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液压驱动离合器分泵系统的控制和性能评价

摘要

液压驱动离合器分泵控制系统是用来分析商务汽车的控制系统。

基于简化的系统模型提出了控制系统闭环控制器的设计方案。

通过电脑模拟技术，一种物理全维转子状态模型也被描述和评价，同时闭环系统通过一些设备和控制器来显示关键参数。

变速时间和测定偏差作为性能评价的两个指标，结果它们大都是被两个关键参数影响：

输油管道的长度和控制器的采样时间，对于配置和电子控制单元来说由此产生的依赖关系可以被用于设置性能参数和技术参数。

不同设备和控制器配置的试验测试现象被记录。

他们与仿真结果密切配合,显示了该方法的有效性。

关键词：

性能分析；系统设计；建立模型；汽车控制；液压执行器

一、简介

近年来，在商业汽车设计中,特别是欧洲市场，传统驱动中的伺服驱动系统已经得到了越来越多注意。

该系统在于添加制动器的手动齿轮换挡装置，通过一个电子控制单元（ECU）控制汽车离合器和齿轮。

当与自动换档系统相比，伺服系统在系统耗能（简称系统）和节省燃料（更高的机械效率）方面提供了一些有更优的解决方案。

据报道在试验阶段有效的节约了45%的燃料，与来自市场和规定的要求一致。

齿轮换挡伺服驱动系统可操作性强主要分为两个不同的模式：

（1）半自动：

要求司机通过适当的界面来换挡，假如它和发动机和传播媒介操作条件一致，系统才执行这个转变。

（2）全自动;控制系统自身来决定换挡,基于工作状态（司机,发动机转速、当前齿轮来决定扭矩）。

当离合器不得不退出当前位置然后进入下个新位置时，与此系统相关的一个缺点是在换挡过程中牵引扭矩发生干扰。

为了达到适合程度，这种牵引力引起的缺点的持续时间应尽可能地短，通常低于300ms。

齿轮换挡的操作是由一控制器完成，控制器完成电动机的转矩需求并且控制伺服阀变速箱和离合器，达到适当的同步。

因为在离合器猛烈开启和关闭时动力传动系统的传递扭矩取决于离合器的位置，后者必须精确控制,防止由于动力传动系统的弹性而引起不必要的震荡。

因此，本文主要集中在离合器控制和可实现的形式。

在文献中的几个文件阐述了传动系统和离合器子系统的控制问题。

这些文件通过控制法则集中设计来做已有的设备。

然而，对于这样一个复杂系统，在这个复杂的系统中，设备和控制器受到物理条件和成本的约束，这些因素严重的影响了整个过程的实现。

因此，一个系统准确的分析需要确定设备和控制器规格最理想的权衡。

电液伺服系统被广泛用在很多工业领域。

这个系统的标准控制方法依靠当地动力学操作点的线性化，然后是线性控制设计。

其他重要的途径：

非线性造型，反馈线性化，李雅普诺夫控制，变量结构控制和H∞控制。

在考虑的案例中，但是这些标准方法需要修订，因为一个跟踪的问题提示了严重的非线性，它影响了整个系统的实现过程，是需要去改进的。

根据上述的考虑，本文的主要目标是双重的：

为离合器位置跟踪问题，正确的定义控制架构。

分析整体系统性能中设备和控制器配置之间的相关性,为了使成本最小并且达到系统的标准水平这是必须要分析的。

尽管后者可以通过公式最优化，但是对该模型的求解方法过于复杂很难去处理数据，并且需要模拟仿真等过程。

一个精确的系统建模是基本了两者问题之上的，一种物理全维转子状态模型的离合器系统衍生出来，它被用于整个模拟仿真过程。

由于其复杂性，它不适合控制器的设计，一个简化的模型被推导出去设计控制器的位置,它确保它的实时安装启用。

该控制器基于正反馈通过简化模型的倒转来实现系统的快速动态性能。

闭环调节器保证了不可靠系统参数和被忽视动力学参数的稳定性，在液压回路中，一种压力控制回路被提出来减少不希望得到的影响。

一旦控制器具被定义下来，分析他们之间的相关性从而对性能指标进行选择，即离合器的打开/关闭时间及跟踪误差。

在特定的情况下，平衡曲线被导出，指出他们在设备外形和电子控制单元中是怎样设置表现形式和成本规格的。

摘要组织如下：

在第二章,描述物理模型的离合器控制方案被呈现。

在第三章，对离合器模型进行验证和物理参数设置被报道。

在第四章，一个为了控制目的的简化模型被提出特别是在液压伺服阀和输油管道。

在第五章，该控制器结构和设计被提出。

在第六章，仿真分析和实验报告是被报道，指出本文提出的方法的有效性。

二、系统描述和模型推导

简化原理的离合器控制系统在图1中显示。

离合器是由二个磁盘驱动器连接到发动机和变速箱的传动轴，利用液压执行器，他能控制离合器的位置，用这种方式，从电动机传送到车轮转矩是可调的并且在脱离阶段变速杆开始起作用。

执行机构主要是由一对液压活塞连接到一个Belville弹簧上和其他预先加料的弹簧，保持没有力的情况下通过活塞使离合器关闭。

液压回路是被伺服阀所控制（一个三芯流量控制阀）它决定了流量和通过管道的压力。

阀门在高压时连接到电源，在标准大气压的前提下，通过泵和油箱来装满油，伺服阀连接的机械执行机构（见图1）高压来源:

为离合器啮合通过弹簧力的作用使伺服阀连接到低压和空腔，短管阀的位移被控制来满足控制输入伺服阀的需要，为了保证在中性点离合器处在给定的位置，一个补偿电流是需要保持在线轴上相当于在回路中没有油量。

为了电流大于抵消的部分，执行机构被连接到高压电源上，当电流小于抵消的部分，执行机构则连接到抵押电源上。

由于几何布局的约束连接到液压执行机构管道的伺服阀可以有多种不同的长度和刚度,在系统性能和控制器设计中管道放置的约束被提出。

因此,做这项工作考虑用不同类型的输油管道。

图1离合器系统方案

为了建立模型，离合器系统是被划为三个有联系的主要部分：

伺服阀，机械传动和管道。

油压，电压和容积假定是常量,因此电压和泵不用考虑。

对于相对压力来说只有一个大气压力被考虑。

特别的它是被假定为0。

2.1.伺服阀模型

这伺服阀被认为是一种三方芯流动控制阀.其活性元件由电磁控制移动的活塞构成。

活塞位移规定了供给和返程的孔口区域。

它是通过弹簧力移动的（保持负载连接时还没有外力）电动机执行机构所产生的力。

详细伺服阀模式指的是三个子系统：

电磁、机械和液压。

力学模型：

伺服阀利用力学模型被描述为：

（1）

是柱塞位置和速度，

是磁力，

是磁通，

是气门弹簧力，

代表了摩擦力量（粘性+静态+库伦），生成的油在阀门流动的限制，

是作用于活塞是伯努利力，伯努利的表达力：

流量系数，

速度系数，

射流角度，

是充填孔区域，

定义了振幅死区范围，注意,伯努利方程中孔区域的大小和压力成正比是在一个法线方向,总是关闭的孔。

读者提出了详细分析推导作用在柱塞上的力的过程。

电磁模型：

作用在活塞上的电磁力是由一个有螺线管和滑动器组成的可变磁阻产生。

电磁的结构模型被定义：

（2）

是线圈的转动圈数，

是联系在一起的磁通，

是绕组电流，

输入电压，

是绕抵抗,

非线性的气隙磁阻，

是非线性铁芯磁化曲线。

图2（a）填充及排出孔区域

;（b）离合器弹簧力

液压模型：

这种阀是个重叠的阀，当芯是中间位置时内部宽度大于端口的宽度（无油流动时符合）因此存在一个死区在端口区域，在图2（a）上可以从特征看出。

出口流量可以根据伯努利方程写出。

（3）

是油的密度。

2.2机械执行机构的模型

离合器制动器主要由一系列弹簧装置系统组成，大部分都受到弹簧力和液压力作用。

该模型是通过下面的方程式给出：

油量是q2流入量

（4）

执行机构的位移和速度，

是机械执行机构的压力，

是执行机构的质量，

握着的最低数量，当

到达（见图1）,A是执行机构的横截面积，β机油的体积模量，在这个术语Ap2（4）所代表的事物是执行机构的液压力。

收集所有的独立的非线性的力，通过前面的负载和Belville之和给出。

因为Belville有一个迟滞,其力的解析表达式为：

（5）

和

的函数在图2（b）中。

考虑粘性的摩擦力。

2.3.管道模型

由于汽车布局约束的管道可能相对较长、较灵活，由于在路线上传播，当管道被电子信号刺激要求离合器移动使，压力震荡和流动震荡必须被考虑

图3管道模型基于二端口网络

此外,管道及执行机构腔，采用了复杂,很难确定的动力学系统，因为油的参数是受温度，液压的影响不能被很好的做模型。

为了保证闭环系统的稳定性，细致分析管道的动力学是必要的。

此外,该动力学严重的影响了系统的性能。

使用散射变量的方法，它能通过流入流出流量q1q2和压力p1p2模拟出有两个网络端口的液体线，因为自然的流出流量是q1而流入流量是p2。

这两个端口的配置在表3中被描述，从液体线和模态近似技术描述的解决方案来分析，下面简化的有限空间模型的液体线得出：

（6）

n是大量的模式（标准化）的频率，

被认为是近似值，L是管道的轴向长度，r0是管道的半径，

是油的密度，β管道的弹性，c0是流体的声速，V0是运动学粘度，值得注意的是,液压提供一种溢出电路装置,保证没有显著的空气随管道上升，因此,得出空气的影响可以忽略不计。

自从有限的大量模式被用作模型（6）,它是必要的去改正转移函数，就像Yang和Tobler描述的一样。

表1离合器系统参数和使用方法

保证它保存在稳定状态

（7）

其结果是

模式进行仿真研究，第一阶管道的固有频率

三、模型确认和验证

系统模型参数可以在已明确理论关系的基础上由识别程序得出实验数据，表1体现了系统模型方法应用参数一起为他们的定义：

"s"和"d"分别对应,静态和动态实验;非线性最小二乘误差的技术被用于参数识别。

阀孔径区域识别和执行机构弹簧力f（x）和f（y）显示在表2（a）和（b）中。

图4离合器系统模型的验证

位置和压力p1,p2（有记号的）,参考电流的实际系统（固体）和模型。

图5离合器系统模型的验证

位置和压力p1,p2（有记号的）,参考电流的实际系统（固体）和模型。

为了验证一个完整的模型，在相同操作条件情况下比较实验和仿真已经被执行，两个测试报道称:

在真实系统和模拟系统中，通过电流控制回路，相同的参考电流被强加，基于考虑模拟模型是在第二章被报道，流入和流出压力都得到测量。

在表4中，一个长为0.3米，压力为600MPa的管道，与刚性管道壁对应，已被采用。

在表5中，一个长为0.3米，压力为75mpa的有弹性的管道，是被采用。

值得注意的是,由于高灵敏度这些试验是相当困难的，相对于伺服阀输入/输出电流和流之间的特性，实验数据的比较，模拟仿真的位置和压力与实验有精确的匹配。

四、控制模型推导

由于涉及非线性和副效应影响，在第二章模型的描述是相当复杂的。

此外,这还取决于温度，操作条件和部件老化等物理因素。

除此之外,一些物理参数很难确定,还有各种不确定的变量，因此,一个为了控制设计目的简化模型被建立,她忽略了快速动力学和二阶现象。

4.1伺服阀近似模型

常见的运行条件下，作用在伺服阀活塞上的磁场强度被认为与阀流量成比例

（8）

Kf是动力常数。

这种假设成立是因为伺服阀的有意设计在饱和区域内

在这种情况下是正常工作状态。

在设计一种高增益的电流控制器的情况下，伺服阀可以被认为是一个流量驱动执行器。

分析结果系统的时间常数并且假设外边环路的带宽相对于伺服阀的带宽是足够缓慢的，下面伺服阀芯位移代数关系被概括为：

（9）

这个等式是由

（1）公式忽略了伯努利力并且有公式（8）的关系概括出来的。

因此阀的控制设计应用模型被伯努利公式（3）表述为：

（10）

从孔剖面和公式（9）中得出

和

的功能，而

;

分别是和在死区

的极限值。

4.2管道的近似模型

为了达到控制目的，管道的简化模型（它是液压管（7）的稳定状态运行状况带来的）被利用。

如果管道共振不太重要，这个模型可以被采用。

这样的设置是为了达到两个满意的情况，首先,相应的闭环压力/位置控制器设计必须考虑，你有了足够小的带宽对第一阶谐振频率的

所引入的管道。

此外,这个职位参考轨线本身必须有谐波含量低于

的频率。

这个条件强加的限制可达到的最快的运动（并因此在离合器换档的持续时间）,那取决于管道的特性（即管道长度、弹性）。

4.3.简化执行机构模型

对于控制器设计，磁滞现象由于Belville弹簧力被忽视，因此弹簧力被认为是

摩擦力被估计为

用线性摩擦力模型。

值得注意的是所得到线性模型。

它是唯一的介绍的致动器弹簧和液压伺服阀模型。

五、控制器的设计

在简化模型基础上，一个为离合器系统位置跟踪控制器被设计。

控制器的主要目的是：

（A）通过良好的跟踪的离合器位置的轨迹与大质量大大提高,谐波含量限制通过管道的共振,（B）对参数建动态模行。

控制方案的概念图中所示图6。

该控制器是基于层叠结构嵌套的位置、压力和电流回路设计出来的。

对于这种阀门，目前我们的衡量标准是是否通过霍尔电流传感器与半导体压力传感器测量的情况下是否合格，离合器位置与LVDT传感器的输出是否一致。

就商业标准的解决方案，引入了一个为了控制反馈压力减少不确定性的阀门液压回路。

图6位置跟踪控制结构

位置和压力控制器组成了正馈和反馈。

首先，提供非线性补偿和允许快响应的位置，其次是用来保证对参数的确定性。

在这里快速电流控制器没有介绍。

正如已经作了的描述,可认为作为一个快速内环的动力学可以忽视。

在控制器的非线性滤波器框图中,提出建议在Zanasi,GuarinoLoBianco,和Tonielli（2000）位置上使

和

代替。

该过滤器也保证了带宽的限制参考数。

因此,管道动力学（七）可被忽视，根据计算的正反馈,减少了计算量不削弱其有效性。

此外,油液参量的不确定性可能有碍于更复杂管道模型的理论运行情况。

另一方面，管道工作频率参数o1必须被视为与闭合管道频率参数相一致。

关于伺服阀模型和管道模型，可以认为油流量

是系统流量，由于模型倒置。

事实上，回顾

和

的可逆功能，

可视为

（11）

q*是油流量参数。

进油口参数p1是通过测量p2和控制输入量q*计算得到的。

跟踪误差的位置和速度分别规定为

和

。

控制设计基于一种反推方法。

所指的机械执行机构的动态位置跟踪控制器,下面以控制输入量

来定义。

（12）

正反馈补偿和弹力比例在调节器位置不变的前提下被定义。

误差模型表达式为

（13）

是顺流压力误差补偿。

因为压力值p2在控制输入在离合器系统不可用的、所以压力控制器设计的液压执行机构为动态模型。

定义参数

为

注意参考导数p2是不完全已知的，因为它取决于表达式：

（14）

为了补偿时间导数的p，我们在界定作为2;

（15）

整体误差模型为：

用一个适当的调节控制参数

保证控制器指数跟踪位置上的参考。

详细的稳定性在附录A.1中记录。

由于利用了自适应控制器进行离散化计算,推导了欧拉算法的性能,是一种数字战略的分析下一个部分的应用。

六、性能分析

在这一节中,位置跟踪性能分析了一些关键因素与重要的整体系统。

目标有两方面:

识别的系统关键参数和选择他们的“最优”的配置作为为离合器驱动系统。

由于很强的非线性和复杂性的控制装置,该调查不能被执行在另一种分析方法。

因此,通过正进行活动的模拟。

参考基准位置相对变换使用。

在参考轨迹参数化时间,以模拟不同的替换（参见。

9次（a）（b））。

选定的性能指标的均方根值的位置跟踪误差。

由于目前的存在压力反馈控制器，仿真表明这种方法的参数摄动的电气和机械伺服阀多达50%的名义值对性能无明显影响。

伺服阀动力学也不会明显影响系统性能。

此外,伺服阀孔区域和电力供应压力保证所需的油流量可以提供给所有的伺服阀参考轨线。

另一方面,其结果是管道长度和弹性是系统整体性能关键参数。

值得注意的是,在接下来的考虑,控制器结构不是修该的,而适当的调整控制参数使每个组态匹配的管道的带宽限制加强。

在图7中，显示对不同管道的影响：

当刚性或柔性管道等效体变模量是指be时，短管和长管被认为油压分别是600MPa和75MPa。

为了减少抽样时间的影响控制器被使用。

图7允许找到最低可达到的换档时间为每个管道配置,给定一个最大允许的均方根值的跟踪误差。

观察长度可达到的性能影响最大的管道,与管道刚度关系不大。

另一个关键的参数就是采样时间的数字控制器,因为它强烈影响份量的电子控制单元（ECU）控制由于诱导出的计算负荷。

在图8的影响,分析了采样时间是两种不同的管道:

长而易弯曲的和短而坚硬的。

在这个图里,误差值的均方根值为代表的跟踪与不同的采样时间正考虑不同的换档次。

正如人们所预料的那样,每换档时间存在一个最小采样时间下,没有性能改善的表达式。

在这种情况下,动态范围的门槛是第一个管道共振频率,因此它是无济于事的选择较小的抽样次。

这个事实是有关主要用于长而有弹性的管道。

另一方面,一旦管道已经选定,在可以执行结果的基础上它是世界上最好的采样时间配合,在图8表明不同的系统配置符合同样的所需的性能表现于跟踪均方根误差。

例如,一个跟踪误差为0.7毫米;0.55s位置对应两系统配置参考:

第一个特征是长而有弹性的管道及采样时间等于0:

2ms;第二个特征是刚性短管道及采样时间等于10ms。

因此,一种平衡关系的管道和电子控制单元（ECU）控制特点,可以进行使用图8,这就引入“优化”的系统设置。

图7不同油路配置的性能分析

图8跟踪误差进行分析,为不同的采样时间和油路配置实线（低频）对应long-flexible和虚线对应short-rigid（sr）油路的连接

图9（a）试验测试:

短而硬的管道，时间5ms，x和x*是被标注，流出压力p2和参考压力p2（被标记号）（b）试验测试:

长而软的管道,时间为0.2ms，x和x*是被标注，流出压力值p2和参考压力p2*（被标记号）

由于所有的行为都是由仿真来实现，所以查证所得数据是否准确十分重要。

为了得出成熟模型，实验在标准状态下进行。

实验机构由安装在合格计算机上的DSP装备DSPTMS320C32构成。

它通过一个用来获得和过滤传感器信号的外接板与离合器控制系统连接来实现增加伺服阀电压。

实验在两个不同机构下进行（选出合适的程序），表达在图9（a）.（b）中。

跟踪误差的平方根也在表8中表述。

在两表中表述了他们之间的模拟预测值的紧密联系。

七、结论

由上得出了如何适当分居建模并控制液压离合器系统来使系统结构更为合理以达到理想状态。

对于研究系统仿真一个理想的模型是必须的。

另一方面，闭环控制器不能被忽视，并且通过简化模型的使用从系统模型中直接得出控制器参数。

这有助于在实际使用之前修改系统规格，避免昂贵错误的设计。

附录A

A.1.推荐控制器的证明

通过Lyapunov-like技术，得出相对位置轨迹是通过控制器6.得出的。

根据Lyapunov得出：

定义为恒正参数，根据轨迹得出时间导数

为

（A.1）

考虑到有界离合器位置参数

这样的得出

应用Young中的不相等的第四个任期的（A.1）理论，表达为：

因此,公式表达为：

（A.2）

公式表明，当合理选择常数

并控制参数

时时间导数

是恒负的。

因此轨迹误差趋近于零。

参考文献

[1]Almen,J.,&Laszlo,A.（1936）.Theuniform-sectiondiskspring.

[2]AmericanSocietyofMechanicalEngineers,58,305–314.Armstrong-H!

elouvry,B.,Dupont,P.,&CanudasDeWit,C.（1994）.

[3]Asurveyofmodels,analysistoolsandcompensationmethods.forthecontrolofmachineswithfriction.Automatica,30（7）,1083–1138.

[4]Bonchis,A.,Corke,P.,Rye,D.,&Ha,Q.（2001）.Variablestructure.methodsinhydraulicservosystemscontrol.Automatica,37,589–595.

[5]Coleman,T.,Branch,M.,&Grace,A.（1999）.Matlaboptimizationtoolboxuser’sguide.Natick,MA:

TheMathWorksInc.

[6]Filicori,F.,GuarinoLoBianco,C.,&Tonielli,A.（1993）.Modellingandcontrolstrategiesforavariablereluctancedirect-drivemotor.IEEETransactionsonIndustrialElectronics,40

（1）,105–115.

[7]Fredriksson,J.,&Egardt,B.,2000.Nonlinearcontrolappliedtogearshiftinginautomatedmanualtransmissions.Proceedingsofthe39thIEEEconferenceondecisioncontrol,December2000,Sydney,Australia（pp.444–449）.

[8]Garofalo,F.,Glielmo,L.,Iannelli,L.,&Vasca,F.（2002）.Optimaltrackingforautomotivedryclutchengagement.FifteenthtriennialworldcongressofIFAC,21–26July2002,Barcelona,Spain.

[9]Goodson,R.,&Leonard,R.（1972）.Asurveyofmodelingtechniquesforfluidlinetransients.ASMEJournalofBasicEngineering,94,474–482.

[10]Horn,J.,Bamberger,J.,Michau,P.,&Pindl,S.（2002）.Flatness-basedclutchcontrolforautomatedmanualtransmissions.FifteenthtriennialworldcongressofIFAC,21–26July2002,Barcelona,Spain.

[11]Khalil,H.（1996）.Nonlinearsystems（2nded.）.UpperSaddleRiver,NJ:

Prentice-Hall.

[12]Kristic,M.,Kanellakopoulos,I.,&Kokotovich,P.（1995）.Nonlinearandadaptivecontroldesign.NewYork:

Wiley.

[13]Lozano,R.,Brogliato,B.,Egeland,O.,&Maschke,B.（2000）.Dissipativesystemsanalysisandcontrol.London:

Springer.

[14]M