双离合器式自动变速器

双离合器式自动变速器（精选8篇）

双离合器式自动变速器 第1篇

为从根本上解决上述几类变速器存在的问题, 一种新兴的自动变速器——双离合自动变速器 (DCT—Dual Clutch Transmission) 应运而生。DCT是基于手动变速器 (MT) 发展而来的, 它既继承了AMT结构简单、重量轻、传动效率高等优点, 又融合了AT换挡动力连续的特点, 所以DCT不仅保证了车辆的动力性和燃油经济性, 而且极大地改善了驾乘的舒适性。

一、发展现状

提到双离合变速器, 首先想到的是基于DCT技术的大众DSG (Direct Shift Gearbox) 技术。DSG是目前使用最为普遍的双离合变速器技术, 也是最先使用于量产的变速器技术。大众汽车在2002年于德国沃尔夫斯堡首次向世界展示了这一技术创新, 它将DSG应用到大众高尔夫量产车上, 实现了产品化。至2007年底, 各种应用DSG的轿车已累计销售超过100万辆。

MT产品在欧洲、中国大陆等一些区域仍占主导地位, 由于欧洲市场对车辆的燃油经济性和排放的重视, 使得MT在欧洲市场的占有率至今还能达到80%以上。1995年以前, 自动变速器仅有AT及CVT两种。近年来, AMT和DCT已逐渐成长, 尤其是DCT, 在传动效率和换挡性能大大提高的同时, 又保护了现有的手动变速器生产设备, 在一定程度上降低了开发成本, 同时也满足了以MT占主导地位的市场要求, 受到人们的青睐。

根据相关机构对OEM配套和售后市场的综合调研及分析, 预计到2015年DCT在欧洲变速器市场所占的份额达到29%, 而在亚太 (不含日本) 市场, DCT的销售也将快速增长, 到那时的份额可达13%。

二、组成及工作原理

现阶段的DCT产品大致有双离合器单轴输出、组合双离合器单轴输出和组合双离合器两轴输出几种结构型式。其中组合双离合器两轴输出是现阶段应用较为广泛和结构最为典型的结构形式, 它采用组合双离合器和双轴传递动力的结构, 档位变速系统采用的是奇偶档分边布置, 两个输出轴机构, 其传动简图如图1所示。

该变速器有6个前进档和一个倒档, 有两个并排布置的湿式离合器1、2, 变速器的档位按奇数档 (1、3、5、R档) 与偶数档 (2、4、6档) 分开配置, 并分别与两个湿式离合器相联。其1、3、5、R档与离合器1联接在一起, 而2、4、6档联接在离合器2上。离合器2的输出轴为一个实心轴,

离合器1的输出轴是套在离合器2输出轴外面的一个空心轴, 两个输出轴是同心的。

另外, 还有4个同步器在相应的档位齿轮之间, 由液压控制的换档机构控制, 进行档位的切换, 还有离合器操纵机构等。这些未在图1中画出。

三、DCT的关键技术

DCT的设计概念在1933年就已经出现, 但复杂的换档控制过程是制约其投入实际应用的重要因素之一, 近年来, 电子技术的逐渐成熟, 使得DCT技术得到了突飞猛进的发展。

在换档过程中存在两个离合器扭矩传递的重叠阶段, 因此对换档过程离合器的控制有较高的要求。为保证换档品质及离合器工作寿命, 必须对离合器切换时序进行精确的控制。如果切换时间控制不当, 可能造成两个档位之间的互锁干涉及换档冲击, 使传动系统产生较大的动载荷, 造成离合器滑摩、自激振动、传动系统冲击等现象, 导致摩擦片温度升高, 产生变形甚至烧蚀破坏, 直接影响离合器的分离、接合特性和寿命。

3.1起步控制

装有DCT变速器的车辆起步时, 可以有两种控制策略来控制起步:

1、仿照AMT的起步控制策略, 起步时车辆自动挂1档, 即只有离合器1参加起步;

2、为使两个离合器具有相同的使用寿命并保证起步快速性和平顺性, 可以使两离合器同时进入滑摩状态, 共同承担起步力矩实现车辆起步。起步过程中, 首先同时挂上1档和2档, 然后根据不同的起步条件和驾驶员意图, 当离合器1滑转率达到一定值后, 根据起步的运行状态使其中一个离合器分离另外一个离合器继续接合实现车辆起步。

3.2升降档控制

以1档换2档为例进行讲述:

升档前只有离合器1结合, 转矩完全由离合器1传递, 离合器1与发动机没有相对滑转。

换档时, 离合器1被切断供油并开始逐渐分离。同时, 离合器2的油路接通, 随着油压不断升高, 其摩擦片间隙被消除, 直至压紧。离合器1与离合器2中的摩擦元件完全分离和接合, 都需要一定的滑磨过程, 因而有工作重叠部分, 则动力不会有中断现象, 实现了连续的动力换档。而降档过程与升档过程原理类似。

3.3跳档控制

变速器升档一般是逐档进行的, 而降档则可能会跳跃地降档, 双离合自动变速器在手动控制模式下也可以进行跳跃降档。例如:图1变速器中, 从6档降到3档, 连续按3下降档按钮, 由于6档齿轮和3档齿轮处在不同离合器轴上, 变速器就会从6档直接降到3档。但是从6档降到2档时, 由于6档齿轮和2档齿轮处在同一离合器轴上, 则变速器会由升降档控制先降到5档, 再从5档直接降到2档。即跳跃降档时, 起始档位和最终档位是属于同一离合器控制的, 则会通过另一离合器控制的档位转换一下, 起始档位和最终档位不属于同一离合器控制的, 则可以直接跳跃降至所定档位。

四、应用前景

DCT是一种传动效率非常高的变速器技术, 它反应非常灵敏, 动力连续, 在提供驾驶舒适性的同时, 与传统自动变速器相比, 最高可节省15%的燃油。DCT的应用范围非常广, 不仅可用于大扭矩的跑车, 也可用于扭矩较小的低端车。

DCT的核心基础还是手动变速器技术, 它集合了MT和AT两种变速器的优点, 既保证了车辆的动力性, 又改善了驾乘舒适性和燃油经济性。且与AT相比, DCT已经具有成本竞争性, 并被业内人士普遍看好, 有着广阔的发展前景。由于中国有大量的MT生产企业, 可以充分利用现有的生产能力和设施开发DCT产品, 毋须过多地增加开发成本, 因此中国有适合DCT产品生产的基础和条件。

但是, 就我国汽车制造业的技术现状, DCT产品仍有着一些需要解决的技术问题: (1) 提高离合器的快速散热和耐久性; (2) 控制策略的优化; (3) 关键零部件的加工及可靠性; (4) 制造成本控制。双离合变速器是一项具有技术创新性的变速器系统, 是未来变速器技术的发展方向。相信随着上述几个方面的改善和提高, DCT将会逐渐走向市场, 最终取代现有手动变速器。

摘要：介绍了双离合自动变速器技术的发展过程和应用现状, 对其结构特点、工作原理进行了讲述, 同时分析了DCT的控制策略。DCT综合了手动变速器效率高的特点和液力自动变速器动力换档的优势, 是目前变速器领域的研究热点, 是未来变速器技术的发展方向。

关键词：双离合器,自动变速器

参考文献

[1]孙琦, 过学迅.双离合器自动变速器的发展趋势[J].天津汽车2008 (6) :18-20

[2]吴佐铭等.双离合自动变速器技术现状及应用前景[J].机械科学与技术.2008 (11) :1351-1355

[3]荆崇波等.双离合器自动变速器及其应用前景分析[J].机械传动.2005 (3) :56-59

[4]张劲.轿车的电控自动变速器及其发展趋势[J].汽车与配件.2008 (Z1) :48-53

[5]褚超美, 王军伟.不间断动力换档技术的新亮点——双离合器变速器[J].汽车与配件.2008 (11) :44-46

双离合器式自动变速器 第2篇

运动型7速双离合器变速器系统(Ⅱ)

ZF公司的7速双离合器变速器是一款创新型的、适用于运动型车辆的变速器.精密的速比和自然拥有的`极佳驾驶性能使得它成为运动型车辆理想的变速装置.本文对该变速器紧凑的齿轮机构、可改善效率和提高发动机-速度-强度的直接喷射润滑系统,双离合器系统及基于预先控制原理的液压控制单元等作了详细介绍.在出现电气故障时液压控制系统可选用液压巡航模式.另外,变速器设计、功能特性等也都体现出变速器具有鲜明的运动特征.

作 者：Michael Ebenhoch Ralf Kubalczyk Hans-Jürgen Schneider  作者单位：Michael Ebenhoch,Ralf Kubalczyk(ZF Getriebe GmbH,Kressbronn,Germany)

Hans-Jürgen Schneider(ZF Sachs AG,Schweinfurt,Germany)

刊 名：传动技术 英文刊名：DRIVE SYSTEM TECHNIQUE 年，卷(期)：2009 23(2) 分类号：U463.212 关键词：自动变速器   双离合器   车辆连接   效率  

双离合器式自动变速器 第3篇

双离合器式自动变速器DCT (Double Clutch Transmission) , 是一种前景广阔的变速技术, 它综合了AT和AMT的优点, 是目前研究的热点[1,2,3,4]。

换档过程的快慢程度和是否平滑, 确定了换档的品质, 也就是说换档过程要尽量做到速度快、稳定性好。但是在有级变速时, 传动比的变化都会导致对换档过程的不同级别的冲击。为了反映不同程度冲击对换档品质的影响, 本文针对DCT车辆的换档品质设计了评价系统, 确立能反映换档品质的各项指标, 以便研发人员来修正和改善车辆的换档舒适性, 提高车辆品质, 促进车辆性能改善。

1 DCT车辆换档过程及评价指标的确定

1.1 换档过程

在车辆升档过程中, 离合器的传递扭矩是重要参数, 其变化情况可以分成四种类型, 即低档定相、低档扭矩相、高档惯性相和高档稳定相[5]。各阶段离合器传递扭矩情况如图1所示。

1.2 评价指标的确定

从换挡性能的要求出发, 换档时间、冲击度、滑磨功通常作为换挡品质的评价指标。一般DCT车辆的换挡品质评价指标有冲击度、换挡时间和滑磨功。

(1) 冲击度:是衡量DCT车辆换档过程平顺性的重要指标, 冲击度越小, 换档过程越平稳。

(2) 换档时间:是评价DCT车辆换挡是否快速的重要参数。换挡时间少, 可以减少离合器的滑动摩擦, 但是会对换挡的冲击力变大。

(3) 滑磨功:在换档过程中离合器滑摩会造成摩擦片温升, 长期会损坏离合器, 损坏程度可通过滑摩功获得。

2 品质评价系统硬件设计

品质评价系统的硬件结构如图2所示:

评价系统中采用Freescale微处理器MC9S12XET256, 工作频率40MHz, 满足数据的采集和处理。其AD转换通道和脉冲捕获通道, 轻松完成相关信号采集。同时它具有4个MSCAN模块, 实现车辆上的各控制器进行CAN总线通信。

3 品质分析系统软件设计

软件系统部分由数据采集及滤波模块和评价指标计算模块。

3.1 数据采集滤波模块

(1) 模拟信号采集滤波算法

为了减小噪声对输入信号的干扰, 采用软件方法对模拟信号进行滤波, 采用中值算法消除偶然干扰, 并平滑滤波。对N次采样排序得X1≤X2≤Xn, 去掉Xn和X1, 滤波后结果为:

(2) 转速信号计算方法

DCT车上的转速传感器使用的是霍尔传感器, 因此使用M/T法进行测速[6]。此方法具有较强的分辨力, 且在较宽的转速范围内测速精度较高, 计算公式如下:

其中:M1、M2为规定的Tc时间内传感器输出脉冲和单片机高频时钟脉冲个数;f0为高频时钟脉冲频率;Z为转动轴旋转一周时传感器输出的脉冲个数;

3.2 换挡品质评价指标计算模块

该模块主要用于计算各个评价指的标值, 供整车标定一个客观参考。

(1) 换挡时间

根据图2可知, 升挡时换挡时间设为t1到t4对应的时间间隔。在t1时启动一个计数器, 用于记录从t1到t4这段时间对应脉冲数n, 那么换挡时间则为:

其中f为计数器的计数频率。

(2) 冲击度

单片机中的数据都是离散值, 若采样周期为T, 且连续三次车速采样值为v0, v1和v2, 那么冲击度近似值为:

(3) 滑磨功率

因滑摩功计算要使用积分处理, 消耗单片机资源较多, 因此换挡过程中离合器滑摩程度用滑摩功率来标定, 公式为:

4 实验

采用一款使用双离合的自动变速器车辆, 进行换挡品质评价指标计算试验。

从表1中可看出, 本设计品质评价系统能准确采集车辆行驶过程的相关数据, 特别是在换挡过程。并算出冲击度、换挡时间和滑摩功率等评价指标, 为DCT车辆品质标定提供客观的参考依据。

5 结束语

本文分析了扭矩传递方式, 围绕9S12XET256设计了数据采集器, 设计的软件模块可以计算出换挡品质评价指标。该系统为DCT车辆提供了客观的标定参数, 方便研究人员对DCT车辆换挡过程进行改善优化。

摘要：分析了DCT车辆换挡过程情况。设计了评价分析系统的硬件结构和软件模块, 其中, 硬件以9S12XET256为核心, 软件给出了换挡时间, 滑摩功率和冲击度的计算方法。实验证明该系统能有效的算出DCT车辆换挡品质评价指标, 为车辆的标定提供客观依据。

关键词：双离合器,换挡品质,单片机,标定

参考文献

[1]吴光强, 杨伟斌, 秦大同.双离合器式自动变速器控制系统的关键技术[J].机械工程学报, 2007, Vol.43 (2) :13-21.

[2]吴光强, 张德明.基于最优控制理论的DCT离合器升挡作动方式的研究[J].汽车工程, 2009, Vol.31 (3) :258-261.

[3]程秀生, 冯巍, 陆中华, 王印束.湿式双离合器自动变速器起步控制[J].农业机械学报, 2010, Vol.41 (1) :18-22, 28.

[4]郭晓林.双离合器自动变速系统动力学建模及仿真研究[J].装甲兵工程学院学报, 2006, Vol.20 (1) :48-51, 54.

[5]牛铭奎, 程秀生, 高炳钊, 葛安林, 徐彩琪.双离合器式自动变速器换挡特性研究[J].汽车工程, 2004, Vol.26 (4) :453-457.

双离合器式自动变速器 第4篇

换挡规律的好坏对车辆的动力性、燃油经济性、安全性及舒适性等都有较大的影响,也是双离合器自动变速器(dual clutch automatic transmission,DCT)的关键技术之一。目前较多选用的是彼得罗夫[1]的二参数换挡规律,即根据车速与节气门开度决定换挡时机和挡位。汽车的起步和换挡过程,基本都是加速或是减速的动态过程,为了使换挡更符合实际情况,葛安林等[2]提出了以反映真实动态过程的三参数换挡规律,三参数分别为车速、加速度和节气门开度。而Jo等[3]则采用发动机燃油消耗率设计了具有较好经济性的换挡规律。同时,车辆在换挡的过程中,为了保证车辆在换入新挡位后不会因为油门踏板振动或车速稍有降低而重新换回原来的挡位,在换挡规律曲线中存在着相邻两挡都可能的工作区,这种往返换挡之间的交错现象,称之换挡延迟[4]。换挡延迟能有效地减少换挡循环,从而保证了换挡过程的稳定性,提高了乘坐舒适性。

无论是二参数还是三参数的换挡规律,在理论计算时诸多参数与实车有所不同,加之换挡延迟的计算也具有不确定性,这就决定了实车使用的换挡规律与理论计算必然有一定的出入。为进一步考虑DCT变速器换挡过程的作动特点,因此在DCT换挡规律理论计算的基础上,进行仿真评价和参数在线标定就显得很有必要[5,6]。

本文针对六挡DCT车辆,对DCT变速器二参数及三参数的换挡规律进行了计算,建立了考虑DCT变速器动态特性的传动系统及整车模型,通过离线仿真比较分析了换挡规律对DCT样车性能(包括百公里加速时间和百公里油耗)的影响,并基于dSPACE硬件在环仿真试验对DCT的换挡规律进行了初步验证,并着重对换挡延迟参数进行了标定优化。

1 DCT车辆动态模型

本文研究对象为一辆装备了六挡DCT车辆,为全面考察DCT变速器动态性能及其对车辆燃油经济性的影响,建立了如图1所示的仿真模型,建模仿真参数如表1所示。

该模型将循环工况所确定的车速作为模型输入,具体包括驾驶员模块、发动机模块、制动模块、七自由度车辆纵向动力学模块、DCT变速器动力学模块及DCT控制模块等。

在整个仿真模型中,驾驶员模块的主要作用为根据目标车速与实际车速的差值,利用PID控制器来模拟驾驶员以确定相应的踏板信号。发动机模块的主要作用为根据加速踏板及发动机转速信号确定发动机目标转矩,输出给DCT变速器,并根据发动机目标转矩反查节气门开度。制动模块主要作用为根据制动踏板位置,利用传递函数模拟液压制动系统的作动过程,确定制动力矩。七自由度车辆纵向动力学模块在考虑轮胎与路面相互作用的条件下根据轮胎及车辆纵向动力学确定车辆行驶状态。DCT变速器动力学模块主要根据当前的DCT及车辆状态,实现不同过程的系统模型以确定变速器的输出状态。DCT的控制模块主要作用为根据目前车辆的状态(包括换挡决策模块与换挡、起步过程控制模块及离合器压力控制模块,以及根据这些模块所发出的信号),确定DCT系统所在的状态及相应的离合器的状态。

连接以上各模块的输入输出信号,并将循环工况作为系统输入,即可得到完整的DCT仿真模型。

2 动力性换挡规律研究

根据汽车行驶方程式,最佳动力性换挡规律[7]是指:①在当前发动机油门,选取能够提供最佳动力性能的挡位;②选择能够满足车轮当前扭矩需求时发动机油门最小的挡位。

2.1 发动机扭矩特性的研究

本文采用1.8T汽油发动机,由试验数据可知,发动机的输出扭矩曲线是节气门开度及发动机转速的函数,即Ttq=f(α,ne),根据试验所得数据对发动机的扭矩特性进行三次拟合,即可得到发动机输出扭矩特性曲线,如图2所示。图2中不同曲线分别代表在不同的节气门开度α下,发动机输出扭矩与转速的关系。节气门开度分别取8%、10%、12%、14%、16%、20%、24%、28%、30%、34%、38%、40%、60%、70%、80%、100%,如图2所示。

由图2可知,在发动机节气门开度较大的情况下,节气门开度的变化对发动机的输出扭矩的影响不明显;而在节气门开度较小的情况下,发动机转矩的变化受节气门开度变化的影响比较明显。

对于不同节气门开度间的转矩特性则采用线性插值的方法,即可构造关于发动机节气门开度和发动机转速的发动机稳态输出转矩模型α-ne-Ttq,如图3所示。

2.2 二参数最佳动力性换挡规律

由定义可知,最佳动力性升挡规律可通过车辆在不同挡位下不同节气门开度时的牵引力特性曲线求得。不同挡位、不同节气门开度下的汽车驱动力曲线见图4。在图4中,同挡位下不同的驱动力曲线从下到上代表在不同的节气门开度,节气门开度从下到上依次增加,取值见2.1节。

按照文献[2]的方法,将各挡位下求得的若干个换挡点拟合成α-u曲线,可以求得二参数最佳动力性升挡曲线。在降挡规律的设计中,本文选取组合型换挡延迟,对节气门开度进行分段,在不同的区域选取不同的收敛程度B(B=(un↑-un+1↓)/un↑,其中,un↑为全开节气门时,n挡换入n+1挡时的车速;un+1↓为全开节气门时,n+1挡降到n挡时的车速),即当0<α≤10%时,B=0.35;当10%<α≤40%时,B=0.25;当40%<α≤100%时,B=0.10。

在小节气门开度时选取较大的换挡延迟,可以使车辆避免频繁换挡,且使发动机工作在转速较小的区域,在保证动力性的同时改善车辆的燃油经济性。而在α≥40%时,选取较小的换挡延迟,使车辆在大节气门开度时提前降挡,且在降挡前后转速差较小,从而获得更好的动力性。由此可得完整的二参数最佳动力性换挡规律,如图5所示。由图5可知,在低挡时,升挡及降挡曲线之间的换挡延迟区域较小,而在高挡时,升挡及降挡曲线间的换挡延迟区域较大。在节气门开度大的情况下,升挡的换挡规律类似于单参数换挡规律,而在节气门开度小的情况下,升挡的换挡规律在同一车速下随节气门开度变化较大,特别是高挡的换挡规律,换挡特性呈下凹型,即当节气门开度α≤25%时换挡车速随着节气门开度的增大而增大,当节气门开度25%<α<40%时,换挡车速又随着节气门开度的增大而减小。

2.3 动态三参数最佳动力性换挡规律

采用作图法制定动态三参数换挡规律,三参数最佳动力性换挡规律的基本求解过程与二参数相同。由发动机转矩特性转化得到汽车加速度-速度曲线,如图6所示,节气门开度取值见2.1节。

根据二参数最佳动力性换挡规律的求解过程,用加速度特性代替驱动力特性,即可求得换挡点。将各个挡位下求得的若干个换挡点拟合成a-u-α曲线,即可求得各挡位间的动态三参数最佳动力性升挡曲线,如图7所示。

由图7可知,换挡点不仅由车速和节气门开度决定,还与当前的加速度有关。对于某一节气门开度,低挡的换挡加速度要大于高挡的换挡加速度;对于某一挡位而言,换挡加速度随着节气门开度的减小有减小的趋势。

3 经济性换挡规律研究

经济性换挡规律是在保证汽车动力性的前提下,取燃油消耗率小的换挡点而形成的换挡规律。

3.1 发动机的油耗特性

等速情况下汽车单位时间内的燃油消耗量:

折算成百公里燃油消耗量为

式中,b为燃油消耗率,g/(kW·h);ρ为燃油的密度,kg/L;P为发动机功率;C为常数;ua为等速行驶车速,km/h。

通过发动机试验所得的燃油消耗量、发动机转速等数据可以求得发动机的稳态油耗特性,即ne-Ttq-qt曲面,如图8所示。

3.2 二参数最佳燃油经济性换挡规律

对于二参数最佳燃油经济性换挡规律的求解一般采取等驱动力法,即假设换挡前后外界驱动力不变及换挡车速不变来求解换挡点。但此方法求解过程复杂,且在利用MATLAB程序编程实现时,很大程度上依赖于所选取的等驱动力的数值,如选择不当,对换挡规律结果的准确性有很大的影响。故本文借鉴了作图法,以燃油消耗率作为判断依据,求解二参数最佳燃油经济性升挡规律。作图法的实质就是求取在相同驱动力情况下燃油消耗量最小的点,而在驱动力确定的情况下,燃油消耗量仅与燃油消耗率有关,故其可转换为在某相邻两挡燃油消耗率最小的点,按照二参数最佳动力性换挡规律求解过程,即可求解二参数最佳经济性换挡规律。

在百公里油耗计算式(2)中:

故式(2)可以转化为

式中,rw为车轮半径,m;Ft为驱动力,N;ηt为传动效率,%;C为常数;ig为各挡传动比;i0为总传动比。

发动机负荷特性是指燃油消耗率b与发动机输出功率P及发动机转速ne的对应关系,即

b=b(P,ne) (5)

由式(3),发动机功率可通过台架试验所得的发动机转矩数据获得,而发动机转矩由其转速和节气门开度决定,即

P=P(α,ne) (6)

则发动机燃油消耗率即可转化为发动机转速和节气门开度的函数,即

b=b(α,ne) (7)

根据式(7)及试验所得数据,即可得到燃油消耗率与发动机转速及节气门开度间的关系,由此即可将其转化为在不同挡位、不同节气门开度下的燃油消耗率-速度曲线,如图9所示,节气门开度取值见2.1节。

根据二参数最佳动力性换挡规律的求解过程,以燃油消耗率代替驱动力,即可求得相应换挡点。

将各个挡位下求得的若干个换挡点拟合成α-u曲线,该曲线即为该挡的升挡曲线。按照同样的方法,可以求得其他挡位间的二参数最佳经济性升挡曲线。

根据对换挡延迟的研究,采用等延迟型换挡延迟在小节气门开度时可提前换入高挡,既减小发动机噪声,又可延迟从高挡换回低挡,改善了燃油经济性,故此处采用等延迟型换挡延迟。在低挡时,设置Δu=7km/h,在高挡时,设置Δu=12km/h,以避免高挡时的频繁换挡。最终所得的二参数经济型换挡规律如图10所示。

由图10可知,在大节气门开度时,换挡曲线几乎为直线,类似于单参数换挡曲线,但在高挡换挡时,特别是4挡、5挡以及5挡、6挡的换挡,随着节气门的增大,换挡车速有一定的减小趋势。这是因为当油门开度大于75%时,根据大功率的要求,发动机的空燃比将减小,混和气加浓,造成发动机燃烧不完全,燃油消耗率将增大,使汽车的燃油经济性恶化。为此降低换入高挡的速度能使汽车尽量在高挡行使,以提高发动机的燃油经济性。而在小节气门开度时,换挡曲线比较接近,各挡位之间的区间较小,而且换挡曲线变化较陡,特别是在节气门在15%~25%的区间内,随着节气门的增大,换挡车速急剧增大。

3.3 动态三参数最佳燃油经济性换挡规律

基于车辆驱动力方程的发动机功率公式为

式中,G为汽车重力,N;f为滚动阻力系数;CD为空气阻力系数;A为车辆迎风面积,m2;γ为道路坡度;δ为旋转质量换算系数。

小时燃油消耗量公式为

由式(7)可知小时燃油消耗量可表示为

小时燃油消耗量与总燃油消耗量的关系为

当加速度du/dt取定值时,设du/dt=a,则燃油消耗量为

由此可以看出,要使燃油消耗量最小,就是使∫qtdu最小。而在加速度du/dt和节气门开度一定的情况下,小时燃油消耗量仅与车速有关。

根据试验数据,可拟合得到燃油消耗量与速度的关系曲线,如图11所示。

设定某一加速度值,并根据二参数最佳动力性换挡规律的求解过程,即可求得发动机燃油消耗量-速度曲线上相应的交点,即换挡速度。再依次设定不同的加速度值,求得不同加速度值下的换挡速度。将同一挡位下求得的若干个换挡点拟合成α-u-a曲面,该曲面即为该挡的换挡曲面。按同样的方法,可求得其他挡位间的三参数最佳经济性升挡换挡曲面,如图12所示,右边为升挡的挡位。

4 离线仿真结果

将所得换挡规律带入到整车模型中,以100%及50%的油门开度对模型进行仿真,以车辆在100%油门踏板量下车辆加速到100km/h的时间作为动力性评价指标,以车辆在50%的油门踏板量的情况下行驶到1km时的油耗量作为经济性评价指标,仿真结果如表2所示。由表2可知三参数动力性及经济性换挡规律较二参数较好,但由于其考虑到加速度的因素,实际运用起来有一定困难,故目前依旧使用二参数换挡规律较多。

将所得二参数换挡规律代入到装有DCT的闭环整车模型中,基于ECE+EUDC循环工况仿真进行经济性评价,并与装备手动变速器(JC650)的该车进行了对比,结果如表3所示。可见装备DCT后该车比原装备手动变速器省油且经济性换挡规律比动力性更加节油,所求换挡规律具有一定的可行性。

将所得二参数换挡规律带入到装有DCT的开环整车模型中进行百公里加速仿真,结果如表4所示。

二参数最佳动力性换挡规律的百公里加速时间较二参数经济性换挡规律百公里加速时间短,动力性好。

5 DCT性能硬件在环仿真研究

在DCT控制系统研发的前期,采用硬件在环仿真试验台,可以准确地对各种控制策略,特别是极端危险状况下的控制策略进行优化,与数字仿真相比,由于其具有一定的实时性,可相对准确地对各种策略的预期效果进行实时预测和评价[8]。基于dSPACE与CANape软件,搭建了包含TCU的DCT硬件在环仿真平台,对DCT换挡规律等控制参数作了一定标定优化,为进一步的实车试验奠定了基础。

5.1 DCT硬件在环仿真平台的搭建

硬件在环仿真系统主要由三部分组成:系统实时仿真模型、高速接口模块和PC机监控系统。本文综合利用MicroAutobox、TCU硬件控制器、两台电脑及CANape、MATLAB/Simulink等软件组成硬件在环仿真平台。

图13为DCT硬件在环仿真平台结构示意图。电脑1显示的由Matlab/Simulink所建立的DCT车辆实时仿真模型,包括发动机模型、汽车系统动力学模型、DCT系统模型及RTI接口模型等。将模型下载到dSPACE MicroAutobox的处理板DS1401后,通过dSPACE系统综合试验软件ControlDesk建立起硬件在环仿真试验界面,对模型的信号,如发动机转速、车速、离合器评价指标及车辆燃油消耗率等系统状态变量进行动态显示和记录,以便及时分析调整模型及策略。

电脑2显示的所编写的控制策略。通过该计算机上装有的Codewarrior软件,将由控制策略自动生成的代码编译为目标代码,并将其烧至TCU中。通过CANape软件,编写标定文件及设计标定界面,对控制策略中的离合器压力及换挡规律进行实时标定,并对系统状态进行测量显示。

MicroAutobox与TCU间通过CAN通进行通信。系统模型在MicroAutobox中实时计算,并向TCU发出如车速、发动机转矩等车辆状态信号,TCU接收到MicroAutobox发出的车辆状态信号后,利用烧写在TCU中的控制算法实时判断车辆所在的起步、换挡、在挡等状态,并对离合器压力作一定的控制输出,实时反馈给MicroAutobox,从而构成了DCT整个硬件在环仿真平台。图14为DCT硬件在环仿真平台实物。

5.2 硬件在环仿真结果及其分析

将计算所得的两参数换挡规律作为基础数据,固定节气门开度不变,在标定界面上对同一节气门开度下的速度在一定范围内的拖动,并以百公里加速作为换挡规律动力性优劣的评价指标,以百公里油耗作为换挡规律经济性的评价指标,综合这两项指标,对动力性和经济性换挡规律作一定的优化。

5.2.1 动力性换挡规律优化分析

首先对动力性换挡规律进行百公里加速实验,仿真开始后,将踏板值迅速增大到100%,当车速达到100km/h时停止仿真,记录下时间及油耗。再对同样的五组换挡规律进行经济性评价,即其基于ECE+EUDC工况进行仿真,记录下百公里油耗。表5所示为不同动力性换挡规律下的百公里加速仿真结果及ECE+EUDC循环工况百公里油耗。

综合表5可以看出,这5组换挡规律的经济性和动力性差别均不大,综合各项指标,选取第五组换挡规律作为较优的动力性换挡规律。图15所示为优化前后的动力性换挡规律的对比。由图15可以看出,经过调整后,动力性换挡规律更为平坦,且相对于原换挡规律,在同一节气门开度下换挡速度增大。

5.2.2 经济性换挡规律优化分析

采用与动力性换挡规律同样的方法对经济性换挡规律作一定的评价。表6所示为不同经济性换挡规律下的百公里加速仿真结果及ECE+EUDC循环工况百公里油耗。综合各项指标,选取第三组换挡规律作为较优的经济性换挡规律。

图16所示为优化前后的经济性性换挡规律的对比。由图16可以看出,标定后,经济性升挡曲线的变化趋势并无较大变化,只是曲线整体向后平移,即在同一节气门开度下,换挡车速增大。

6 结论

(1)动力性换挡规律的换挡车速较高,经济性换挡规律的换挡车速较低,这使车辆在运用动力性换挡规律时,能在低挡运行,车辆驱动力较大,动力性较好,而在运用经济性换挡规律时,车辆提前进入高挡,使燃油消耗率降低,经济性较好。

(2)换挡延迟对换挡特性也有一定影响,针对不同的换挡特性,需选择不同的换挡延迟。

(3)所搭建的DCT硬件在环仿真平台在较好地模拟DCT动态性能的基础上,也为其换挡参数的标定和优化提供了平台,所得的换挡规律也为日后的实车试验奠定了基础。

参考文献

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[7]王丽芳.自动变速器换挡规律确定方法的研究[J].汽车技术,1998(6):7-9.

双离合器式自动变速器 第5篇

近年来在汽车自动变速领域出现了一种适合于中重型货车的变速器———双离合器自动变速器(DCT),它继承了手动变速器传动效率高、结构紧凑等许多优点,起步和换档品质优良,具有广阔的发展前景,对它的深入研究必将对提高我国双离合自动变速器的创新能力和在整车上的集成应用产生积极的推动作用[1]。

本文基于AVL/CRUISE软件将各种不同功能的车辆零部件应用模块组合起来,构建满足特定性能要求的整车模型,通过输入整车的相关技术参数和DCT各个档位的传动比,并采用AVL/CRUISE软件的求解器计算车辆的动力学性能和燃油经济性能参数[2,3,4,5]。通过配备DCT与MT变速器的整车性能对比分析,最终实现双离合自动变速器在中重型货车上的集成应用。

1基于CRUISE的DCT汽车整车建模

对DCT汽车整车建模是进行性能仿真的基础,本文以型号为Truck的载货汽车为例进行分析。Truck是一个发动机前置、配备DCT传动系统的后轮驱动的载货汽车,其技术参数如表1所示,其中8档变速器各档位的传动比如表2所示。

根据以上整车的基本参数建立如下的仿真模型:选用模型库中的零部件总成模块与监视和控制模块,根据汽车总体布置方案和部件连接关系建立模型的机械连接,并且输入各模块基本参数。建立的配有DCT的汽车整车模型如图1所示。图1中,DCT由离合器1和2以及高传动比变速器和低传动比变速器4部分组成。

CRUISE建模的关键是要建立车辆零部件总成之间的信号连接[6,7],只有对汽车各总成部件之间的机械连接和控制关系、信号传输以及动力学匹配和受力状况有了深入的理解,才能正确建立汽车各零部件总成之间的信号连接。如传统后轮驱动汽车,转速信号来自于发动机转速,车速信号来自于车轮的速度传感器,油温信号来源于发动机的油温传感器。

建立DCT仿真模型后,再建立传统MT的仿真模型。MT整车的数据与DCT整车的数据完全相同,但在MT汽车的模型中使用了传统的手动变速器。在所建立的MT汽车仿真模型中不包括黑箱子控制模块和MATLAB CONTROL模块。子模块建好后,对其进行机械连接与信号连接也相对简单。需要注意的是,各个模型相输入的数据与DCT汽车中的一样,只有变速器档位由4档升为了8档。完成模型后,对MT的汽车定制与DCT汽车相同的仿真任务。

2基于CRUISE软件的载货汽车性能仿真

2.1对DCT汽车性能仿真

2.1.1 DCT汽车燃油经济性仿真

采用UDC驾驶循环工况,准静态仿真计算的循环百公里油耗为38.52L,最高车速为50km/h左右,最大加速度为3.92m/s2,行驶时间为195.4s,行驶距离为1 013.08m。仿真得到的DCT汽车燃油经济性如图2所示。

2.1.2 DCT汽车动力性能仿真

在动力性仿真方面,模拟了DCT汽车在全负荷最大加速度工况下的动力性能。

图3为DCT汽车各档最大加速度曲线。从图3中可以看出,汽车的最大加速度达到了3.92m·s-2,档位越低,最大加速度变化越大,加速范围越小;档位越高,加速度变化越缓慢,加速范围越广。由此可见,为获得最好的加速特性,应选择合适的档位[8,9]。

2.2 MT汽车性能仿真

2.2.1 MT汽车燃油经济性仿真

采用UDC驾驶循环工况,准静态仿真计算的循环百公里油耗为37.19L,最高车速为46km/h左右。仿真得到的MT汽车燃油经济性如图4所示。

2.2.2 MT汽车动力性能仿真

配备MT汽车的全负荷起步加速性能仿真结果如图5所示,该车0~100km/h的加速时间为22.43s。

2.3 DCT汽车与MT汽车仿真运行结果对比

全工况下,把DCT汽车与传统MT汽车的动力性、燃油经济性主要性能参数进行比较,比较结果如表3所示。DCT汽车百公里燃油消耗比MT汽车增加了3.58%,最高车速基本相当,0~100km/h加速时间减小了1.9%。

3结论

把DCT汽车与传统MT汽车动力性、燃油经济性进行仿真比较,分析结果表明:DCT汽车百公里燃油消耗比MT汽车增加了3.58%,最高车速基本相当,0~100km/h加速时间减小了1.9%。可见,配备DCT的汽车在燃油消耗增加不多的前提下,提高了汽车的动力性。

参考文献

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[8]徐向进.汽车动力系统合理匹配研究[D].大连:大连理工大学,2005:24-25.

双离合自动变速器应用前景分析 第6篇

车辆的经济性、动力性、驾乘舒适性不仅取决于发动机,而且在很大程度上依赖于变速器及变速器与发动机的匹配。最早的手动档变速器(MT),由于在换档过程中,会导致动力中断,影响了车辆的动力性和驾乘舒适性。液力自动变速器(AT)能够实现动力换档,克服了手动档变速器换档过程中动力中断的缺点。钢带无级变速器(CVT)能使发动机始终工作在最佳工作点,提高了车辆性能。电控机械式自动变速器(AMT)具有高燃油经济性和低排放等优点,符合汽车工业发展的要求。为了既充分利用MT的优点,又消除其中断动力换档的缺点,一种新型自动变速器就应运而生了,这就是双离合器自动变速器(Dual Clutch Transmission),简称DCT。目前,这种自动变速器已成为许多汽车厂家关注的热点。

1 DCT的特点及应用

DCT的一个显著优点是它几乎不受传递功率的限制,应用范围广,它既可以应用在大型载重汽车、城市公共汽车、中型货车等大中型车辆上,也可以应用在运动型车辆上。通常在功率较大的车辆中,它的应用更为有利。DCT的另一个显著优点是生产成本低,它可以利用原有手动变速器的生产设备,生产继承性好[1]。

DCT在换档过程中不存在动力中断,所以换档时没有明显的减速产生。而且,它缩短了换档时间,两个离合器的切换时间通常仅为0.3 s～0.4 s左右,保证了车辆具有良好的动力性与换档特性,同时车辆的加速时间比手动变速器更加迅捷。

另外,由于双离合自动变速器特定的内部结构,使其具有比传统变速器更好的燃料经济性。并且,由于控制方式的改进、换档时间的缩短,在车辆油耗和排放等方面也有所改善[2]。

2 DCT的工作原理

根据齿轮轴布置方式的不同,DCT有两轴式、三轴式等多种结构形式。两轴式双离合器自动变速器的结构如图1所示,有两个独立的离合器组,一个齿轮传动结构。离合器C1与档位I、III、V、R(倒档)连接在实心轴1上;离合器C2与档位II、IV连接在空心轴3上。空心轴套在实心轴外面,同心的结构使其更加紧凑。换档时就是两个离合器组的切换,带动实心轴、空心轴的切换,从而带动档位的变换。图1中SYN13为I档、III档同步器,SYN24为II档、IV档同步器,SYN5为V档同步器。

(1) 起步:

当车辆处于停车状态时,离合器C1、C2都分离,不传递动力。当车辆起步时,自动换档机构将档位切换为I档,然后离合器C1接合,车辆开始起步运行。车辆换入I档运行后,此时离合器C2处于分离状态,不传递动力。

(2)I档升到II档:

当车辆加速,接近II档的换档点时,由ECU控制自动换档机构将档位提前换入II档。当达到II档换档点时,离合器C1开始分离,同时离合器C2开始接合,两个离合器交替切换,直到离合器C1完全分离,离合器C2完全接合,整个换档过程结束。车辆进入II档运行后,自动变速器电控单元可以根据相关传感器信号掌握车辆当前运行状态,进而判断车辆即将运行的档位是升到III档还是降到I档,而I档和III档均联接在离合器C1上,因为该离合器处于分离状态,不传递动力,故可以令自动换档机构十分方便地预先换入即将进入工作的档位。当车辆运行达到换档点时,只需要将正在工作的离合器C2分离,并将另一个离合器C1接合,配合好两个离合器的切换时序,整个换档动作就全部完成。车辆继续运行,其他档位的切换过程也都类似。

3 双离合器系统技术

目前车用DCT的双离合器系统有干式离合器和湿式离合器两种形式,两种离合器的工作特性存在较大的差别,适用场合也各有不同。

3.1 干式离合器

干式离合器具有从动部分转动惯量小、结构简单、调整方便、分离彻底、转矩过载保护、效率高、成本较低、不需辅助动力等优点。干式离合器通过压板和飞轮吸收较大热量,对滑磨产生热量的速度不敏感,但空气散热较慢,热量不易在短时间内散发出去,因此它受滑磨产生的总热量的限制。干式离合器适于在短时间内结合,这样滑磨时间短,产生热量少。

3.2 湿式离合器

湿式离合器有较好的控制品质,结构比较单一,具有压力分布均匀、磨损小、传递扭矩容量大、不用专门调整摩擦片间隙等特点。由于它用液压油强制冷却,允许起步时较长时间地打滑,高档起步而不会烧损衬面,其寿命可达干式离合器的5倍～6倍,广泛用于自动变速器的离合器上。但处于分离状态中的多片式离合器的主、从动摩擦片之间因润滑油相互滑转,产生较大的摩擦阻力,使变速器的传动效率相应降低。

在变速器的双离合器匹配时不仅要考虑传递扭矩的大小,还要考虑油耗、安装尺寸、使用环境等诸多因素。大众公司生产的干式双离合变速器(DQ200)和湿式双离合变速器(DQ250)的性能比较见表1[3]。

由表1可以看出:干式、湿式双离合器变速器各有优点和缺陷,但根据某些车型的不同情况和使用环境,可以使两种不同型式的双离合器的优点得到充分发挥,使其缺陷降为次要因素,甚至可以忽略。

4 DCT的控制策略

DCT在换档过程中存在两个离合器扭矩传递的重叠阶段,因此对换档过程离合器的控制有较高的要求。为保证换档品质及离合器工作寿命,必须对离合器切换时序进行精确的控制。如果控制不当,可能造成两个档位之间的互锁干涉及换档冲击,使传动系统产生较大的动载荷,造成离合器自激振动、传动系统冲击等现象,导致摩擦片温度升高,产生变形甚至烧蚀破坏,直接影响离合器的寿命。

4.1 起步控制

车辆起步时,可以有两种起步控制策略:①起步时车辆自动挂I档,即只有离合器1参加起步;②为使两个离合器具有相同的使用寿命并保证起步的快速性和平顺性,可以使两离合器同时进入滑磨状态,共同承担起步力矩实现车辆起步,起步过程中首先通过换档执行机构同时挂上I档和II档,然后根据不同的起步条件和驾驶员意图,根据起步的运行状态使其中一个离合器分离另外一个离合器继续接合实现车辆起步。

4.2 升降档控制

升档时(以I档换II档为例),控制过程为离合器1分离,离合器2接合。升档前只有离合器1结合,转矩完全由离合器1传递,离合器与发动机没有相对滑转。换档时,离合器1被切断供油并开始逐渐卸压分离;同时,离合器2的油路接通,随着油压的不断升高,其摩擦片间隙被消除,主、被动片受压滑转,直至压紧并停止打滑成为整体传递转矩。离合器1与离合器2中的摩擦元件完全分离和接合,都需要经过一段滑磨过程,且有工作重叠部分,则不会切断动力,实现了动力换档。降档过程与升档过程原理相同。

4.3 跳档控制

变速器升档一般是一档一档地进行,而降档则可能会跳跃地进行,双离合自动变速器也可以进行跳跃降档。跳跃降档时,起始档位和最终档位属于同一离合器控制的,则会通过另一离合器控制的档位转换一下;起始档位和最终档位不属于同一离合器控制的,则可以直接跳跃降至所定档位[4]。

5 结语

双离合自动变速器是一项具有技术创新性的变速器系统,是未来变速器技术的发展方向。相信随着技术的改善和提高,DCT将会最终取代手动变速器,成为市场的主流。

参考文献

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[2]牛铭奎,程秀生,高炳钊,等.双离合器式自动变速器换档特性研究[J].汽车工程,2004,26(4):453-457.

[3]荆崇波,苑士华,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,2005,56(3):56-58.

双离合器式自动变速器 第7篇

关键词：双离合器,奇数档,偶数档

1 引言

变速器是汽车最重要部件之一。一方面，它能协调发动机供应特性与汽车行驶需求特性的矛盾，满足汽车的行驶条件;另一方面，利用变速器的速比调节功能使发动机的工作点始终处于经济运行区域，使整车的油耗降到最低。近年来，随着汽车工业的发展变速器的种类也逐渐丰富起来，目前广泛应用的汽车变速器有：机械变速器(Manual Transmission,MT)、自动机械变速器(Automated Manual Transmission,AMT)、自动变速器(Automatic Transmission,AT)和无级变速器(Continuously Variable Transmission,CVT)。另外，还有一种新兴的双离合器自动变速器(Dual Clutch Transmission,DCT)，该变速器最大的特点就是采用两组离合器，具有两套动力输入装置，进行无动力中断换档，本文将介绍DCT的结构和工作原理。

2 DCT概述

DCT的历史最早可追溯到60多年前，1940年德国达姆施塔特大学的Rudolph Franke教授申请了DCT发明专利，此时仅在卡车上做过实验，并未投产。1976年，DCT开始装备在大众公司的高尔夫GTI轿车上销售，1985年，奥迪又将DCT技术应用在赛车上，此后DCT又经过长时间的发展和完善，直到1990年代末期，大众公司和博格华纳才合作生产出第一款适于大批量生产的DCT产品[1]。

实质上，DCT是由两组挂接式变速器并联构成的多档变速器，如图1所示。DCT的特殊结构决定了其档位多和轴向尺寸短的特点。DCT的变速齿轮分别分布在两根传动轴上，既便于在有限的空间布置更多档位，又能使挂接式变速器轴向尺寸更短，尤其利于在轿车上广泛采用的发动机横置、前置前驱的布置形式。

DCT的大部分零件的生产工艺都与传统的挂接式变速器相近，产品继承性好，产业化实施起来条件比较优越。

DCT的关键技术主要集中于双离合器的生产和控制上。DCT的换档品质取决于双离合器的性能和控制策略。

3 DCT的结构组成

DCT的总体结构如图2所示，大致分为5个部分：动力输入装置、双离合器、传动轴、从动轴和动力输出端。

3.1 动力输入装置

发动机的动力经飞轮传到双离合器的外壳上，离合器壳体连同离合器的主动部分始终与发动机同速运转。一旦离合器接合，发动机的动力就传递到离合器的从动部分，与此同时，动力也传递到与离合器从动片通过花键连接的传动轴上，带动从动轴一起转动，如图2所示。

3.2 双离合器

双离合器是DCT最重要的部件之一，根据离合器类型的不同，可分为湿式多片双离合器(如图3(a)所示)和干式双离合器(如图3(b)所示)两大类[2]。湿式双离合器是靠液压控制实现起步和换档操作的，因此，对液压系统控制精度要求非常高。干式双离合器的散热和摩擦片的磨损补偿问题是控制的关键。

DCT中双离合器中一组离合器控制奇数档的动力输出，另一组离合器控制偶数档的动力输出。

3.3 传动轴

离合器从动片上的动力通过花键传递到传动轴上，DCT的传动轴分为奇数档传动轴(实心轴)和偶数传动档轴(空心轴)，它们同心布置在双离合器的轴线上，如图2所示。奇数档传动轴上有奇数档的主动齿轮和奇数档转速传感器的脉冲发射装置，偶数档具有相似的结构。

3.4 从动轴

两根传动轴对应着两根从动轴，如图2所示。从动轴上空套着各档的从动齿轮和同步器，同步器挂接档位的齿轮传递动力(或准备传递动力)，没有挂接的齿轮在从动轴上空转。需要说明的是，从动轴上的从动齿轮是混合分布的，即：在同一根从动轴上，既有奇数档从动齿轮，也有偶数档从动齿轮。

3.5 动力输出端

经DCT变速后的动力通过固联在从动轴上的动力输出齿轮(即差速器输入齿轮)，分别传至差速器输出齿轮，经DCT减速增扭的动力传递到差速器上进一步减速增扭，最终动力由差速器分流后由半轴向车轮输出，如图1所示。

4 DCT的工作原理

DCT配置了两组离合器(双离合器)，一组负责奇数档的动力传动，一组负责偶数档的动力传递。由于使用两组离合器并且在换档之前下一档位已先进入啮合状态，因此DCT的换档速度非常的快，不到0.2s，是一种无动力中断换档的自动变速器，因此，使DCT的舒适性和加速性更好。

4.1 DCT的动力传递路线

传统的挂接式变速器的换档过程是这样的：首先驾驶员踏下离合器踏板，使离合器分离，从而脱开发动机与变速器的链接;然后摘下当前档位，根据当前车速、发动机转速和车辆负荷等因素选择合适的档位，经同步器同步使挂接齿轮达到同步运转，挂上目标档位;最后松开离合器踏板，重新接合离合器使发动机与变速器恢复动力连接[3]，至此完成一个换档过程，换档过程用时约为1s左右。由于采用了双离合器双动力输入的特殊结构，DCT的换档步骤可以“重叠”进行，可使换档时间大大缩短。

本文以1档换2档的过程说明DCT换档过程及其动力传递路线。当DCT处于1档时，奇数档离合器接合，动力经过发动机飞轮→双离合器壳体→奇数档离合器主动片→奇数档离合器从动片→奇数档花键轴→奇数档传动轴(实心轴)→1档主动齿轮→1档从动齿轮→从动轴Ⅰ→差速器主动齿轮Ⅰ→差速器从动齿轮→差速器壳体→差速器半轴齿轮→半轴→车轮的传递路径驱动车轮，如图2所示。与此同时，在DCT偶数档传动轴上(空心轴)，2档的主动齿轮与2档的从动齿轮进入挂接啮合状态，但此时由于偶数档离合器没有接合，所以相互啮合的2档齿轮只是空转。车辆运行过程中，DCT的控制器实时监测奇数档传动轴转速、偶数档传动轴转速、发动机转速、当前档位、行驶车速等相关信息，一旦控制器判断进入换档阈值，DCT立即进行换档操作。换档时，只需控制奇数档离合器以一定速度分离，同时，控制偶数档离合器以与奇数档离合器分离相适应的速度接合就完成了换档操作。换入2档后DCT的动力传递路线为：发动机飞轮→双离合器壳体→偶数档离合器主动片→偶数档离合器从动片→偶数档花键轴→偶数档传动轴(空心轴)→2档主动齿轮→2档从动齿轮，其余与1档动力路线相同，如图2所示。

与传统挂接式变速器相比，DCT省略了摘档、选档和同步换档等过程[4]，因此DCT的换档时间更短，动力性更强，换档过程无冲击，乘坐更舒适，受到越来越多人的青睐。

4.2 DCT的双离合器控制

双离合器控制在DCT的换档过程中起到了举足轻重的作用，它不仅关系到换档时间的长短和整车动力性，两组离合器配合的优劣还会影响到整车的平顺性和舒适性。前文已经介绍过，DCT所采用的双离合器有干式和湿式两种，这两种离合器虽然工作原理和控制方法不尽相同，但它们的控制原则是基本相同的，本文以湿式多片离合器的控制为例说明双离合器的控制原则。

DCT是一种无动力中断换档的自动变速器，但是分析挂接式变速器的换档过程都难免有摘档、选档、换档等动力中断过程，否则就无法进行换档操作。DCT虽然有效地避免了摘档、选档、换档操作产生的动力中断，但是仍然有双离合器的分离和接合过程，依据传统的离合器控制理论仍然需要有持续的动力中断过程才能完成换档操作。

仔细分析离合器的接合与分离过程不难发现，离合器传递扭矩是随着离合器的行程有规律的变化的[5]。仍以1档换2档过程为例，偶数档离合器传递的扭矩随时间和行程变化，可以简单地总结为“两快一慢”的变化规律[6]，针对偶数档离合器接合时的变化规律，完全可以控制奇数档离合器分离呈相反的趋势变化，最终，使双离合器传递扭矩的总和保持定值，从而达到DCT无动力中断换档的效果，如图4所示。

5 结束语

DCT是兴起于1990年代末期的汽车变速器，在结构上大部分零件与传统的挂接式变速器相似，有利于大产量的迅速推广。

DCT的换档过程存在着“重叠”的步骤，因此，它的换档过程比一般的挂接式变速器短，仅需0.2s。

通过适当的双离合器控制，DCT可以实现无动力中断换档，使汽车的平顺性、舒适性都得到了提高。

参考文献

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双离合器式自动变速器 第8篇

关键词：变速器油轨,润滑,CFD,效果评价

0 引言

对变速器进行有效润滑, 不但能够减轻运动零件 (轴齿、齿轮、轴承、同步器等) 接触表面的磨损, 而且能够带走摩擦面上的杂质和热量, 起到清洗和冷却的作用。此外, 润滑油还有密封、防锈和减振缓冲的作用, 从而保证变速器的正常工作, 延长变速器的使用寿命[1]。

一般情况下, 变速器的润滑主要采用飞溅润滑和油浴润滑。但对于具有双输出轴的双离合器自动变速器, 位于油液面之上的输出轴各运动零件无法通过上述两种润滑手段进行充分的润滑, 因而需要采用强制喷油润滑方式进行润滑[2]。强制喷油润滑是以变速箱体为油箱, 另附加一套润滑装置 (如油轨) , 通过润滑油泵控制阀体, 在一定压力的作用下将油池里中的润滑油经过滤器、冷却器供送到各润滑点, 从而实现各工作零件的润滑冷却[3]。目前对变速器油轨的流场研究甚少, 大多数是针对发动机喷油系统进行相关研究。王尚勇等[4]采用Flowmaster计算了高压共轨喷油系统的喷油特性。蔡珍辉等[5]采用AMESim对高压共轨喷油器进行了模块化分析和仿真研究。张功晖等[6]使用ANSYS Fluent计算了管路流量。

强制喷油润滑是双离合器自动变速器润滑的重要方式之一, 因而使用仿真分析方法评价油轨强制喷油润滑效果, 具有重要的工程意义。笔者采用ANSYS Fluent, 对某型号双离合器自动变速器油轨单体的喷油效果进行流场模拟, 得到油轨各出口油液的质量流量和油柱形状, 并将仿真所得各出口油液质量流量与试验结果进行对比。在确认仿真结果与试验结果基本一致的基础上, 分析了油温对油轨各出口质量流量分布的影响。最后以整个变速器为研究对象, 仿真研究了变速器的工作状况, 并对变速器油轨的润滑效果进行了评价, 说明了油轨喷油润滑系统设计的合理性。

1 变速器油轨模型

某双离合器自动变速器的油轨模型如图1所示, 包括1个入口和7个出口, 且出入口均为圆形, 各出入口内径和喷管长度如表1所示。

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2 油轨单体的CFD分析及评价

2.1 油轨单体的CFD分析理论

双离合器自动变速器的润滑油为双离合器自动变速器油 (以下简称变速器油) , 相比其他自动变速器油, 具有更好的润滑特性[1]。润滑分析中, 通常认为变速器油为不可压缩流体, 并忽略其热膨胀系数, 以20℃时的油液物理特性为标准[3]。考虑到油轨模型的内部扰动, 使用k-ε湍流模型进行仿真分析, 忽略能量交换等因素的影响[7]。

油轨单体喷油效果仿真计算中, 流体需满足连续方程 (质量守恒方程) 和运动方程 (动量守恒方程) , 采用RNGk-ε湍流模型模拟油轨内部的流动。由于RNGk-ε湍流模型只适于充分发展的湍流, 即大雷诺数的湍流计算模型, 所以近壁区内的流动及雷诺数较小的流动需要通过壁面函数法进行处理[8]。

2.2 油轨喷油效果CFD仿真与试验

油轨的工作环境是变速箱内油气混合的复杂两相流场, 为确认油轨喷油效果和仿真分析方法的有效性, 在油轨出口方向建立图2所示的长方体空间, 各出口到壁面的距离与油轨在变速器整体模型中各出口到对应润滑对象的距离相近。初始状态下, 油轨内部为变速器油, 外部为空气。

采用Gambit对图2所示的两相流模型进行四面体网格 (Tetra4) 划分, 其中油轨的网格模型如图3所示。通过ANSYS Fluent完成相关定义并生成CFD计算模型, 进而进行瞬态仿真计算。20℃下, 变速器油的密度为839.7kg/m3, 动力黏度为0.0324Pa·s;对应的空气密度为1.225kg/m3, 动力黏度为1.789×10-5Pa·s;油轨入口处的设计体积流量为4L/min。

t=0.02s时, 入口质量流量与各出口质量流量之和基本相等, 且之后保持不变, 说明油轨喷油系统开始进入稳定状态。稳定状态下各出口的质量流量分布如表2所示。其中, 出口1流量最小, 出口3、4、5、6流量较大, 出口2、7流量居中。图4所示为油轨单体喷油试验台 (在各出口处装有流量计) 。试验条件:变速器油温度为20℃, 入口的体积流量为4L/min (通过调节油泵压力获得, 与仿真条件相同) 。通过试验可以观察到各出口的喷油状况, 并获得各出口的体积流量。为便于比较, 将试验得到的体积流量转换为质量流量且列入表2。由表2可知, 仿真结果与试验结果基本一致, 说明了仿真分析方法的有效性。

图5为油轨部分出口在0.05s时变速器油液的体积分数云图。与图4所示的喷油试验效果相似, 各出口所喷油液均呈现连续柱状, 油柱能够到达长方体的壁面。

2.3 油温对油轨各出口质量流量的影响

为研究油温变化对喷油流量的影响[9], 笔者对两种极端温度 (-40℃、100℃) 进行仿真分析。不同温度下变速器油的相关材料物性值如表3所示[1]。

当油液进入喷油稳定状态后, 不同油温下各出口质量流量分布情况如表4所示。由表4的数据不难发现, 出口1的质量流量随着温度的升高而增大, 出口3、4、5、6则刚好相反, 质量流量随温度的升高而减少, 出口2、7基本保持不变。这一仿真结果说明, 油温对油轨各出口流量分布有明显的影响, 所以在气温变化较大的使用环境下, 需要采取有效措施保证油轨喷油润滑效果。

3 油轨在变速器内的润滑效果评价

3.1 变速器整体模型

为评价油轨喷油的实际润滑效果, 需分析油轨在双离合器自动变速器内的工作状况及飞溅油液对喷油效果的影响, 因而需建立图6所示的双离合器自动变速器结构的整体CFD计算模型。

CFD计算模型建立的基本方法:首先对结构模型进行大量的几何清理, 抽取零件表面, 然后形成由齿轮表面和箱体等构成的封闭容腔。

变速器工作时, 齿轮的动力传递通过齿轮对的啮合接触实现, 齿轮表面附着的油膜起润滑和散热作用。一对啮合齿轮的CFD计算容易实现[7,10], 但对如此复杂规模的变速器, 要描述多对齿轮对的啮合过程是非常困难的。因此, 本文采用切齿法以简化计算模型, 即在任何啮合齿对中切除一个齿轮的齿形, 如图7所示。在变速器整体模型中, 输入轴 (输入1轴、2轴重合) 上的主动齿轮同时要与输出1轴、2轴的多对从动齿轮啮合, 为减小切齿给油液飞溅效果造成的影响, 切除位于变速器油面之上的输入轴主动齿轮的齿形, 保留输出1轴、2轴上从动齿轮的齿形。采用切齿法具有一定的局限性。啮合齿对中一个齿轮的齿形被切掉, 这导致无齿形齿轮表面上的油液流动情况与实际情况会有所差别, 所以仿真结果具有一定的误差。

几何清理和简化后的变速器的整体模型如图8所示, 变速器上部空间充满空气, 下部空间充满变速器油, 油轨各出口的方向正对着输出1轴上的不同齿轮和换挡同步器等, 对这些工作零件进行相应的润滑。各出口的喷油方向与啮合方向同向, 图8中的箭头为输出1轴的旋转方向, 其他各工作零件的旋转方向与之相对应。

3.2 整体模型CFD分析及油轨润滑效果评价

对图8所示的变速器整体模型进行四面体网格划分, 初始网格数目达到260万, 如图9所示。仿真分析条件如下:工作温度为20℃, 重力沿z轴负方向, 输入轴转速为1000r/min, 工作挡位为1挡, 油轨入口体积流量为4L/min, 油液面位于主减速器齿轮中心面以下36.8mm处。由于齿轮处于旋转状态, 因而采用RNGk-ε模型描述变速器油液的湍流运动[11]。齿轮的旋转运动会使流体区域发生变化, 这需要采用动网格技术进行模拟。通过动网格技术, 使旋转区域周围网格在计算过程中不断调整, 从而保证网格质量, 使计算得以顺利进行[8]。虽然采用切齿法最大限度简化了模型, 但由于研究对象结构的复杂性, 网格数量增加幅度较大, 从而影响计算效率。

针对最关心的齿轮润滑效果问题, 图10列出了t=0.024s时, 出口2、4、5、7的喷油情况。由图10可知, 各出口在油压的作用下, 都能形成喷射液柱并到达相应的齿轮表面, 这一结果在变速器样机试验中也得到了确认。

图11所示为t=0.024s时, 从变速器正面观测到的变速器油液分布情况, 油轨出口2、4、5、7喷出的油液清晰可见。由图11可知, 输出2轴上的齿轮及主减速器齿轮甩起的油液并不会打断油轨出口喷出的油液。图12所示为同一时刻, 出口2喷出油液与齿轮一起转动的情形。由图12可以看出, 到达齿轮的喷射油液能够克服齿轮旋转产生的离心力, 并同齿轮一起旋转至啮合处。

归纳以上仿真分析结果, 我们发现油轨喷出的油柱不受飞溅油液的影响, 能够顺利到达相应齿轮, 并与齿轮一同旋转至啮合点润滑啮合齿轮, 说明了油轨强制喷油润滑的有效性。

4 结论

本文运用ANSYS Fluent, 对某型号双离合器自动变速器油轨的喷油特性进行了仿真研究。由油轨单体的喷油效果仿真分析得到了油轨各出口油液的质量流量分布, 以及油温对质量流量分布的影响。由包含油轨的整个变速器CFD模型仿真分析, 得到了油轨在变速器内部的喷油状况及飞溅油液不会干扰油轨喷出油液的仿真结果, 验证了该款双离合器自动变速器油轨喷油润滑系统设计的合理性。研究结果说明了流体仿真分析可以在变速器润滑设计评价中发挥重要作用。然而, 齿轮啮合部位的模型化方法显然是制约仿真分析精度和影响仿真计算效率的重要因素, 有待更深入地研究。

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