双离合诱惑（共3篇）
双离合诱惑 篇1
农业机械大中功率拖拉机是技术密集型产品, 是评价农业机械技术水平的重要指标。虽然近几年我国拖拉机产品技术水平有了很大提高, 但与国际先进水平相比还存在较大差距。目前双离合变速器DCT (Dual Clutch Transmission) 技术已成熟应用在汽车上, 但是应用在拖拉机上还属于空白。因为大中型拖拉机用于农田作业, 工况相对汽车路况比较复杂, 而且拖拉机用于牵引各种农机具, 需要的牵引力比较大。开展双离合变速器传动系的应用研究, 将目前在汽车上成熟应用的DCT技术应用在农业拖拉机上, 实现换挡过程的动力连续输出, 降低油耗, 有利于提高我国大中功率拖拉机的整体水平和技术含量。
1离合器的结构分析
摩擦离合器由主动片、从动片、压紧机构、操纵机构四部分组成。离合器在接合状态时, 发动机扭矩自曲轴传出, 通过飞轮和压盘借摩擦力传给从动盘, 再通过从动轴传给变速箱。当驾驶员踩下离合踏板时, 通过拉杆分离拨叉、分离轴承将分离杠杆内端推向左侧, 从动片两面压力消失, 摩擦力消失, 发动机扭矩不再传入变速箱。同理, 双离合器采用两个分离拨叉、两个分离轴承分别控制齿轮传动和动力输出端, 通过两套不同的分离机构来实现两个离合器的独立接合和断开。两套操纵机构相对独立, 互相不受影响。当其中一部分出现问题时, 能快速判断故障的原因及位置。离合器有6个分离杠杆, 3个为主离合器分离杠杆, 3个为动力输出离合分离杠杆, 两组杠杆的接触点位于不同的分布圆上。两组杠杆之间有高度差, 是为了满足两套分离机构的需要。这种机构操纵轻便, 调整容易, 动力输出端的分离不受主离合器的限制, 独立控制, 可满足不同工况作业中机具对动力输出轴的要求。
2双作用离合器的应用
徐州凯尔农业装备股份有限公司生产的T1104-1304型拖拉机传动系统延续了原有机型的模块化结构, 将原来变速箱、中间箱及分动箱组合在一起形成三合一变速箱, 从而能保证拖拉机低速大扭矩的要求。变速箱与发动机间采用双片离合器, 分别控制齿轮传动和中间轴的动力输出。变速器主轴采用空心轴的结构, 利用离合器控制中间芯轴, 进而控制动力输出端的动力。应用这种变速器使整机结构更加紧凑, 可降低产品成本, 提高经济效益。双离合变速箱结构如图1所示。
近几年来, 随着各种先进传动技术的应用推广, 双作用离合器在结构设计上也日趋完善, 对于提高拖拉机的动力性、安全性和燃油经济性, 实现拖拉机的自动换挡和无人驾驶具有重要的意义。双离合器式自动变速器结构简单, 传动效率高, 可在不中断动力的情况下实现拖拉机的自动换挡, 满足拖拉机的行驶和作业要求。
1.双作用离合器 2.分离轴承 3.拨叉 4.空心轴 5.芯轴 6.动力输出端
双离合自动变速器换挡力控制优化 篇2
开环换挡力控制
根据同步器的结构, 开环换挡力控制中整个换挡分为4个阶段 (见图1) 。第1阶段采用较大的换挡力确保液压系统尽可能快充油。一旦拨叉移动就退出该阶段。第2阶段为同步阶段, 采用较小的换挡力, 使同步器两端的转速逐步同步, 对于静态换挡, 输入轴转速会下降至0。一旦同步器两端转速同步就退出该阶段。第3阶段为采用较大的换挡力, 使得拨叉移动到挡位位置。当拨叉移动接近挡位位置时就进入第4阶段, 采用非常小的换挡力确保拨叉平顺到位。为了保证换挡时间的要求, 当换挡超时, 就使用最大的安全换挡力确保挡位啮合。
开环控制的不足
对于开环的换挡力控制, 由于液压系统存在滞后现象, 每阶段力都采用恒定力且每个变速器换挡阀特性存在差异等不确定因素, 会出现静态换挡噪声的问题。
因此, 为了减小噪声, 在第1阶段减小换挡力, 在第2阶段初期换挡力逐步增加到一定值并保持直到同步器两端转速同步, 在第3阶段延用第2阶段结束时的换挡力。该优化策略适当减少了噪声的产生, 但会引起了换挡失败概率提高问题。因此在成功换挡和减小噪声之间很难找到一个平衡点。也就是说采用开环换挡力控制不能很好地控制同步器。
优化换挡力控制
为了克服换挡噪声以及换挡困难的问题, 提出了闭环的PI控制+阻尼力控制的优化策略。从图2中可以看到, 该策略换挡力分成5个阶段, 分别是Move2 Sync、Sync、Move2 End、Push In和Engaged。其中Move2 Sync类似开环控制策略中的第1阶段, Sync类似开环控制策略中的第2阶段, Move2 end和Push I n相当于开环控制策略中的第3阶段, Engaged相当于开环控制策略中的第4阶段。
1. Move2 Sync阶段
在该阶段拨叉带动同步器移动, 使得齿套受到力的作用靠近同步环。所以在该阶段拨叉具有一定位移, 以控制拨叉移动的速度为目标, 采用目标拨叉移动速度与实际拨叉移动速度的差值进行PI调节。为了防止齿套上的齿与同步环上的齿碰撞造成噪声, 当齿套越接近同步环时, 目标拨叉移动速度减小, 同时使用阻尼力来配合换挡力。该换挡力由2部分组成, 分别是拨叉位移的前馈和PI调节量。
当齿套推动同步环与换挡齿摩擦锥面产生接触但是同步器的两端还存在转速差的时候退出该阶段, 在控制中定义该点为拨叉从中位移动2mm的位置。
2. Sync阶段
在该阶段由于继续施加压力, 故同步环与换挡齿摩擦锥靠摩擦作用实现同步。对于静态换挡而言, 相当于降低输入轴转速到0。在该阶段拨叉移动量很小, 因此换挡力计算随着同步器两端的转速差变化而变化。该换挡力由3部分组成, 分别是转速差变化率的补偿值、转速差补偿值的累加值以及拨叉位移变化的前馈。同时为了防止该阶段末期换挡噪声, 采用了阻尼力增加缓冲的方式。
当同步器两端的转速差接近一致时退出该阶段。
3. Move2 End阶段
在同步器两端转速差一致之后进入该阶段, 收到力的作用, 拨叉快速移动, 使得齿套与换挡齿上的结合齿逐步结合, 接近进挡位置 (设定从中位移动7.5mm位置) 。因此在该阶段采用拨叉移动速度进行PI调节。为了防止该阶段拨叉移动过快造成金属碰撞产生噪声, 目标拨叉移动速度越接近挡位位置速度越低。同时继续使用阻尼力增加缓冲。该阶段的换挡力由三部分组成, 分别是拨叉移动补偿量、PI调节量以及输入轴与发动机之间的转速差的补偿量。根据同步器与档位齿结合所需力的需求, 该阶段的换挡力必须保证大于Sync阶段的力。
4. Push In阶段
在该阶段拨叉移动的速度已经很低, 因此撤销了阻尼力, 但是继续保持一定的换挡力从而使齿套与结合齿完全结合。
5. Engaged阶段
该阶段类似被优化之前的换挡力的第4阶段, 保持一个很小的换挡力, 确保齿套与结合齿完全结合到位。
结语
湿式双离合器变速器换挡控制仿真 篇3
湿式DCT, 在换挡过程中, 一个离合器的油压降低使之分离, 另外一个离合器压力升高使之接合。因此, 研究离合器油压变化规律对换挡特性的影响具有重要意义[1]。
双离合变速器的换挡的冲击度和滑摩功是一对矛盾的评价指标, 两者不能同时达到最优。在多目标优化理论的基础上, 提出评价换挡品质的综合性能指标。并基于遗传算法对换挡品质综合评价指标进行了优化。
1 DCT换挡过程动力学模型
车辆传动系统是多质量和多自由度的系统[2]:如图1所示。图1中Te为发动机输出转矩;Tcl、Tc2为离合器C1及C2传递的摩擦转矩;Tt为输出转矩;T11、T21为离合器C1及C2从动部分对发动机和两离合器的主动部分的反作用转矩;Tr、T22为输出轴对离合器C1及C2从动部分反作用转矩;T'12、T'22为离合器的从动部分输出到输出轴的转矩;ωe为发动机角速度;ωc1、ωc2为离合器C1、C2的加速度;Ie为发动机及离合器的主动部分转动惯量;IC1为离合器C1从动部分 (包括变速器所在输入轴Z1及其上齿轮) 转动惯量;IC2为离合器C2从动部分 (包括变速器输入轴Z2及其上齿轮) 的转动惯量;i1为一挡速比;i2为二挡速比[3]。
一般情况下, 由低挡升到高挡可分为五个阶段, 这里仅分析低挡转矩相阶段、惯性相阶段和高挡转矩相阶段三个阶段。
1) 低挡转矩相阶段
整个系统的动力学方程为:
2) 惯性相阶段
整个系统的动力学方程为:
3) 高挡转矩相阶段
整个系统的动力学方程为:
2换挡品质与换挡规律的关系分析
换挡品质和换挡规律二者之间是相互影响、 相互制约。如果换挡品质不好, 动力中断使车速出现较大波动。同样, 换挡规律也会影响换挡品质的结果, 不同的换挡规律对换挡品质有不同的影响。本文在最佳动力性换挡规律基础上研究换挡品质。图1为得到的最佳动力性换挡规律曲线。
3挡过程仿真结果与分析
在最佳动力性换挡点的基础上对不同油压变化规律下的车辆换挡情况进行仿真分析。根据最佳动力性换挡规律计算, 在节气门开度为38%, 车速达到35.05km/h时, 车辆由二挡换入三挡。因此, 仿真的初始条件设置为:节气门开度38%, 车速35km/h。在此条件下, 对二挡升三挡的换挡过程进行仿真分析。作用在离合器C1上的油压为0.5MPa, 作用在离合器C2上的油压为零。
3.1换挡过程仿真
1) 离合器C1、C2上的油压以1.5MPa/s、 2MPa/s、2.5MPa/s升降压时仿真。
2) 离合器C1、C2上的油压变化规律如图3所示, 换挡过程中离合器C1、C2从动盘转速的变化情况如图4所示, 换挡过程中车辆冲击度的变化及滑摩功变化情况如图5和图6所示。
3.2仿真结果分析
对仿真结果进行分析。换挡开始时, 作用在离合器C1、C2上的油压分别为0.5MPa和0MPa, 在换挡过程中, 离合器C1、C2在0.35s、0.25s、0.2s内完成充放油过程。当离合器C1、C2上的油压变化规律以1.5MPa/s, 2MPa/s, 2.5MPa/s进行升降变化时, 换挡时间, 冲击度, 滑摩功分别为0.35s, 8.5m/s3, 5093J; 0.25s, 11.3m/s3, 4270J;0.2s, 14.2m/s3, 3745J。可见在换挡过程中, 冲击度随着换挡时间的减小而增加, 滑摩功随着换挡时间的减小而减小。
4 DCT换挡过程优化
利用遗传算法优化方法对油压变化规律进行优化, 得到换挡时最优的油压变化规律。
4.1优化参数及目标函数的确定
与AT换挡过程相同, 湿式DCT也应该通过控制电磁阀的占空比、频率及各开关阀的状态来控制两个离合器油压的变化, 进而控制两个离合器切换时转矩的变化, 提高换挡品质。根据国外对自动变速器油路的大量实验分析, 在换挡过程中, 离合器油压变化曲线基本上符合如下函数[4]:
且在一定时间范围内, 离合器变化与主油道压力近似成线性变化。根据冲击度的定义及推导公式可得DCT换挡过程的冲击度[5]为:
滑摩工为:
由式 (6) 和式 (7) 可以看出, 参数k1、k2影响着换挡过程中冲击度和滑摩功的变化, 因此换挡品质的优化问题即转化为对参数k1、k2的优化问题。为了方便问题的处理, 本文采用加权组合法来处理目标函数。其数学表达式为:
这里我们定义H=f (x) , 并称H为换挡品质综合评价指标。由于冲击度和滑摩功的重要程度难以确定, 这里认为两者的重要性相当, 因此权重系数ω1、ω2都认为等于0.5。由多目标优化的定义可知, f (x) 的值越小, 换挡品质就越好。为了获得最佳的优化参数, 本文采用遗传算法进行优化。
4.2基于遗传算法的换挡品质优化
下面以参数k1、k2为设计参数, 以换挡品质综合性能指标系数H为目标函数, 利用遗传算法[7]进行参数的优化。优化结果为k12.4 、k21.1 。 图7为种群均值和最优解的变化图, 优化求解过程中, 最优解收敛于0.33。种群均值有较大的波动, 这是由于产生了新的种群, 种群的差异性造成了较大的波动, 但不影响最优解的获得[6]。
将优化后的结果重新代入换挡过程的仿真模型。优化后的冲击度变化曲线和滑摩功变化曲线如图8和图9所示:正向最大冲击度为5.7m/s3, 负向最大冲击度为7.3m/s3, 均在德国国家标准 (J<10m/s3) 范围内, 提高了乘坐舒适性。滑摩功为3153J, 单位面积滑摩功为0.16J/mm2, 小于滑摩功的国家标准允许值[W]=0.33J/mm2。所以产生的滑摩功在一个合理的范围内, 满足离合器磨损方面的要求[7]。
优化后的油压变化规律曲线如图10所示, 从图中曲线可以得出, 离合器C1是以2.4MPa/s的油压变化斜率下降, 而离合器C2是以1.1MPa/s的油压变化斜率上升的。由此可以得出, 在换挡过程中, 分离离合器油压以2.4MPa/s的斜率下降, 接合离合器以1.1MPa/s的斜率上升可以提高换挡品质。
为了对优化后的换挡品质有一个清晰的认识, 将优化后的数据与上一章仿真出的数据均转化为表示换挡品质综合性能指标的综合目标函数值的形式, 转化后的数据如表1所示。
通过对表1分析可得, 随着离合器油压变化斜率的增大, 换挡品质综合性能指标的值也越来越大, 表明换挡品质在逐渐下降, 而优化后的换挡品质综合评价指标的值明显小于前面三组结果, 表明优化效果明显, 提高了换挡品质。
5结论
采用Matlab/Simulink建立了整个换挡过程的仿真模型, 对离合器油压变化规律与换挡品质间关系进行分析。从仿真结果可知, 对于不同的油压变化斜率, 油压变化斜率越大, 产生的冲击度就越大, 但相应的滑摩功越小;油压变化斜率越小, 产生的冲击度越小, 但相应的滑摩功越大。 得出冲击度和滑摩功是一对相互矛盾的评价指标。将优化后的参数代入仿真模型进行仿真, 将结果转化为换挡品质综合目标评价值的形式进行对比分析。分析结果表明, 优化后的换挡品质综合评价指标的值明显小于前面三组结果, 表明优化效果明显, 提高了换挡品质。
参考文献
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