热门关键词:

干式DCT换挡模糊时间决策及转矩协调控制

  • 该文件为pdf格式
  • 文件大小:3.23MB
  • 浏览次数
  • 发布时间:2014-09-13
文件介绍:
本资料包含pdf文件1个,下载需要1积分

Fuzzy Time Decision and M odel,based Torque Coordinating Control ofShifting Process for Dry Dual Clutch TransmissionZHAO Zhiguo WANG Qi CHEN Haijun DIAO Weizhen ZHANG Tong(Clean Energy Automotive Engineering Center,Tongji University,Shanghai 20 1 804)Abstract:Based on the five-speed dry dual clutch transmission(DCT)which have been independently developed,the issue of torquecoordinating control between engine an d tw in clutches is been discussed from the system level in order to adequately reflect thedriverS intension and improve the shift quality of DCT,calculation formulas of engine speed and clutch delivered torque during theshifting process are been induced also.Considering the characteristic of physical configuration,five degrees-of-freedom(DOF)shifting dynamics equations of DCT are been established,after simplifying tw o-DOF model in the stage of slip-friction an d one-DOFmodel in the stage of in-gear stable operation are been respectively attained.According to the requirements of the shift quality,thequantitative control objectives of shifting process are been proposed.Based on the analysis of torque and speed characteristics ofengine and tw in clutches during the shifting process,the fuzzy time decision and the model-based torque coordinating controlstrategy are been produced.Simulation model of DCT shifting control is been established on the Matlab/Simulink software platform,upshifting process and downshifting process are been simulated an d an alyzed under diferent driving inten sion.Real vehicle chassisdynamometer test has also been done.Simulation and experiment results show that the proposed model-based torque coordinatingcontrol strategy Can not only efectively reflects the driver shift intention and improve the shift quality of DCT,but also be adaptableto the various shifting conditions and has strong robustness。

Key words: Five-speed dry dual clutch tran smission Fuzzy shifting time decision Model-based torque coordinating controlRea1 vehicle chassis dyn amometer test0 前言电控液力自动变速器(Automatic transmission,国家自然科学基金资助项目(51275355)。20120926收到初稿,20130327收到修改稿AT)在换挡时常采取以下措施来保证换挡品质:① 发动机适时有效介入,即在升、降挡过程变速器电控单元(Transmission control unit,TCU)向发动机电控单元(Engine control unit,ECU)发送 降转矩请求信号”,发动机通过切断喷油或延迟点火提前角进行响应,以减少换挡过程液力变矩器所传递的转矩:2013年 6月 赵治国等:干式DCT换挡模糊时间决策及转矩协调控制 93② 液力变矩器的有效配合,换挡时液力变矩器由闭锁”状态转为 解锁”状态,实现液力传动;③油压调整,根据发动机负荷变化,主动调节主油路油压,以调整不同工况的换挡感觉;④ 行星传动机构内多片式湿式离合器和制动器间作动时序的匹配,以避免换挡重叠和动力中断;⑤ 使用电磁阀缓冲阀的换挡执行机构。与 AT相比,干式双离合器自动变速器(Dry dual clutch transmission,DDCT)在结构上无液力变矩器,其离合器从动盘扭转减振器对换挡缓冲效果要差得多。同时,换挡过程则完全依赖双离合器工作状态的切换和发动机的有效配合,若两离合器传递转矩与发动机输出转矩问协调不当,将导致动力中断、出现功率循环和变速器输出轴转矩的较大波动,不仅会直接影响换挡平顺性,还会引起传动系统的冲击振动并降低传动部件的寿命。因此,换挡过程控制便成为 DDCT控制的难点和重点。

GUO等 建立了2自由度换挡动力学模型,并采用模糊控制对 DCT换挡过程进行研究。MANISH等[2-31考虑传动系各元件转动惯量、阻尼和刚度的影响建立了5自由度换挡动力学模型。GOETZ等4将换挡程分成转矩相和惯性相,其中转矩相用于双离合器转矩的切换,惯性相用于实现发动机转速与目标离合器转速的同步,并在换挡过程中通过节气门开度和点火提前角对发动机转速进行主动控制,以实现发动机转速与目标离合器转速的顺利同步。

牛铭奎等 将升挡过程描述为五个阶段,即低挡运行、低挡转矩相、惯性相、高挡转矩相、高挡运行,并采用 EASY5软件建立起各阶段模型,对 DCT换挡过程进行了仿真研究。但都只是定性分析,并未定量地给出两个离合器接合程度随时间的变化规律。吴光强等[8qoj利用线性二次型最优控制和也 鲁棒控制理论分别求得了双离合器的最佳接合规律曲线,为双离合协调控制的工程应用提供了理论依据。

但对于 DCT 复杂的换挡过程而言,二次型最优和鲁棒控制的设计和求解均比较困难,难以实时使用。

文中基于自主开发的 5速干式 DCT,建立 5自由度换挡动力学模型,根据换挡品质的要求量化了换挡控制目标,分析了换挡过程发动机与离合器的转速和转矩特性,提出了模糊换挡时间决策和基于DCT动态模型的转矩控制算法,以期解决 DCT换挡过程中双离合器及发动机间的实时转矩协调控制问题。仿真及实车试验的结果表明,所提出的基于模型的转矩协调控制策略有效地体现了驾驶员换挡意图,提高了DCT车辆的换挡品质,而且能够较好地适应各种换挡工况,具有较强的鲁棒性。

1 5速干式DCT动力学模型1.1 5速干式 DCT动力学模型5速干式DCT由干式双离合器拈及其执行机构、4个同步器及其执行机构、单中间轴齿轮传动机构所构成的复杂系统l ,为研究单离合器起步过程动态特性并开发协调控制策略,在建模前先进行以下假设:① 将车轮转动惯量以及车辆平动质量统- 折算到变速器输出轴,发动机输出轴、变速器输入轴、中间轴及输出轴均视为具有分布参数的集中惯量的刚体,并考虑各自摩擦阻尼损失;② 不考虑离合器及同步器作动机构动力学和离合器的热衰退;③ 忽略轴承和轴承座问的弹性,同时也不考虑齿轮啮合弹性及间隙。简化后所建立的 5速干式DCT动力学模型如图 l所示,图 1中各参数及变量定义如下: 为发动机曲轴(含飞轮)及离合器主动盘的当量转动惯量;,c 为离合器 l从动盘及变速器输入轴 1(实心轴)及关联奇数挡齿轮当量转动惯量;:为离合器 2从动盘及变速器输入轴 2(空心轴)及关联偶数挡齿轮当量转动惯量;L 为变速器中间轴及其关联齿轮、主减速器主动部分的当量转动惯量;为主减速器从动部分、差速器、半轴以、车轮及整车等效至变速器输出轴的当量转动惯量; 。、3、 为 1、3倒挡从动齿轮转动惯量; z、 、为 2、4、5挡主动齿轮转动惯量;~f5、fa为各前进挡及主减速器速比; 为发动机输出轴粘性旋转黏性阻尼系数; 为变速器输入轴 1的旋转黏性阻尼系数; 为变速器输入轴 2的旋转黏性阻尼系数;bm为变速器中间轴旋转黏性阻尼系数; 为车辆半轴及轮胎等效到变速器输出轴上的当量旋转阻尼系数; 为发动机曲轴角速度;% 为离合器 1从动盘(或变速器输入轴 1)角速度: 为离合器 2从动盘(或变速器输入轴 2)角速度;Cam为变速器中间轴角速度; 为变速器输出轴角速度;‰ 为等效至变速器输出轴的车轮角速度; 为发动机输出转矩; 、 2为离合器 1和 2所传递的转矩; 、:为变速器输入轴 1和输入轴 2对中间轴的作用转矩;rmo 、 。2为变速器中间轴对输入轴 1和输入轴的反作用转矩; 。、 为变速器中间轴对输出轴作用及反作用; 为折算到变速器输出轴上的车辆行驶阻力矩。

机 械 工 程 学 报 第 49卷第 12期5挡图 1 5速干式 DCT动力学模型1.2 5速干式 DCT换挡动力学方程DCT换挡过程本质上就是接合离合器分离,同时分离离合器接合的离合器工作状态切换过程。其中,分离和接合离合器的工作过程均可划分为 3个阶段(以接合离合器为例):消除离合器主、从动盘问间隙,无转矩传递阶段;离合器主、从动盘开始接触并传递转矩,且转矩逐渐增加直至主从动盘转速同步为止的滑摩阶段;同步后离合器可靠接合阶段。由于无转矩传递阶段和可靠接合阶段内离合器的接合或分离速度对车辆换挡品质的影响较小,故下文仅关注滑摩阶段的协调控制问题。

1.2.1 滑摩阶段 DCT换挡动力学方程以 1挡换2挡为例,DCT换挡滑摩阶段,离合器 1逐渐分离,同时离合器 2缓慢接合,即 逐渐减小,而 逐渐增大,发动机转矩则通过离合器 1和离合器 2共同向后传递至驱动轮。值得注意的是,DCT换挡过程中可能出现功率循环现象,故离合器传递转矩是否做正功需要由离合器主从动盘转速差的符号所决定。对图 1所示的DCT进行受力分析,可得滑摩阶段 DCT的换挡动力学方程I -sgn(COo- 1) l-sgn(%- 2) 2-I l晚1sgn(- 1) - l- 1 。

( 2 )晚2sgn(%- 2) 2-Tmo2- 2I(,m,g1) 1 2 - -bmCOrn - -(1)式中 f(a, )l Tmo1f12 2f27 fa7f3ft。

e-a ≤l砖 。::j 糕砖 :正( V2 sin 馏c。s ]氏V :: l ! ± 耋±sgn(%-a)oi l。 三 ,2式中 --发动机节气门开度f(a, )--发动机输出转矩非线性函数7--变速器各轴及主减速器机械传动效率, - - 离合器 1、2摩擦片间动摩擦因数, - - 离合器摩擦片内外盘有效半径x1,x2--离合器 1、2行程F(x1),F(x2)--离合器 1、2压盘正压力函数 砖,砖--离合器完全接合后传递转矩,其大小与发动机转矩、转速以及车辆行驶阻力矩有关- - 车辆质量重力加速度产滚阻系数1 - 车速2013年6月 赵治国等:干式DCT换挡模糊时间决策及转矩协调控制 95- - 风阻系数- - 迎风面积0--道路坡度- - 旋转质量换算系数民 --车轮半径进-步假设 fa: l/fl 2/f2 (2)式(1)所示的5自由度模型可以简化为下面的2自由度模型I 电 ~sgn(o- 1) l- - 2) 2- 愈sgn(o- 1) 1 l gn( - 2) 2 2- -(3)式中, 、 为等效到变速器输出轴的当量转动惯量和当量旋转黏性阻尼系数; 、 :为离合器 1、离合器 2传递转矩等效到变速器输出轴的放大因子。

上述各参数计算方法为 ( 1)ir/Icl 叩 ( 2 :)考 ,7 6m 。 6c 孝1f1fa72 1-21al(4)1.2.2 在挡稳定运行阶段DCT车辆动力学方程仍以 1挡换 2挡为例,DCT换挡过程开始前和结束后,车辆分别处于 1挡稳定行驶状态和 2挡稳定行驶状态,此时发动机转速和接合离合器从动盘转速相等,将此转速限制条件代入式(4)中,即可得到在挡稳定运行阶段 DCT车辆动力学方程。其中,1挡稳定行驶状态下的动力学方程如式(5)所示,2挡稳定行驶状态下的动力学方程如式(6)所示 。- - 叭 (5) :-rf-byO2 (6)式中, 、 以为 1、2挡稳定行驶下等效到变速器输出轴的当量转动惯量; 、 啦 为 1、2挡稳定行驶下等效到变速器输出轴的当量旋转黏性阻尼系数; 、 为 l、2挡稳定行驶下发动机输出转矩等效到变速器输出轴的放大因子。

上述各参数计算方法为f (,m 1)芒 (厶1io)ib7 ( 2 2)I2la.272l ) 7 矿 : : )孝 7J ( ) 矿 C,7I 6m 7 1z12la2r,2( 2 )z2z 272J 辘 :之fa(7)需要说明的是,上述动力学方程均未考虑同步器的动态特性,即假设 1挡换 2挡过程开始前,2挡齿轮已经挂上;换挡过程结束后,1挡齿轮尚未分离。这是因为同步器控制对换挡平顺性的影响较校另外,其余挡位之间切换的动力学方程均可参照 1挡换 2挡的方法建立。

2 换挡控制目标及换挡过程分析2.1 换挡品质评价指标换挡品质通常用冲击度和滑磨功两个性能指标来进行评价,换挡滑摩阶段的车辆冲击度可表示为: 警:r(dTcl 警) ㈣ J I,m j m l由式(8)可见,换挡滑磨阶段车辆冲击度 与变速器输出转矩 的导数成正比,而 的大小又由离合器 1和离合器 2传递的转矩所决定 ,有f1 。f2 :。因此,从理论上来说,当两个离合器传递转矩的变化规律满足-定的关系时,可以实现变速器总的输出转矩保持不变,即d /dr:0,此时车辆冲击度,恒等于零,即实现无冲击换挡。

离合器主从动盘转速同步时刻的冲击度产 l&rF啪). -)] 毒 [ ,∽](9)式中, l(f-)、晚 ( )为转速同步前、后时刻离合器从动盘的角加速度;屯(f-)为转速同步前-时刻发动机输出轴的角加速度;t为离合器主从动盘转速同步时刻;△f为角加速度采样时间,其值由人体所能承受的纵 向振动频率范围确定,此处取△f:2Oms[1 2]。

由式(9)显见,若要降低离合器主从动盘转速同步时刻的车辆冲击度,就必须尽量减小转速同步时刻的离合器主从动盘的角加速度之差。

换挡过程中的滑磨功可表示为机 械 工 程 学 报 第49卷第 12期 J (ro。f - 。l :I - I)df (10)式中, 为换挡过程开始时刻; 为换挡过程结束时刻。

相对于 DCT起步过程,其换挡过程时间较短,换挡过程中所产生的滑摩功也较少。同时,滑摩功可近似认为与换挡时间成正比关系,即换挡时间越短,产生的滑摩功就越少,故文中仅对 DCT换挡过程的滑摩功作定性分析,主要确保换挡时间在合理的范围之内,滑磨功则被认为是可接受的。换挡时间-般由驾驶员意图、车况和路况共同决定,国内外研究表明,DCT 换挡时间-般控制在 0.5~0.8 s[ 引。

2.2 换挡控制目标基于上述换挡品质评价指标的分析,提出以下几点量化的换挡控制目标。

(1)换挡无冲击。即在整个换挡过程中,车辆加速度保持不变,冲击度恒等于零,即有a:a ,J三0。其中口蜥 为换挡开始时刻的车辆加速度。

(2)换挡时间合理。即在满足驾驶员意图、车况以及路况的条件下,尽量缩短换挡时间,即满足t∈[0.5,0.8。

(3)减序避免功率循环。当两个离合器同时处于滑摩状态时,应保证发动机的转速均大于或等于两个离合器从动盘的转动角速度:coo≥ ,且coo≥co,z。

2.3 换挡过程分析DCT换挡过程与 AT基本相同,可分为转矩相和惯性相两个阶段。其中,转矩相阶段完成两个离合器转矩的切换,即分离离合器传递的转矩逐渐减小,而接合离合器传递的转矩逐渐增大;惯性相阶段则完成发动机转速与接合离合器从动盘转速之间的同步,而这-过程-般需要通过发动机与变速器的联合控制实现 。

23.1 升挡过程分析DCT升挡过程发动机和离合器的转矩、转速特性如图2所示。

由图2可见,整个升挡过程从转矩相开始,接合离合器转矩上升,分离离合器转矩同步下降,当分离离合器转矩下降为零时,转矩相结束进入惯性相阶段;惯性相中接合离合器转矩基本保持不变,同时对发动机转矩进行调整,以眷实现接合离合器主从动盘的转速同步;另外,为了减小转速同步时刻的车辆冲击度,下文在传统惯性相中加入了-个微滑摩阶段,即在转速同步前-小段时间内,使埭鬈毯鬈0 时间t图 2 升挡过程特性发动机输出轴进行-定的加速;最后当接合离合器主从动盘转速同步后,发动机输出转矩逐渐恢复至驾驶员所需求转矩水平。

2.3.2 降挡过程分析DCT降挡过程发动机和离合器转矩、转速特性如图 3所示。由图3可见,降挡过程与升挡过程刚好相反,首先进入惯性相,这是因为降挡过程开始时刻,低挡离合器从动盘的转速大于发动机转速,如果先经历转矩相,则必然会引起功率循环,加剧离合器摩擦片的磨损,对换挡平顺性造成不利影响。

惯性相阶段,接合离合器转矩为零,分离离合器分离至滑摩位置,但为了维持车辆加速度恒定(无冲击原则),分离离合器转矩基本保持不变,同时对发动机转矩进行调整,以眷实现接合离合器主从动盘的转速同步;当接合离合器主从动盘转速同步后,进入转矩相阶段,接合离合器转矩开始上升,同时分离离合器转矩逐渐下降,直至其下降为零转矩相结束为止;最后,发动机输出转矩逐渐调节至驾驶员需求转矩。另外,与升挡过程类似,文中在降挡过程的惯性相中同样加入了-个微滑摩阶段。

值得注意的是,此处所介绍的降挡过程属于加速降挡,而非制动降挡。对于制动降挡而言,其换挡过程应和升挡过程大致相同,先经历转矩相后经历惯性相。这主要是因为制动降挡过程中,发动机处于倒拖状态,故发动机的转速均小于或等于两个离合器从动盘的转速是有利于车辆减速的,此时对于整车这个动力源来说,并没有产生功率循环现象。

98 机 械 工 程 学 报 第49卷第 12期3.1 目标换挡时间的模糊确定3.1.1 换挡时间的影响因素换挡时间受下述因素的影响和制约。

(1)加速踏板开度及其变化率。加速踏板开度及其变化率越大,表示驾驶员所希望的换挡时间越短;反之,则表示驾驶员所希望的换挡时间越长。

(2)发动机 目标转矩。发动机目标转矩越小,其承载能力越差,为防止发动机熄火,此时离合器应缓慢接合,换挡时间也越长。而当发动机 目标转矩较大时,为减少离合器滑摩功,则应适当缩短换挡时间。

(3)换挡前后传动比变化。换挡前后传动比变化越大,换挡所引起的车辆纵向加速度和传动系动载荷也越大,若要提高换挡品质就应当放慢离合器接合速度,并延长换挡时间。因此,1挡换 2挡的时间应比2挡换 3挡的时间长。

(4)路面坡度。上坡时路面坡度越大,发动机后备功率就越小,承载能力也就越差,此时如果离合器接合过快,不仅会引起较大的换挡冲击,甚至可能还会导致发动机熄火。故随路面坡度增大,换挡时间应适当延长。

3.1.2 换挡时间模糊推理目标换挡时间的确定应综合考虑上述各因素,考虑可实现性,暂不考虑路面坡度的影响,同时为克服在多变量下储存数据量大和难以调整的缺点u引,采用如图 5所示的分层模糊推理来确定目标换挡时间。先由加速踏板开度 和加速踏板开度变化率 ,模糊推理出驾驶员意图,,进而,根据驾驶员意图 与发动机目标转矩 模糊推理出目标换挡时间t。

加速踏板开度口 - 第-层加速踏板 i U 摩变化L 率 ---广 - - - - - - - - - ]: 第二层 j化lL --- ---- --J图5 换挡时间双层模糊推理换挡时间t(1)输入语言变量取值和论域。加速踏板开度∈很,J、(VS)、,J、(s)、中(M)、大(B)、很大(Ⅶ )),其论域为[0~lOO],隶属度函数如图6a所示。

加速踏板开度变化率 ∈负大(NB)、负中M),负小(NS)、零(Z)、正小(Ps)、正中(PM)正大(PB)。其论域 [-50~50],隶属度函数如图6b所示。

发动机目标转矩z:o ∈小(s)、中(M)、大(B),其论域范围为[0250,隶属度函数如图6c所示。

(2)输 出语言变量取值和论域。驾驶员意图I∈很慢 (VS)、慢(S)、正常(M)、快(F)、很快(VF)),因为抽象量,设其论域为[0~100,隶属度函数如图6(d1所示。

换挡时间t∈很小(VS)、小(S)、中(M)、大(B)、很大(VB),其论域范围为0.5~0.8),隶属度函数如图6e所示。

驾驶意图模糊推理规则表及输入输出间映射关系曲面分别如表 1、2与图6f所示。换挡时间模糊推理规则表及输入输出间映射关系曲面分别如表3和图6g所示。

o0O 20 4O 6O 8O lOO加速踏板开度 )(a)加速踏板开度隶属度函数加速开度变化率 /i'/(%/s)(b)加速踏板开度变化率隶属度函数1O0oO发动机目标转矩 ref,(N·m)(C)发动机目标转矩隶属度函数O 2O 4O 6O 8O 1OO驾驶员意图(d)驾驶员意图隶属度函数员 , - 损 枞髓 嶙模糊推理 - ~100 机 械 工 程 学 报 第49卷第 12期标转速以及 时刻离合器 2的从动盘目标转动角速度篓 tl-to) coco2(t2) c I f 2(f)式中,coo(to)、 :( )为换挡开始时刻,发动机与离合器 2从动盘的转动角速度。

由转速 同步要求可得惯性相第-阶段发动机目标角加速度 [O)e(t1)- 2(t2)]l(t2-t1) (15)为减小转速同步时刻的车辆冲击度,在惯性相中引入微滑摩阶段,对发动机输出轴进行加速,使转速同步时刻发动机角加速与离合器 2从动盘角加速度应尽量接近,即 2 (16)式中, 为角加速度偏差因子,可取[0,1]内的任何值。 越接近于 1,同步时刻发动机与离合器 2从动盘角加速度偏差越小,冲击度也越小,但同步时问将增加;反之, 越接近于 0,微滑摩时间越短,同步时刻角速度偏差越大,冲击度也越大。故 取值应权衡冲击度与换挡时间的大校在满足冲击度标准的前提下,可以求得 的最小值: I -10 rn/s (17)进-步考虑到换挡时刻,加速踏板开度越大,对换挡时间要求越苛刻,应使 变小;加速踏板开度越小,对冲击度要求越苛刻,应使 变大。因此建立加速踏板开度 与 的映射关系为: l-(1- in)p/100 (18)另外,升挡过程惯性相微滑摩阶段进入条件为- 2≤COc。 st (19)式中, 为转速偏差设定阈值。

由于 和 %吣 的不同取值都将导致微滑摩阶段的目标曲线发生变化,可见微滑摩阶段的引入可视为牺牲-定的换挡时间以获得较小的冲击度。

3.2.2 降挡过程转速与角加速度确定降挡过程 目标转速如图 8所示, 为换挡开始时刻; 为惯性相结束时刻; 为转矩相开始时刻;为转矩相结束时刻。

与升挡过程类似,降挡过程离合器 1和离合器2从动盘的目标角加速度以及转矩相阶段发动机的目标转速可以完全参考式(11)、(12)。

越瑙艘黎图 8 降挡过程 目标转速示意图时刻发动机 目标转速以及f4时刻离合器 1从动盘的目标转动角速度 t3 (t3 c2 1(f4) ( -) ) 、-惯性相第-阶段内发动机的目标角加速度Ot [ 1(f4)- (f3)/( -t3) (21)惯性相滑摩阶段发动机目标角加速度 嘲 (22)降挡过程中,惯性相微滑摩阶段的进入条件为1- ≤ st (23)3.3 目标转矩控制量确定3.3.1 发动机目标转矩确定确定了换挡过程发动机 目标转速后,即可利用PID控制实现发动机转速的精确闭环跟踪。因此,发动机目标转矩控制量fe ,、 PJ'edt D dt (24)l f(a,roe)式中, 、 为发动机目标、实际转动角速度; 、 、 为发动机转速 PID 控制比例、积分及微分系数;口为发动机节气门开度。

3-3.2 基于模型的离合器目标传递转矩计算在得到了发动机及离合器从动盘 目标角加速度的情况下,利用DCT动力学模型,即可求得换挡过程离合器目标传递转矩。具体计算过程如下所示。

(1)升挡过程转矩相阶段。从图 2可以看出,此阶段内离合器 1转矩逐渐下降直至为零,离合器2转矩则同步上升;又因为换挡时间t已预先确定,以换挡过程总滑摩功为优化目标,采用遗传算法,求得转矩相与惯性相最佳时间比为 0.477:0.523,近似 1:1。限于篇幅,下文直接使用该结论,故根据式(3)所示的动力学模型,即可得到离合器 l和离2013年 6月 赵治国等:干式DCT换挡模糊时间决策及转矩协调控制 101合器 2的目标转矩控制量 ~ /(fl-fo)出- : 垒 2±圣±箜: 二互! ! (25)式中, 为换挡开始时刻离合器 1传递转矩。

(2)升挡过程惯性相阶段。此阶段内离合器 1传递转矩已下降为零,离合器 2传递转矩则基本保持恒定,即有f l0(3)降挡过程惯性相阶段。同升挡过程惯性相阶段,则有I l07(4)降挡过程转矩相阶段。同升挡过程转矩相阶段,则有(28): - -ts)dr式中, 为则有转矩相开始时刻离合器 2传递转矩。

3.3-3 离合器目标传递转矩的修正上述离合器 目标转矩控制量 的计算均基于DCT动力模型,实际应用中,应充分考虑离合器执行机构的响应特性、参数变化、外界干扰等因素的影响,故下文拟对其进行闭环修正,即 △ f1,2 (29)式中 --模型计算所得的离合器目标传递转矩- - 闭环修正后离合器最终传递转矩控制量△ --离合器传递转矩闭环修正量l e -1△ P Pd 式中 cTtl", --离合器从动盘 目标和实际转速kp, , - - 离合器从动盘转速 PID控制比例、积分及微分系数4 仿真结果及分析根据所建立的 DCT换挡过程动力学模型及所提出的模糊换挡时间决策及基于 DCT动态模型的转矩协调控制策略,在 Matlab/Simulink软件平台上建立了DCT车辆的换挡控制仿真模型,并分别对其升挡过程和降挡过程进行了仿真分析。

4.1 升挡过程仿真分析针对升挡过程,以下从驾驶员不同的换挡意图、不同挡位间的切换及离合器从动盘转速开闭环控制 3个方面进行了仿真讨论。

4.1.1 驾驶员不同的换挡意图以 l挡换 2挡为例,令加速踏板开度变化率为0、20%DH速踏板开度和 5o%Dn速踏板开度下的换挡过程仿真结果如图9所示。

从图9a可见,5o%Dn速踏板开度工况所对应的发动机和离合器从动盘转速较高,角加速度较大,

正在加载...请等待或刷新页面...
发表评论
验证码 验证码加载失败