CN105221739A - 控制双离合器式变速器进挡、换挡的方法及液压控制系统 - Google Patents

Abstract

本发明涉及控制双离合器式变速器进挡、换挡的方法及液压控制系统。一种控制双离合器式变速器拨叉进挡的方法包括：确定目标挡位；根据所述目标挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡；所述正向换挡力大于反向换挡力。本发明能够更为精确地控制双离合器式变速器拨叉在进挡过程中的移动速度，显著改善了车辆的NVH性能。

Description

控制双离合器式变速器进挡、换挡的方法及液压控制系统

技术领域

本发明涉及双离合器式变速器，特别涉及控制双离合器式变速器拨叉进挡的方法、控制双离合器式变速器换挡的方法及一种双离合器式变速器的液压控制系统。

背景技术

双离合器式变速器是一种机电液系统共同作用的复杂系统。在双离合器式自动变速器的控制系统中，拨叉进挡的控制精确性对车辆的动力性和NVH(Noise、Vibration和Harshness)性能均有显著影响。拨叉进挡控制过程中，如果挂挡力过大，拨叉移动速度过快，会产生挂挡冲击和噪声；如果挂挡力过小，拨叉移动速度过慢，导致进挡时间过长，推迟了升降挡的时机，从而影响车辆性能，甚至有进挡不成功的风险。

如何结合双离合器式变速器机械系统的特性与液压系统的响应特点，精确控制拨叉的移动速度、是拨叉进挡控制中的难点。

发明内容

本发明技术方案所解决的技术问题为，如何更为精确地控制双离合器式变速器拨叉在进挡过程中的移动速度。

为了解决上述技术问题，本发明技术方案提供了一种控制双离合器式变速器拨叉进挡的方法，包括：

确定目标挡位；

根据所述目标挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡；所述正向换挡力大于反向换挡力。

可选的，所述确定目标挡位基于负载挡位状态、油门开度和车速计算。

可选的，所述根据所述目标挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡包括：

根据负载挡位及所述目标挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡；

所施加的正向换挡力及反向换挡力基于所述负载挡位状态、油门开度、车速、目标挡位、当前轴转速及目标轴转速确定。

可选的，所施加的正向换挡力及反向换挡力基于拨叉位置确定。

可选的，所述对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡包括：

在第一位置至第二位置之间以第一速度移动所述拨叉；

在第二位置至第三位置之间以第二速度移动所述拨叉；

在第三位置至第四位置之间以第三速度移动所述拨叉；

在第四位置至第五位置之间以第四速度移动所述拨叉；

其中，所述第一位置为拨叉初始位置，所述第二位置为接合齿圈和同步环的转速开始同步之前拨叉到达的任意位置，所述第三位置为所述接合齿圈和同步环的转速开始同步之时拨叉到达的任意位置，所述第四位置为所述接合齿圈和同步环的转速完成同步时的位置，所述第五位置为完全挂入所述目标挡时的位置；所述第一速度大于第二速度，所述第三速度大于第四速度。

可选的，所述以第一速度移动所述拨叉包括：对所述拨叉同时施加第一正向换挡力及第一反向换挡力；其中，所述第一正向换挡力大于所述第一反向换挡力；

所述以第二速度移动所述拨叉包括：对所述拨叉同时施加第二正向换挡力及第二反向换挡力；其中，所述第二正向换挡力基于所述第一正向换挡力按第一比例递减的结果，所述第二反向换挡力接近但小于所述第二正向换挡力；

所述以第三速度移动所述拨叉包括：对所述拨叉同时施加第三正向换挡力及第三反向换挡力；其中，所述第三正向换挡力大于所述第三反向换挡力；

所述以第四速度移动所述拨叉包括：对所述拨叉同时施加第四正向换挡力及第四反向换挡力；其中，所述第四正向换挡力是所述第三正向换挡力按第二比例递减的结果，所述第四反向换挡力接近但小于所述第四正向换挡力。

可选的，所述第二正向换挡力是基于所述第一正向换挡力按第一比例递减的结果。

可选的，所述第三正向换挡力基于到达第三位置时被施加的第二正向换挡力及同步过程中的转速差变化率比例递增或基于所述第二正向换挡力维持不变。

可选的，所述轴转速差基于第一转速及第二转速之差，所述第一转速为目标档位所属的输入轴的转速，所述第二转速为变速箱输出轴转速与目标档位速比之积。

可选的，所述第三正向换挡力是拨叉到达第三位置时所述第二正向换挡力按第三比例递增的结果，所述第三比例的绝对值小于第一比例的绝对值。

可选的，所述第三比例的绝对值小于第二比例的绝对值。

可选的，所述当前轴转速为同步环输入侧转速，所述目标轴转速为同步环输出侧转速。

可选的，所述同步环输出侧转速通过所述输出轴上的转速传感器乘以当前档位所属的主减速器速比计算。

可选的，所述同步环输入侧转速通过目标档位所属的输入轴转速除以当前挡位速比计算。

可选的，所述目标挡位为中间挡位。

为了解决上述技术问题，本发明技术方案还提供了一种双离合器式变速器的液压控制系统，适于实现如上所述的方法，包括：若干挡位油缸、对应至少一个挡位油缸的第一多路换向阀、第二多路换向阀、第一单路换向阀及第二单路换向阀；所述挡位油缸分别与所述第一多路换向阀连接，所述第一多路换向阀与所述第二多路换向阀连接，所述第二多路换向阀分别与所述第一单路换向阀及第二单路换向阀连接；其中，所述第一单路换向阀及第二单路换向阀分别具备先导控制的第一电磁阀及第二电磁阀；所述液压控制系统还包括：

控制单元，适于根据所述目标挡位，控制所述第一电磁阀及第二电磁阀，在拨叉进档时对拨叉施加所述正向换挡力及反向换挡力。

为了解决上述技术问题，本发明技术方案还提供了一种控制双离合器式变速器换挡的方法，所述变速器包括第一分变速装置及第二分变速装置，负载挡位及目标挡位分配给所述第一分变速装置，中间挡位分配给所述第二分变速装置，包括：

接入中间挡位：确定中间挡位；根据所述中间挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡；

从第一分变速装置的离合器转换到第二分变速装置的离合器，以进行第一次离合器变换；

解脱所述负载挡位；

接入目标挡位：确定目标挡位；根据所述目标挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡；

从第二分变速装置的离合器到第一分变速装置的离合器，以进行第二次离合器变换；

解脱所述中间挡位。

本发明技术方案的有益效果至少为：

本发明技术方案结合双离合器式变速器机械系统的特性及液压系统的响应特点，能够精确控制拨叉的移动速度：通常情况下，须向拨叉进挡方向施加较大的换挡力，也即正向换挡力，使控制拨叉快速移动，以保证挂挡迅速且到位，但在拨叉到达同步位置点及进挡末期、齿套接近接合齿圈的位置点时，需降低拨叉移动速度，控制拨叉缓慢进挡；在拨叉处于上述位置点时，需降低拨叉移动速度，控制拨叉位移，现有技术仅单一地减小正向换挡力，这种方式在拨叉移动的惯性作用、以及液压系统的响应延迟下，不能及时减小拨叉移动速度，难以准确地控制拨叉位移；本发明技术方案基于双离合器式变速器的机械系统及液压系统，对前进中的拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力，其中，正向换挡力使拨叉挂入目标挡位，反向换挡力用于及时调整上述位置点时拨叉的移动速度。

在拨叉移动过程中，本发明技术方案通过双离合器式变速器的液压控制系统控制电磁阀输出的流量，可精确控制拨叉移动速度。而第一电磁阀(主动端)的输出流量由电磁阀电流和电磁阀(主动端)的输入与输出之间的压力差来决定。第一电磁阀的输入压力是系统主线压力，而输出压力实际上是油缸的负载。当只施加正向力(主动端，也即第一电磁阀输出流量)时，由于负载变化非常大，因此第一电磁阀的输出流量并不稳定，导致仅对拨叉施加正向换挡力时无法稳定精确地控制拨叉移动速度。而引入了反向力之后，第二电磁阀也同时输出流量，基于所述第二电磁阀输出流量而控制第一电磁阀的输出压力，进而有效控制第一电磁阀的输入和输出之间的压力差，从而实现了对输出流量的精确控制，进而有效控制拨叉移动速度。

本发明技术方案因可有效控制拨叉进挡过程中的移动速度，特别是在进挡时拨叉到达同步位置点及进挡末期、齿套接近接合齿圈的位置点时，能够准确降低拨叉移动速度、控制拨叉缓慢进挡，显著降低了现有技术因难以控制拨叉移动速度而引起的拨叉进挡过程中产生的机械冲击及噪声，显著改善了车辆的NVH性能。

在本发明的可选技术方案中，在拨叉进挡过程中，是基于如下方式对拨叉的移动速度进行控制的：

在拨叉到达同步位置点前，正向换挡力较大且反向换挡力低于正向换挡力；在此阶段，拨叉作用到齿套上，并推动齿套和滑块轴向运动，较大的正向换挡力使拨叉快速脱离空挡位置，消除间隙，滑块压紧同步环和结合锥面；当间隙消除后，滑块、同步环和齿轮共同受齿套轴向推力作用；

在拨叉移动到接近同步位置点时，施加略低于正向换挡力的反向换挡力，迅速降低拨叉移动速度，稳定后续的同步过程，以避免轴系冲击和噪声；

在拨叉继续移动至目标挡的过程中，同步环与齿圈转速同步，同步环的锁止作用消失，此时齿套的齿尖与齿圈的齿尖抵触产生的拨环力矩，使齿圈相对于齿套转动，实现齿圈与齿套的接合，直至齿套的端面与齿轮的端面相接触而限位，完成挂挡的全过程；此时，继续对拨叉施加正向换挡力；

但是，在拨叉接近目标挡之时，又须迅速降低拨叉移动速度，以控制齿套齿端与接合齿圈接合，本发明技术方案再次对拨叉施加略小于正向换挡力的反向换挡力，以防止到达止点时出现的敲击噪声。

附图说明

图1为本发明技术方案提供的一种液压控制系统的结构示意图；

图2为本发明技术方案提供的另一种液压控制系统的结构示意图

图3为本发明技术方案提供的双离合器式变速器的结构原理示意图；

图4为本发明技术方案提供的一种控制双离合器式变速器拨叉进挡的方法的流程示意图；

图5为同步器的结构示意图；

图6为同步器的简化结构示意图；

图7为拨叉进挡第一阶段时同步器的简化结构示意图；

图8为拨叉进挡第二阶段时同步器的简化结构示意图；

图9为拨叉进挡第三阶段时同步器的简化结构示意图；

图10为双离合器式变速器的发动机转速、第一输入轴转速、第二输入轴转速随时间的变化的曲线关系示意图；

图11为拨叉进档的三个阶段对拨叉施加的正向换挡力与反向换挡力的曲线关系示意图；

图12为拨叉进档过程中拨叉的位移曲线示意图；

图13为本发明技术方案提供的另一种控制双离合器式变速器拨叉进挡的方法的流程示意图；

图14为本发明技术方案提供的一种控制双离合器式变速器换挡的方法的流程示意图。

具体实施方式

为了使本发明的目的、特征效果能够更加明显易懂，下面结合附图对本发明的具体实施方式做详细说明。

在下面的描述中阐述了很多具体细节以便于充分理解本发明，但是本发明还可以采用其他不同于在此描述的方式来实施，因此本发明不受下面公开的具体实施例的限制。

汽车变速器往往存在一个液压控制系统；根据车辆的运行状态，通过该液压控制系统可进行选择性的操作以改变动力。上述液压控制系统可由汽车制造厂商自行开发。

本申请首先提供的一种液压控制系统S1可参考图1，共有四个阀门，四个挡位油缸y1、y2、y3、y4用于选择八个挡位，所述八个挡位依次为六个速度挡(1、2、3、4、5、6挡)、第一空挡N及一个倒挡R。通过阀门的组合，可以控制挡位油缸y1、y2、y3、y4运动，每个挡位油缸上连有拨叉，油缸来回推动带动拨叉选择挡位。

所述四个阀门分别为图1中的第一多路换向阀10、第二多路换向阀11、第一单路换向阀12及第二单路换向阀13。第一单路换向阀12主阀为压力调节滑阀，先导阀为比例流量电磁阀(VBS阀)；第二单路换向阀13的主阀也为压力调节滑阀，先导阀为比例流量电磁阀。上述比例流量电磁阀不仅能操作阀门的开闭，而且还能控制调节进入油缸的流量，以控制对应拨叉的位置。

第一单路换向阀12及第二单路换向阀13分别与第二多路换向阀11连接，第二多路换向阀11具有回油口a、c、e，进油口b、d，出油口f、g、h、i。第二多路换向阀11的主阀是多路滑阀110，先导阀为电液开关阀111。当电液开关阀111开启，多路滑阀110动作，进油口b、d及其中的出油口g、i相连接，出油口f、h与回油口a、c连接；当电液开关阀111关闭，多路滑阀110又动作，进油口b、d切换至与出油口f、h连接，出油口g、i与回油口a、c连接。

第一多路换向阀10具有四个进油口j、k、m、n，进油口j、k、m、n分别与出油口f、g、h、i相连。第一多路换向阀10还具有八个出油口o、p、q、r、s、t、u、v，两两分别与四个档位油缸y1、y2、y3、y4连接。第一多路换向阀10的主阀是多路滑阀100，先导阀为电液开关阀101。当电液开关阀101开启，多路滑阀100动作，进油口j、k、m、n及其中的出油口p、r、t、v相连接，出油口o、q、s、u与四个回油口连接；当电液开关阀101关闭，多路滑阀100又动作，进油口j、k、m、n切换至与出油口o、q、s、u连接，出油口p、r、t、v则与回油口连接。

拨叉进挡控制过程中，拨叉的移动受油缸中油压控制，以油压将拨叉推向1挡或3挡为例：

在第一多路换向阀10、第二多路换向阀11均未得电的情况下，第一单路换向阀12及第二单路换向阀13的开关阀关闭，此时，进油口b与出油口f连接，进油口d与出油口h连接，出油口g、i则与回油口a、c连接，且进油口j、k、m、n与出油口o、q、s、u连接，出油口p、r、t、v则与回油口连接，油路控制油缸y1(1-3档位)。

当第一单路换向阀12得电，第二单路换向阀13未得电，则第一单路换向阀12的电磁阀开启，第二单路换向阀13的电磁阀关闭，此时，油压将拨叉推向3挡。当第一单路换向阀12未得电，第二单路换向阀13得电，则第一单路换向阀12的电磁阀关闭，第二单路换向阀13的电磁阀开启，此时，油压将拨叉推向1挡。

基于上述结构的液压控制系统S1，本申请的液压控制系统S1还包括控制单元。

在拨叉进挡过程中，控制单元通过控制第一多路换向阀及第二多路换向阀，可选择油路及油液流动的方向，以选择控制不同档位拨叉。

不同于现有技术，控制单元还适于同时控制所述电磁阀，并在拨叉进挡时同时对拨叉施加正向换挡力及反向换挡力。在本申请中，所述正向换挡力及反向换挡力的施加是通过控制第一单路换向阀12及第二单路换向阀13的电磁阀来实现，仍以油压将拨叉推向1挡或3挡为例：

由于通过控制第一单路换向阀12及第二单路换向阀13的先导阀(VBS阀)，能够调节进入油缸y1的油压，以推动油缸y1上的拨叉活塞，移动拨叉。因此，在第一多路换向阀10、第二多路换向阀11均未得电的情况下，控制单元适于控制所述第一单路换向阀12及第二单路换向阀13同时得电。

将拨叉推向1挡时，对第一单路换向阀12的电磁阀施加第一电流，对第二单路换向阀13的电磁阀施加第二电流，且第一电流大于第二电流，所述第一电流能够使油缸y1上的拨叉向1挡方向移动，相当于进1挡时对拨叉施加正向换挡力，所述第二电流能够使油缸y1上的拨叉向3挡方向移动，相当于进1挡时对拨叉施加反向换挡力。

将拨叉推向3挡时，对第一单路换向阀12的电磁阀施加第一电流，对第二单路换向阀13的电磁阀施加第二电流，且第二电流大于第一电流，所述第一电流能够使油缸y1上的拨叉向1挡方向移动，相当于进3挡时对拨叉施加反向换挡力，所述第二电流能够使油缸y1上的拨叉向3挡方向移动，相当于进3挡时对拨叉施加正向换挡力。

本申请在拨叉进档过程中，通过所述控制单元同时对上述电磁阀施加上述第一电流和第二电流，控制所述第一电流及第二电流的大小，对目标拨叉同时施加所述正向换挡力及反向换挡力，以控制拨叉移动。

如图2所示的一种液压控制系统S2，其共有五个阀门及四个用于选择八个挡位的挡位油缸y1、y2、y3、y4，所述八个挡位也依次为六个速度挡(1、2、3、4、5、6挡)、第一空挡N及一个倒挡R。通过上述五个阀门的组合，可以控制挡位油缸y1、y2、y3、y4运动，每个挡位油缸上连有拨叉，油缸来回推动带动拨叉选择挡位。其中，所述五个阀门为第一多路换向阀10a、第一多路换向阀10b、所述第二多路换向阀11、所述第一单路换向阀12及所述第二单路换向阀13。

继续参考图2，第一多路换向阀10a具有三个回油口，两个进油口j、k，四个出油口o、p、q、r；第二多路换向阀10b具有三个回油口，两个进油口m、n，四个出油口s、t、u、v；出油口o、p、q、r两两分别与档位油缸y1、y2连接，出油口s、t、u、v两两分别与档位油缸y3、y4连接。

第一多路换向阀10a、第二多路换向阀10b的主阀也都是多路滑阀，其先导阀也都是电液开关阀。

第一多路换向阀10a中，若电液开关阀开启，对应多路滑阀动作，进油口j、k及其中的出油口p、r相连接，出油口o、q与两个回油口连接；当电液开关阀关闭，多路滑阀又动作，进油口j、k切换至与出油口o、q连接，出油口p、r则与回油口连接。

第二多路换向阀10a中，若电液开关阀开启，对应多路滑阀动作，进油口m、n及其中的出油口t、v相连接，出油口s、u与两个回油口连接；当电液开关阀关闭，多路滑阀又动作，进油口m、n切换至与出油口s、u连接，出油口t、v则与回油口连接。

液压控制系统S2也包括所述控制单元，且其实现拨叉进挡的过程可参考上述内容。

本申请不限定液压控制系统中阀门的实现数目，但所述液压控制系统具备控制单元，且控制单元通过对液压控制系统中单向阀的先导阀(即VBS阀)流过的电流的控制，对目标拨叉同时施加所述正向换挡力及反向换挡力，以控制拨叉移动。

所述单路换向阀还可以用压力调节阀实现。

基于上述任意液压控制系统及双离合器式变速器，本申请还提供了一种控制双离合器式变速器拨叉进挡的方法，其中，双离合器式变速器的结构原理图可参考图3：

双离合器式变速器201包括两组离合器(组件202及组件203)、奇数输入轴204、偶数输入轴205、中间轴206、倒挡轴207、以同步器208至210。

双离合器式变速器201传递来自发动机的扭矩，通过可选择的挡位速比传递到驱动轴，最好传递至车轮。该传递线路具体可以是：

将来自发动机的扭矩传递到离合器202或离合器203，通过奇数输入轴204或偶数输入轴205输入所述奇数输入轴204或偶数输入轴205上的齿轮，输入轴上的齿轮与中间轴206的齿轮啮合。奇数输入轴204和偶数输入轴205上的挡位通过中间轴206驱动车轮。

奇数输入轴204上的齿轮只有与同步器210机械相连时，才挂入奇数挡位，偶数输入轴205上的齿轮只有与同步器208或同步器209机械相连时才挂入偶数挡位。

若奇数输入轴204和偶数输入轴205都在同步器下选择了目标挡位，那么从发动机发出的扭矩通过结合离合器202或离合器203都能将动力传到中间轴206上。

双离合器式变速器201换挡时，通过减少被接合离合器的扭矩，直到产生滑磨，增加开启离合器的扭矩，直到挡位切换完成。

双离合器式变速器换挡的换挡过程需控制相应轴的同步器同步，使相应离合器拨叉进挡。采用上述任意一种液压控制系统，可基于其控制单元，对其多路换向阀及单路换向阀(VBS阀)进行控制，调节对应拨叉活塞的移动速度，拨叉活塞带动拨叉沿拨叉轴轴向运动，向齿套施加轴向推力，从而控制同步器同步过程，完成拨叉进档过程。

基于上述内容，如图4所示，所述控制双离合器式变速器拨叉进挡的方法包括如下步骤：

步骤S100，确定目标挡位。

目标挡位的确定方式可以是车辆自动确定的，也可以是车辆驾驶者手动选择确定的。

车辆自动确定目标挡位时，可以基于负载挡位状态、油门开度和车速计算所述目标挡位。所述负载挡位即当前使用的挡位。

步骤S101，根据所述目标挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡；所述正向换挡力大于反向换挡力。

基于本申请所提供的液压控制系统，以液压控制系统S2的控制过程为例：

参考图2，设确定的目标挡位为3挡，控制单元通过控制第一多路换向阀(10a、10b)及第二多路换向阀11，选择油路及油液流动的方向，以控制1-3档位的拨叉。所述正向换挡力及反向换挡力的施加是通过控制第一单路换向阀12及第二单路换向阀13的电磁阀来实现的。

将拨叉推向3挡时，控制单元控制液压控制系统对第一单路换向阀12的电磁阀施加第一电流，对第二单路换向阀13的电磁阀施加第二电流，且第二电流大于第一电流，所述第一电流能够使油缸y4上的拨叉向1挡方向移动，相当于进3挡时对拨叉施加反向换挡力，所述第二电流能够使油缸y4上的拨叉向3挡方向移动，相当于进3挡时对拨叉施加正向换挡力。

在拨叉进挡过程中，对目标挡位对应拨叉所施加的正向换挡力及反向换挡力是基于拨叉位置确定其牛顿力的。这涉及拨叉进档过程同步器的同步。

如图5所示的同步器结构，其中：

J1为第一轴；

所述第一轴为输入轴，输入轴通过对应离合器和发动机相连；

J2、J13为滚针轴承；

J3为某挡(如3挡)接合齿圈，J9为对应另外某挡(如1挡)的接合齿圈；

J4、J8为同步环；

J5为滑块；

J6为定位销；

J7为齿套；

J10为第二轴齿轮；

J11为衬套；

J12、J18、J19为卡环；

J14为第二轴；

所述第二轴为花键轴，所述花键轴直接和驱动轴相连，通过差速器来驱动汽车，也为输出轴。

J15为花键毂；

J16为弹簧；

J17为中间轴齿轮；

J20为挡圈。

基于图5所示的同步器结构，可以将拨叉进挡过程分为三个阶段。

为了更为清楚地显示拨叉进挡过程，图6示意了一种同步器的简化结构，该结构基于图5，包括：目标档位的接合齿圈1、同步环2、齿套3、滑块4、定位销5及花键毂6；其中，齿套3连接拨叉并带动齿套齿7移动。

在拨叉进档的第一阶段：

参考图7，在确定目标档位后，对对应拨叉施加正向换挡力及反向换挡力，拨叉作用到齿套3，推动齿套3和滑块4轴向运动，脱离空挡位置；为消除间隙，滑块4压紧同步环2和结合锥面。

当间隙消除后，滑块4、同步环2和齿套齿7共同受齿套3轴向推力作用。在同步环2与齿圈1同步(同步点)之前，齿套齿7及同步环2的花键齿的齿尖锥面相顶(接合1)，产生锁止作用，不论施加在齿套3的轴向推力有多大，同步环2会阻止齿套继续往左移动，不能与齿圈1接合。

该阶段末期，拨叉移动到接近同步点时，若迅速降低拨叉移动速度，可稳定后续的同步过程，以避免轴系冲击和噪声。

因此，在第一阶段，具体可以是用如下方式控制拨叉移动：

起始时，对拨叉施加较大的正向换挡力，并实时监控拨叉的移动速度及速度；同时，施加低于正向力的反向换挡力；

在拨叉移动到达同步点位置之前(第一阶段末期)，通过递减正向换挡力及控制反向换挡力接近但小于正向换挡力来减小拨叉的移动速度，直至拨叉移动到达同步点位置。

在拨叉移动到达同步点位置之前还可以通过如下控制方式减小拨叉的移动速度：

令起始时，正向换挡力已以一定斜率逐渐增大到目标设定值，可根据转速差dN进行正向换挡力的补偿；同时，施加略低于正向力的反向换挡力，直至同步环和接合齿圈达到转速同步。转速差dN＝|Nin-Nout×i_syn|，其中Nin为目标档位所属的输入轴转速；Nout为输出轴转速；i_syn为目标档位的速比。

上述控制方式通过换挡力与转速差之间的反馈关系进行。

在拨叉进档的第二阶段：

参考图8，拨叉持续向左推动齿套3，压紧同步环2与接合齿圈1，利用同步环2与齿圈1之间产生的摩擦力矩来减少两者之间的转速差，直至两者转速相等时为止。

在第二阶段，控制拨叉移动的方式与第一阶段末期控制拨叉移动的方式一致。

在拨叉进档的第三阶段：

参考图9，同步环2与接合齿圈1转速同步，同步环2的锁止作用消失，此时齿套齿7与齿圈1的齿尖抵触产生的拨环力矩，使齿圈1相对于齿套转动，实现齿圈1与齿套3的接合(接合2)，直至齿套的端面与齿轮的端面相接触而限位，完成进挡的全过程。

在齿圈1与齿套3接合之前，须迅速降低拨叉移动速度，防止齿套齿7与接合齿圈1接合、到达止点时出现的敲击噪声。

在第三阶段，具体可以是用如下方式控制拨叉移动：

施加正向换挡力，并实时监控拨叉的移动速度及速度；同时，施加略低于正向力的反向换挡力，直到齿套与齿圈接合，完成拨叉挂挡。

设双离合器式变速器的发动机转速、第一输入轴(如奇数输入轴)转速、第二输入轴(如偶数输入轴)转速随时间的变化的曲线关系如图10所示，基于上述控制双离合器式变速器拨叉进挡的方法，步骤S101还可以采用如下方式实现：

在第一位置至第二位置之间以第一速度移动所述拨叉；

在第二位置至第三位置之间以第二速度移动所述拨叉；

在第三位置至第四位置之间以第三速度移动所述拨叉；

在第四位置至第五位置之间以第四速度移动所述拨叉；

其中，所述第一位置为拨叉初始位置(可以认为是上述拨叉的中间位置)，所述第二位置为目标档位的接合齿圈和同步环的转速同步之前拨叉到达的任意位置(一般可为接近同步点的位置)，所述第三位置为所述接合齿圈和同步环的转速同步之时拨叉到达的任意位置(即所述同步点)，所述第四位置为所述接合齿圈和同步环的转速同步之后、拨叉到达第五位置之前的任意位置，所述第五位置为所述目标挡位，也即齿套齿与目标档位的接合齿圈啮合时拨叉到达的位置；所述第一速度大于第二速度，所述第三速度大于第四速度(第三速度也并非总是大于第四速度，因为在车辆系统具体行驶过程中，其速度根据实际操作情况是有差异变化的，此处仅是给出较优的一种控制方案)。

需要说明的是，由于接合齿圈和同步环的转速同步之时，齿套齿与的齿尖啮合，因此，所述第三位置也可以认为是齿套齿与的齿尖啮合时拨叉到达的位置。

上述位置关系与拨叉进档的三个阶段有密切联系，结合图11(以下依次将t1时刻至t2时刻、t2时刻至t3时刻、t3时刻至t4时刻、t4时刻至t5时刻对拨叉施加的正向换挡力称为第一至第四正向换挡力、对拨叉施加的反向换挡力称为第一至第四反向换挡力)：

t1时刻至t3时刻之间是拨叉进档的第一阶段。

在t1时刻，拨叉处于其中间位置，也可称为其初始位置(第一位置)，并开始向目标档位进档，从t1时刻开始，对所述拨叉同时施加第一正向换挡力及第一反向换挡力，第一正向换挡力迅速增大，且第一反向换挡力也增大，但其中，所述第一正向换挡力大于所述第一反向换挡力。此时，拨叉以第一速度移动。

在t2时刻，拨叉处于第二位置，所述第二位置实际是同步环与接合齿圈同步之前，且齿套齿未与同步环齿尖啮合的位置(但可以认为第二位置接近齿套齿与同步环齿尖啮合时拨叉的位置)；

在t3时刻，拨叉处于第三位置，在t2时刻与t3时刻之间，属于所述第一阶段末期，拨叉移动到接近同步点时，若迅速降低拨叉移动速度，可稳定后续的同步过程，避免轴系冲击和噪声。因此，此处液压控制系统的控制单元通过所述第一电流及第二电流的控制，以同时减小正向换挡力及反向换挡力，从而能够迅速相应以及时、有效地降低拨叉移动速度。

继续参考图11，在t2时刻与t3时刻之间，拨叉以第二速度移动，此时第二正向换挡力是基于所述第一正向换挡力按第一比例递减的结果，且上述第二正向换挡力的施加还与当前拨叉移动速度相关。而所述第二反向换挡力接近但小于所述第二正向换挡力；如此控制，可使拨叉的t2时刻与t3时刻之间的速度迅速减小。

t3时刻至t4时刻之间是拨叉进档的第二阶段。

在第二阶段，由于拨叉持续向左推动齿套，并压紧同步环与接合齿圈直至两者转速相等，因此，实际可以保持第二速度，对拨叉进行控制：可参考t2时刻至t3时刻时施加换挡力的方式，对所述拨叉同时施加第三正向换挡力及第三反向换挡力，所述第三正向换挡力大于所述第三反向换挡力。所述第三正向换挡力基于到达第三位置时被施加的第二正向换挡力及同步过程中的转速差变化率比例递增，也可以基于所述第二正向换挡力维持不变。

所述轴转速差基于第一转速及第二转速之差，所述第一转速为目标档位所属的输入轴的转速，所述第二转速为变速箱输出轴转速与目标档位速比之积。

t4时刻至t5时刻之间是拨叉进档的第三阶段。

t4时刻至t5时刻，同步环与接合齿圈转速同步；在t5时刻，拨叉处于第五位置，齿套齿与接合齿圈齿尖啮合，并完成进挡的过程。在齿圈与齿套接合之前，须迅速降低拨叉移动速度，防止齿套齿与接合齿圈接合并到达止点时出现的敲击噪声。

继续参考图11，t4时刻至t5时刻拨叉以第四速度移动，此时第四正向换挡力是基于所述第三正向换挡力按第二比例递减的结果。而所述第四反向换挡力接近但小于所述第四正向换挡力。

需要说明的是，在第一阶段和第二阶段，对正向换挡力及反向换挡力的施加并非是严格的，在第一阶段的前期，可以施加比较大的正向换挡力，但对于反向换挡力，其充其量可以仅限于便于控制其增量而已，即使反向换挡力达到一定值，该值对于控制反向换挡力的递增和递减都可以达到一个较为满意的响应速度即可，并非是严格要求的。而第二阶段，由于拨叉持续向左推动齿套且同步环2与齿圈1之间的转速并未相等，因此，实际上拨叉的换挡力之和用于推动齿套，使之压紧同步环与接合齿圈，故此时的正向换挡力可以递增，如所述第三正向换挡力是拨叉到达第三位置时所述第二正向换挡力按第三比例递增的结果；也可以保持第三正向换挡力为t3时刻的第二正向换挡力，而第三反向换挡力则可任意(但需不影响上述换挡力的推动作用，反向换挡力也可保持t3时刻的第二反向换挡力)。

所述第二正向换挡力还可以基于所述第一正向换挡力按第一比例递减的前提下，根据所述转速差dN补偿得到。所述转速差dN基于第一转速及第二转速之差，所述第一转速为同步环输入侧转速，所述第二转速为同步环输出侧转速与目标速比之积。具体的，所述当前轴转速为同步环输入侧转速，所述目标轴转速为同步环输出侧转速。所述同步环输出侧转速可以通过所述输出轴上的转速传感器测得，具体是通过所述输出轴上的转速传感器乘以当前档位所属的主减速器速比计算得到的。所述同步环输入侧转速通过发动机转速除以当前挡位速比计算。

所述第一比例至第三比例之间的比值可以遵循如下关系：

所述第三比例的绝对值小于第一比例的绝对值，所述第三比例的绝对值小于第二比例的绝对值；所述第一比例大于第二比例。

但上述比例关系并非限定，在具体实现过程中，上述比例关系受实际系统的局限，可能会产生出入，此处仅给出较优方案。

基于上述拨叉进档的阶段及变速过程，拨叉在进档过程中的位移曲线，可以参考图12。

本申请还提供一种控制双离合器式变速器拨叉进挡的方法，如图13所示，包括步骤：

步骤S200，确定目标挡位。

确定目标档位的方式可以参考上述内容。

步骤S201，根据负载挡位及所述目标挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡；所述正向换挡力大于反向换挡力。

所施加的正向换挡力及反向换挡力基于所述负载挡位状态、油门开度、车速、目标挡位、当前轴转速及目标轴转速确定。

基于双离合器式变速器的换挡特性，在所述双离合器式变速器换挡时，若当前挡位为奇数挡位，目标挡位为偶数挡位，或者，当前挡位为偶数挡位，目标挡位为奇数挡位，则离合器变换仅是奇数离合器及偶数离合器之间的变换，以当前挡位为奇数挡位，目标挡位为偶数挡位为例，其中，所述奇数挡位分配至第一分变速装置的离合器(奇数离合器)，偶数挡位分配至第二分变速装置的离合器(偶数离合器)。一种控制双离合器式变速器拨叉进挡的方法包括：

确定目标挡位，该目标挡位为偶数挡位，当前挡位为奇数挡位；

根据所述目标挡位，对所述偶数挡位对应的拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡；

从第一分变速装置的离合器转换到第二分变速装置的离合器，以进行第一次离合器变换。

但是，若所述在所述双离合器式变速器换挡时，当前挡位为奇数挡位，目标挡位也为奇数挡位，或者，当前挡位为偶数挡位，目标挡位也为偶数挡位，则离合器变换需要从奇数离合器转换到偶数离合器、再从偶数离合器变换到奇数离合器，其中，偶数离合器的变化对应一中间挡位；或者，从偶数离合器转换到奇数离合器、再从奇数离合器变换到偶数离合器，其中，奇数离合器的变化对应一中间挡位。以当前挡位为奇数挡位，目标挡位也为奇数挡位为例：

一种控制双离合器式变速器换挡的方法，所述变速器包括第一分变速装置及第二分变速装置，当前挡位(也即负载挡位)及目标挡位分配给所述第一分变速装置(对应奇数离合器)，中间挡位分配给所述第二分变速装置(对应偶数离合器)，参考图14，该方法包括：

步骤S300，接入中间挡位。

所述接入中间挡位包括：确定中间挡位；根据所述中间挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡。

上述挂挡过程可参考步骤S100及S101、或者步骤S200及S201的相关论述。

步骤S301，从第一分变速装置的离合器转换到第二分变速装置的离合器，以进行第一次离合器变换。

步骤S302，解脱所述负载挡位。

步骤S303，接入目标挡位。

所述接入目标挡位包括：确定目标挡位；根据所述目标挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡。

上述挂挡过程可参考步骤S100及S101、或者步骤S200及S201的相关论述。

步骤S304，从第二分变速装置的离合器到第一分变速装置的离合器，以进行第二次离合器变换；

步骤S305，解脱所述中间挡位。

本发明虽然已以较佳实施例公开如上，但其并不是用来限定本发明，任何本领域技术人员在不脱离本发明的精神和范围内，都可以利用上述揭示的方法和技术内容对本发明技术方案做出可能的变动和修改，因此，凡是未脱离本发明技术方案的内容，依据本发明的技术实质对以上实施例所作的任何简单修改、等同变化及修饰，均属于本发明技术方案的保护范围。

Claims (17)

1.一种控制双离合器式变速器拨叉进挡的方法，其特征在于，包括：

确定目标挡位；

根据所述目标挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡；所述正向换挡力大于反向换挡力。

2.如权利要求1所述的方法，其特征在于，所述确定目标挡位基于负载挡位状态、油门开度和车速计算。

3.如权利要求1所述的方法，其特征在于，所述根据所述目标挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡包括：

根据负载挡位及所述目标挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡；

所施加的正向换挡力及反向换挡力基于所述负载挡位状态、油门开度、车速、目标挡位、当前轴转速及目标轴转速确定。

4.如权利要求1所述的方法，其特征在于，所施加的正向换挡力及反向换挡力基于拨叉位置确定。

5.如权利要求4所述的方法，其特征在于，所述对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡包括：

在第一位置至第二位置之间以第一速度移动所述拨叉；

在第二位置至第三位置之间以第二速度移动所述拨叉；

在第三位置至第四位置之间以第三速度移动所述拨叉；

在第四位置至第五位置之间以第四速度移动所述拨叉；

其中，所述第一位置为拨叉初始位置，所述第二位置为接合齿圈和同步环的转速开始同步之前拨叉到达的任意位置，所述第三位置为所述接合齿圈和同步环的转速开始同步之时拨叉到达的任意位置，所述第四位置为所述接合齿圈和同步环的转速完成同步时的位置，所述第五位置为完全挂入所述目标挡时的位置；所述第一速度大于第二速度，所述第三速度大于第四速度。

6.如权利要求5所述的方法，其特征在于，

所述以第一速度移动所述拨叉包括：对所述拨叉同时施加第一正向换挡力及第一反向换挡力；其中，所述第一正向换挡力大于所述第一反向换挡力；

所述以第二速度移动所述拨叉包括：对所述拨叉同时施加第二正向换挡力及第二反向换挡力；其中，所述第二正向换挡力基于所述第一正向换挡力按第一比例递减的结果，所述第二反向换挡力接近但小于所述第二正向换挡力；

所述以第三速度移动所述拨叉包括：对所述拨叉同时施加第三正向换挡力及第三反向换挡力；其中，所述第三正向换挡力大于所述第三反向换挡力；

所述以第四速度移动所述拨叉包括：对所述拨叉同时施加第四正向换挡力及第四反向换挡力；其中，所述第四正向换挡力是所述第三正向换挡力按第二比例递减的结果，所述第四反向换挡力接近但小于所述第四正向换挡力。

7.如权利要求6所述的方法，其特征在于，所述第二正向换挡力是基于所述第一正向换挡力按第一比例递减的结果。

8.如权利要求6所述的方法，其特征在于，所述第三正向换挡力基于到达第三位置时被施加的第二正向换挡力及同步过程中的转速差变化率比例递增或基于所述第二正向换挡力维持不变。

9.如权利要求8所述的方法，其特征在于，所述轴转速差基于第一转速及第二转速之差，所述第一转速为目标档位所属的输入轴的转速，所述第二转速为变速箱输出轴转速与目标档位速比之积。

10.如权利要求6所述的方法，其特征在于，所述第三正向换挡力是拨叉到达第三位置时所述第二正向换挡力按第三比例递增的结果，所述第三比例的绝对值小于第一比例的绝对值。

11.如权利要求10所述的方法，其特征在于，所述第三比例的绝对值小于第二比例的绝对值。

12.如权利要求3所述的方法，其特征在于，所述当前轴转速为同步环输入侧转速，所述目标轴转速为同步环输出侧转速。

13.如权利要求12所述的方法，其特征在于，所述同步环输出侧转速通过所述输出轴上的转速传感器乘以当前档位所属的主减速器速比计算。

14.如权利要求12所述的方法，其特征在于，所述同步环输入侧转速通过目标档位所属的输入轴转速除以当前挡位速比计算。

15.如权利要求1所述的方法，其特征在于，所述目标挡位为中间挡位。

16.一种双离合器式变速器的液压控制系统，适于实现如权利要求1至15任一项所述的方法，其特征在于，包括：若干挡位油缸、对应至少一个挡位油缸的第一多路换向阀、第二多路换向阀、第一单路换向阀及第二单路换向阀；所述挡位油缸分别与所述第一多路换向阀连接，所述第一多路换向阀与所述第二多路换向阀连接，所述第二多路换向阀分别与所述第一单路换向阀及第二单路换向阀连接；其中，所述第一单路换向阀及第二单路换向阀分别具备先导控制的第一电磁阀及第二电磁阀；所述液压控制系统还包括：

控制单元，适于根据所述目标挡位，控制所述第一电磁阀及第二电磁阀，在拨叉进档时对拨叉施加所述正向换挡力及反向换挡力。

17.一种控制双离合器式变速器换挡的方法，所述变速器包括第一分变速装置及第二分变速装置，负载挡位及目标挡位分配给所述第一分变速装置，中间挡位分配给所述第二分变速装置，其特征在于，包括：

接入中间挡位：确定中间挡位；根据所述中间挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡；

从第一分变速装置的离合器转换到第二分变速装置的离合器，以进行第一次离合器变换；

解脱所述负载挡位；

接入目标挡位：确定目标挡位；根据所述目标挡位，对拨叉同时施加正向换挡力及反向换挡力以移动拨叉并实现挂挡；

从第二分变速装置的离合器到第一分变速装置的离合器，以进行第二次离合器变换；

解脱所述中间挡位。