn)生影響.

1.1 濕式離合器轉(zhuǎn)矩傳遞理論

離合器壓緊過程需要克服液壓力和摩擦片接合壓力，對應(yīng)的傳遞轉(zhuǎn)矩由液壓油的粘性扭矩和摩擦片的摩擦扭矩共同承擔(dān).根據(jù)傳遞轉(zhuǎn)矩的組成，該接合過程可以劃分為三個階段：擠壓油液階段、混合摩擦階段、粗糙接觸階段.

在離合器接合初期，摩擦片并未產(chǎn)生接觸，內(nèi)部填充有一定粘度的油液.當(dāng)離合器輸入輸出存在轉(zhuǎn)速差時，油液產(chǎn)生黏性力，此時傳遞轉(zhuǎn)矩均由油液內(nèi)部黏性力貢獻.

隨著離合器的逐漸接合，摩擦片開始產(chǎn)生局部接觸，且接觸間隙間依然被油液填充.此時摩擦片的接觸和油液的黏性力共同承擔(dān)離合器傳遞轉(zhuǎn)矩.

隨著離合器接合，摩擦片接觸產(chǎn)生的摩擦力逐漸占據(jù)主導(dǎo)地位，離合器兩側(cè)逐步壓緊.當(dāng)潤滑油無法形成油膜時，黏性力可以忽略不計，扭矩傳遞完全由機械接觸的摩擦力承擔(dān).

當(dāng)轉(zhuǎn)速差為零時，離合器完全接合.下文中，將分別對這三個階段做出理論分析.

1.2 擠壓油液階段

擠壓油液階段，摩擦片尚未接觸，轉(zhuǎn)矩傳遞由液壓油黏性力承擔(dān).由于濕式離合器較為優(yōu)良的散熱特性，油液在工作過程中狀態(tài)變化較小，忽略油液密度、黏度等參數(shù)的變化，離合器間的油液可以視為較為理想的流體.

根據(jù)雷諾數(shù)的計算：

其中，ρ為液體密度，v為離合器摩擦副邊界液體的相對流速，d為離合器內(nèi)間隙，μ為動力粘度.估算可得，Re<<2000，摩擦副間可視為層流.流體內(nèi)摩擦力及剪切應(yīng)力可以表示為

將離合器假設(shè)為內(nèi)徑r1，外徑r2的圓環(huán)，積分后剪切扭矩為：

該公式未考慮離合間隙d的變化過程帶來的影響，故對以上剪切扭矩的表達式進行修正.取接合過程中某微單元液體進行受力分析，根據(jù)微元體在離合器圓盤徑向方向上的受力平衡，即：

其中，p為微元體位置處油壓，τ為剪切應(yīng)力，r為微元體位置處半徑，z為微元體在離合器內(nèi)部的軸向位置.又根據(jù)牛頓內(nèi)摩擦定律：

聯(lián)立式（5），式（6）能夠得到油膜壓力與液體內(nèi)部流速的關(guān)系式：

考慮離合器兩側(cè)邊界處油液徑向速度可視為零，對上式積分得到：

離合器潤滑油流量Q為：

代入得到：

對潤滑油液做連續(xù)介質(zhì)假設(shè)，即x y z三向流量之和守恒，并依據(jù)動量守恒定律方程，可以得到擠壓階段油液壓力的表達式：

其中u1，u2為小液塊x向速度，v1，v2為小液塊y向速度，w1，w2為小液塊z向速度.h為摩擦副中的油膜厚度，?為摩擦副的平均間隙.考慮到各向流量因數(shù)?x，?y，?s及聯(lián)合粗糙度σ，摩擦片滲透系數(shù)φ，修正后得到平均雷諾方程：

流量因數(shù)?x，?y，?s通過Patir-Cheng［15］總結(jié)的計算公式得到.將上式表示為圓形離合器中的壓力隨徑向分布的形式，并將油壓p在徑向積分得到：

整理得到第一階段擠壓油液過程的潤滑油壓力表達式：

1.3 混合摩擦階段

當(dāng)離合器油膜厚度逐漸減小，離合器摩擦片微凸體部分開始接觸，發(fā)生彈性或塑性形變，產(chǎn)生摩擦轉(zhuǎn)矩和壓力.此時，離合器作動器的壓力與油壓、接觸正壓力平衡，離合器傳遞轉(zhuǎn)矩為油液剪切轉(zhuǎn)矩和摩擦片接觸摩擦轉(zhuǎn)矩之和.

根據(jù)摩擦學(xué)中粗糙表面彈塑性接觸的有效面積公式得到：

其中，P（H）表示摩擦片微凸體高度大于H，即發(fā)生接觸部分的概率密度

式（19）中，A0表示彈塑性接觸系數(shù)，1

根據(jù)彈性力學(xué)模型，通過數(shù)值積分和曲線擬合［15］，有效壓力Pc與H的近似關(guān)系為：

參考文獻［25］，Kp選取常數(shù)4.4086×10-5，K′與E′分別為：

其中，E1、E2分別為摩擦副兩個摩擦副的彈性模量，E′代表了當(dāng)量彈性模量.在混合摩擦階段，根據(jù)受力平衡，離合器的執(zhí)行機構(gòu)對離合器的壓力應(yīng)為液壓承載力和接觸承載力之和.

即壓強Pc與Pv關(guān)于各自的面積積分.引入變量C=Ac/An表示粗糙摩擦面積占有效接觸面積的比例.以Ared表示摩擦片實際受力區(qū)域占總面積的比例.能夠得到混合摩擦液壓力與接觸壓力分別為：

代入壓強公式，積分得到Fv，F(xiàn)c的值：

當(dāng)已知離合器正壓力Fn時，即可解得離合器摩擦片間的間隙變化率?h/?t，此時可求出油膜壓力和摩擦接觸力的數(shù)值.根據(jù)摩擦理論及1.2節(jié)所推導(dǎo)的液體剪切轉(zhuǎn)矩計算公式，兩者產(chǎn)生的傳遞力矩分別為：

考慮到摩擦系數(shù)隨著相對轉(zhuǎn)速增加而減小，摩擦系數(shù)與轉(zhuǎn)速的關(guān)系式為：

其中，fc0為滑動摩擦系數(shù)，k為摩擦系數(shù)隨轉(zhuǎn)速差下降速度的參數(shù)，kf為靜摩擦系數(shù)高于滑動摩擦系數(shù)的比值.參考文獻［19］取值.

1.4 粗糙接觸階段

當(dāng)離合器間隙進一步減小，摩擦片間隙無法形成油膜，傳遞轉(zhuǎn)矩即為微凸體的摩擦轉(zhuǎn)矩，接觸面積比C=1.則式（30）改為：

2 整車縱向動力學(xué)建模

整車功率傳遞路線為：從電機輸出功率，傳遞至雙離合減速箱，再由主減速機依次傳遞至主傳動軸和輪邊，驅(qū)動車輛行駛.在縱向動力學(xué)模型中，以上各部件依次考慮到：電機的動態(tài)特性，雙離合減速機的離合器傳遞轉(zhuǎn)矩，雙離合減速機內(nèi)部齒輪軸的轉(zhuǎn)動慣量，主減速機的轉(zhuǎn)動慣量，主傳動軸的轉(zhuǎn)動慣量，剛度和阻尼，輪邊的轉(zhuǎn)動慣量，輪胎與路面的附著系數(shù)，車輛的總行駛阻力.

2.1 車輛行駛阻力模型

根據(jù)車輛縱向動力學(xué)公式，車輛行駛阻力組成為：

其中，F(xiàn)f為滾動阻力，F(xiàn)w為空氣阻力，F(xiàn)i為坡度阻力，F(xiàn)j為加速阻力.與車速、路面條件等關(guān)系如下：

其中，G為整車車重（N），Cd為風(fēng)阻系數(shù)，A為迎風(fēng)面積（m2），ua為車速（km/h），f為路面滾阻系數(shù)，δ為汽車旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，商用車輪胎滾阻系數(shù)和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)公式如下

其中，Iw為車輪轉(zhuǎn)動慣量，If為主傳動部分轉(zhuǎn)動慣量，Ig為變速箱內(nèi)轉(zhuǎn)動慣量（根據(jù)檔位決定），i0為主傳動比，ig為對應(yīng)檔位速比，ηT，ηg為主減速機和變速箱傳動效率.

2.2 DCT換擋動力學(xué)方程

DCT換擋的本質(zhì)為傳遞轉(zhuǎn)矩從當(dāng)前檔位離合器逐漸轉(zhuǎn)移至目標(biāo)檔位離合器的過程.離合器滑摩過程中，傳遞轉(zhuǎn)矩可以表示為：

其中，ωrel1=ωc1-ωm，ωrel2=ωc2-ωm，Tc，Tv分別為章節(jié)1中計算的摩擦片傳遞轉(zhuǎn)矩和油液傳遞轉(zhuǎn)矩，當(dāng)電機轉(zhuǎn)速與離合器1轉(zhuǎn)速同步，且傳遞轉(zhuǎn)矩小于離合器最大傳遞轉(zhuǎn)矩，則離合器維持嚙合狀態(tài)，傳遞轉(zhuǎn)矩為電機轉(zhuǎn)矩減去離合器2的滑摩轉(zhuǎn)矩（離合器1，2不存在同時接合情況）；當(dāng)電機轉(zhuǎn)速大于離合器1轉(zhuǎn)速，則傳遞轉(zhuǎn)矩為正；當(dāng)電機轉(zhuǎn)速小于離合器1轉(zhuǎn)速，則傳遞轉(zhuǎn)矩為負(fù).

結(jié)合整車縱向動力學(xué)方程，式（42）為兩自由度方程：

其中，ce表示電機轉(zhuǎn)動副阻尼系數(shù)為等效到減速機輸出軸的等效轉(zhuǎn)動阻尼系數(shù)為等效到減速機輸出軸的等效轉(zhuǎn)動慣量.

其中，Ig1，Ig2表示變速箱一檔與二檔動力傳遞路徑的轉(zhuǎn)動慣量，cg1，cg2表示對應(yīng)動力傳遞路徑的摩擦阻尼，If表示減速箱轉(zhuǎn)動慣量，cf表示減速箱轉(zhuǎn)動副的摩擦阻尼.ηg，ηf表示變速箱到車輪及減速箱到車輪的傳動效率.

上述動力學(xué)模型著重于車輛動力系統(tǒng)功率流的實時計算，通過濕式離合器的精細(xì)建模仿真換擋過程的響應(yīng)，考慮了離合器的轉(zhuǎn)動自由度和縱向進給自由度.

3 仿真計算

濕式雙離合換擋整車系統(tǒng)模型的換擋控制框圖如圖1所示.具體如下：

圖1 濕式雙離合變速器整車系統(tǒng)模型示意圖Fig.1 Wet-type DCT shifting vehicle system model

（1）根據(jù)目標(biāo)車速、路況信息得到駕駛員的加減速意圖，轉(zhuǎn)換為油門信號輸入至電機及換擋控制模塊；

（2）電機接受油門信號后輸出轉(zhuǎn)矩，經(jīng)過變速箱的傳遞驅(qū)動整車行駛，通過縱向動力學(xué)模型的計算得到車輛的加速度，經(jīng)過積分得到車速信息；

（3）根據(jù)油門信號及車速情況進行判斷的換擋控制模塊作出換擋響應(yīng)，將換擋響應(yīng)信號輸出至電機調(diào)速模塊和離合器油缸控制模塊協(xié)調(diào)完成換擋動作；

（4）DCT變速箱根據(jù)輸入油壓信號進行動力學(xué)計算，獲取動態(tài)換擋過程.

本文采用Matlab/Simulink軟件平臺，搭建了雙離合換擋整車系統(tǒng)模型及換擋控制策略進行仿真分析.模型關(guān)鍵參數(shù)如下：

表1 DCT摩擦模型關(guān)鍵參數(shù)Table 1 Key parameters of DCT friction models

3.1 庫倫摩擦模型仿真

當(dāng)將濕式離合器模型視為經(jīng)典庫倫摩擦模型時，離合器傳遞轉(zhuǎn)矩與壓力的關(guān)系呈式（44）和式（45）所示：

表2 整車模型關(guān)鍵參數(shù)Table 2 Key parameters of vehicle models

上式中，傳遞轉(zhuǎn)矩與壓力關(guān)系基本為線性相關(guān)，以0.5油門開度的換擋工況為例，采用了用既定策略的開環(huán)控制方式，分析換擋的動態(tài)過程.換擋邏輯［24］為：

（1）變速箱接收到換擋信號時，離合器應(yīng)當(dāng)進入準(zhǔn)備階段，即接合離合器逐漸松開至即將滑摩的狀態(tài)，待接合離合器逐漸壓接，排除空行程，如圖中P1階段所示；

（2）此后接合離合器繼續(xù)放松，換擋控制器控制待接合離合器增壓，使總變速箱總輸出轉(zhuǎn)矩不變，如圖中P2階段所示；

（3）待分離離合器完全松開，DCT換擋進入慣性相階段，該階段離合器接合壓力不變，而電機進入調(diào)速階段，調(diào)節(jié)電機轉(zhuǎn)速至與待接合離合器轉(zhuǎn)速一致如圖中P3階段所示

（4）完成調(diào)速后，離合器壓緊，完成換擋.

將該控制策略應(yīng)用于基于庫倫摩擦的雙離合換擋模型后，仿真結(jié)果如圖3-圖4所示，其中，圖2是換擋過程中輸出轉(zhuǎn)矩變化的仿真值，圖3為換擋過程中正常加壓過程的離合器壓力仿真值，圖4為圖2的局部放大圖，用于體現(xiàn)換擋動態(tài)過程.在離合器C1、C2均處于滑移狀態(tài)時，由于離合器傳遞轉(zhuǎn)矩與接合壓力成正比關(guān)系，換擋過程中離合器油壓如圖5所示：當(dāng)C1油壓遞減時，傳遞轉(zhuǎn)矩同步遞減，同時離合器C2油壓遞增，傳遞轉(zhuǎn)矩同步遞增，雙離合變速器總輸出轉(zhuǎn)矩基本維持不變，將兩個離合器的傳遞轉(zhuǎn)矩等效計算至雙離合變速器輸出端后，C1等效轉(zhuǎn)矩減小速率與C2等效轉(zhuǎn)矩提升速率一致，如圖6所示，即總輸出轉(zhuǎn)矩基本維持不變，實現(xiàn)了無動力中斷換檔的目的.

圖2 雙離合變速器輸出轉(zhuǎn)矩（庫倫模型）Fig.2 Output torque of DCT（coulomb model）

圖3 雙離合變速器控制油壓（庫倫模型）Fig.3 Pressure of DCT controller（coulomb model）

圖4 雙離合變速器傳遞轉(zhuǎn)矩_局部放大（庫倫模型）Fig.4 Transmitted torque of DCT_Partial enlargement view（coulomb model）

3.2 液固耦合模型仿真

考慮到實際應(yīng)用中，力矩傳感器布置困難且成本較高，力矩反饋較難實現(xiàn).開環(huán)控制在實際應(yīng)用中占據(jù)了主導(dǎo)地位.然而對于干式離合器，傳遞轉(zhuǎn)矩與壓力關(guān)系基本為線性相關(guān)，而濕式離合器中，傳遞轉(zhuǎn)矩的形成滯后明顯.

以0.5油門開度的換擋工況為例，采用液固耦合模型搭建雙離合變速器動力學(xué)模型，并用上文所述控制策略進行換擋控制，分析雙離合變速器在換擋過程中的特性.

在換擋過程初期對離合器C1勻速降壓，對離合器C2勻速升壓，產(chǎn)生的傳遞轉(zhuǎn)矩呈現(xiàn)明顯的非線性變化，如圖9所示，在換擋的前0.2s中離合器C2傳遞轉(zhuǎn)矩變化極緩慢，而離合器C1傳遞轉(zhuǎn)矩迅速降低，導(dǎo)致變速箱輸出轉(zhuǎn)矩存在明顯波動，產(chǎn)生功率缺口.圖5中顯示，在0.5油門開度情況下DCT換擋過程中傳遞轉(zhuǎn)矩缺口約為22000Nm.當(dāng)圖6中C2控制油壓線性上升時圖7傳遞轉(zhuǎn)矩并未隨之提升，此后當(dāng)濕式離合器C2的摩擦片產(chǎn)生接觸，進入混合摩擦階段，傳遞轉(zhuǎn)矩迅速提高，即前文所討論的濕式離合器接合過程傳遞轉(zhuǎn)矩滯后問題，重點關(guān)注換擋發(fā)生的7s～7.5s時間段內(nèi)，兩種模型對應(yīng)仿真結(jié)果如圖8所示.

圖5 雙離合變速器傳遞轉(zhuǎn)矩（耦合模型）Fig.5 Transmitted torque of DCT（coupling model）

圖6 雙離合變速器控制油壓（耦合模型）Fig.6 Pressure of DCT（coupling model）

圖7 雙離合變速器傳遞轉(zhuǎn)矩_局部放大（耦合模型）Fig.7 Transmitted torque of DCT_Partial enlargement view（coupling model）

圖8 雙離合變速器傳遞轉(zhuǎn)矩_局部放大（綜合）Fig.8 Transmitted torque of DCT_Partial enlargement view（complex）

當(dāng)未考慮濕式離合器的動態(tài)接合過程時，仿真得到該換擋過程有明顯動力中斷，換擋沖擊度較大.下文中通過分析離合器內(nèi)部力矩和壓力在微凸體和潤滑油液之間的分配研究濕式雙離合變速器的換擋響應(yīng)滯后問題.

在接合過程中，C1中潤滑液與摩擦片分別承擔(dān)的傳遞轉(zhuǎn)矩與壓力如圖9圖10所示.C1離合器釋放過程中，潤滑油液壓及粘性轉(zhuǎn)矩小，摩擦片摩擦轉(zhuǎn)矩隨正壓力變化，響應(yīng)基本無延遲.離合器間隙在7.2s之前出于粗糙接觸階段，在7.2s之后快速釋放，傳遞轉(zhuǎn)矩接近于0Nm；C2離合器中潤滑油與摩擦片分別承擔(dān)的傳遞轉(zhuǎn)矩與壓力如圖12圖13所示.在7.25s之前，離合器處于擠壓油液階段，正壓力和傳遞轉(zhuǎn)矩均由潤滑油部分承擔(dān)，傳遞轉(zhuǎn)矩較小.此后進入粗糙接觸階段，摩擦片正壓力和摩擦轉(zhuǎn)矩迅速上升.故整體傳遞轉(zhuǎn)矩存在滯后.

圖9 離合器C1粗糙接觸正壓力Fc/油膜正壓力Fv變化Fig.9 Contact pressure（Fc）/oil film pressure（Fv）of clutch 1

圖10 離合器C1粗糙接觸轉(zhuǎn)矩Tc/油膜粘性轉(zhuǎn)矩Tv變化Fig.10 Contact friction torque（Tc）/viscosity torque（Tv）of clutch1

圖11 離合器C1間隙h變化Fig.11 Clearance（h）of clutch1

圖12 離合器C2粗糙接觸正壓力Fc/油膜正壓力Fv變化Fig.12 Contact pressure（Fc）/oil film pressure（Fv）of clutch 2

圖13 離合器C2粗糙接觸轉(zhuǎn)矩Tc/油膜粘性轉(zhuǎn)矩Tv變化Fig.13 Contact friction torque（Tc）/viscosity torque（Tv）of clutch2

4 小結(jié)

為研究濕式離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的變化，本文引入了Patir-Cheng平均流量模型和G-W微凸體接觸模型，建立了濕式離合器接觸過程的固液耦合模型.發(fā)現(xiàn)在接合過程中，擠壓油液階段產(chǎn)生的傳遞轉(zhuǎn)矩較小，受到接合壓力和接合時間兩個參數(shù)的影響，難以由接合壓力單個參數(shù)進行控制，而在混合摩擦階段和粗糙接觸階段，離合器的傳遞轉(zhuǎn)矩受時間隨接合壓力的變化響應(yīng)較迅速，易于通過油壓直接控制.根據(jù)仿真結(jié)果得到了擠壓油液階段時間、最大粘性轉(zhuǎn)矩、摩擦轉(zhuǎn)矩等與接合壓力的關(guān)系.

圖14 離合器C1間隙h變化Fig.14 Clearance（h）of clutch2

本文根據(jù)車輛縱向動力學(xué)建立了整車仿真模型，包含了電機特性，變速箱檔位轉(zhuǎn)換，車輛行駛方程計算等模塊，搭建了可靠的整車系統(tǒng)研究平臺.在濕式雙離合變速器整車系統(tǒng)模型中，研究了換擋過程的動力學(xué)特性，對比采用經(jīng)典庫倫摩擦方式搭建的雙離合變速器模型，以基于規(guī)則的雙離合變速器換擋策略進行換擋過程仿真.仿真結(jié)果顯示，采用Patir-Cheng平均流量模型和G-W微凸體接觸模型進行建模的濕式雙離合變速器在轉(zhuǎn)矩相過程中存在明顯的轉(zhuǎn)矩響應(yīng)滯后，而該特征無法在庫倫摩擦模型中體現(xiàn).

進一步對濕式離合器油膜和摩擦片分別承擔(dān)的正壓力和傳遞轉(zhuǎn)矩進行分析，該響應(yīng)滯后現(xiàn)象主要由擠壓油液階段和混合摩擦階段離合器轉(zhuǎn)矩特性的差異造成.在擠壓油液階段，濕式離合器摩擦片傳遞轉(zhuǎn)矩隨接合壓力提升較緩慢，而在混合摩擦階段提升較快.濕式雙離合變速器在換擋過程中，接合離合器在釋放過程中分別經(jīng)歷粗糙接觸階段，混合摩擦階段和擠壓油液階段，而對于分離離合器，在接合過程中則是先經(jīng)歷擠壓油液階段，后經(jīng)歷混合摩擦和粗糙接觸階段，其轉(zhuǎn)矩-壓力/接合時間的函數(shù)差異較大，難以形成轉(zhuǎn)矩互補.庫倫摩擦模型中以同一傳遞函數(shù)進行描述的方法具有較大誤差.

研究表明，引入微凸體接觸和平均流量方程的濕式雙離合變速器模型能夠更準(zhǔn)確地反應(yīng)換擋動力中斷和響應(yīng)滯后現(xiàn)象.在本文結(jié)論的基礎(chǔ)上，基于該仿真模型能更準(zhǔn)確地研究換擋的動力中斷現(xiàn)象，為制定高換擋平順性的控制策略提供支持.