無離合器機械式自動變速器換擋過程的扭矩控制*

祁炳楠 1 楊劉權(quán) 2 郭曉斌 2 張利鵬

（1.燕山大學(xué)工程訓(xùn)練中心，秦皇島 066004）（2.燕山大學(xué)河北省特種運載裝備重點實驗室，秦皇島 066004）（3.燕山大學(xué)車輛與能源學(xué)院，秦皇島 066004）

引言

新能源汽車被普遍認(rèn)為是未來汽車轉(zhuǎn)型發(fā)展的主要方向，已經(jīng)成為世界汽車強國和汽車制造商的研發(fā)重點.由于電動機具有被控性能強、機械結(jié)構(gòu)簡單、電能來源廣泛和工作效率高等特點，純電動汽車已經(jīng)成為新能源汽車的主要車型.雖然現(xiàn)有純電動汽車大部分采用固定速比減速器直接驅(qū)動，但在配置合適擋位的變速系統(tǒng)后，其工作效率和動力性均可以得到大幅提高［1］.變速系統(tǒng)具有多種類型，其中，少擋位機械式自動變速器（Automated Manual Transmission—AMT）具有低成本和高效率等優(yōu)點，已經(jīng)成為純電動汽車的主要傳動形式［2］，但AMT在換擋過程中存在明顯的換擋沖擊和動力中斷問題，品質(zhì)提升一直是相關(guān)領(lǐng)域的研究重點.

AMT的換擋過程可以分為降扭、摘擋、調(diào)速、升擋和扭矩恢復(fù)等幾個階段，其中降扭、扭矩恢復(fù)、調(diào)速和升擋階段對換擋品質(zhì)都具有重要影響，因此很多學(xué)者和企業(yè)對此開展了研究.周英超等［3］研制了一種基于電磁直線執(zhí)行器的換擋系統(tǒng)，并提出了時序重疊換擋控制策略和基于二自由度控制原理的位置復(fù)合控制器，有效減少了動力中斷時間；Wang X等［4］提出了一種雙環(huán)自學(xué)習(xí)模糊控制方法，有效處理了換擋過程中的非線性問題和未知參數(shù)的問題.以上兩種方法從升擋階段入手，改善了換擋品質(zhì).沈文臣等［5］通過分析AMT同步器的接合機理，提出了一種基于電機轉(zhuǎn)矩控制的變速器輸入端主動同步方法，縮短了動力中斷時間并提高了進擋成功率與可靠性.此文獻主要考慮了調(diào)速階段對換擋控制的影響.實際上，降扭和扭矩恢復(fù)階段分別是換擋過程的起始階段和終止階段，在換擋過程中具有啟下承上的作用.降扭結(jié)束后，驅(qū)動電機處于自由模式，此時傳動系統(tǒng)的內(nèi)部驅(qū)動力矩最小，因此可以縮短換擋時間，并且增加摘擋的成功率［6，7］，但不合理的降扭過程會引起系統(tǒng)扭振，從而惡化換擋品質(zhì).王大方等［8］通過沖擊度計算出了降扭速率（斜率法），按照所計算的降扭速率進行降扭和扭矩恢復(fù)控制；董愛道等［9］提出了線性二次型最優(yōu)降扭控制方法，根據(jù)沖擊度最小目標(biāo)得到了扭矩下降的最優(yōu)軌跡.以上兩種方法均通過沖擊度來求解扭矩控制軌跡，對沖擊度會起到抑制作用，但并未考慮系統(tǒng)的扭振特性.針對系統(tǒng)扭振問題，很多學(xué)者也開展了相關(guān)研究.于蓬等［10］提出綜合考慮控制電機動態(tài)特性及傳動系統(tǒng)間隙/柔性的機電耦合仿真方法，初步揭示電動汽車傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動特性；宋田堂等［11］建立了動力傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動模型，計算并分析了傳動系統(tǒng)的固有特性和模態(tài)振型，為純電動汽車降低傳動系扭振提供了參考；Syed F U等［12］提出了一種主動阻尼車輪轉(zhuǎn)矩控制方法，有效抑制了驅(qū)動系統(tǒng)產(chǎn)生的振動.上述方法具有一定的控制效果，但還缺乏對降扭和恢復(fù)整個過程力矩變化問題的系統(tǒng)性研究.

本文在前期關(guān)于AMT換擋控制相關(guān)問題和系統(tǒng)扭振抑制方法研究基礎(chǔ)上［13，14］，以適用于電動汽車的無離合器AMT為研究對象，對換擋過程中的扭矩控制階段進行綜合建模，分析扭矩控制對換擋品質(zhì)和部件損傷的影響，制定更為適合的扭矩控制方法，為提升換擋品質(zhì)和可靠性奠定理論基礎(chǔ).

1 無離合器AMT換擋過程分析

本文的研究對象為電動汽車無離合器AMT系統(tǒng)，其結(jié)構(gòu)如圖1所示.其中，電動機直接與AMT系統(tǒng)連接，AMT系統(tǒng)通過輸出軸與車輪連接，有效減小了動力傳遞路線，取消了離合器，可以減小能量損失，并提高傳動效率.

圖1 電動汽車無離合器AMT系統(tǒng)結(jié)構(gòu)Fig.1 Clutchless AMTstructureof electric vehicle

1.1 無離合器AMT換擋控制策略

當(dāng)無離合器AMT進行擋位切換時，由驅(qū)動電機的扭矩控制功能來替代傳動汽車AMT離合器的動力中斷與接合功能，通過驅(qū)動電機的主動調(diào)速來實現(xiàn)輸入軸和待接合齒輪的主動同步，該系統(tǒng)的換擋流程如圖2所示.當(dāng)車輛行駛狀態(tài)達到換擋指標(biāo)要求后，整車控制器VCU（Vehicle Control Unit）將降扭指令發(fā)送至電機控制器MCU（Motor Control Unit）來控制驅(qū)動電機進行降扭，當(dāng)降扭完成后，VCU將摘擋指令發(fā)送至換擋控制器TCU（Shift Control Unit），由TCU控制執(zhí)行機構(gòu)進行摘擋.在此控制過程中，雖然驅(qū)動電機可以通過控制輸出轉(zhuǎn)矩來實現(xiàn)動力中斷，但是卻不能解決驅(qū)動電機與輸入軸直接串聯(lián)所造成的轉(zhuǎn)動慣量增加問題.在摘擋結(jié)束后，驅(qū)動電機會進行主動調(diào)速來減小輸入軸與目標(biāo)齒輪的轉(zhuǎn)速差，以此緩解同步轉(zhuǎn)速過程對同步器的損耗.當(dāng)主動調(diào)速與擋位選擇結(jié)束后，VCU將掛擋指令發(fā)送至TCU，在接合套達到目標(biāo)位置后，VCU將扭矩恢復(fù)指令發(fā)送至MCU，開始扭矩恢復(fù)階段.因此，在無離合器AMT換擋過程中包含降扭和扭矩恢復(fù)兩個扭矩控制階段.

圖2 無離合器AMT換擋控制策略Fig.2 Clutchless AMTshift control strategy

1.2 傳動系統(tǒng)模型

圖3 傳動系統(tǒng)模型Fig.3 Transmission system model

式中

1.3 同步器摘擋過程分析

在收到摘擋指令后，執(zhí)行機構(gòu)會推動接合套與目標(biāo)齒輪分離，直至接合套到達空擋位置.在執(zhí)行命令之前，如果接合套與目標(biāo)齒輪之間仍存在作用力，接合套與目標(biāo)齒輪脫離過程中將產(chǎn)生撞擊，增加打齒的可能性，殘余扭矩產(chǎn)生的附加摘擋力也會對摘擋產(chǎn)生不利影響.接合套與齒圈接合關(guān)系如圖4所示，圖（a）中同步器和目標(biāo)齒輪的嚙合齒存在后角γ，當(dāng)接合套和目標(biāo)齒輪存在作用力，通過齒面嚙合會對接合套產(chǎn)生軸向力Fx，防止接合套脫落.在摘擋過程中，當(dāng)Fshift>Fx時，摘擋才會成功.

圖4 摘擋過程分析Fig.4 Analysis of picking process

如圖4（b）所示，在接合套與目標(biāo)齒輪由后角嚙合變成了正齒面嚙合，殘余扭矩產(chǎn)生的軸向力為推力，接合套在推力作用下會快速脫離，這對執(zhí)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)和摘擋控制產(chǎn)生影響.由此可以得到殘余扭矩產(chǎn)生的附加摘擋力為：

式中，rb為嚙合齒的作用半徑，β為嚙合齒的齒端半角，Tr為殘余扭矩.

2 驅(qū)動電機扭矩控制策略

為了減小扭矩變化引起傳動系統(tǒng)扭振，設(shè)計了了扭矩控制策略.由于扭矩控制階段非常短暫且系統(tǒng)扭振狀態(tài)難以用傳感器測量，所以控制器策略包含了扭矩控制器和虛擬系統(tǒng)兩個部分，扭矩控制器負(fù)責(zé)控制扭矩變化，虛擬系統(tǒng)負(fù)責(zé)估計系統(tǒng)狀態(tài).

2.1 扭矩控制器設(shè)計

由驅(qū)動系統(tǒng)的動力學(xué)方程（1）可推導(dǎo)出其傳遞函數(shù)為：

由式（4）可知簡化后的傳動系統(tǒng)為二階系統(tǒng).二階系統(tǒng)是工程領(lǐng)域中常見的系統(tǒng)形式，并且很多高階系統(tǒng)的特性在一定條件作用下可用二階系統(tǒng)的特性來表征.二階系統(tǒng)的響應(yīng)特性主要取決于阻尼比ξ和固有頻率ωn，尤其是阻尼比ξ決定了特征方程根的形式.因此，通過改變系統(tǒng)阻尼比可改變系統(tǒng)的響應(yīng)特性.設(shè)轉(zhuǎn)矩Teq控制率為：

傳遞函數(shù)（4）可表示成如下形式：

由二級系統(tǒng)特性可得：

經(jīng)過化簡計算可得）

因此，可以根據(jù)系統(tǒng)需求選擇合適調(diào)整系數(shù)a去配置阻尼比.將其代入式（5）并結(jié)合式Teq=Tmi1i2可得驅(qū)動電機控制率：

2.2 虛擬系統(tǒng)設(shè)計

在實際車輛上，驅(qū)動軸的輸出端與輸入端相對轉(zhuǎn)角和轉(zhuǎn)速很難測得.為了實現(xiàn)控制目的，本文建立了虛擬系統(tǒng)去估計扭矩控制時的相對轉(zhuǎn)速差.擋位切換出現(xiàn)在車輛的穩(wěn)定加速或減速過程，此時擋位切換前的驅(qū)動電機轉(zhuǎn)矩變化率很小，因此可以將降扭前的傳動系統(tǒng)看作處于扭矩作用下的穩(wěn)態(tài)過程，降扭過程則可以看作扭矩消失后系統(tǒng)由初始點回歸平衡位置的過程.扭矩恢復(fù)階段是換擋的最后過程，扭矩恢復(fù)過程可以看作是系統(tǒng)對于目標(biāo)轉(zhuǎn)矩的階躍響應(yīng)過程，可得系統(tǒng)初始狀態(tài)表達式為：

圖5 虛擬系統(tǒng)結(jié)構(gòu)Fig.5 Virtual system structure

3 仿真驗證

基于Matlab/Simulink與AMEsim搭建聯(lián)合仿真平臺，進行無離合器AMT換擋控制效果的仿真驗證，其中涉及到的系統(tǒng)主要參數(shù)如表1所示.

表1 系統(tǒng)參數(shù)Table 1 Systemparameters

為了驗證所提扭矩控制方法的效果，規(guī)定了升擋車速為30km/h，升擋前驅(qū)動電機輸出扭矩為50N·m.選取了不同阻尼比ξ，并通過式（9）可得到不同的控制率系數(shù)a，得到的仿真結(jié)果如圖6所示.圖（a）中，隨著ξ的增大，扭矩的下降時間增加，但是降扭過程引起的扭轉(zhuǎn)角波動會同時減小，其中當(dāng)ξ=0.309時，控制率系數(shù)a=0，此情況下控制器失去作用，直到扭矩直接降為零后才恢復(fù)控制，同時這種情況引起的扭轉(zhuǎn)角波動幅值最大；圖（b）中扭轉(zhuǎn)角在0.4 s時開始再次出現(xiàn)波動，這些波動是在降扭完成后的升擋動作引起的，與降扭過程無關(guān)；圖（c）展示了扭矩恢復(fù)過程扭矩變化與扭轉(zhuǎn)角的變化，在扭矩恢復(fù)完成后，車輛開始做勻加速運動，此時扭矩和扭轉(zhuǎn)角維持穩(wěn)態(tài)，這也證明了虛擬系統(tǒng)初值估計所做假設(shè)的準(zhǔn)確性.

圖6 不同阻尼比扭矩控制仿真Fig.6 Simulationswith different dampingratios torquecontrol

一般情況下，當(dāng)二階系統(tǒng)的阻尼比為0.707時具有良好的響應(yīng)性能［15］，因此，將系統(tǒng)阻尼比設(shè)置成0.707的有控制與阻尼比0.309的無控制進行對比，整個換擋過程的仿真結(jié)果如圖7所示.在圖（a）所示的降扭過程中，無控制的系統(tǒng)響應(yīng)轉(zhuǎn)矩第一次到達零點的時間明顯小于有控制的時間，但是在經(jīng)過零點后產(chǎn)生了嚴(yán)重的超調(diào)，并且即使在無控制情況下系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩響應(yīng)也具有一定的時間延時.當(dāng)阻尼比小于臨界值后不再影響系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩響應(yīng)時間.扭矩在0.2 s以后產(chǎn)生了變化，這是因為在降扭和摘擋完成后，驅(qū)動電機需要進行主動調(diào)速所致.圖（b）描述了扭矩變化與接合套位移的關(guān)系，實際上系統(tǒng)的響應(yīng)轉(zhuǎn)矩不可測，所以判斷降扭完成標(biāo)準(zhǔn)為驅(qū)動電機的反饋力矩.在無控制降扭情況下，系統(tǒng)響應(yīng)轉(zhuǎn)矩未達到穩(wěn)定就開始了摘擋動作，這是因為驅(qū)動電機的力矩下降速度遠(yuǎn)大于系統(tǒng)響應(yīng)轉(zhuǎn)矩，故導(dǎo)致了接合套移動過程提前完成，并且在接合套脫離齒圈后對系統(tǒng)響應(yīng)轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生了不利影響，如圖中的局部放大部分所示，這也引起了換擋力的變化.在圖（c）中，無控制摘擋過程中換擋力產(chǎn)生了連續(xù)兩次波動.第一次換擋力波動是因摘擋力需要克服參與扭矩產(chǎn)生的附加拉力所導(dǎo)致，其規(guī)律與圖5（a）中所描述的一致.同步器的嚙合齒具有后角，在系統(tǒng)的殘余轉(zhuǎn)矩的作用下，齒圈通過嚙合齒后角對接合套產(chǎn)生拉力，使摘擋力變大.而第二次換擋力波動主要由系統(tǒng)殘余扭矩形成的附加推力產(chǎn)生，當(dāng)接合套移動至圖5（b）位置時，接合套與齒圈的會發(fā)生正齒面接觸，在系統(tǒng)殘余轉(zhuǎn)矩的作用下，齒圈向?qū)雍咸桩a(chǎn)生推力，導(dǎo)致了摘擋力的巨大波動.這些非主動換擋力波動會影響執(zhí)行機構(gòu)壽命和控制系統(tǒng)性能，嚴(yán)重情況會導(dǎo)致執(zhí)行機構(gòu)變形損壞.而圖（c）中的兩條位移曲線并沒有受到換擋力波動的影響，這是因為仿真中所采用的執(zhí)行機構(gòu)傳動形式為具有自鎖功能的蝸輪蝸桿機構(gòu)，自鎖功能防止了力的反向轉(zhuǎn)遞，實際采用這種形式會對執(zhí)行機構(gòu)產(chǎn)生更大的傷害.

圖7 有扭矩控制與無扭矩控制換擋對比Fig.7 Comparativeof gear shift with and without torque control

在實際試驗中，驅(qū)動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)狀態(tài)很難測得，本文通過建立虛擬系統(tǒng)，并根據(jù)驅(qū)動電機的扭矩估計，得出得轉(zhuǎn)矩控制前系統(tǒng)的初值，來預(yù)測扭矩控制過程中的系統(tǒng)的響應(yīng)狀態(tài)，如圖8所示，雖然估計的初值和虛擬系統(tǒng)的響應(yīng)時間會產(chǎn)生一定的偏差，但在扭矩降低和扭矩恢復(fù)過程，扭轉(zhuǎn)角還是具有良好的估計效果.

圖8 虛擬系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)角估計Fig.8 Virtual systemtorsion angleestimation

4 小結(jié)

（1）針對電動汽車無離合器AMT換擋過程的降扭和扭矩恢復(fù)過程中驅(qū)動電機的控制問題開展研究，通過系統(tǒng)建模和仿真分析，揭示了驅(qū)動電機殘余扭矩對摘擋控制難度和執(zhí)行機構(gòu)結(jié)構(gòu)安全產(chǎn)生不利影響的動力學(xué)機理；

（2）設(shè)計了應(yīng)用于傳動系統(tǒng)扭振抑制的控制器，得到了不同控制參數(shù)對系統(tǒng)阻尼特性的影響規(guī)律.研究表明，通過調(diào)整阻尼比系數(shù)，可有效抑制降扭和扭矩恢復(fù)過程引起的系統(tǒng)扭振；

（3）提出了通過虛擬系統(tǒng)預(yù)測扭矩控制換擋過程中傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)角的方法，解決了車輛扭振狀態(tài)難以測量的問題，為后續(xù)開展動力性降扭和舒適性降扭控制策略研究奠定了一定的理論基礎(chǔ)，對于提升AMT的換擋品質(zhì)具有重要的參考價值.