变速箱:离合器

变速箱:离合器（精选九篇）

变速箱:离合器 篇1

单向离合器不需要控制机构, 它是依靠其单向锁止原理来发挥固定或连接作用的, 力矩的传递是单方向的, 其连接和固定完全由与之相连接元件的受力方向所决定, 当与之相连接元件的受力方向与锁止方向相同时, 该元件即被锁止;当受力方向与锁止方向相反时, 该元件即被放松;即在驱动轴与从动轴之间, 只能使从动轴作一个方向回转, 反方向具有空转机能。

单向离合器有多种型式, 常用有棘轮式、滚柱斜槽式和楔块式三种型式。

棘轮式单向离合器结构如图1所示。它利用棘爪对棘轮的锁止与放松, 实现外轮或棘轮的单向自由运动。

滚柱斜槽式单向离合器结构如图2所示。它利用滚柱在斜槽中的不同位置锁止与放松内轮或外轮, 实现内轮或外轮的单向运动。

楔块式单向离合器结构如图3所示。它利用楔块式滚柱的长短径, 当楔块式滚柱的长短径与内外环接触时, 锁住内环或外环, 实现内环或外环的单向运动。

二、单向离合器在自动变速器中的作用

有级式自动变速器的齿轮变速器有普通齿轮和行星齿轮两种, 绝大多数自动变速器采用行星齿轮变速器。单向离合器在行星齿轮变速器中广泛使用, 其主要用于液力变矩器导轮控制以及行星齿轮机构的太阳轮、行星轮或齿圈的控制。

液力变矩器的导轮在发动机的转速不同时, 其运动状态是不一样的。当发动机转速较低时, 导轮不能转动, 以便获得较大的输出扭矩;当发动机转速达到一定转速时, 导轮必须能向一个方向转动。液力变矩器导轮中的单向离合器就是为了控制导轮的单向转动。

行星齿轮机构的变速原理是通过控制行星齿轮机构中太阳轮、行星轮或齿圈任一元件的运动, 实现另外两元件的不同传动比运动, 从而实现不同挡位。控制行星齿轮机构中太阳轮、行星轮或齿圈任一元件的运动, 通常采用制动器、离合器或单向离合器。采用单向离合器不但可以简化控制系统, 还可以令换挡反应迅速, 减少时滞。

三、单向离合器故障诊断

当自动变速器出现故障时, 其原因往往比较复杂, 但只要理解其工作和控制原理, 就能快速诊断故障部位, 排除故障。现在以丰田A340E自动变速器为例说明如何诊断单向离合器引发的故障。

液力变矩器中单向离合器故障的诊断:在丰田A340E自动变速器的液力变矩器中的导轮安装了单向离合器, 保证导轮只能顺时针转动, 不能逆时针旋转, 从而达到增扭的作用。如果汽车出现低速或高速加速无力, 在排除其他原因的前提下可以断定单向离合器损坏。

单向离合器故障引起换挡不正常故障的诊断:下表所示是丰田A340E自动变速器换挡时各执行元件的工作情况。

其中F0, F1, F2是单向离合器, “O”表示参与工作。从表中可知, 如果单向离合器F0损坏, 在排除其他原因前提下, 可断定汽车在前进挡中, 除超速挡外, 其他挡位将无法正常工作。同样情况下, 如果单向离合器F1损坏, 汽车将无D位2挡;如果单向离合器F2损坏, 汽车将无2位2挡。

四、单向离合器的检修

从单向离合器的结构可知, 单向离合器主要利用机械锁止来实现单向运动, 由于零件在使用中的磨损会导致单向离合器的机械锁止失效, 从而无法实现单向运动, 这种情况下, 通常需要更换单向离合器;在维修中如果反向装配, 虽然也是单向运动, 但方向却相反, 也会导致挡位不正常, 所以在装配时, 必须保证正确安装。那么如何对单向离合器进行检修呢?首先, 应根据故障现象诊断单向离合器损坏, 然后对自动变速器进行正确的分解, 单向离合器在解体前必须检查工作情况, 以确定单向离合器的运动方向和工作是否正常, 如图4所示。

对解体后的零件要检查其是否有过度磨损、变形或裂纹等机械损坏, 在装配后应检查其运动是否正常, 方向是否正确。

自动变速器中单向离合器的检修关键是判断其位置, 各个单向离合器对自动变速器的工作影响不同, 要正确理解它们的作用和工作原理, 进行推理判断, 找出故障部位, 有目的地进行检修, 这样可以准确快速检修单向离合器。

参考文献

[1]吴玉基.汽车自动变速器构造与维修.北京:交通出版社, 2002.

[2]栾琪文.自动变速器实用维修图集.沈阳:辽宁科学技术出版社, 2002.

湿式双离合器自动变速器换档控制 篇2

【摘要】根据湿式双离合器自动变速器的结构特性，提出了湿式双离合器的扭矩控制方法。并制定了具体的急加速降档控制策略和控制逻辑。在实车测试中，急加速的状态下得到了理想的降档效果。从而验证了湿式双离合器的扭矩控制方法正确性以及换挡控制策略合理性。

【关键词】湿式双离合器自动变速器；降档策略；扭矩控制

1、引言

换档过程控制是双离合器自动变速器（Duel Clutch Transmission， DCT）的控制重点之一。为了提高换档品质，必须在换档过程中精确控制两个离合器的动作。根据DCT的结构，对于急加速降档时，离合器的控制更为复杂。因此，针对DCT的急加速降档工况，本文提出了湿式双离合器的扭矩控制方法并且制定了换档控制策略。最后将控制策略应运用实车测试中，并进行数据分析。

2、离合器的控制原理

本文所研究的双离合器由两组湿式多片离合器组成，奇数离合器控制1、3、5档，偶数离合器控制2、4、6档。当车辆在行驶过程中，双离合器进行交替工作来完成升降档。根据扭矩平衡原理，得到离合器传递扭矩与发动机扭矩和输出轴扭矩之间的关系式为

式（1）中，Te为发动机扭矩，Tl为输出轴扭矩，Tcl为奇数离合器传递扭矩，Tc2为偶数离合器传递扭矩；为发动机转角加速度，为输出轴转角加速度；J1为发动机的转动惯量，J2为输出轴转动惯量；i1为奇数输入轴上同步档位的传动比，i2为偶数输入轴上同步档位的传动比；μ1，μ2为离合器摩擦片的摩擦系数；A1，A2为离合器活塞面积；R1，R2为离合器摩擦片有效半径；Pc1，Pc2为作用在离合器摩擦片上的油压。

3、急加速降档控制算法

根据DCT的机械结构，当进行急加速降档换挡时，换挡过程分为两种情况，即为降奇数档和降偶数档。当降奇数档时，离合器只要进行一次交替；当降偶数档时，离合器需要进行两次交替。

3.1降奇数档控制算法。考虑到换挡的平顺性和快捷性，降奇数档换挡过程分为5个阶段，如图1所示，以五档降二档为例。

a.t0-t1-t2阶段：在该阶段，由于油门开度增加，发动机的转速会随着增加，动态扭矩增加，使得奇数离合器传递扭矩有所下降，此时偶数离合器还处于打开状态，奇数离合器传递发动机扭矩。当偶数输入轴同步二档之后，偶数离合器开始预充到达Touchpoint点所传递的扭矩。

式（2）中：Δ为进行PI调节的动态扭矩的调节量，PI调节的输入量为设定的动态扭矩与实际动态扭矩的差值。其中，设定动态扭矩由油门开度决定，实际动态扭矩有当前发动机转速换算得到。通过PI调节使得发动机的实际转速上升斜率按照油门开度对应的理论值变化而变化，同时保证奇数离合器传递发动机输出扭矩。TTouchpoint为Touchpoint点离合器传递扭矩。

b.t2-t3-t4阶段：在该阶段为转矩相阶段，双离合器都进行扭矩控制。为了保证不断动力传递，由于处于急加速状态，在偶数离合器传递扭矩上升达到传递大部分发动机扭矩之前，奇数离合器必须跟随发动机输出扭矩，在一定时间T1内双离合器的扭矩按不同的斜率上升到发动机输出扭矩。在双离合器传递扭矩上升过程中，当双离合器传递扭矩相同时，奇数离合器传递扭矩在一定时间T2以一定斜率下降到Touchpoint点，而偶数离合器扭矩继续沿先前斜率上升，逐渐到达发动机实际输出扭矩。

式（3）中：Tcl?0为奇数离合器传递扭矩初始值；Tc2?0为偶数离合器传递扭矩初始值；β为扭矩上升调整系数，0≤β≤1，该值与离合器扭矩上升时间相关，在T时间内，从0线性变化到1。奇数离合器扭矩上升时间T1对应扭矩上升调整系数为β1，扭矩下降时间T2对应扭矩下降调整系数为β2。奇数离合器扭矩上升时间T1与扭矩下降时间T2之和为偶数离合器扭矩上升时间T。从理论角度讲，只要确定好离合器传递扭矩的变化率，就能很好的控制离合器的传递扭矩，多快的结合速度都不会产生冲击。

c.t4-t5阶段：在该阶段为惯性相阶段，离合器闭合速度放缓，防止离合器闭合的冲击感。这一阶段进行偶数离合器的调速，使得离合器慢慢闭合。因而偶数离合器会从滑磨状态进入完全同步状态（微滑磨），而奇数离合器为打开状态。此时完成离合器交替。

式（4）中：δ为经过PI调节的扭矩调节量，该PI调节器对偶数输入轴的转速进行调节，使得偶数输入轴转速与发动机转速维持在微滑磨状态。同时保证偶数离合器传递发动机扭矩。以上为急加速降奇数档换挡控制策略。经过5个阶段完成高品质换挡控制。

3.2降偶数档控制算法

因为DCT的机械结构，所以在降偶数档的控制中必须进行两次离合器交替。以三档降一档为例，三档必须降到二档，然后离合器再交替一次降到一档。考虑到换挡的平顺性和快捷性，降偶数档换挡过程分为7个阶段，如图2所示。

a.t0-t1-t2阶段：此阶段离合器控制策略与降奇数档控制策略相同。由于是急加速状态，在该状态保证奇数离合器传递扭矩和发动机转速随油门开度来确定的转速变化量设定值变化，同时对偶数离合器进行预充，使得偶数离合器传递扭矩达到。

b.t2-t3-t4阶段：在该阶段，考虑到换档快捷性，同步二档的偶数离合器进行转矩相和惯性相的合作控制策略，对偶数离合器传递扭矩从以一定斜率上升到Te'，同时通过PI调节器调整发动机的动态扭矩，使实际的动态扭矩随油门开度确定的设定值变化。对奇数离合器而言，在该阶段又分为同步三档的奇数离合器打开（t2-t3）与同步一档之后对奇数离合器进行预充（t3-t4）两个阶段。

式（5）中：Te′为在一定时间T内偶数离合器需要传递的扭矩，同时使发动机转速根据油门开度变化而变化。在该阶段，当前档位从三档交替为二档，同时，一档档位已经与奇数输入轴同步，准备进行第二次的离合器交替。在第一次离合器交替过程中，二档只是过渡档位，偶数离合器不必完全闭合，只要偶数离合器传递大部分的发动机输出扭矩，奇数离合器就可以打开，同步器就可以进行退三档同步一档的操作。

c.t4-t5-t6-t7阶段：

该阶段与降奇数档换挡时t2-t3-t4-t5阶段相同，在該阶段，首先调整双离合器的传递扭矩，使得奇数离合器传递发动机输出扭矩，同时下降偶数离合器传递的扭矩到Touchpoint点。然后调整奇数离合器的转速与发动机转速保持微滑磨状态，完成离合器的第二次交替。以上为急加速降偶数档换挡控制策略。经过7个阶段完成高品质换挡控制。其中当前档位为二档时只是个过渡阶段，因此偶数离合器没有完全闭合，离合器处于滑磨状态。其作用就是保证奇数离合器可以打开，进行奇数输入轴啮合档位切换，同时又保证不断动力的扭矩传递。

4、急加速降档控制逻辑

使得车辆行驶过程中，有较高的换挡品质，除了需要好的离合器传递扭矩控制算法外，必须要有一个合理的控制时序，在恰当的时刻使用恰当的控制算法。图3为急加速降档的控制流程图。state_CluOff为当前档位对应离合器的扭矩控制状态，state_CluOn为目标档位对应离合器的扭矩控制状态。

5、实验结果分析

采用CANape对试验车进行数据采集。试验在水平沥青路面上进行，这里给出了三档换一档急加速降档的换挡过程。在上文中已经提过，离合器传递扭矩与离合器摩擦片上所受油压成线性关系，由于试验车上未安装离合器扭矩传感器，所以采用离合器摩擦片上所受油压来反映离合器传递扭矩情况。图4为急加速三档换一档信号采集曲线。可看出试验曲线完全符合本文介绍控制策略的要求。

图4 急加速三档换一档降档曲线

6、结论

急加速降档控制是一个复杂的非线性控制问题，从试验结果可以看出，本文论述的基于扭矩的湿式双离合器自动变速器急加速降档控制策略取得了较好的效果，很好的控制了离合器的闭合、分离速度，减小了换挡时的冲击，提高了DCT的换挡品质。

参考文献

[1]陆中华，程秀生，冯巍.湿式双离合器自动变速器的升档控制[J].农业工程学报，2010.Vol.26（5）：132-136.

作者简介

唐莹.上海汽车变速器有限公司.软件工程师.

双离合变速箱的可靠性分析 篇3

近几年来,双离合变速箱成为了一种潮流的发展趋势,目前常见的双离合有大众的DSG、福特的Powershift、三菱的SST以及保时捷的PDK等,国产主子品牌有比亚迪、吉利等。不过自从大众双离合变速箱出现问题之后,很多消费者选择购买双离合变速箱车型的时候,心中都会有所疑虑,究竟双离合变速箱可靠吗?笔者逐步来分析。

1、双离合变速箱的优缺点

双离合变速箱结合了手动变速箱和自动变速箱的优点,没有使用变矩器,转而采用两套离合器,通过两套离合器的相互交替工作,来到达无间隙换挡的效果。两组离合器分别控制奇数挡与偶数挡,具体说来就是在换挡之前,双离合变速箱已经预先将下一挡位齿轮啮合,在得到换挡指令之后,双离合变速箱迅速向发动机发出指令,发动机转速升高,此时先前啮合的齿轮迅速结合,同时第一组离合器完全放开,完成一次升挡动作,后面的动作以此类推。

因为没有了液力变矩器,所以发动机的动力可以完全发挥出来,同时两组离合器相互交替工作,使得换挡时间极短,发动机的动力断层也就非常有限。作为驾驶者我们最直接的感觉就是,切换挡动作极其迅速而且平顺,动力传输过程几乎没有间断,车辆动力性能可以得到完全的发挥。与采用液力变矩器的传统自动变速器比较起来,由于双离合变速箱的换挡更直接,动力损失更小,所以其燃油消耗可以降低10%以上。

不过与传统的自动变速器比起来,双离合变速箱也存在一些固有的弊端,首先就是由于没有采用液力变矩器,又不能实现手动变速器“半联动”的动作,所以对于小排量的发动机而言,低转速下的扭矩不足的特性就会被完全暴露出来;其次,由于双离合变速箱采用了电脑控制,属于一款智能型变速器,它在升/降挡的过程中需要向发动机发出电子信号,经发动机回复后,与发动机配合才能完成升/降挡。大量电子元件的使用,也增加了其故障出现的机率。

2、干式和湿式双离合变速箱

从工作原理和基本构造上,干式双离合与湿式双离合变速器并没有本质上的差别,不同之处在于双离合器摩擦片的冷却方式:湿式离合器的两组离合器片在一个密封的油槽中,通过浸泡着离合器片的变速器油吸收热量,而干式离合器的摩擦片则没有密封油槽,需要通过风冷散热。

以大众品牌所使用的DSG双离合变速箱为例,我们知道它拥有着两款双离合变速箱,一款六速湿式双离合变速箱,一款七速干式双离合变速箱。它们二者由两个不同的制造商提供,六速湿式双离合变速箱由美国的博格华纳公司提供,而七速干式双离合变速箱则有德国舍弗勒集团旗下的Lu K公司提供。

两种双离合变速器各有什么特点呢?我们首先看看湿式双离合变速器,由于离合器片为液体冷却,热量传递效率高,因而具有散热效果好的优势。得益于这个保障,离合器的耐受能力要强过干式双离合变速器。湿式双离合变速器的离合器片可以承受较大的动力传递,也能更好的适应较为激烈的驾驶环境,因此在一些发动机功率和扭矩输出较大的车型上,往往采用的都是湿式双离合变速器。

还是以大众的DSG为例,只有配备2.0TSI或更高级别的发动机的车型,才会匹配6速湿式离合器,而1.2TSI、1.4TSI、1.8TSI等“小排量低功率”的发动机则与7速干式离合器匹配。因而湿式离合器容易给人留下了“档次更高”的印象,实际上这也与动力的匹配和制造成本息息相关。如果单就性能来说,干式离合器的确好于湿式离合器,它可以获得更高的传动效率,更有利于经济性和动力性的提升。

3、大众的DSG召回事件

由于大众出色的营销技术,加上双离合变速箱换挡速度快、传动效率高等优势,双离合一开始很受欢迎,不仅消费者如此,就连其他厂商也都着手推出自己研发的双离合变速箱。我们重新回顾一下大众DSG的召回事件。大众最初召回DSG是在美国,当时召回的是6挡湿式的双离合变速箱,对于此次召回官方的说法是变速箱控制软件存在问题。同年(2008年)国内的第一款迈腾6挡DSG变速箱也被爆出现问题。随后一汽大众和进口大众宣布从2009年10月17日起,召回部分装备6挡双离合变速箱的迈腾。同年11月进口大众也对部分装备6挡双离合变速箱的车型进行召回。随后双离合变速箱召回的事情暂告一段落。直到2011年,“DSG风波”再次爆发,而与此前不同的是,这次问题的所在主要在干式的7挡双离合变速箱身上。另外国内实现召回的同时,台湾地区也对部分搭载7挡双离合变速箱的车型进行召回,问题在于变速箱的滑阀箱出现硼结晶或者电子故障。需要对滑阀箱进行更换以及对软件进行升级。此外,国内召回双离合变速箱除了出于这两个原因之外,滑阀箱油也是问题所在,后面大众的说法是把合成油换成矿物油。

这其中蕴含着不少信息。首先6挡湿式双离合变速箱召回后,对软件进行升级,在后面的时间内比较少看到再次出现问题。这说明此前6挡双离合变速箱确实存在问题,而软件升级也的确起到效果。与此同时从7挡双离合出现的问题来看,7挡双离合变速箱和6挡双离合变速箱一样,同样存在软件上的问题。当然无论是硼结晶问题,还是把合成油换成矿物油,都是滑阀箱内部的问题所在,这滑阀箱也是控制离合器最主要的部件。当然除了滑阀箱有问题之外,离合器容易过热也是造成7挡双离合变速箱罢工的原因(6挡双离合变速箱由于采用的是湿式设计,所以散热更好)。从实际表现出来的效果来看,厂家对变速箱的换挡程序设定得更加保守,换挡速度变慢了许多,动力传递的直接感也削弱了不少。这样的好处就是对滑阀箱以及离合器的工作压力都减少了,这会一定程度上降低了问题出现的机率。

DSG在315上的曝光,让不少人感觉“大快人心”,甚至一度被认为双离合的末日即将到来。事实上,也的确有诸如福特等之前热衷双离合的厂商,在中高端领域逐步退出;沃尔沃等也正在用8AT取代之。然而与此同时我们也发现,大众丝毫没有减少对双离合的投入,其他厂商加入这一阵营的也不比退出的少。例如通用、现代,都在配备双离合的车型作为主力推广。这说明双离合的劣势远没有想象中的那么严重,相反,这些问题正在逐步解决中。

有人把双离合的问题,诸如抖动、过热、失速等,归结为双离合的结构性缺陷,这里存在着重大的认知误区。双离合的这些问题其实都出在控制系统、更准确的说是控制软件上。说通俗点,就像新手开MT,油离配合不好,仅此而已。诸如换挡冲击、离合器过快磨损、离合器过热等等吗,根子都在这儿。这个问题并非不可解决,同时也并非可以迅速解决。它需要不停地积累,发现问题、重新调试或设计,直至趋于理想化。这需要时间和案例,确实急不来。

从目前双离合的保有量来看,出问题的比例其实并不高,符合一个新型变速器的正常范畴。而下一步,或者说新研发的双离合,理论上还可以变得更加理想,直至彻底杜绝已有问题。如此,所谓双离合“不可靠”,也将渐渐成为历史。

4、双离合变速箱的可靠性总结

在看到大众双离合变速箱出问题之后,作为后来的跟随者,福特也对变速箱进行了类似的优化,比如后期的福克斯双离合变速箱的换挡表现也变得“斯文”了不少。虽然福特的双离合变速箱在结构上并不存在滑阀箱(福特的双离合变速箱是通过电机对离合器进行控制的),但相信福特也担心离合器过热的现象会出现,所以采用了更加保守的策略。

那既然连福特都采取了更加保守的策略,但为什么在超跑上使用的双离合变速箱,却依旧有着强悍的表现?其中原因很简单,一般我们开手动挡的车型,在遇到堵车或者慢速行走的时候,需要频繁对离合器操作,这也是比较伤离合器的时候。相反超跑因为其动力强劲,变速箱并不需要在低速挡“拼命”地来回切换,同时超跑一般都是快跑为主,所以即使是使用双离合变速箱,也很少听到说出问题。

同样,大众对双离合变速箱软件升级后,很多人都反应变速箱在二挡的停留时间更长,换挡转数相比之前也延迟了一点,这样做的好处就是减少低速情况下变速箱的换挡次数,无论对滑阀箱还是离合器,都能减轻它们的“压力”。更坦白地说,双离合变速箱更适合“快跑”。

这么看来,双离合变速箱其实还有很多需要完善的地方,虽然其实际面世的时间不短,但说应用时间的长短是肯定不及自动变速箱。其实从上述厂家的做法看来,我们也可以自己适当的采取一些措施来提升双离合变速箱的可靠程度。低速情况下,如果有手动加减挡模式,可以自行控制换挡,降低换挡次数。

另外,如果我们过于纠结双离合变速箱的可靠性问题,CVT变速箱和AT变速箱也都是不错的选择。ZF 8挡自动变速箱的换挡速度已经可以做到200ms(已经比较接近双离合变速箱)、奔驰的7挡自动变速箱可以实现全挡位锁止,效率有了很大的提升。日产的CVT变速箱在保证省油的情况下,响应速度也做到了很快。

所以,虽然双离合变速箱的可靠性确实不如AT、CVT变速箱,但性能又有明显的优势,如果你真的喜欢她,就改善驾驶习惯,尽情地拥抱她吧!

参考文献

[1]于峰,王艳福,田淑艳.双离合器自动变速器的结构与换档工作原理[J].机械工程师,2009(9):28-30.

[2]吴心平,赵清华,杨宗田.汽车自动变速器原理与发展趋势[J].汽车实用技术,2011(11):35-38.

[3]梁爽.解析双离合变速箱的原理及其使用车型[EB/OL].http://inf.315che.com/n/2011_12/210187/中国汽车消费网.

变速箱:离合器 篇4

（1.合肥工业大学 机械与汽车工程学院，合肥230009；2.合肥工业大学 汽车工程技术研究院，合肥230009）

双离合器自动变速器（DCT）是一种新的自动变速器技术，其特点是有两个离合器，换挡时两个离合器配合使用实现动力换挡。双离合器自动变速器（DCT）同时具备了手动变速器和自动变速器的优点，传动效率高，不仅保证了车辆的动力性和经济性，而且改善了车辆的行驶舒适性。

变速器的动力传递和换挡过程的实现是通过TCU电控单元发出信号，通过各种执行器调节油液压力、流量和方向来控制两个离合器和换挡拨叉执行器的动作来实现的。分析设计变速器液压控制系统的油路分布和液压阀的选择具有重要意义。本文对一种新型的变速器的液压系统进行研究设计来满足换挡和动力传递需要。

1 DCT结构及其工作原理

1.1 DCT结构

选择性输出双离合自动变速器采用并联行星轮系结构，其传动装置由一个带有同步器装置的输入轴，两根平行布置的中间轴，布置在输出轴上的两个平行布置的离合器、多个同步器装置、多个换挡拨叉，一个倒挡轴以及1个差速器组成。使用选择性输出的方式将变速器奇、偶数挡输出齿轮分别布置在两根中间轴上，通过两个离合器的切换以及切换成不同的同步器状态，经由不同输出轴实现扭矩变换和输出。三维结构如图1所示。

1.2 DCT工作原理

传统的DCT通过两个离合器的交替切换来完成换挡过程，而该变速器则通过控制离合器和同步器的工作状态即可实现换挡。工作原理如图2所示。

汽车发动机启动时，在空挡情况下，所有同步器中位，两离合器均分离；在挡时，换挡执行机构拨叉使得同步器T1左位，同步器T2右位，离合器L1结合，此时在行星轮系中，太阳轮输入，齿圈固定，行星架输出；判断升至二挡时，拨叉使得同步器T3右位，完成预挂挡，离合器L1逐渐分离，而离合器L2逐渐结合，直至换挡成功。判断升至三挡时，拨叉使得同步器T2左位，完成预挂挡，离合器L2逐渐分离，而离合器L1逐渐结合，直至换挡成功，此时行星轮系为直接挡输出。判断升至四挡时，拨叉使得同步器T3左位，完成预挂挡，离合器L1逐渐分离，而离合器L2逐渐结合，直至换挡成功。而在倒挡时，同步器T1右位，同步器T3左位，离合器L2结合，离合器L1分离。

2 控制系统设计

2.1 液压控制系统组成和控制原理分析

DCT液压控制系统主要由三部分组成：离合器压力控制部分、同步器压力控制部分和润滑冷却控制部分。DCT液压系统采用的是与发动机固联的定量泵，泵的排量与发动机的转速成正比。通过泵排出的油液首先通过主油路压力调节阀调节主油路油压，在主油压的基础上安全阀对系统压力进行二次调节。调节后的油液通往换挡阀控制拨叉的运动以实现不同挡位之间的切换.该油液同时通往离合器压力控制阀提供动力传递所需的压力。图3为液压系统各个液压元件连接示意图。

2.2 液压系统模型

2.2.1 主油路调压

主油路油压是通过主油路调压阀调节后的油泵输出油压，离合器结合油压和换挡拨叉油缸中的油压都是在主油路油压的基础上根据不同工况来调节的，主油压的控制很重要，发动机负荷大时，为了让离合器结合可靠，需要加大主油路油压；在换挡过程中，同步器结合时，需要适当减小主油压以减少换挡冲击。发动机负荷小时，也需要适当减小主油路油压，以减少燃油消耗。

压力油从油泵的出油口出来同时流向主油压滑阀的供油口、左端的第一控制口和主油压比例阀的供油口；流向主油压比例阀的油液由供油口进，出油口出，第一路反馈到主油压比例阀的控制口，第二路流向主油压滑阀右端的第二控制口；在主油压滑阀左端的第一控制口和右端的第二控制口两端压差作用下，调节主油压滑阀的出油口开口大小，从而调节从主油压滑阀的供油口流向出油口油液的流量和压力。

2.2.2 离合器压力调节

换挡过程中需要控制离合器的结合和分离，主油路油压经过离合器压力控制阀和离合器安全阀进入离合器油缸。离合器压力控制阀根据发动机工况和TCU信号调节进入离合器的油压。离合器压力控制阀工作口处并联一个蓄能器.可以起到压力变化时吸收液压脉动冲击，稳定离合器结合油压的作用。

关于离合器的安全保护：当离合器处于工作状态，此时由于换挡的需要，必须使离合器脱开，但是离合器压力控制阀发生卡滞，离合器压力控制阀的供油口与出油口一直连通；断开离合器安全阀供电，使离合器安全阀的供油口与出油口不相通，离合器液压缸中的压力油通过离合器安全阀的出油口泄流回油箱，离合器脱开。

2.2.3 同步器压力控制

主油路油压经过同步器压力控制阀和同步器位置控制阀进入同步器油缸，同步器压力控制阀根据TCU信号控制进入同步器油缸的油压，同步器位置控制阀控制进入左右同步器油缸的油液通断，使同步器能实现左中右三个工作位置。中位时两端泄压回油。

2.2.4 润滑冷却油路

压力油第一路流向主油压滑阀5的供油口5P，第二路与主压力滑阀的第一控制口5A1连接，用于调节右路的压力，压力油经主压力滑阀5的出油口5B流出，流向节流阀32的供油口32P，经节流阀调压后从节流阀出油口32B流出，流经冷却器33与润滑油路过滤器34，分成3条润滑之路35、36、37，流向3根传动轴形成飞溅润滑。

2.2.5 换挡元件传感器和压力传感器

换挡元件传感器是用来识别准确的拨叉位置，当拨叉准确的挂入左端或右端工作位置时传感器会感应信号反馈到TCU。离合器压力传感器用来监测离合器油压并实时把压力信号反馈至TCU，当压力变化影响正常工作情况时，TCU会给出信号至压力控制阀和安全阀确保离合器的正常工作。

3 液压试验台的建立

为了验证所建模型的准确性，根据上述模型图建立了液压试验台。试验台如图4所示。

通过液压试验台的试验，可以实现变速器的自动换挡，验证了上述选择性输出双离合自动变速器结构原理和液压控制系统的可行性，为进一步的研究奠定了基础。

4 结束语

液压控制系统是自动变速器的重要组成部分，本文对一种新型结构的双离合自动变速器的液压系统进行设计研究并建立液压试验台，验证机械传动部分和液压模型的可行性。

目前，国内对双离合自动变速器液压控制系统的研究还比较少，本文的研究可以为后期的液压系统阀板集成化提供基础。

［1］黄宗益.现代轿车自动变速器原理和设计 ［M］.上海：同济大学出版社，2006.

［2］秦娜，吴光强.双离合器式自动变速器液压系统分析与建模［J］.汽车科技，2009，（7）：48-51.

［3］合肥工大汽车工程技术研究院有限公司.一种车辆用双离合变速器：中国，201010112201.2［P］.2010-07-07.

［4］ Bernd Matthes.Dual Clutch Transmissions-Lessons Learned and Future Potential［J］.SAE paper.2005-01-1021.

双离合器自动变速器换挡过程分析 篇5

随着汽车工业技术的不断发展, 人们对乘用车的要求越来越高, 实现汽车自动变速、提高机动性、改善舒适度、节约能源一直是车辆变速和传动系统的发展焦点。AMT在传动效率和生产成本等方面优于AT和CVT, 因此受到了汽车界的重视, 但AMT也有很大的缺点:车辆在换挡过程中, 导致动力中断, 驾乘者有顿挫感影响了车辆的动力性和乘坐舒适性[1,2]。为了既可以利用AMT的优点, 又可以消除其换挡动力中断的缺点, 一种新型自动变速器—双离合器自动变速器 (DCT-Dual Clut Transmission) 便产生了。

双离合器自动变速器 (DCT) 是一种用双离合器和换挡控制装置实现纯机械自动变速的先进技术[3,4,5], 融合了手动变速器和自动变速器的优点, 在换挡过程中其机动性、动力性、舒适性和耗油率都达到最佳组合。

由于DCT中没有液力变矩器, 要达到良好的换挡品质需要通过精确控制离合器的接合来实现, 为保证DCT换挡控制过程的正确、及时和合理性[6,7], 本文的研究主要集中在换挡模型的制定、换挡过程中离合器接合、分离的控制。

1 变速器结构及工作原理

1.1 变速器结构

DCT双离合器自动变速器是在手动变速器基础上, 加装电控单元和液力驱动元件, 使两离合器交替工作不间断地输出动力。

图1中DCT有1个倒挡和6个前进挡, 有两个并排安装的湿式离合器C1、C2, 变速器的挡位分开布置, 分别与离合器C1、C2配合工作。每个离合器各自负责一根传动轴的转矩传递, 动力便在两根传动轴间交替、无间断的传送。

1.2 变速器工作原理

当汽车处于停车状态时, 离合器C1、C2都分离不传送动力。汽车起步时, 变速器挂I挡, 离合器C1接合。离合器C2仍处于分离状态, 此时Ⅱ挡已被变速器的电子控制单元 (ECU) 通过相关指令预先选定。随着汽车速度的增加快接近Ⅱ挡的换挡点时, ECU控制换挡机构自行换入Ⅱ挡。在这个过程中离合器C1迅速分离, 离合器C2迅速接合, 两个离合器交替切换, 直至离合器C1完全分离, 离合器C2完全接合, 整个换档过程结束。当汽车以Ⅱ挡运行后, DCT电控单元可以根据相关信号判断汽车当前运行状态, 进而判断是升Ⅲ挡运行还是降Ⅰ挡运行, 由图可知Ⅰ挡和Ⅲ挡连接在同一轴上且由离合器C1控制, 而此时的C1处于分离状态不传递动力。所以在ECU指令下, 由自动换挡机构预先选定即将进入的挡位, 当车辆运行达到换挡点时, 只需要将正在工作的离合器C2分离, 同时将离合器C1接合。也就是说两个离合器的切换时序配合得当, 整个换挡动作就可全部完成。其他挡位的换挡情况与之相似。

2 换挡过程

2.1 换挡简化模型

DCT换挡的过程, 就是两个离合器接合、分离交替转化的过程。

如图2所示, 是该变速器的换挡等效模型。在这个简化模型中, 忽略系统的阻尼及相关零部件的弹性变形, 且假定换挡期间车辆的行驶阻力不变。图中C1、C2代表两离合器, 低挡时C1接合C2分离;高挡时C1分离C2接合。

下面的数学模型仅是图2的简化模型而建立的。

换挡数学模型:

式中J0—等效到输出轴上的转动惯量;

J1—等效到输入轴上的转动惯量;

i1—离合器C1到输出轴的传动比;

i2—离合器C2到输出轴的传动比;

Tc1—离合器C1的扭矩;

Tc2—离合器C2的扭矩;

TL—车辆行驶阻力矩。

当离合器处在滑摩状态时, 由控制压紧力Fnx决定结合元件的传递扭矩:

式中μc—摩擦片的摩擦系数;

Rm—等效半径;

Fnx—控制压紧力;

Wcx—结合元件上主动、从动片的相对转速。

若两个结合元件C1、C2都进入滑摩状态时, 将式 (2) 代入式 (1) 即可。若结合元件处于接合状态时, 式 (2) 不能满足扭矩的计算。在求解方程时补充一个条件, 即

当C1结合, C2滑摩时为:

变速器输出扭矩为:

将式 (5) 代入式 (6) 即可求出变速器输出扭矩。

2.2 换挡控制方法

DCT在换挡过程中扭矩的传递存在重叠阶段, 故对换挡过程离合器的接合与分离有较高的控制要求。为保证换挡品质, 必须精确控制离合器切换时序。如图3所示, 升挡时 (以Ⅱ挡换Ⅲ挡为例) 控制过程为离合器C1分离, 离合器C2接合。

升挡前仅离合器C1接合, 转矩只依靠离合器C1传递。开始换挡后离合器C1的液压控制系统慢慢开始卸压, 离合器C1逐渐脱离接合。这时离合器C2的油路接通, 且油压慢慢升高, 其摩擦片间隙慢慢被消除, 从动片受压滑转, 直至滑转停止成为整体传递转矩。在换挡期间离合器C1与C2中的摩擦元件完全分离和接合, 都有一个滑磨阶段, 就是传递转矩有重叠部分, 所以说在换挡过程中动力从未被切断, 从而实现了动力换挡。降挡过程关键控制点与升挡相同。

如图4所示, DCT换挡由变速器ECU根据采集到的发动机、变速器等信号参数运算出离合器的最佳分离、接合时机, 随后发信号给执行元件, 驱动离合器工作。

3 结论

双离合器自动变速器是由手动变速技术发展而来的, 不仅继承了手动变速器所具有的优点, 还实现了动力换挡的不间断, 而且在乘坐舒适性和燃油经济性等方面也有很大改善, 故发展前景十分广阔。本文在这里主要研究点:

(1) 建立了DCT换挡过程的简化动力学模型, 可由该模型研究换挡品质的实时控制。

(2) 应用简化模型对换挡过程进行了分析, 使DCT换挡控制方法趋于系统完整性。

参考文献

[1]赵韩, 孙迎波, 黄康, 等.双离合自动变速器换挡规律研究与仿真分析[J].机械传动, 2014, 38 (11) :14-17.

[2]夏伟强, 蔡锦波, 任华林, 等.双离合式自动变速器换挡控制方法的研究[J].科技通报, 2012, 28 (5) :108-117.

[3]刘振军, 董小洪, 秦大同.双离合器自动变速换挡品质分析与控制[J].重庆大学学报, 2010 (5) :29-34.

[4]Samanuhut P.Modeling and control of automatic transmission withplanetary gears for shift quality[D].The University of Texas at Arlington.b.Mechanical Engineering2011.

[5]Pauld D, Walker, Nong Zhang, Richard Tamba.Control of gear shifts in dual clutch transmission powertrains[J].Mechanical systems and Signal Processing, 2011 (25) :1923-1936.

[6]刘国强, 孙伟, 陈德民, 等.双离合器自动变速器结构分析及换挡方式研究[J].机械设计与制造, 2011 (8) :104-106.

变速箱:离合器 篇6

双离合器变速器(dual clutch transmissions,DCT)既继承了手动变速器(manual transmission,MT)与电控机械式自动变速器(automated mechanical transmission,AMT)传动效率高、结构紧凑、成本低等诸多优点,又克服了MT和AMT换挡过程中动力中断的不足,具有与自动变速器(automatic transmission,AT)相当的换挡品质[1],是近年来迅速发展的自动变速技术。DCT控制系统是DCT的关键部件,其中换挡规律的制定是DCT控制系统的核心技术之一。

传统的彼得罗夫二参数换挡规律,仅以车速和节气门开度作为换挡控制参数,只能反映车辆的状态, 且一般根据汽车在水平道路行驶时确定的最佳动力性换挡规律或最佳经济性换挡规律进行换挡,而没有考虑车辆行驶环境以及车辆驾驶员操纵意愿对换挡过程的影响。如遇到坡道等特殊行驶环境,则会出现频繁换挡或意外升挡现象[2]。此外,由DCT工作原理可知,DCT采用预先接合同步器的方法,如果产生循环换挡现象,必然会导致同步器不必要的频繁动作[3]。因此,制定适应道路坡度情况的智能换挡规律对DCT更为重要,已渐成为研究热点之一。

制定换挡规律的前提是要预先知道车辆质量、路面滚动阻力系数、空气阻力系数及道路坡度等。整车质量和道路坡度是坡道换挡策略制定中的两个重要参数[4],可分为基于传感器和基于动力学模型两种识别方法。Bael等[5]采用GPS测量道路标高,进而计算道路坡度; Würtenberger等[6]则在车辆中加载加速度传感器,通过测量纵向加速度来对坡道进行估计;陈士安等[7]对静态和动态两个识别过程通过同胚映射对车辆行驶路面坡度进行精确的求解;金辉等[8]利用电控单元内存的加速度表进行了坡道的识别。

本文根据车辆纵向动力学模型,使用改进型最小二乘法对行驶坡道进行了辨识,并采用BP神经网络对辨识值进行了坡度映射,在此基础上,综合考虑坡道、节气门开度和节气门开度变化率,采用模糊智能技术对DCT换挡规律进行实时修正,避免了由坡度所带来的频繁换挡和意外升挡现象,并且保持了传统换挡规律在常规路面行驶时的优点。

1 平路运行车辆参数辨识

平路辨识的目的是基于车辆运行时的动力学原理,根据道路条件的变化实时地对车辆质量m、滚动阻力系数f0和空气阻力系数fw进行动态识别。

1.1车辆驱动力

车辆驱动力方程如下所示:

Fd=Fa+Fr+Fs+δma (1)

式中,Fd为汽车驱动力;Fa为空气阻力;Fr为滚动阻力;Fs为坡道阻力;m为车辆质量;a为车辆加速度;δ为旋转质量换算系数。

汽车的驱动力Fd还可以表示为

$F{}_{\text{d}}=\frac{{\rm T}{}_{\text{e}}(\alpha ,n{}_{\text{e}})\zeta {}_0\eta {}_{\text{t}}}{r}$ (2)

式中,Te为发动机输出转矩;α为节气门开度;ne为发动机转速;ζ0为传动系传动比;ηt为传动效率;r为轮胎的滚动半径。

空气阻力Fa可以表示为

$F{}_{\text{a}}=\frac{C{}_{\text{D}}Av{}_{\text{a}}^2}{21.15}=f{}_{\text{w}}v{}_{\text{a}}^2$ (3)

式中,CD为空气阻力系数;A为汽车迎风面积;va为车速。

滚动阻力和坡道阻力和可以表示为

Fr+Fs=mg(sinβ+f0cosβ) (4)

式中,β为坡度角,β>0表示上坡,β<0表示下坡。

当车辆在平路上行驶时,式(1)可表示为

$\begin{array}{l}\frac{{\rm T}{}_{\text{e}}(\alpha ,n)\zeta {}_0\eta {}_{\text{t}}}{r}=\frac{C{}_{\text{D}}Av{}_{\text{a}}^2}{21.15}+mgf{}_0+\delta ma=\\ v{}_{\text{a}}^{2}f{}_{\text{w}}+gmf{}_0+\delta am=\mathit{h}{}^{\text{Τ}}\mathit{\theta }(5)\end{array}$

h=[v2ag δ a]T

θ=[fwf0m]T

其中,h、θ为待识别的参数。

1.2车辆参数的最小二乘递推法辨识

最小二乘法是经典的参数辨识方法,被广泛用于解决实际问题中[2],其基本原理如下。

对于SISO离散随机系统,其描述方程为

z(k)+a1z(k-1)+a2z(k-2)+…+anaz(k-na)=

b1u(k-1)+b2u(k-2)+…+bnbu(k-nb)+e(k) (6)

式中,z(k)为系统输出量的第k次观测值;u(k)为系统第k个输入值;e(k)为均值为0的随机噪声。

将式(6)进行改写可得系统输入输出的最小二乘格式为

z(k)=hT(k)θ+e(k) (7)

h(k)=[-z(k-1) -z(k-2) … -z(k-na)

u(k-1) u(k-2) … u(k-nb)]T

θ=[a1a2 … anab1b2 … bnb]T

式中,h(k)为样本矩阵;θ为被辨识的参数矩阵。

取准则函数

$J(\mathit{\theta })={\displaystyle \sum _{k=1}^{\infty }[}e(k)]{}^2={\displaystyle \sum _{k=1}^{\infty }[}z(k)-\mathit{h}{}^{\text{Τ}}(k)\mathit{\theta }]{}^2$ (8)

使J(θ)最小的θ估计值称作参数θ的最小二乘估计值,它可通过将准则函数J(θ)对θ求偏导得到。

为了防止数据饱和现象的发生,在参数递推估计时,每取得一个新的测量数据,将以前所有的数据乘上一小于1的加权因子Λ(k),即遗忘因子,此时,准则函数变为

$J(\mathit{\theta })={\displaystyle \sum _{k=1}^L\Lambda }(k)[e(k)]{}^2={\displaystyle \sum _{k=1}^L\Lambda }(k)[z(k)-\mathit{h}{}^{\text{Τ}}(k)\mathit{\theta }]{}^2$ (9)

在具体使用中,为了减少计算量,减少数据在计算机中所占的存储量,也为了实时地辨识出动态系统的特性,常采用最小二乘递推算法(recursive least squares, RLS)。其基本思想可以概括成:

$\widehat{\mathit{\theta }}(k){}_{\text{e}\text{s}\text{t}}=\widehat{\mathit{\theta }}(k-1){}_{\text{e}\text{s}\text{t}}+\mathit{\lambda }{}_{\text{m}\text{o}\text{d}}$ (10)

式中,$\widehat{\mathit{\theta }}$(k)est为新的估计值;$\widehat{\mathit{\theta }}$(k-1)est为前一时刻的估计值;λmod为修正项。

此时,可求得最小二乘估计值$\widehat{\mathit{\theta }}$(k)满足以下关系:

式中,I为单位阵,具体维数由待辨识对象决定。

在MATLAB中运行建立的DCT仿真模型,仿真时间为30s,遗忘因子取0.8。编写程序,对平路车辆运行状态参数采用最小二乘递推算法进行辨识,辨识结果如图1所示,其中虚线为各参数递推辨识值,而实线为实际值。由图1可知,最小二乘参数估计递推算法辨识精度高,收敛性强。

通过进行平路上的车辆运行参数辨识,得出了滚动阻力系数f0和空气阻力系数fw,为进一步进行坡道辨识奠定了基础。

2 坡道辨识

2.1车辆坡道驱动力方程

道路坡度i是指坡高和底长之比,即i=tanβ,为了识别道路坡度,对车辆驱动方程进行整理得

$a=(\frac{{\rm T}{}_{\text{e}}(\alpha ,n{}_{\text{e}})\zeta {}_0\eta {}_{\text{t}}}{r}-\frac{C{}_{\text{D}}Av{}_{\text{a}}^2}{21.15})\frac{1}{\delta m}-\frac{g}{\delta }(\sin \beta +f{}_0\cos \beta )$ (12)

在进行坡道换挡策略制定时,整车质量和道路坡度是两项重要的参数,将式(12)化简成

式中,z和H为可测变量;θ为待识别参数。

2.2坡度的改进型最小二乘法递推辨识

研究发现,采用1.2节带遗忘因子的最小二乘递推算法对时变坡度值辨识效果较差。究其原因,采用该方法时,通常假定辨识的各个参数是同步变化的,而车辆在实际行驶过程中,整车的质量往往是恒定值,它是一个参数变化不同步的系统,如果采用单一的遗忘因子,当一项辨识参数发生变化时,所有参数的辨识值都将无差别地更新,会出现大的超调现象。此外,此种算法所有参数的偏差均存在于同一个标量项中,当一个参数发生变化时,辨识值的校正作用作用于所有参数,出现辨识参数的超调[2]。

为解决上述问题,文献[9]提出了一种改进型的最小二乘参数辨识的递推算法。其准则函数为

$\begin{array}{l}J(\widehat{\mathit{\theta }}{}_1(k),\widehat{\mathit{\theta }}{}_2(k))=\\ \frac{1}{2}{\displaystyle \sum _{i=1}^k\Lambda }{}_1^{k-i}(z(i)-\mathit{h}{}_1(i)\widehat{\mathit{\theta }}{}_1(k)-\mathit{h}{}_2(i)\mathit{\theta }{}_2(k)){}^2+\\ \frac{1}{2}{\displaystyle \sum _{i=1}^k\Lambda }{}_2^{k-i}(z(i)-\mathit{h}{}_2(i)\widehat{\mathit{\theta }}{}_2(k)-\mathit{h}{}_1(i)\mathit{\theta }{}_1(k)){}^2(15)\end{array}$

由式(15)可知,该方法将不同参数的偏差分解到不同的标量项中,对各个参数也采用了不同的遗忘因子,对辨识值的调整有更多的自由度。

将该准则函数分别对$\widehat{\mathit{\theta }}$1(k)和$\widehat{\mathit{\theta }}$2(k)求偏导,得$\widehat{\mathit{\theta }}$1(k)和$\widehat{\mathit{\theta }}$2(k)的递推形式如下:

采用该方法对图2所示的由定值和时变值组成的组合道路坡度进行辨识。因为在辨识的过程中,坡度值是时变的,必须对辨识坡度值的观测数据进行一定的遗忘,充分利用当前的数据获得好的辨识结果,所以坡度遗忘因子应取一个小于1的值,而质量在辨识的过程中是恒定的,所以须加强对辨识质量的观测数据的记忆,故其应取一个大于1的值。在这里,质量的遗忘因子m1取2,坡度的遗忘因子m2取0.9进行仿真。辨识结果如图3所示。其中虚线为各参数递推辨识值,而实线为实际值。可见,辨识值具有很快的收敛速度且均能很好地跟踪实际值,辨识结果令人满意。

3 坡度映射

2.2节中通过最小二乘算法辨识出来的值仅为sinβ+f0cosβ而并非坡度tanβ,设

$g(\beta )=\sin \beta +f{}_0\cos \beta -\frac{\text{π}}{2}<\beta <\frac{\text{π}}{2}$(18)

由于g(β)=sinβ+f0cosβ为一超越函数,不能求出其解的具体公式,所以在此需建立一个映射求出道路坡度:

f:g(β)→β→tanβ (19)

3.1BP神经网络

BP神经网络因可以实现输入和输出间的任意非线性映射,应用较为广泛。它包括输入层节点、输出层节点及一层或多层隐含层节点。本文即采用BP神经网络来建立辨识值sinβ+f0cosβ与精确坡度tanβ之间的映射。

3.2映射关系建立

运用MATLAB神经网络工具箱,建立BP神经网络。网络的输入为2.2节中坡度辨识所得到的sinβ+f0cosβ,网络的输出值为道路精确坡度tanβ。其训练函数采用Trainlm,权值调节规则采用Learngdm,性能函数选用Mse,网络层数为3,各层传递函数类型分别为Tansig、Tansig和Purelin,将神经网络训练所得的映射坡度值与原目标样本坡度值进行对比,如图4所示。由图4可见,所设计的基于BP神经网络的坡道映射仿真输出能较好地拟合原样本数据,设计结果令人满意。

3.3坡道映射仿真分析

利用函数gensim生成BP神经网络的simulink模块,对通过最小二乘算法辨识出的sinβ+f0cosβ进行映射仿真,仿真时间取100s,车辆质量取恒定值1260kg,所给坡度角为图2所示的组合道路坡度角, 映射后所得的辨识坡度值与给定真实坡度值对比如图5所示,可以看出辨识后映射出的坡度值很好地跟踪了给定的实际坡度值。

4 基于坡道辨识的模糊修正换挡

4.1DCT坡道性能仿真

通常装有DCT的车辆在坡道行驶时时容易出现以下问题:①当其在低挡上坡的时候,由于低挡车辆所受的驱动力大于坡道阻力,车辆加速度为正值,车辆在坡道上速度逐渐增大,当达到升挡临界速度时,自动变速器换入高挡,而由于高挡的驱动力又小于坡道阻力,此时车辆加速度变为负值,车辆减速又回到低挡,从而出现换挡循环现象;②当其在下坡尤其是下长坡的过程中若按照传统的两参数换挡规律进行挡位决策的话,则不能利用发动机牵阻作用使汽车减速。

对所建DCT变速汽车模型进行坡道性能仿真,所选坡度如图6所示。可以看出0～10s汽车在平路上行驶,10s后车辆开始下坡,下坡的坡度值为-0.1511,行驶到20s时,车辆重新驶入平路,行驶到25s时,车辆开始上坡,坡度值为0.1511。仿真时,车辆以12%的节气门开度起步,仿真结果如图7所示。

从图7a中可以看出,在下坡段(约10～20s),随着车速的增大,车辆的挡位逐渐升高,未能充分利用发动机在低挡的辅助制动作用,在大约17s时,由于车速过高,驾驶员出于安全考虑,踩制动踏板进行减速,车速降低,以3挡驶入平路,之后驶入上坡工况。在上坡段,装有该DCT的车辆在2挡和3挡间循环切换。从图7d可以看出,在2挡的时候,DCT输出扭矩较大,可以克服坡道阻力而使车辆加速,而在3挡时,DCT输出扭矩较小,在坡道阻力的作用下,车辆减速又换回抵挡,从而出现图7a所示的循环换挡状况。

4.2坡道换挡规律模糊修正

为了解决DCT变速车辆在坡道行驶时出现的频繁换挡和意外升挡问题,当车辆在坡道上行驶时,需要对换挡曲线进行实时的修正,给换挡车速v一个修正系数λ(λ=f(i,α)),该修正系数为道路坡度和节气门开度的函数,对换挡曲线进行修正,修正后的换挡车速为

v′=λ f′(gg,α)=f(i,α)f′(gg,α) (20)

式中,f′(gg,α)为常用的两参数换挡规律,即平路行驶换挡规律;α为节气门开度;gg为目标挡位;i为道路坡度。

修正后,只有当车速v>v′时,汽车才执行换挡操作,修正的示意图如图8所示。

用坡度和节气门开度建立修正因子函数时,由于坡度和节气门开度大小在实际中均可看作模糊变量,故可采用模糊映射来确定修正系数。具体为:以辨识出的坡度值和节气门开度作为模糊修正换挡系统的输入并模糊化,建立模糊规则集并进行推理,再通过输出反模糊化得到坡道换挡修正值λ。

在确定坡度的语言集和基本论域时,将坡度分为5种类型:大下坡、小下坡、平路、小上坡、大上坡,节气门开度分为3种类型:小、中、大,其语言集和基本论域分别如下设置:

i(坡度):(大下坡(Bdown),小下坡(Mdown),平路(S),小上坡(Mup),大上坡(Bup));

α(节气门开度):(小(S),中(M),大(B))。

坡度和节气门开度的隶属度函数如图9所示。

设置好语言集和基本论域后,建立模糊规则,得出模糊规则插值曲面,如图10所示。

4.3坡道修正换挡仿真分析

在MATLAB中建立基于坡道的模糊换挡规律修正模块,以坡度和节气门开度作为输入量,得出修正系数。依然选取如图6所示的坡度进行仿真,仿真时间200s,车辆分别经历了平路、下坡、平路、上坡四个阶段,仿真结果见图11。

由图11a可以看出,在下坡段(约10～20s),模糊修正换挡模块根据输入的节气门信号和坡度值,对换挡的车速进行实时修正。随着车速的增大,车辆的挡位并未逐渐升高,而是稳定在3挡,充分利用了发动机在低挡的辅助制动作用。经过下坡段后,以3挡驶入平路,之后驶入上坡工况。在上坡段,装有该DCT的车辆未出现之前所出现的2挡和3挡间挡位循环切换的现象,而是保持在低挡,增加了上坡的动力性,从而有效地减少了离合器和同步器不必要的频繁的动作,减轻了机构的磨损,增强了乘车的舒适性。图11d中DCT输出扭矩之所以存在波动是因为在上坡时,当驾驶员感到车速过高时,松加速踏板,利用坡道阻力进行制动,而当感到车速过低时,踩加速踏板,增大发动机输出扭矩,从而增大了DCT输出扭矩。

5 坡道模糊修正换挡硬件在环仿真实验

采用硬件在环仿真技术,可对控制策略进行优化,与数字仿真相比,该方法具有一定的实时性,可相对准确地对控制策略的预期效果进行实时预测和评价[10]。本文基于自主开发的DCT硬件在环仿真平台,对所建的DCT坡道模糊修正换挡控制策略进行了初步验证。

5.1DCT硬件在环仿真实验台的搭建

DCT硬件在环仿真实验台结构原理如图12所示,实物如图13所示。硬件部分主要包括DCT台架、TCU控制器及dSPACE硬件设备MicroAutobox,软件部分包括DCT车辆实时仿真模型、dSPACE ControlDesk、TCU控制软件及CANape标定测量软件等。

5.2坡道模糊修正换挡硬件在环仿真实验

利用所建立的DCT硬件在环仿真实验台,验证所设计的模糊修正换挡策略的有效性,实验所选用的坡度与在硬件在环仿真实验台上所辨识出的坡度对比如图14所示。由图14可见,基于改进型最小二乘递推算法所辨识出的坡度值准确。

未加入模糊修正换挡时,在硬件在环仿真实验台上采集到的挡位值如图15所示。

加入模糊修正换挡策略后,在硬件在环仿真实验台上采所采集到的挡位值如图16所示。

由图15可知,在未加入模糊修正换挡模块进行硬件在环仿真实验时,在下坡段高档运行,不能充分利用发动机牵阻作用,而在上坡段则出现频繁换挡现象。由图16可知加入基于坡道识别的模糊修正换挡模块后,在下坡段随着车速的增大,车辆的挡位并未逐渐升高,而是稳定在3挡,充分利用了发动机在低挡的辅助制动作用,而在上坡段未出现频繁换挡现象,从而减少了离合器和同步器不必要的频繁动作,提高了整车舒适性。

6 结论

(1)基于纵向车辆动力学模型,运用改进型最小二乘法对整车质量等车辆参数与道路坡度进行实时辨识,离线仿真及硬件在环仿真实验结果表明,在不增加系统硬件成本,充分利用车辆现有传感器信号的前提下,基于改进型最小二乘法的车辆参数与道路坡度实时辨识算法准确度较高,简便、实用。

(2)在车辆参数与道路坡度实时辨识的基础上,利用BP神经网络进行坡道映射求解坡度,进而基于模糊控制设计坡道模糊修正换挡规律。离线仿真及硬件在环仿真实验结果表明,坡道行驶时,开发的坡道模糊修正换挡规律能有效地解决传统二参数换挡规律引起的频繁换挡和意外换挡现象,减少了DCT同步器作动次数,提高了整车舒适性。

参考文献

[1]赵治国,仇江海.DCT车辆起步及换挡过程双离合器H∞鲁棒控制[J].中国机械工程,2012,23(6):745-751.Zhao Zhiguo,Qiu Jianghai.H∞Robust Control forTwin Clutches of DCT During Vehicle’S Startingand Shifting Processes[J].China Mechanical Engi-neering,2012,23(6):745-750.

[2]史俊武,鲁统利,李小伟,等.自动变速车来那个坡道行驶自适应换挡策略[J].农业机械学报,2011,42(4):1-6.Shi Junwu,Lu Tongli,Lixiaowei,et al.Self-Adaptive Slope Gearshift Strategy for AutomaticTransmission Vehicles[J].Transactions of the Chi-nese Society for Agricultural Machinery,2002,33(2):8-10.

[3]杨伟斌,陈全世,吴光强,等.智能修正型换挡规律的设计及在双离合器式自动变速器中的应用[J].机械工程学报,2009,45(1):205-209.Yang Weibin,Chen Quanshi,Wu Guangqiang,et al.Design of the Intelligent Compensating Shift-ing Schedule and Its Application in Dual Clutch Au-tomatic Transmission Vehicle[J].Chinese Journal ofMechanical Engineering,2009,45(1):205-209.

[4]张勇,宋健,许纯新.车辆质量参数对最佳换挡点的影响[J].农业机械学报,2002,33(2):8-10.Zhang Yong,Song Jian,Xu Chunxin.The Influ-ence of Vehicular Mass Parameters on the OptimumShift Point[J].Transactions of the Chinese Societyfor Agricultural Machinery,2002,33(2):8-10.

[5]Bael H S,Ryu Jihan,Gerdes J C.Road Grade andVehicle Parameter Estimation for Longitudinal Con-trol Using GPS[C]//Proceedings of the 4th Interna-tional IEEE Conference on Intelligent Transporta-tion Systems.Oakland,CA,2001:166-171.

[6]Würtenberger M,Germann St,Isermann R.Mod-eling and Parameter Estimation of Nonlinear VehicleDynamics[J].American Society of Mechanical En-gineers,Dynamic Systems and Control Division,1992,44:53-63.

[7]陈士安,何仁,陆森林.AMT车辆运行状态参数辨识的新方法[J].轻型汽车技术,2003,10(2):17-20.Chen Shian,Heren,Lu Senlin.A New RecognitionMethod for AMT Vehicle Parameters[J].LightVehicles,2003,10(2):17-20.

[8]金辉,葛安林,秦贵和,等.基于纵向动力学的坡道辨识方法研究[J].机械工程学报,2002,38(1):79-86.Jin Hui,Ge Anlin,Qin Guihe,et al.Study onSlope Recognition Method Based on Vehicles Longi-tudinal Dynamics[J].Chinese Journal of MechanicalEngineering,2002,38(1):79-86.

[9]Arthur J,Bryson E,Ho Y C.Applied OptimalControl Optimization,Estimation,and Control[M].New York:Hemisphere Publishing,1975.

行星齿轮两档双离合器自动变速器 篇7

小型电动汽车多采用固定速比减速器,这种传动方式结构比较简单。但是使用固定速比减速器的电动汽车对驱动电机的性能要求比较高,很难同时满足汽车的爬坡性能和最高车速的设计要求。其次,驱动电机也存在效率较低的问题,为了满足汽车的最高车速,减速器速比必须选择比较小,这将使驱动电机长期处于大电流、高转矩的工作状态下,导致电机效率较低,从而浪费电池能量而使续驶里程减小[1]。电动汽车使用传统变速器,档位较多,通过对传动系统的控制可使电机工作在高效的区域,从而提高整车的动力性及经济性等指标。但是传统变速器结构复杂,质量和体积较大,控制系统也更复杂,从整体上来考虑又不利于电动汽车的经济性[2,3]。根据变速器速比选择的基本原则,设计两档变速传动方案,低速档速比在满足汽车爬坡要求的同时,可以保证电机在低速段时运行在高效率区;高速档在满足汽车的最高车速的同时,可以降低电机的输入轴转速,同时也可以保证满足电机在高速段时运行的高效区域。由于一般电机的调速范围比较宽,使用两个档位的变速器就可以满足电动汽车的要求,没有必要使用多个档位[4]。

1、单个行星排的传动方案

根据输入轴、输出轴和固定轴的不同选择,加上直接档和空档,可以获取8中不同的传动方案,如表1所示。

对单个行星排的传动比方案分析,A方案传动比最大,可以作变速器的低速档传动;F方案为直接档传动,传动效率高,可以作变速器的高速档传动;倒档不采用F方案,而是利用驱动电机的反转来实现。

2、行星齿轮两档双离合器自动变速器设计

2.1 设计原理

低速档:双离合器中左侧离合器B1起作用,通过液压油作用将左侧离合器中活塞左移,摩擦片与钢片相接触产生摩擦力,将齿圈6与箱体5固联。

高速档:双离合器中左侧离合器B2起作用,通过液压油作用将右侧离合器中活塞右移,摩擦片与钢片相接触产生摩擦力,将齿圈6与行星架3固联。

空档:双离合器中两个离合器都不起作用时,任何两个件都没有发生固联,所有元件都不受约束,可以自由转动,则行星齿轮机构失去传动作用,此种状态相当于空档。电机带动外齿圈6转动,动力传输中断。

1.太阳轮(与输入轴花键联接) 2.行星轮3.行星架(与输出轴一体)4.双离合器5.箱体6.齿圈

倒档:(利用电机反转)双离合器中左侧离合器B1起作用,通过液压油作用将左侧离合器中活塞左移,摩擦片与钢片相接触产生摩擦力,将齿圈6与箱体5固联。

2.2 双离合器

1、8卡环2、6摩擦片3、7钢片4、5、11、14密封圈9、离合器毂(与输出轴固联) 10、15回位弹簧12、13单向球阀16、离合器鼓(与齿圈输出端固联) 17、离合器毂(与箱体固联)

图2是双离合器结构简图。换档元件双离合器使用离合器是多片湿式离合器。这是由于其表面积较大以及所传递的扭矩也较大,并且离合器片表面单位面积压力分布比较均匀,摩擦材料磨损也均匀,还能通过增减片数和改变施加压力的大小,即可按要求容量调节工作转矩,便于系列化和通用化[5]。多片湿式离合器一般由离合器活塞、离合器鼓、回位弹簧、弹簧座、钢片、摩擦片、调整垫片、离合器毂及几个密封圈组成。离合器鼓和离合器分别以一定的方式和变速器输入轴或行星排的某个元件连接,离合器的活塞安装在离合器鼓内,从而和离合器鼓一起形成一个密封的液压缸。钢片和摩擦片交错排列,两者统称为离合器片。钢片的外花键齿安装在离合器鼓的内花键齿圈上,可沿齿圈键槽作轴向移动;摩擦片由其内花键齿与离合器毂的外花键齿连接,也可沿键槽作轴向移动[6]。

2.3 液压控制机构

采用一个小型的电动油泵为系统提供液压动力,并通过两个高速开关电磁阀控制多片湿式双离合器[7],如图3所示,液压控制机构中有个泵,泵里面具有可变的容腔结构,当油等液压介质进入容腔里面后,容腔的体积缩小,液体就会产生压力,然后将高速开关电磁阀打开,液压油推动多片湿式离合器的活塞,使钢片与摩擦片相结合。

电动液压控制机构具有控制精度高、响应快、操作方便、能容量大、易于实现,具有降低和吸振冲击的能力及便于空间布置等优点。

3、行星齿轮两档双离合器自动变速器的优势

(1)该动力传动装置中行星齿轮传动机构结构紧凑、质量小、体积小,且能传递较大扭矩,采用多个行星轮来进行功率分流,提高了其承载能力,同时还具有良好的同轴性。

(2)与传统行星齿轮自动变速器使用换档执行元件离合器和制动器相比,双离合器换档方式不改变原来换档执行元件所达到的效果,安装快捷,换档方便。由于采用换档执行元件双离合器,在档位切换过程中动力输出基本不中断。

(3)该动力传动装置低速档传动比比较大,从而保证汽车的最大爬坡能力;高速档为直接档,传动效率高,从而保证汽车的最高车速。使用两档变速传动方案,降低了对驱动电机的性能要求,提高了电机的工作效率。

综上所述,行星齿轮两档双离合器自动变速器是一种结构简单,易于控制,传动效率高,可以实现档位之间平顺地切换的动力传动装置。

参考文献

[1]罗光涛.纯电动客车自动变速器(AMT)系统探讨[J].汽车齿轮,2009(1):7-11.

[2]Green Car Congress.New two-speed electric vehicle transmission for improved performance,range and battery life[EB/OL],(2009-05-12)[2009-09-21].ww.ecosilly.com/2009/05/12/,2009.

[3]EBERLEH B;HARTKOPF T H.A high speed-induction machine with two speed transmission as drivefor electric vehicles.International symposiumon power electronics,electrical drives,automationand motion,2006,taorminina,May 23-26,2006[2006-07-05].http://ieeexplore.ieee.org/xpls/abs_all.jsp?arnumber=1649779.

[4]曾虎,黄菊花.纯电动汽车的电机与变速器匹配[J].装备制造技术,2010(2):40-42.

[5]荆崇波,苑仕华,郭晓林.双离合器自动变速器及其应用前景分析[J].机械传动,2005(3):56-58.

[6]过学迅.汽车自动变速器结构原理第2版[M].北京:机械工业出版社,2012.5.

变速箱:离合器 篇8

下面以正扭矩换高档工况为例, 介绍一下双离合变速器离合器升档工作时的工作原理。

设c1为低档位离合器, c2为高档位离合器。将换挡分为3个阶段:准备期, 扭矩相, 惯性相。

准备期:在准备期, 离合器c2处于分离状态, 传递扭矩为0, 离合器c2的压力保持一个较小值, 以克服各种摩擦阻力以及回位弹簧阻力。发动机输出扭矩全部由离合器c1传递, 无扭矩突变, 两个离合器均不产生滑摩。

扭矩相:此阶段两个离合器传递的扭矩进行了重新分配, 但离合器c1仍然处于结合状态, 离合器c2处于滑摩状态, 发动机转速并没有发生显著变化。

惯性相:此阶段离合器c1的扭矩迅速降为零, 离合器c1处于分离状态, 随着离合器c2压力的继续增加, 离合器c2传递的扭矩随之增大, 发动机转速被逐渐拉低, 直至离合器c2完全结合, 整个换挡过程结束。整个离合切换的过程一般为0.2~0.5秒。

从现有双离合器的工作方式可以看到现有双离合方式的不足:

(1) 危害大, 最严重的问题就是容易出现换挡干涉

从双离合器工作原理可以看出, 两个离合器切换时有重叠的部分。如果重叠过多就会出现双锁止现象, 引起传动系统较大的动载荷, 同时使得摩擦元件因为过量重叠而严重磨损, 严重的甚至会造成离合器摩擦面产生局部高温导致摩擦片的翘曲变形, 甚至烧结在一起损毁变速器。

(2) 没有冗余度

如果控制机构可靠性出现问题, 或者因为软件没有考虑到的问题, 如环境对控制机构的影响等, 而造成两个离合器重叠太多, 就会造成换挡干涉的严重问题。

(3) 换挡时间比较长

从软件设计方面考虑, 要有裕度。因为机械执行机构有制造误差, 环境变化也会造成机械机构的变化, 这就造成软件系统命令下达后, 硬件机构执行这个命令的时间有误差, 硬件可能靠前执行这个命令, 也可能靠后执行这个命令, 设这个误差时间是Δt, 那么很明显, 要想不出现干涉现象, 两个离合器配合的总误差时间是2Δt, 这样才能确保安全。而如果总误差时间如果能是Δt, 那么2Δt就算比较长的时间。

(4) 对硬件要求高, 因而成本高

首先, 如果硬件机构精度越高, Δt的时间就越小。那么在给定的时间内, 要想缩小双离合变速器换挡时间, 很显然就要提高硬件机构的精度, 由于总误差时间是2Δt, 那么要想达到更低的换挡时间, 就要使硬件机构具有非常高的精度。而且当这个硬件系统涉及的零件越多, 那么单个零件的要求精度就越高。

其次, 由于双离合变速器没有冗余度, 因此对硬件的可靠性也要求非常高, 否则一旦硬件出问题就可能出现换挡干涉的严重问题。

(5) 软件设计难度大

首先, 考虑两个离合器难度很大。离合器本身控制就非常复杂, 要涉及材料, 温度, 磨损补偿、非线性动力学、粘性流体力学、计算科学、摩擦学等等问题, 要考虑一个离合已经很困难, 还要考虑两个相互作用离合器, 就更加困难。

其次, 不利于最优控制。双离合器变速器要讨论换挡最优控制。就是要在冲击度与滑摩功之间找到平衡。在两个离合器接合的时候, 既要保证足够的时间减少冲击度, 又要尽量减少接合的时间, 减少滑摩功延长离合器的使用寿命。但由于两个离合器要相互作用, 因此难于取舍, 留的余地小, 会出现换挡干涉, 留的余地大, 从小的方面看会出现滑摩功大不经济, 从大的方面看会出现动力中断造成转矩急剧变化, 使得冲击度增加。

(6) 实现双离合变速器的国产化困难, 进口价格高, 浪费了国家宝贵的外汇

由于双离合器变速器硬件要求精度高, 不适合我国目前加工工艺水平低、制造精度不高、可靠性相对不高的国情。而软件研究过于复杂也增加了研制的难度。因此完全国产化比较困难。而不能完全国产化就只能依靠进口, 根据一般的规律。目前进口的价格普遍偏高, 这样浪费了国家宝贵的外汇, 据不完全统计我国目前自动变速器进口金额高达上百亿元。

(7) 离合器磨损相对损耗大

由于双离合器换挡时, 两个离合器都工作, 因此磨损相对于一个离合器工作的情况较大。

(8) 在市区频繁换挡时温度容易过高

由于双离合器换挡时, 两个离合器都工作, 因此频繁工作时温度容易过高。

超越式双离合器变速器如图1, 就是在目前双离合器变速器的两个分变速器的输出轴上分别加入了一个超越离合器。

下面以正扭矩换高档工况为例, 介绍一下超越式双离合器变速器升档工作时的原理。

换挡分为3个阶段:准备期, 扭矩相, 惯性相。

准备期:在准备期高档位离合器处于分离状态, 传递扭矩为0, 压力保持一个较小值, 以克服各种摩擦阻力以及回位弹簧阻力, 但不产生滑摩。

扭矩相:此阶段两个离合器传递的扭矩进行了重新分配, 高档位离合器处于滑摩状态, 发动机转速并没有发生显著变化, 超越离合器没有断开。

惯性相:随着高档位离合器压力的继续增加, 传递的扭矩随之增大, 发动机转速被逐渐拉低, 超越离合器自动断开, 直至高档位离合器完全结合, 整个换挡过程结束。

正扭矩换低档工况时, 需要低档位离合预结合, 但此时超越离合器是断开的, 动力不传递。然后高档位离合器断开, 超越离合器自动结合。

从现有超越式双离合器变速器的工作方式可以看到其特有的优点:

(1) 安全。从结构特点可以看出, 不会出现干涉这种最严重的情况。

(2) 有冗余度。由于无论硬件出现什么情况, 都不会出现干涉这种最严重的问题, 因此系统冗余度高。

(3) 换挡时间比较短。由于超越式双离合器变速器的结构特点, 两个离合器配合的总误差时间是Δt, 因此换挡时间相对现有的双离合变速器较短。

(4) 对硬件要求低。首先, 因为两个离合器配合的总误差时间是Δt, 因此可以用精度比较低的硬件机构。其次, 由于不会出现干涉这个严重问题, 因此对产品的可靠性要求不会那么高。

(5) 软件设计难度低。首先, 由于仅需要考虑一个离合器的结合, 另一个分变速装置动力传递的断开由超越离合器自动完成, 因此问题相对简单。其次, 由于不用担心干涉现象, 仅需要对换挡品质进行一般的取舍, 难度相对低。最后, 相对于ATM变速器的离合器控制, 也相对简单。ATM变速器控制离合器时, 因为离合器是完全分离的, 因此ATM变速器第一个步骤就要使离合器迅速消除间隙, 但消除间隙不是固定的时间, 而是与车辆载荷, 磨损情况有关的变量, 测这个变量就增加了软件的复杂性, 而忽略这个变量的影响因素就减轻了软件编写的难度。超越式双离合器变速器, 恰恰可以省略这个过程。

(6) 降低双离合变速器国产化的难度, 国产化后将节约国家宝贵的外汇。由于硬件和软件要求相对低, 因此适合我国国情, 减少了国产化的困难度。特别是在要求不是特别高的中低档车上, 完全可以利用我国在现有的生产线和机械式自动变速器的经验, 做一定的改动后完成。国产化后将节约国家宝贵的外汇, 根据一般的规律, 价格也能大大降低。

(7) 离合器磨损相对小。由于换挡时仅有一个离合器在工作, 因此磨损相对于两个离合器共同工作较小。

(8) 频繁换挡温度相对较低。由于换挡时仅有一个离合器在工作, 因此频繁换挡温度相对现有的双离合器较低。

摘要：通过调研, 本文分析了在用双离合器变速器存在的不足, 提出了在双离合器变速器上加装超越离合器的设想, 阐述了改装后双离合器变速器的优点。

关键词：超越离合器,双离合器变速器,分析

参考文献

[1]张德明, 吴光强.干式离合器起步结合最优控制[J].汽车技术, 2008 (4) .

[2]杨伟斌, 吴光强, 秦大同.双离合器式自动变速器传动系统的建模及换挡特性[J].机械工程学报, 2007 (7) .

变速箱:离合器 篇9

变速器是拖拉机传动系统的关键部分之一,其性能的好坏直接影响着拖拉机的动力性、经济性、舒适性,而且决定其作业效率。然而,目前国内的拖拉机主要还是采用手动变速箱,驾驶员凭借经验决定换挡时刻,换挡最佳时机不易把握。另外,由于换挡频繁,易使驾驶员产生驾驶疲劳,大大地影响了拖拉机的作业效率和作业质量。

双离合器式自动变速器是最近出现的一种机械式自动变速器,它继承了手动变速器传动效率高、运转空间紧凑和质量轻等优点,并且实现了自动换挡。车辆在换挡过程中动力始终可以传递到车轮,换挡迅速平稳,极大地改善了车辆的平顺性。目前,双离合器式自动变速器已在汽车上广泛应用,并且技术日趋成熟,但是其在国内拖拉机上的应用还处于空白。

本文主要针对拖拉机的特点,对双离合器式自动变速器换挡系统进行了研究与设计,使拖拉机易于实现自动换挡。

1 结构型式和工作原理

双离合器式自动变速器传动简图如图1所示。该双离合器式自动变速器设置有3个双离合器,6个挡位,其中5个前进挡,1个倒挡。输入轴设置一个双离合器,控制着IV挡和V挡;输出轴设置两个双离合器,分别控制着I挡、II挡和III挡、倒挡。

由于I挡和倒挡在输入轴上的齿轮较小,在输出轴上传递的扭矩较大,因此分别布置在轴的两端。在相啮合的6对齿轮中,大齿轮与离合器相联接并空套在轴上,小齿轮与轴固联,这样有利于避免小齿轮较小、轴径较大时,小齿轮无法空套在轴上的情况。由于这6对齿轮都是常啮合的,换挡时不需要齿轮的轴向移动,挡位之间不需要同步器,简化了结构。

当变速器处于某一挡位工作时,发动机的动力通过接合的离合器和相应的齿轮组传递给输出轴,其他的离合器处于分离状态,并随其挡位齿轮自由运转。当改变挡位时,只需将接合的离合器慢慢分离,分离的离合器慢慢接合,就可以完成换挡动作。由于在两个离合器的切换过程中不需要完全切断动力,因此双离合器式自动变速器实现的是动力换挡。

双离合器式自动变速器通过离合器的匹配切换实现迅速换挡动作,换挡时间可以达到0.03～0.04s,驾乘者感觉不到顿挫,极大地改善了拖拉机的平顺性和驾驶舒适性。

2 换挡装置的设计

2.1 液压换挡装置的设计

2.1.1 工作原理

换挡装置及液压系统,如图2所示。液压油由液压油泵抽出,经过粗滤器、精滤器、调压阀到达换挡电磁阀。当左边电磁铁通电时,液压油经过A口,轴上的油路进入到双离合器左半部的油缸里,液压油克服复位弹簧的阻力使活塞右移,将摩擦片压紧,离合器接合,动力通过相啮合的齿轮传递到输出轴上;当左边电磁铁关闭时,液压缸与电磁阀之间的油路直接与油箱相通,活塞在复位弹簧的作用下向左移动,离合器分离,动力中断。同理,控制右边电磁铁的打开与关闭,可以实现双离合器右半部的分离与接合。

1.换挡电磁阀 2.溢流阀 3.油箱 4.粗滤器 5.油泵 6.旁通阀7.精滤器 8.调压阀 9.旋转密封环 10.变速器壳体 11.齿轮112.静密封环 13.外摩擦片 14.中间支撑体 15.离合器壳体16.复位弹簧 17.往复式密封环 18.齿轮2 19内摩擦片 20.活塞 21.油缸

2.1.2 电磁阀的选择

由于换挡操作频繁,且要求电磁阀具有较长的使用寿命,本液压系统采用直流型滑阀式电磁换向阀,此换向阀工作可靠性好、寿命长、换向冲击小、换向频率高,符合换挡要求。

该电磁换向阀为三位四通,可以同时控制两个挡位。换向阀处于中间位置时,液压系统卸荷,油缸内的活塞处于浮动状态,离合器分离。当换向阀处于左或右工作位置时,可以接通对应油路,实现双离合器的接合。

2.1.3 过滤器的选择与计算

粗滤器安装在油泵的吸油管端,用来保护液压泵,要求其通油能力大、阻力小,本设计采用网式过滤器,过滤精度为0.1mm。

精滤器安装在油泵的输出管道上,它的作用是滤去油液中的各种微小颗粒,提高油液的清洁度。本设计采用纸质过滤器,过滤精度为0.05mm。

滤芯的有效过滤面积为

$A=\frac{Q\mu }{\alpha \Delta p}\times 10{}^{-4}$ (1)

式中 Q—过滤器的额定流量;

μ—油的动力粘度;

Δp—压力差;

α—滤芯材料的单位过滤能力。

2.1.4 传动轴油路的计算

油路的直径是根据流速以及所通过的流量来确定,即

$d=\sqrt{\frac{4q}{\text{π}v{}_0}}$ (2)

式中 d—油路的直径;

q—通过油路的流量;

v0—液压油流速,在压力管道内的流速通常取v0=0.5m/s为宜。

油路的流量为

$q=\frac{(d{}_2^2-d{}_1^2)\text{π}l}{4t}$ (3)

式中 d2—油缸内径;

d1—传动轴直径;

l—活塞的行程;

t—反应时间。

2.1.5 复位弹簧力

在自动变速器换挡过程中,复位弹簧对双离合器的接合与分离性能有着重要的影响。当弹簧的回复力过大时,虽然缩短了离合器的分离时间,但是为了使离合器可靠接合,需要增大液压油的压力;相反如果弹簧的回复力过小,当液压油路断开时,离合器分离就会不彻底,从而大大缩短离合器的寿命。

对于旋转液压缸,复位弹簧力主要由离心力对活塞的阻力、压力损失对活塞的阻力和密封圈的摩擦阻力决定。即

Q=Qt+Q0+Qf (4)

式中 Qt—离心力对弹簧的阻力;

Q0—压力损失对活塞的阻力;

Qf—密封圈的摩擦阻力。

2.1.6 密封装置

在该换挡系统中主要有3处密封,即轴端处的旋转密封,离合器与轴接合处的静密封以及活塞处的往复式密封。

对于静密封和往复式密封可以采用O形密封圈。O形密封圈具有双向密封能力,能作为静密封件和动密封件。橡胶O形密封圈的工作范围:

工作压力:静止条件P<100MPa或更高,运动条件P<35MPa

工作温度:-60～250℃

轴颈:d<3 000mm

密封面线速度:V<3m/s

对于旋转密封通常采用密封环,密封环的材料为合金铸铁。当旋转的线速度不高时,也可以考虑采用组合式密封圈。

2.2 双离合器的设计

双离合器是双离合器式自动变速器的最重要部件之一,为了换挡的可靠性,要求双离合器接合平稳、分离彻底、动作准确可靠。同时,双离合器要质量轻、散热性好、寿命长。

2.2.1 摩擦副材料

摩擦副材料包括摩擦材料和对偶材料。常用的对偶材料为钢或铸铁,对于速度高、载荷大、容易发热的离合器,常采用硬度不低于210～250HBS的HT200,HT250或采用35,45钢。

用作离合器面片的摩擦材料,通常在很高的剪切力和温度条件下工作。这类材料的主要特点是它能够吸收动能,并将动能转化为热而散发到空气中,因此要求其具备适当的摩擦因数,且在长期使用中保持稳定。

摩擦材料按材质分为有机摩擦材料和无机摩擦材料。有机摩擦材料是以石棉和黄铜丝纺线织成的布为基材,用树脂浸渍,然后热压成形制成。它的特点是摩擦系数高,硬度较低,可压缩性大,主要用于轻载场合。无机摩擦材料主要是以铜或铁作为基材,用粉末冶金方法制成的烧结合金。它的特点是在高速、高温时摩擦系数不变,导热好,能够承受较大的负载。

本设计中对偶材料选择45钢,摩擦材料选择铜基烧结粉末冶金。

2.2.2 离合器活塞工作行程

离合器的活塞工作行程S是由摩擦副接触面的间隙δ和摩擦副接触面数Z决定的。在保证摩擦片彻底分离的条件下,应尽可能减小活塞行程以减小油缸的轴向尺寸,故设计中常取取δ=0.001 5D1,其中D1为摩擦片的外直径。活塞的工作行程即为

S=Zδ (5)

2.2.3 压紧力

压紧力是校验单位压力和计算液压系统压力的重要依据。即

$F=\frac{2{\rm T}{\rm K}}{D{}_p\mu m}$ (6)

式中 T—离合器额定转矩;

K—工况系数;

Dp—摩擦片工作面的平均直径;

μ—摩擦因数;

m—摩擦面对数。

2.2.4 比压

影响离合器寿命的主要因素是摩擦表面的耐磨性,而摩擦片的耐磨性在某种程度上取决于摩擦表面的单位压力,即比压。则有

${\rm P}=\frac{4F}{\text{π}(D{}_1^2-D{}_2^2)}\le [{\rm P}]$ (7)

式中 F—压紧力;

D1—摩擦片外径;

D2—摩擦片的内径;

[P]—许用比压,铜基粉末冶金摩擦副[P]=(200～250)×104N/m2。

3 结束语

双离合器式自动变速器在汽车行业发展迅速,但在国内拖拉机上基本没有应用。本文针对拖拉机转速低、功率大的特点,设计了一种双离合器式自动变速器换挡系统。本设计主要是理论的分析与计算,因此该自动变速器的实用性有待进一步的实践检验。

参考文献

[1]白鹤,张文春,周志立.电控机械式自动变速器在拖拉机上的应用[J].农业机械学报,2007,38(4):187-190.

[2]机械工程手册、电子工程手册编辑委员会.机械工程手册[K].北京:机械工业出版社,1996.

[3]刘振军,刘飞,郝宏伟.双离合器式自动变速器的三维建模与仿真[J].机械传动,2010,34(6):26-30.

[4]王志新,韩秀芹.双离合器自动变速器(DCT)解析[J].甘肃科技,2008,24(10):59-61.

[5]吴宗泽.机械设计师手册[K].北京:机械工业出版社,2009.

[6]徐立友,李金辉,张明柱.湿式多片换档离合器的设计[J].农机化研究,2006(1):156-161.

[7]周明衡.离合器、制动器选用手册[K].北京:化学工业出版社,2003.