CN107559412A - 一种amt/dct 变速器离合器转矩自适应标定方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种AMT/DCT变速器离合器转矩自适应标定方法。分别建立了离合器转矩的理论控制模型和离合器转矩标定模型，最终确立了离合器转矩与执行机构位置的关系，解决了时变、非线性等特性带来的离合器转矩建模困难的问题，实现对离合器转矩的精确控制，提高了搭载AMT/DCT车辆的起步和换挡性能。

Description

一种AMT/DCT变速器离合器转矩自适应标定方法

技术领域

本发明涉及属于汽车自动变速器领域。

背景技术

AMT/DCT都是在传统的手动齿轮式变速器基础上改进而来的，都具有传动效率高、生产继承性好、结构简单的优点。其中DCT控制效果可达到AT水平，是最具潜力的新型自动变速器，具有巨大的市场前景。

但AMT/DCT在运行过程中，离合器执行机构控制参数与所传递的转矩之间是一个动态变化的关系，随着使用时间和使用环境的不同会有所差异。这就给离合器的转矩控制带来了困难，导致AMT/DCT离合器控制性能特别是起步和换挡控制性能降低。因此，建立具有自适应能力的离合器转矩与执行机构控制参数间的关系十分重要。

发明内容

本发明的目的是提出一种建立具有自适应能力的离合器转矩与其控制参数之间关系的方法，能自适应地解决离合器时变、非线性等特性带来离合器转矩建模困难的问题。

为实现本发明目的而采用的技术方案是这样的，一种AMT或DCT变速器离合器转矩自适应标定方法，其特征在于:

1〕建立离合器转矩控制模型：

1-1-1)离合器膜片弹簧小端载荷与小端变形关系为：

式中：E为材料的弹性模量，

μ为材料的泊松比，

R为膜片弹簧外径，

r为膜片弹簧内径，

r_f为分离轴承作用半径，

L为固定支点承载半径，

l为压盘加载点半径，

H为膜片弹簧自由状态下内截锥高度，

h为膜片弹簧钢板厚度，

P₁P₂分别为膜片弹簧大端和小端载荷，

λ₁λ′₂,分别为膜片弹簧大端和小端变形量；

1-1-2)根据现有试验条件，采用相对简单的总成测试方法，对离合器膜片弹簧特性以及执行机构相关参数进行测试；图6为测试所得分离轴承压力与位移的对应关系(膜片弹簧小端载荷与变形的对应关系)；

1-2〕获取滚子机构位移χ_roller与分离轴承压力F_b(小端载荷)的对应关系；

1-2-1)将滚子机构位移χ_roller与小端变形λ′₂(分离轴承位移)视为线性关系；

表1离合器执行机构参数

上表中滚子机构空行程是指滚子移动促使系统消除间隙，离合器刚好接合但不传递转矩时的行程，此时分离轴承位移视作零。当滚子处于最大行程时，对应分离轴承最大的位移。由于接合杠杆和滚子机构刚度都较大，因此，可将滚子机构的位移与分离轴承位移当作线性关系处理。

可以通过实验得出两者对应点，再通过插值得到的关系曲线。

执行机构1：

当χ_roller10≤5mm时，λ′₂＝0mm

当χ_roller10≥5mm时，

χ_roller10表示滚子机构1位移；λ′₂表示轴承位移

执行机构2：

当χ_roller20≤5mm时，λ′₂＝0mm

当χ_roller20≥5mm时，

χ_roller20表示滚子机构2位移；λ′₂表示轴承位移表示轴承位移

1-2-2)根据图6所得膜片弹簧小端载荷与变形的对应关系和滚子机构位移χ_roller与小端变形λ′₂(分离轴承位移)的线性关系，即可建立滚子机构位移χ_roller与分离轴承压力F_b(小端载荷)的对应关系，如图7所示；

1-3〕获取离合器的结构尺寸参数

两个离合器大端直径D₁、D₂，两个离合器小端直径d₁、d₂，两个膜片弹簧杠杆比i_clt1、i_clt2，两个离合器静摩擦系数f₁、f₂；

1-4〕建立离合器转矩T_CL和分离轴承压力F_b(小端载荷)之间的关系模型：

式中：

f₁表示离合器1的摩擦系数

f₂表示离合器2的摩擦系数

D₁表示离合器1大端直径；d₁表示离合器1小端直径；

D₂表示离合器2大端直径；d₂表示离合器2小端直径；

i_clt1表示离合器1膜片弹簧杠杆比，

i_clt2表示离合器2膜片弹簧杠杆比；

T_CL1——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_CL2——离合器C2传递的转矩(N·m)；

F_b1表示离合器1分离轴承上的压力；

F_b2表示离合器2分离轴承上的压力；

1-5〕根据步骤1-4〕的表达式和步骤1-2〕中的滚子机构位移χ_roller与分离轴承压力F_b(小端载荷)的关系，得到滚子机构位移χ_roller与离合器转矩T_CL关系，如图8所示；

2〕建立离合器转矩自适应标定模型：

2-1〕装有AMT/DCT的车辆1挡单离合器起步时：

2-1-1〕车载加速度传感器直接测得车辆加速度α，可计算获取车轮角加速度

2-1-2〕根据以下公式，求解离合器C1传递的转矩

式中：

T_CL1——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_Load——车辆外界阻力矩(N·m)；

I——整车等效到输出轴的当量转动惯量(kg·m²)；

I₁——离合器C1从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₇——主减速器从动部分、差动器、半轴以及车轮当量转动惯量(kg·m²)；

——离合器C1减振器从动部分、实心轴及关联奇数齿轮(I₃)，离合器C2从动盘减振器主动部分(I₅)，离合器C2减振器从动部分、空心轴及关联偶数齿轮(I₂)，中间轴1及其关联齿轮、主减速器1主动部分(I₄)，中间轴2及其关联齿轮、主减速器2主动部分(I₆)转换到输入轴1的当量转动惯量(kg·m²)，

i₁、i_a1——分别为变速器1挡、主减速器1的速比；

——车轮的角加速度(rad·s^-1)；

2-2〕装有AMT/DCT车辆处于换挡过程单离合器接合或分离阶段：

2-2-1〕车载加速度传感器直接测得车辆加速度α，进而计算获取车轮角加速度

2-2-2)由传感器获取AMT/DCT当前所处档位；

2-2-3〕当AMT/DCT处于当前档位运行时,另一档位所对的离合器转矩为零，根据以下公式计算出在挡离合器所传递的转矩；

式中：

T_CL1——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_CL2——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_Load——车辆外界阻力矩(N·m)；

I——整车等效到输出轴的当量转动惯量(kg·m²)；

I₁——离合器C1从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₂——离合器C2从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₃——离合器C1减振器从动部分、输入轴1(实心轴)及关联奇数齿轮当量转动惯量(kg·m²)；

I₄——离合器C2减振器从动部分、输入轴2(空心轴)及关联偶数齿轮当量转动惯量(kg·m²)；

I₅——中间轴1及其关联齿轮、主减速器1主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₇——主减速器从动部分、差动器、半轴以及车轮当量转动惯量(kg·m²)；

i₁、i₂、i_a1——分别为变速器1挡、2挡、主减速器1的速比；

——车轮的角加速度(rad·s^-1)；

2-3〕装有DCT的车辆处于换挡过程两个离合器同时滑磨时；

2-3-1〕车载加速度传感器直接测得车辆加速度α，进而计算获取车轮角加速度

2-3-2〕传感器获取两离合器执行机构位置χ_roller1和χ_roller2，由ECU根据离合器转矩控制模型求得离合器的转矩T_CL1和T_CL2，进而获得两个离合器的转矩之间的比例关系。

式中：

K--离合器转矩的比例系数，

K₁、K₂分别为离合器C1和C2转矩比例因子，由离合器转矩控制模型确定；

2-3-3〕将获得的离合器转矩比例系数K代入下面的换挡动力学方程可求解出两离合器的转矩。

式中：

K--离合器转矩的比例系数

T_CL1——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_CL2——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_Load——车辆外界阻力矩(N·m)；

I——整车等效到输出轴的当量转动惯量(kg·m²)；

I₁——离合器C1从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₂——离合器C2从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₃——离合器C1减振器从动部分、输入轴1(实心轴)及关联奇数齿轮当量转动惯量(kg·m²)；

I₄——离合器C2减振器从动部分、输入轴2(空心轴)及关联偶数齿轮当量转动惯量(kg·m²)；

I₅——中间轴1及其关联齿轮、主减速器1主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₇——主减速器从动部分、差动器、半轴以及车轮当量转动惯量(kg·m²)；

i₁、i₂、i_a1——分别为变速器1挡、2挡、主减速器1的速比；

——车轮的角加速度(rad·s^-1)；

根据以上所建立的离合器转矩标定模型，以Matlab/Simulink软件平台为基础，建立基于转矩的离合器标定与测试仿真模型，将其编译为C代码并下载到变速器控制单元(TCU)用于实车控制。由于该方法是基于车辆动力学的自适应转矩标定方法，可实现离合器转矩的实时控制。

本发明的技术效果是毋庸置疑的。该方法即一种离合器转矩实时自适应控制策略，可建立离合器转矩与执行机构控制参数的对应关系，实现对离合器转矩的精确控制，提高搭载了AMT/DCT车辆的起步和换挡性能。

附图说明

图1为本发明提供的DCT离合器执行机构结构简图(滚珠丝杆式)。

图中：离合器压盘1、发动机飞轮2、离合器摩擦盘3、杠杆弹簧4、分离轴承5、压力弹簧6、执行电机7、螺杆8、滚子9、结合杠杆10。

该执行机构动力源属于电控机械式，而执行机构动力源还包括电控液压和电控气压式两种。同时执行机构本身还包括图2、3、4几种结构形式。虽然执行机构动力源和结构形式有所不同，但对基于转矩AMT/DCT控制模型和标定模型没有影响，所以本专利适合采用不同执行机构动力源、不同执行机构结构形式的AMT/DCT。

图2为本发明提供的DCT离合器丝杆螺母弹簧助力执行机构结构简图；

图中：直流电机a1、齿轮减速机构a2、丝杠螺母a3、分离丝杠a4、离合器a5、压紧弹簧a6。

图3为本发明提供的DCT离合器拉线助力执行机构结构简图；

图中：电机b1、蜗杆b2、涡轮b3、滚轮b4、拉线b5、分离拨叉b6、分离轴承b7。

图4为本发明提供的DCT离合器楔形块助力执行机构结构简图；

图中：电机c1、螺栓c2、楔形块c3、滚轮c4、滑块c5、导轨c6、分离拨叉c7、分离轴承c8、楔形块导轨c9。

图5为本发明提供的膜片弹簧受载变形图。

图6为本发明提供的分离轴承位移与载荷的关系图。

图7为本发明提供的滚子机构位移与载荷关系图。

图8为本发明提供的滚子机构位置与离合器转矩关系图。

图9基于转矩的离合器标定模型图。

具体实施方式

下面结合附图和实施例对本发明作进一步说明，但不应该理解为本发明上述主题范围仅限于下述实施例。在不脱离本发明上述技术思想的情况下，根据本领域普通技术知识和惯用手段，做出各种替换和变更，均应包括在本发明的保护范围内。

实施例1：

本实施例公开一种AMT或DCT变速器离合器转矩自适应标定方法

参见图1，包括一个DCT离合器执行机构结构简图，其特征在于：包括离合器压盘1、发动机飞轮2、离合器摩擦盘3、杠杆弹簧4、分离轴承5、压力弹簧6、执行电机7、螺杆8、滚子9、结合杠杆10

已知该转矩自适应标定方法包括离合器转矩控制建模和离合器转矩自适应标定模型；所述离合器转矩控制建模包括执行机构力学分析、参数分析以及离合器转矩控制模型的建立；所述执行机构力学分析和参数分析是在图1所示结构基础上建立了分离轴承压力与滚子机构位移以及离合器转矩与分离轴承压力之间的关系；所述离合器转矩控制模型进一步建立了离合器转矩与滚子机构位移的关系；

所述离合器转矩标定模型考略磨损、性态改变等会造成离合器转矩估计误差，采取理论与试验测试相结合的方法，针对起步和换挡提出基于转矩的离合器自适应标定与测试方法；DCT可以看成是两个AMT的组合结构，AMT/DCT都是依据从动侧运动状态判别离合器的起步和换挡状态，并建立统一的起步换挡动力学方程，因此它们的转矩标定方法具有一致性；

装有DCT的车辆采用单离合器起步(装有AMT的车辆正常起步)时，根据所建立的AMT/DCT动力学方程和通过实际试验测得的车轮转速、车辆加速度和执行机构控制参数(合器滚子机构位置、摩擦系数、结构尺寸)等数据，可获取离合器所传递转矩的大小；

装有AMT/DCT的车辆换挡时，AMT/DCT会存在处于换挡过程单离合器接合或分离阶段。根据当前所处档位、实验测得的相关数据(车轮转速、车辆加速度换算出的车轮角加速度)，可通过换挡过程动力学方程求得这个档位所对应离合器的转矩；当DCT处于换挡过程两个离合器同时滑磨阶段，根据所测得的两离合器执行机构滚子的位置由所建立的离合器转矩控制模型获得两个离合器转矩间的比例关系，然后将获得的比例关系代入前面的换挡动力学方程可求解出两离合器的转矩；

根据以上所建立的离合器转矩标定模型，以Matlab/Simulink软件平台为基础，建立基于转矩的离合器标定与测试仿真模型，将其编译为C代码并下载到变速器控制单元(TCU)用于实车控制。由于该方法是基于车辆动力学的自适应转矩标定方法，可实现离合器转矩的实时控制。

更为具体地：参见图5，该图为膜片弹簧受载变形图。

1〕建立离合器转矩控制模型：

1-1-1)离合器膜片弹簧小端载荷与小端变形关系为：

式中：E为材料的弹性模量，

μ为材料的泊松比，

R为膜片弹簧外径，

r为膜片弹簧内径，

r_f为分离轴承作用半径，

L为固定支点承载半径，

l为压盘加载点半径，

H为膜片弹簧自由状态下内截锥高度，

h为膜片弹簧钢板厚度，

P₁P₂分别为膜片弹簧大端和小端载荷，

λ₁λ′₂,分别为膜片弹簧大端和小端变形量；

1-1-2)根据现有试验条件，采用相对简单的总成测试方法，对离合器膜片弹簧特性以及执行机构相关参数进行测试；图6为测试所得分离轴承压力与位移的对应关系(膜片弹簧小端载荷与变形的对应关系)；

1-2〕获取滚子机构位移χ_roller与分离轴承压力F_b(小端载荷)的对应关系；

1-2-1)将滚子机构位移χ_roller与小端变形λ′₂(分离轴承位移)视为线性关系；

1-2-2)根据图6所得膜片弹簧小端载荷与变形的对应关系和滚子机构位移χ_roller与小端变形λ′₂(分离轴承位移)的线性关系，即可建立滚子机构位移χ_roller与分离轴承压力F_b(小端载荷)的对应关系，如图7所示；

1-3〕获取离合器的结构尺寸参数

两个离合器大端直径D₁、D₂，两个离合器小端直径d₁、d₂，两个膜片弹簧杠杆比i_clt1、i_clt2，两个离合器静摩擦系数f₁、f₂；

1-4〕建立离合器转矩T_CL和分离轴承压力F_b(小端载荷)之间的关系模型：

式中：

f₁表示离合器1的摩擦系数

f₂表示离合器2的摩擦系数

D₁表示离合器1大端直径；d₁表示离合器1小端直径；

D₂表示离合器2大端直径；d₂表示离合器2小端直径；

i_clt1表示离合器1膜片弹簧杠杆比，

i_clt2表示离合器2膜片弹簧杠杆比；

T_CL1——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_CL2——离合器C2传递的转矩(N·m)；

F_b1表示离合器1分离轴承上的压力；

F_b2表示离合器2分离轴承上的压力；

1-5〕根据步骤1-4〕的表达式和步骤1-2〕中的滚子机构位移χ_roller与分离轴承压力F_b(小端载荷)的关系，得到滚子机构位移χ_roller与离合器转矩T_CL关系，如图8所示；

2〕建立离合器转矩自适应标定模型：

2-1〕装有AMT/DCT的车辆1挡单离合器起步时：

2-1-1〕车载加速度传感器直接测得车辆加速度α，可计算获取车轮角加速度

2-1-2〕根据以下公式，求解离合器C1传递的转矩

式中：

T_CL1——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_Load——车辆外界阻力矩(N·m)；

I——整车等效到输出轴的当量转动惯量(kg·m²)；

I₁——离合器C1从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₇——主减速器从动部分、差动器、半轴以及车轮当量转动惯量(kg·m²)；

——离合器C1减振器从动部分、实心轴及关联奇数齿轮(I₃)，离合器C2从动盘减振器主动部分(I₅)，离合器C2减振器从动部分、空心轴及关联偶数齿轮(I₂)，中间轴1及其关联齿轮、主减速器1主动部分(I₄)，中间轴2及其关联齿轮、主减速器2主动部分(I₆)转换到输入轴1的当量转动惯量(kg·m²)，

i₁、i_a1——分别为变速器1挡、主减速器1的速比；

——车轮的角加速度(rad·s^-1)；

2-2〕装有AMT/DCT车辆处于换挡过程单离合器接合或分离阶段：

2-2-1〕车载加速度传感器直接测得车辆加速度α，进而计算获取车轮角加速度

2-2-2)由传感器获取AMT/DCT当前所处档位；

2-2-3〕当AMT/DCT处于当前档位运行时,另一档位所对的离合器转矩为零，根据以下公式计算出在挡离合器所传递的转矩；

式中：

T_CL1——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_CL2——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_Load——车辆外界阻力矩(N·m)；

I——整车等效到输出轴的当量转动惯量(kg·m²)；

I₁——离合器C1从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₂——离合器C2从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₃——离合器C1减振器从动部分、输入轴1(实心轴)及关联奇数齿轮当量转动惯量(kg·m²)；

I₄——离合器C2减振器从动部分、输入轴2(空心轴)及关联偶数齿轮当量转动惯量(kg·m²)；

I₅——中间轴1及其关联齿轮、主减速器1主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₇——主减速器从动部分、差动器、半轴以及车轮当量转动惯量(kg·m²)；

i₁、i₂、i_a1——分别为变速器1挡、2挡、主减速器1的速比；

——车轮的角加速度(rad·s^-1)；

2-3〕装有DCT的车辆处于换挡过程两个离合器同时滑磨时；

2-3-1〕车载加速度传感器直接测得车辆加速度α，进而计算获取车轮角加速度

2-3-2〕传感器获取两离合器执行机构位置χ_roller1和χ_roller2，由ECU根据离合器转矩控制模型求得离合器的转矩T_CL1和T_CL2，进而获得两个离合器的转矩之间的比例关系。

式中：

K--离合器转矩的比例系数，

K₁、K₂分别为离合器C1和C2转矩比例因子，由离合器转矩控制模型确定；

2-3-3〕将获得的离合器转矩比例系数K代入下面的换挡动力学方程可求解出两离合器的转矩。

式中：

K--离合器转矩的比例系数

T_CL1——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_CL2——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_Load——车辆外界阻力矩(N·m)；

I——整车等效到输出轴的当量转动惯量(kg·m²)；

I₁——离合器C1从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₂——离合器C2从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₃——离合器C1减振器从动部分、输入轴1(实心轴)及关联奇数齿轮当量转动惯量(kg·m²)；

I₄——离合器C2减振器从动部分、输入轴2(空心轴)及关联偶数齿轮当量转动惯量(kg·m²)；

I₅——中间轴1及其关联齿轮、主减速器1主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₇——主减速器从动部分、差动器、半轴以及车轮当量转动惯量(kg·m²)；

i₁、i₂、i_a1——分别为变速器1挡、2挡、主减速器1的速比；

——车轮的角加速度(rad·s^-1)；

2.根据权利要求1所述的一种AMT或DCT变速器离合器转矩自适应标定方法，其特征在于：根据所述转矩标定模型，以Matlab/Simulink软件平台为基础，建立基于转矩的离合器标定与测试的仿真模型，将其编译为C代码并下载到变速器控制单元(TCU)用于实车的控制，即可实现离合器转矩的实时控制。

Claims (2)

1.一种AMT或DCT变速器离合器转矩自适应标定方法，其特征在于:

1〕建立所述离合器转矩控制模型：

1-1-1)离合器膜片弹簧小端载荷与小端变形关系为：

式中：E为材料的弹性模量，

μ为材料的泊松比，

R为膜片弹簧外径，

r为膜片弹簧内径，

r_f为分离轴承作用半径，

L为固定支点承载半径，

l为压盘加载点半径，

H为膜片弹簧自由状态下内截锥高度，

h为膜片弹簧钢板厚度，

P₁P₂分别为膜片弹簧大端和小端载荷，

λ₁λ′₂,分别为膜片弹簧大端和小端变形量。

1-1-2)根据现有试验条件，采用相对简单的总成测试方法，对离合器膜片弹簧特性以及执行机构相关参数进行测试；测试所得分离轴承压力与位移的对应关系；

1-2〕获取滚子机构位移χ_roller与分离轴承压力F_b(小端载荷)的对应关系；

1-2-1)将滚子机构位移χ_roller与小端变形λ₂′(分离轴承位移)视为线性关系；

1-2-2)根据膜片弹簧小端载荷与变形的对应关系和滚子机构位移χ_roller与小端变形λ₂′(分离轴承位移)的线性关系，即可建立滚子机构位移χ_roller与分离轴承压力F_b(小端载荷)的对应关系；

1-3〕获取离合器的结构尺寸参数

两个离合器大端直径D₁、D₂，两个离合器小端直径d₁、d₂，两个膜片弹簧杠杆比i_clt1、i_clt2，两个离合器静摩擦系数f₁、f₂；

1-4〕建立离合器转矩T_CL和分离轴承压力F_b(小端载荷)之间的关系模型：

式中：

f₁表示离合器1的摩擦系数

f₂表示离合器2的摩擦系数

D₁表示离合器1大端直径；d₁表示离合器1小端直径；

D₂表示离合器2大端直径；d₂表示离合器2小端直径；

i_clt1表示离合器1膜片弹簧杠杆比，

i_clt2表示离合器2膜片弹簧杠杆比；

T_CL1——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_CL2——离合器C2传递的转矩(N·m)；

F_b1表示离合器1分离轴承上的压力；

F_b2表示离合器2分离轴承上的压力；

1-5〕根据步骤1-4〕的表达式和步骤1-2〕中的滚子机构位移χ_roller与分离轴承压力F_b(小端载荷)的关系，得到滚子机构位移χ_roller与离合器转矩T_CL关系；

2〕建立离合器转矩自适应标定模型：

2-1〕装有AMT/DCT的车辆1挡单离合器起步时：

2-1-1〕车载加速度传感器直接测得车辆加速度α，可计算获取车轮角加速度

2-1-2〕根据以下公式，求解离合器C1传递的转矩

式中：

T_CL1——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_Load——车辆外界阻力矩(N·m)；

I——整车等效到输出轴的当量转动惯量(kg·m²)；

I₁——离合器C1从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₇——主减速器从动部分、差动器、半轴以及车轮当量转动惯量(kg·m²)；

——离合器C1减振器从动部分、实心轴及关联奇数齿轮(I₃)，离合器C2从动盘减振器主动部分(I₅)，离合器C2减振器从动部分、空心轴及关联偶数齿轮(I₂)，中间轴1及其关联齿轮、主减速器1主动部分(I₄)，中间轴2及其关联齿轮、主减速器2主动部分(I₆)转换到输入轴1的当量转动惯量(kg·m²)，

i₁、i_a1——分别为变速器1挡、主减速器1的速比；

——车轮的角加速度(rad·s^-1)；

2-2〕装有AMT/DCT车辆处于换挡过程单离合器接合或分离阶段：

2-2-1〕车载加速度传感器直接测得车辆加速度α，进而计算获取车轮角加速度

2-2-2)由传感器获取AMT/DCT当前所处档位；

2-2-3〕当AMT/DCT处于当前档位运行时,另一档位所对的离合器转矩为零，根据以下公式计算出在挡离合器所传递的转矩；

式中：

T_CL1——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_CL2——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_Load——车辆外界阻力矩(N·m)；

I——整车等效到输出轴的当量转动惯量(kg·m²)；

I₁——离合器C1从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₂——离合器C2从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₃——离合器C1减振器从动部分、输入轴1(实心轴)及关联奇数齿轮当量转动惯量(kg·m²)；

I₄——离合器C2减振器从动部分、输入轴2(空心轴)及关联偶数齿轮当量转动惯量(kg·m²)；

I₅——中间轴1及其关联齿轮、主减速器1主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₇——主减速器从动部分、差动器、半轴以及车轮当量转动惯量(kg·m²)；

i₁、i₂、i_a1——分别为变速器1挡、2挡、主减速器1的速比；

——车轮的角加速度(rad·s^-1)；

2-3〕装有DCT的车辆处于换挡过程两个离合器同时滑磨时；

2-3-1〕车载加速度传感器直接测得车辆加速度α，进而计算获取车轮角加速度

2-3-2〕传感器获取两离合器执行机构位置χ_roller1和χ_roller2，由ECU根据离合器转矩控制模型求得离合器的转矩T_CL1和T_CL2，进而获得两个离合器的转矩之间的比例关系。

式中：

K--离合器转矩的比例系数，

K₁、K₂分别为离合器C1和C2转矩比例因子，由离合器转矩控制模型确定；

2-3-3〕将获得的离合器转矩比例系数K代入下面的换挡动力学方程可求解出两离合器的转矩。

式中：

K--离合器转矩的比例系数

T_CL1——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_CL2——离合器C1传递的转矩(N·m)；

T_Load——车辆外界阻力矩(N·m)；

I——整车等效到输出轴的当量转动惯量(kg·m²)；

I₁——离合器C1从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₂——离合器C2从动盘减振器主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₃——离合器C1减振器从动部分、输入轴1(实心轴)及关联奇数齿轮当量转动惯量(kg·m²)；

I₄——离合器C2减振器从动部分、输入轴2(空心轴)及关联偶数齿轮当量转动惯量(kg·m²)；

I₅——中间轴1及其关联齿轮、主减速器1主动部分当量转动惯量(kg·m²)；

I₇——主减速器从动部分、差动器、半轴以及车轮当量转动惯量(kg·m²)；

i₁、i₂、i_a1——分别为变速器1挡、2挡、主减速器1的速比；

——车轮的角加速度(rad·s^-1)。

2.根据权利要求1所述的一种AMT或DCT变速器离合器转矩自适应标定方法，其特征在于：根据所述转矩标定模型，以Matlab/Simulink软件平台为基础，建立基于转矩的离合器标定与测试的仿真模型，将其编译为C代码并下载到变速器控制单元(TCU)用于实车的控制，即可实现离合器转矩的实时控制。