曾小華,劉持林,李文遠(yuǎn),宋大鳳,李立鑫

(吉林大學(xué)汽車仿真與控制國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,130025,長(zhǎng)春)

重型商用車輛的工作環(huán)境復(fù)雜且惡劣[1],經(jīng)常需要低速移動(dòng),可能會(huì)出現(xiàn)整車機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)無(wú)法正常工作的極端情況,如變速箱損壞或傳動(dòng)軸斷裂等。輪轂液壓輔助驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)因性能優(yōu)異,應(yīng)用于重型商用車輛優(yōu)勢(shì)明顯,目前已經(jīng)引起國(guó)內(nèi)外研究學(xué)者的重視[2-5]。國(guó)內(nèi)對(duì)輪轂液驅(qū)系統(tǒng)的研究尚處于起步階段,例如:哈爾濱工業(yè)大學(xué)的孫輝等提出了不同結(jié)構(gòu)形式的液壓混合動(dòng)力車輛的控制策略[6-7];吉林大學(xué)的曾小華等對(duì)輪轂液驅(qū)混合動(dòng)力系統(tǒng)進(jìn)行了研究[8],提出了輪轂馬達(dá)驅(qū)動(dòng)的液壓閉式系統(tǒng)構(gòu)型方案[9],并提出了輪速跟隨的整體控制思想[10],但對(duì)該系統(tǒng)的研究仍有不足,如方案優(yōu)化與控制等,需要進(jìn)一步完善[11];吉林大學(xué)的李相華等以手柄輸入來(lái)控制液壓泵的排量,但未充分考慮車輛負(fù)載的影響[12]。國(guó)外企業(yè)已經(jīng)推出應(yīng)用輪轂液驅(qū)系統(tǒng)的相關(guān)產(chǎn)品,例如:德國(guó)的博世力士樂公司推出了液力牽引輔助系統(tǒng)[13];法國(guó)的波克蘭公司推出了靜液壓輔助驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)[14-15]。

針對(duì)輪轂液驅(qū)系統(tǒng)蠕行模式下液壓泵排量控制粗放的問題,本文基于輪轂液驅(qū)混合動(dòng)力系統(tǒng)方案,開展了蠕行模式下液壓泵排量的控制研究,將蠕行模式下整車傳動(dòng)系統(tǒng)等效為液壓機(jī)械無(wú)級(jí)變速器,并將無(wú)級(jí)變速器的速比控制思想應(yīng)用于液壓泵的排量控制,實(shí)現(xiàn)了液壓系統(tǒng)根據(jù)整車負(fù)載自動(dòng)調(diào)節(jié)液壓泵排量,進(jìn)而控制發(fā)動(dòng)機(jī)工作點(diǎn)實(shí)現(xiàn)整車的最佳經(jīng)濟(jì)性運(yùn)行。本研究對(duì)液壓變量泵排量控制策略的開發(fā)及應(yīng)用應(yīng)具有一定的借鑒價(jià)值。

1 輪轂液驅(qū)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

輪轂液驅(qū)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示,基于傳統(tǒng)后驅(qū)重型車輛結(jié)構(gòu),添加了液壓泵、液壓馬達(dá)、液壓閥組等元件。其中,液壓泵的輸入端通過萬(wàn)向節(jié)與發(fā)動(dòng)機(jī)后端飛輪處取力器的輸出端連接,系統(tǒng)通過調(diào)節(jié)液壓泵組件中主泵的排量來(lái)改變輪轂馬達(dá)的輸出功率,以適應(yīng)不同負(fù)載需求。

圖1 輪轂液驅(qū)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

當(dāng)重型商用車低速作業(yè)或者遇到機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)無(wú)法正常工作的極端情況時(shí),可通過發(fā)動(dòng)機(jī)帶動(dòng)前輪液壓馬達(dá)提供驅(qū)動(dòng)力,此時(shí)輪轂液驅(qū)系統(tǒng)工作于蠕行模式。蠕行模式下,整車驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)可以簡(jiǎn)化為以發(fā)動(dòng)機(jī)為動(dòng)力源的變量泵-定量馬達(dá)系統(tǒng),如圖2所示。

圖2 變量泵-定量馬達(dá)系統(tǒng)

2 蠕行模式控制

2.1 速比特性

當(dāng)不考慮回路的容積效率時(shí),液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速與液壓泵的排量關(guān)系為

(1)

式中:nm為馬達(dá)轉(zhuǎn)速,r/min;np為泵轉(zhuǎn)速,r/min;Dp=αDp,max,Dp為泵排量(mL/r),Dp,max為最大泵排量(mL/r),α為泵開度;Dm為馬達(dá)排量,mL/r。式(1)中考慮了系統(tǒng)中存在2個(gè)液壓馬達(dá),下文相關(guān)推導(dǎo)也將馬達(dá)數(shù)量考慮在內(nèi)。

不考慮回路損失時(shí),液壓馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩為

Tm=ΔpDm

(2)

式中:Δp為馬達(dá)兩腔壓差,MPa。

回路中液壓馬達(dá)的輸出功率為

Pm=ΔpDmnm=0.5ΔpDpnp

(3)

綜上所述,液壓泵和液壓馬達(dá)所組成的容積調(diào)速回路為恒轉(zhuǎn)矩輸出,可實(shí)現(xiàn)正反向無(wú)級(jí)調(diào)速,液壓馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩和回路的工作壓力均由負(fù)載轉(zhuǎn)矩來(lái)決定。液壓馬達(dá)參數(shù)如表1所示。

表1 液壓馬達(dá)參數(shù)

由液壓泵到液壓馬達(dá),根據(jù)速度特性式(1),得到速比為

(4)

由上述分析可知,由液壓泵到前輪之間的液壓系統(tǒng),在不考慮損失時(shí),可簡(jiǎn)化為速比為21.73/α的無(wú)級(jí)變速器。當(dāng)系統(tǒng)中取力器速比為108時(shí),發(fā)動(dòng)機(jī)到前輪之間的速比為23.49/α。

蠕行模式下,通過調(diào)節(jié)液壓泵開度α,可實(shí)現(xiàn)由發(fā)動(dòng)機(jī)到驅(qū)動(dòng)輪處最小速比為23.49的無(wú)級(jí)變速。

2.2 控制方法

根據(jù)蠕行模式下車輛的行駛情況,通過調(diào)節(jié)液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的速比來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速,進(jìn)而控制發(fā)動(dòng)機(jī)工作點(diǎn),實(shí)現(xiàn)車輛的最佳經(jīng)濟(jì)性運(yùn)行。無(wú)級(jí)變速器的目標(biāo)速比的計(jì)算公式為

(5)

式中:icvt,obj為無(wú)級(jí)變速器的目標(biāo)速比;r為車輪半徑,m;nopt為發(fā)動(dòng)機(jī)最佳經(jīng)濟(jì)性運(yùn)行時(shí)對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速,r/min;i0為主減速器速比;ua為實(shí)際車速,m/s。

將無(wú)級(jí)變速器的速比控制應(yīng)用于蠕行模式下液壓泵排量的控制,流程如圖3所示。加速踏板開度首先轉(zhuǎn)化為需求功率,然后根據(jù)需求功率和發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速控制節(jié)氣門開度,使發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率跟隨加速踏板開度的變化。通過需求功率與發(fā)動(dòng)機(jī)最優(yōu)曲線確定發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)轉(zhuǎn)速,并根據(jù)車速、車輪半徑、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與主減速比之間的關(guān)系得到目標(biāo)速比,

圖3 蠕行模式的液壓泵排量控制流程

進(jìn)而控制液壓泵的排量。

基于以上無(wú)級(jí)速比控制方法,以駕駛員加速踏板作為輸入量,設(shè)計(jì)車輛蠕行模式的等速巡航控制。等速巡航是指車輛行駛或作業(yè)過程中,即使操作員不踩加速踏板,車輛仍可自動(dòng)保持操作員所希望的行駛速度。若道路坡度或負(fù)載阻力發(fā)生變化,控制系統(tǒng)可自動(dòng)調(diào)節(jié)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速或傳動(dòng)系參數(shù),使車輛按目標(biāo)車速自動(dòng)行駛。等速巡航控制可以減輕操作員因長(zhǎng)時(shí)間控制油門而產(chǎn)生的疲勞,減輕勞動(dòng)強(qiáng)度,減少或避免事故的發(fā)生。

傳統(tǒng)比例積分微分(PID)控制器具有原理簡(jiǎn)單、使用方便、魯棒性好等優(yōu)點(diǎn),但對(duì)于非線性、時(shí)變性和不確定性大的復(fù)雜控制對(duì)象,存在參數(shù)整定不良、性能欠佳和環(huán)境適應(yīng)性差的問題[16-17]。因而,當(dāng)采用傳統(tǒng)PID控制器進(jìn)行等速巡航控制時(shí),由于控制參數(shù)固定,在外界擾動(dòng)和路況改變的條件下車速跟隨效果較差。模糊PID控制器可以實(shí)現(xiàn)PID控制器參數(shù)的在線調(diào)整,滿足對(duì)車速的實(shí)時(shí)控制,原理如圖4所示。

e:速度偏差;ec:偏差變化率圖4 模糊PID控制器原理

設(shè)速度偏差e和偏差變化率ec的模糊子集為

(6)

式中:ZO、S、M、B分別表示零、小、中和大。

考慮該系統(tǒng)工作時(shí)車速較低,確定速度偏差e的模糊論域?yàn)閧0,2,4,6},偏差變化率ec的模糊論域?yàn)閧0,2,4,6},輸入量e和ec的隸屬度函數(shù)取為三角形函數(shù),如圖5所示。

圖5 e和ec的隸屬度函數(shù)

以e和ec作為模糊邏輯控制器的輸入量,模糊控制器的輸出量為比例系數(shù)Kp、積分系數(shù)Ki、微分系數(shù)Kd[18],分別表示為

(7)

式中k為取樣次數(shù)。由整定公式(7)知,下一步控制器的參數(shù)由當(dāng)前的控制器參數(shù)與模糊推理得出的修正控制參數(shù)得到。

當(dāng)速度偏差e較大時(shí),為盡快減少偏差量,可適當(dāng)增大比例份額,將積分系數(shù)Ki和微分系數(shù)Kd盡量調(diào)小,甚至作歸零處理;當(dāng)速度偏差e一般時(shí),為保證控制的高精度和系統(tǒng)的響應(yīng)效果,應(yīng)適當(dāng)增大微分系數(shù)Kd;當(dāng)速度偏差e較小時(shí),可取較大的比例積分系數(shù)Kp以保證良好的系統(tǒng)穩(wěn)定性,取適當(dāng)?shù)奈⒎窒禂?shù)Kd以避免系統(tǒng)在平衡點(diǎn)處出現(xiàn)振蕩?；趀和ec的隸屬度函數(shù)和上述控制設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn),得出ΔKp、ΔKi、ΔKd的模糊控制規(guī)則,如表2～表4[19-20]所示。

表2 ΔKp的模糊控制規(guī)則

表3 ΔKi的模糊控制規(guī)則

表4 ΔKd的模糊控制規(guī)則

3 模型搭建與仿真分析

3.1 模型搭建

根據(jù)本文提出的蠕行模式控制,在AMESim中搭建了整車機(jī)械傳動(dòng)模型和液壓系統(tǒng)模型,如圖6所示。

本文研究基于某企業(yè)重型卡車,該車整車模型主要?jiǎng)恿Σ考姆抡鎱?shù)如表5所示。

k:輸入常量;J:旋轉(zhuǎn)載荷;α1:輸入路面坡度;v:速度傳感器;W:轉(zhuǎn)速傳感器;T:溫度信號(hào)轉(zhuǎn)換器圖6 整車模型

參數(shù)數(shù)值參數(shù)數(shù)值整車滿載質(zhì)量/kg51 000發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)的轉(zhuǎn)速/r·min-11 900車輪半徑/m0.544驅(qū)動(dòng)橋主減速比5.921迎風(fēng)面積/m26.7取力器傳動(dòng)比1.08空氣阻力系數(shù)0.8液壓泵最大排量/mL·r-196滾阻系數(shù)0.008液壓泵理論流量/L·min-1192發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩/N·m1 806液壓泵理論流量時(shí)的轉(zhuǎn)速/r·min-12 000發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩時(shí)的轉(zhuǎn)速/r·min-11 400補(bǔ)油泵排量/mL·r-122發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率/kW275

3.2 仿真分析

為了檢驗(yàn)提出的蠕行模式控制方法的控制效果,設(shè)計(jì)起步、加速爬坡和等速巡航3種工況進(jìn)行驗(yàn)證:起步工況可以檢驗(yàn)蠕行模式控制方法的響應(yīng)特性;加速爬坡工況可以在加速踏板和坡度發(fā)生變化時(shí),檢驗(yàn)該方法的控制效果;等速巡航工況可以檢驗(yàn)該方法的自調(diào)節(jié)能力。

仿真設(shè)定的加速踏板開度與需求功率的關(guān)系如圖7所示。由表1中的馬達(dá)參數(shù)可知,單個(gè)馬達(dá)的最大輸出功率為40kW。當(dāng)加速踏板開度為1.0時(shí),整車需求功率為80kW。為了減小起車時(shí)液壓系統(tǒng)的油液沖擊,在加速踏板開度較小時(shí)輸出小功率;當(dāng)加速踏板開度在0.2～0.8區(qū)間內(nèi),輸出功率成比例增加,且增幅較大;此后隨著加速踏板開度增加功率增幅減小。該曲線符合機(jī)械傳動(dòng)車輛加速踏板開度與需求功率的一般規(guī)律。

圖7 加速踏板開度與需求功率的關(guān)系

AMESim發(fā)動(dòng)機(jī)模型中發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、發(fā)動(dòng)機(jī)功率與節(jié)氣門開度的關(guān)系如圖8所示。

圖8 節(jié)氣門開度與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和功率的關(guān)系

3.2.1 起步工況 仿真過程中加速踏板開度隨時(shí)間t的變化如圖9所示,10s時(shí)踏板開度由0增加到0.4,歷時(shí)2s。

圖9 加速踏板開度變化

在起步踩下加速踏板的過程中,車速、目標(biāo)速比、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、液壓泵開度與時(shí)間的關(guān)系見圖10,可以看出:10～12s,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速增加,此時(shí)由于車速較低,目標(biāo)速比很大;12～17.13s,車速上升,速比降低,液壓系統(tǒng)起作用,液壓泵開度增加到1.0,車輛在恒定的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下加速;在17.13s,由于液壓系統(tǒng)的限制,速比到達(dá)下限23.49;之后,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和車速持續(xù)上升,直到與外界阻力平衡。

(a)車速

(b)目標(biāo)速比

(c)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

(d)液壓泵開度圖10 起步工況仿真結(jié)果

由圖10可以看出,在10～17.13s,提出的蠕行模式控制方法可以實(shí)現(xiàn)速比大于23.49的無(wú)級(jí)變速,此時(shí)液壓系統(tǒng)調(diào)節(jié)發(fā)動(dòng)機(jī)工作于高效率區(qū)間。但由于液壓系統(tǒng)限制,在17.13s以后,速比低于系統(tǒng)控制下限23.49,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速逐漸升高至最高1 900r/min,車速也隨之升高至蠕行模式的最高車速4.61m/s。在液壓系統(tǒng)起作用階段,液壓機(jī)械無(wú)級(jí)變速器的速比控制效果明顯。

當(dāng)液壓泵開度為1.0時(shí),發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到最大值1 900r/min,速比達(dá)到最小值23.49,液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速達(dá)到最大值80.95r/min,蠕行模式下的最高車速為4.61m/s。若只考慮滾動(dòng)阻力和空氣阻力,此時(shí)的需求功率只有4.93kW,參考圖7,該需求功率對(duì)應(yīng)的踏板開度為0.13,故本仿真條件設(shè)定的踏板開度0.4明顯偏大。

3.2.2 加速爬坡工況 仿真的加速爬坡工況如圖11所示:10s時(shí),加速踏板開度由0增加到0.4,歷時(shí)2s;100s時(shí),輸入路面坡度4%;200s時(shí),加速踏板開度由0.4上升到0.6,歷時(shí)1s。

(a)加速踏板開度變化

(b)坡度變化圖11 仿真的加速爬坡工況

加速爬坡工況下,車速、目標(biāo)速比、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、液壓泵開度與時(shí)間的關(guān)系如圖12所示,可以看出:在路面坡度變化之前(0～100s),液壓系統(tǒng)響應(yīng)與起步工況仿真結(jié)果相同,整車以蠕行模式下最高車速勻速行駛,目標(biāo)速比保持恒定;在加速踏板踩下前(100～200s),由于坡度的增加,整車需求功率增加,車速降低,目標(biāo)速比超過液壓系統(tǒng)速比調(diào)節(jié)下限23.49,液壓系統(tǒng)開始起作用,通過改變發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速控制發(fā)動(dòng)機(jī)工作點(diǎn),實(shí)現(xiàn)車輛的最佳經(jīng)濟(jì)性運(yùn)行;加速踏板踩下后(200～400s),發(fā)動(dòng)機(jī)需求轉(zhuǎn)速上升,目標(biāo)速比減小,加速過程中車速上升,速比開始向減小的方向調(diào)節(jié),直到與外界阻力平衡,此階段速比沒有超出液壓系統(tǒng)速比調(diào)節(jié)界限,在過渡階段發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)過短暫的非穩(wěn)態(tài)過程重新工作于高效率區(qū)間。

(a)車速

(b)目標(biāo)速比

(c)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

(d)液壓泵開度圖12 加速爬坡工況結(jié)果

3.2.3 等速巡航工況 采用傳統(tǒng)PID與模糊PID分別進(jìn)行仿真,對(duì)比蠕行模式下等速巡航車速的控制效果。仿真過程中起車(第10s)時(shí),加速踏板開度由0增加到0.4,歷時(shí)2s,第30s時(shí)進(jìn)入等速巡航,100s時(shí)輸入路面坡度4%,仿真結(jié)果如圖13所示。

圖13 不同控制方法的車速跟隨結(jié)果

由圖13可知,打開等速巡航開關(guān)和改變坡度之后,整車在經(jīng)歷短暫小幅度的非穩(wěn)態(tài)狀態(tài)后,迅速跟隨目標(biāo)車速,模糊PID控制效果優(yōu)于傳統(tǒng)PID。

(a)參數(shù)Kp的變化

在傳統(tǒng)PID控制中,Kp=4,Ki=0.33,在模糊PID控制中,Kp和Ki的變化如圖14所示,可以看出,在仿真過程中參數(shù)始終在線調(diào)整。

(b)參數(shù)Ki的變化圖14 參數(shù)Kp和Ki的變化

綜上可知,提出的蠕行模式控制方法可以滿足實(shí)際使用要求,通過改變液壓系統(tǒng)部件相關(guān)參數(shù),可以實(shí)現(xiàn)速比在更大范圍內(nèi)進(jìn)行調(diào)節(jié)。

4 結(jié) 論

針對(duì)輪轂液驅(qū)系統(tǒng)的蠕行模式,將無(wú)級(jí)變速器的速比控制思想應(yīng)用于液壓泵的排量控制;利用AMESim軟件建立輪轂液驅(qū)系統(tǒng)整車模型,并進(jìn)行實(shí)車工況仿真驗(yàn)證。仿真結(jié)果表明:在液壓系統(tǒng)工作范圍內(nèi),提出的蠕行模式控制方法可以實(shí)現(xiàn)速比的無(wú)級(jí)控制,通過改變發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)發(fā)動(dòng)機(jī)工作點(diǎn),實(shí)現(xiàn)車輛的最佳經(jīng)濟(jì)性運(yùn)行;此外,基于模糊邏輯的PID控制器能夠更加準(zhǔn)確地實(shí)現(xiàn)蠕行模式的等速巡航控制。