夏光 魏志祥 唐希雯 縱華宇 汪韶杰

摘要：

以自主開發(fā)的新型液壓機(jī)械雙流傳動(dòng)（HMT）系統(tǒng)為研究對(duì)象，分析了HMT系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)與工作特性。在此基礎(chǔ)上，建立了HMT模式切換過程的數(shù)學(xué)模型與AMESim模型，并進(jìn)行傳動(dòng)模式切換過程分析，獲得HMT傳動(dòng)模式切換特性的影響因素。針對(duì)HMT模式切換過程存在的功率循環(huán)問題，提出了考慮功率循環(huán)的HMT模式切換策略。針對(duì)HMT模式切換過程中的速度波動(dòng)問題，提出了基于馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償?shù)哪Ｊ角袚Q控制方法。仿真與試驗(yàn)結(jié)果表明：考慮功率循環(huán)的HMT傳動(dòng)模式切換策略可有效減小循環(huán)功率；基于馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償?shù)哪Ｊ角袚Q控制可有效減小速度的大范圍波動(dòng)。

關(guān)鍵詞：液壓機(jī)械傳動(dòng)；傳動(dòng)模式；切換平順性；離合器與變量泵綜合控制

中圖分類號(hào)：U270.1

DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2023.13.011

Research on Mode Switching Analysis and Control of New Hydraulic Mechanical Dual-flow Transmissions

XIA Guang1，3 WEI Zhixiang1，3 TANG Xiwen2 ZONG Huayu1，3 WANG Shaojie1

1.Institute of Automotive Engineering，Hefei University of Technology，Hefei，230009

2.College of Electronic Engineering，National University of Defense Technology，Hefei，230037

3.School of Automotive and Traffic Engineering，Hefei University of Technology，Hefei，230009

Abstract： A new type of HMT system was studied， and the structure and working characteristics were analyzed. Then， the mathematical model and AMESim model of the HMT mode switching processes were established， and the transmission mode switching processes were analyzed to obtain the influencing factors of the HMT transmission mode switching characteristics. Aiming at the power cycle problems in the HMT mode switching processes， a HMT mode switching stratege was proposed considering power cycle. Aiming at the speed fluctuation problems in the HMT mode switching processes， a mode switching control method was proposed based on motor output torque compensation. Simulation and experimental results show that the HMT transmission mode switching strategy considering the power cycles may effectively reduce the cycle powers， and the mode switching control based on motor output torque compensation may effectively reduce wide ranges of vehicle speed fluctuation.

Key words： hydraulic mechanical transmission（HMT）； transmission mode； switching smoothness； integrated control of clutch and variable displacement pump

收稿日期：2022-09-29

基金項(xiàng)目：

國(guó)家自然科學(xué)基金（52275100）

0 引言

發(fā)達(dá)國(guó)家變速器技術(shù)經(jīng)歷一百多年的發(fā)展，在動(dòng)力配置方面已普遍大功率化，變速傳動(dòng)系統(tǒng)也已經(jīng)從簡(jiǎn)單的手動(dòng)變速器發(fā)展到液壓無級(jí)變速器和動(dòng)力換擋變速器［1］。目前，發(fā)達(dá)國(guó)家農(nóng)機(jī)裝備的動(dòng)力變速傳動(dòng)系統(tǒng)中，普遍采用50 kW以上大馬力發(fā)動(dòng)機(jī)，動(dòng)力換擋（包括部分動(dòng)力換擋、全動(dòng)力換擋）和

高扭矩?zé)o級(jí)變速器（HCVT）產(chǎn)品的搭載率已超過60%，部分發(fā)達(dá)國(guó)家的搭載率甚至超過了80%，特別是在100 kW以上拖拉機(jī)上，已開始大量使用液壓機(jī)械傳動(dòng)（hydraulic mechanical transmission，HMT）技術(shù)。

MACOR等［2］對(duì)裝備液壓機(jī)械雙流傳動(dòng)變速器的車輛與裝備動(dòng)力換擋的車輛進(jìn)行標(biāo)準(zhǔn)試驗(yàn)，結(jié)果表明具備良好的發(fā)動(dòng)機(jī)管理系統(tǒng)和啟動(dòng)過程中轉(zhuǎn)矩器控制的車輛油耗較低，說明了液壓機(jī)械雙流傳動(dòng)變速器的優(yōu)勢(shì)。AHN等［3］提出一種綜合考慮發(fā)動(dòng)機(jī)-液壓-機(jī)械傳動(dòng)效率的拖拉機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)-液壓-機(jī)械傳動(dòng)控制算法，并利用液壓機(jī)械傳動(dòng)效率圖和發(fā)動(dòng)機(jī)的熱效率，得到了發(fā)動(dòng)機(jī)-液壓-機(jī)械傳動(dòng)最優(yōu)工作線，試驗(yàn)結(jié)果表明提出的控制算法燃油經(jīng)濟(jì)性改善了7.5%。韓光偉［4］設(shè)計(jì)了基于雙電機(jī)轉(zhuǎn)速的模式切換規(guī)律，提出電機(jī)降功率、參考轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)閥進(jìn)行單電機(jī)和雙電機(jī)模式相互切換，結(jié)果表明提出的方法能有效降低沖擊度。YANG等［5］提出了一種新的全功率換擋方法，將換擋過程分為五個(gè)階段，結(jié)果表明全功率換擋方法可以消除動(dòng)力換擋過程中的轉(zhuǎn)速波動(dòng)，實(shí)現(xiàn)輸出功率的正常全功率傳遞。曹付義等［6］針對(duì)雙模式液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)（DHMT）模式切換過程出現(xiàn)動(dòng)力中斷的問題，提出一種DHMT模式切換同步控制策略，試驗(yàn)驗(yàn)證該控制策略有效減少了模式切換過程中轉(zhuǎn)矩?fù)p失和切換時(shí)間。鄭友［7］為了減小動(dòng)力換擋過程中濕式離合器結(jié)合時(shí)產(chǎn)生的軸向載荷，設(shè)計(jì)了離合器活塞目標(biāo)位移變化規(guī)律，并提出一種減小離合器跟蹤誤差的優(yōu)化方法，提高了離合器位移跟蹤精度。WANG等［8］針對(duì)兩擋行星變速器電動(dòng)汽車的平順換擋，提出了六級(jí)換擋控制方案，并設(shè)計(jì)了油壓滑模變結(jié)構(gòu)控制器，結(jié)果表明，換擋過程中離合器或制動(dòng)器接合沖擊度降低了約60%，并且換擋油壓能夠更好、更穩(wěn)定地跟蹤最優(yōu)軌跡。林歆悠等［9］為解決模式切換過程中離合器交接的平順性，提出基于模型預(yù)測(cè)控制（MPC）算法的模式切換過程動(dòng)態(tài)協(xié)調(diào)控制策略，通過試驗(yàn)驗(yàn)證了提出的控制策略能減小模式切換過程的沖擊度。ZHOU等［10］以并聯(lián)液壓混合動(dòng)力車輛（PHHV）為研究對(duì)象，采用基于線性二次調(diào)節(jié)器（LQR）的閉環(huán)控制策略分析離合器接合速度對(duì)車輛抖動(dòng)、離合器摩擦功和能耗的影響，結(jié)果表明通過液壓泵/馬達(dá)（HPM）補(bǔ)償發(fā)動(dòng)機(jī)離合器阻力矩，可以保證車輛在模式切換時(shí)的駕駛性能。曹付義等［11］運(yùn)用正交試驗(yàn)機(jī)極差分析對(duì)液壓機(jī)械傳動(dòng)裝置模式切換過程進(jìn)行優(yōu)化，試驗(yàn)結(jié)果表明該方法能夠有效改善DHMT切換效果。曹付義等［12］提出了一種基于滾動(dòng)協(xié)調(diào)控制的模式切換方法用于提高HMT模式切換的穩(wěn)定性，結(jié)果表明該方法可有效減小模式切換過程輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速波動(dòng)和模式切換時(shí)間。馮琦等［13］為改善HMT模式切換品質(zhì)，提出一種基于線性二次型控制的HMT模式切換方法，仿真結(jié)果表明，使用該優(yōu)化方法可使沖擊度和滑摩功得到大幅減小。

以上模式切換控制研究主要從單一執(zhí)行元件控制入手，控制離合器接合過程以保證模式切換的平順性，這種方法僅考慮機(jī)械支路功率傳遞。本文通過建模分析，得到本文構(gòu)型在模式切換過程中受到離合器傳遞轉(zhuǎn)矩和液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩的綜合影響；基于馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償?shù)姆绞竭M(jìn)行傳動(dòng)模式切換，與單一控制離合器或順序控制離合器和變量泵的方式進(jìn)行對(duì)比。

1 新型HMT傳動(dòng)及模式切換介紹

1.1 新型HMT傳動(dòng)方案及構(gòu)型

本文研究的新型液壓機(jī)械雙流傳動(dòng)（hydraulic mechanical dual-flow transmission）系統(tǒng)遵循模塊化設(shè)計(jì)理念，所設(shè)計(jì)的傳動(dòng)系統(tǒng)布置方案如圖1所示，從左至右依次為發(fā)動(dòng)機(jī)模塊、前端模塊、中段定比傳動(dòng)+轉(zhuǎn)向模塊和后段驅(qū)動(dòng)橋模塊。

各個(gè)模塊機(jī)械傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖見圖2，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的動(dòng)力經(jīng)過前端模塊分流和匯流后，傳遞到中段模塊進(jìn)行變速，最后經(jīng)后段驅(qū)動(dòng)橋模塊輸出。

1.2 新型HMT傳動(dòng)原理

如圖3所示，前端雙流傳動(dòng)系統(tǒng)是本文核心研究對(duì)象。其中P是軸向柱塞變量泵，M是軸向柱塞定量馬達(dá)，k是匯流行星輪系，C1是HMT離合器，C2是靜液壓傳動(dòng)（HST）離合器，Ⅰ軸是動(dòng)力輸入軸，Ⅱ軸是分動(dòng)軸，Ⅲ軸是匯流軸。

前端雙流傳動(dòng)模塊的工作原理是：發(fā)動(dòng)機(jī)輸入的動(dòng)力經(jīng)過分動(dòng)軸Ⅱ，一部分功率傳遞給液壓調(diào)速系統(tǒng)中的變量泵P，然后調(diào)速后從定量馬達(dá)M輸出到匯流行星輪系k的太陽輪，另一部分功率從模式切換機(jī)構(gòu)傳遞給匯流行星輪系的行星架，然后在匯流機(jī)構(gòu)k處將功率匯流經(jīng)過齒圈向中段模塊輸出動(dòng)力。當(dāng)從液壓調(diào)速系統(tǒng)傳遞的動(dòng)力變?yōu)?時(shí)，進(jìn)入純機(jī)械傳動(dòng)模式（MT模式）；當(dāng)從模式切換機(jī)構(gòu)傳遞的動(dòng)力變?yōu)?時(shí)，進(jìn)入純液壓傳動(dòng)（HST模式）；當(dāng)兩者均有動(dòng)力傳遞時(shí)，進(jìn)入機(jī)械液壓雙流傳動(dòng)模式（HMT模式）。

1.3 新型HMT模式切換原理

（1）HST離合器C2接合、HMT離合器C1分離，可將系統(tǒng)切換為純液壓傳動(dòng)模式，匯流行星輪系的行星架和齒輪4是剛性連接，當(dāng)HST離合器接合時(shí)，匯流行星輪系太陽輪和行星架鎖為一體，匯流行星輪系會(huì)整體旋轉(zhuǎn)，將來自液壓馬達(dá)M的功率對(duì)外輸出；

（2）HMT離合器C1接合、HST離合器C2分離，并且調(diào)節(jié)液壓泵P的排量不為0，可將系統(tǒng)切換為機(jī)械液壓雙流傳動(dòng)模式，液壓路輸出功率傳遞到匯流行星輪系的太陽輪，機(jī)械路傳遞的功率經(jīng)過定軸齒輪3和4傳遞給匯流行星輪系的行星架，通過匯流行星輪系將功率匯流后對(duì)外輸出；

（3）保持HMT離合器C1接合、HST離合器C2分離，將雙向調(diào)節(jié)變排量泵P的排量調(diào)整為0，此時(shí)液壓馬達(dá)M鎖止，即液壓路不傳遞功率，只通過機(jī)械路傳遞動(dòng)力，進(jìn)入純機(jī)械傳動(dòng)模式，此時(shí)沒有液壓參與，傳動(dòng)效率最高。

1.4 新型HMT傳動(dòng)功率流調(diào)節(jié)特性

本文研究的HMT雙流傳動(dòng)系統(tǒng)的主要操縱件有三個(gè)：雙向變排量泵P、HMT離合器C1和HST離合器C2。車輛低速前進(jìn)和倒車時(shí)，該系統(tǒng)為液壓傳動(dòng)模式，HST離合器接合，匯流行星輪系整體回轉(zhuǎn)，HMT離合器分離，切斷機(jī)械功率分支。此時(shí)，由于馬達(dá)M為定量馬達(dá)，故調(diào)速范圍不大，但基本滿足車輛倒退和低速前進(jìn)要求。這是第一階段（圖4）。

車輛在低速前進(jìn)擋工作時(shí)，雙向變排量泵P的排量調(diào)節(jié)至正向最大位置，達(dá)到HST傳動(dòng)模式下的最大車速，如果進(jìn)一步提高車速，可將HST離合器分離而將HMT離合器接合，并將雙向變排量泵P的排量由正向最大位置逐漸向排量減小的方向調(diào)節(jié)。在此過程中，由于匯流行星輪系開始工作，實(shí)際上已從純液壓傳動(dòng)切換到液壓機(jī)械雙流傳動(dòng)。這是第二階段，并且在該階段下，通過功率流向分析存在功率循環(huán)。

當(dāng)雙向變排量泵P的排量由正向最大值減小到0時(shí)是功率循環(huán)的終點(diǎn)。此時(shí)由于變量泵P的斜盤傾角為0°，從而切斷了油液的循環(huán)通路，在這種情況下，作為泵的馬達(dá)M只能停止轉(zhuǎn)動(dòng)。由于馬達(dá)M與太陽輪剛性連接，因而太陽輪的角速度也為0，處于制動(dòng)狀態(tài)，成為匯流行星輪系一個(gè)固定外力矩支點(diǎn)，此時(shí)傳動(dòng)系僅有機(jī)械功率傳遞，達(dá)到最高傳動(dòng)效率。通常，將此點(diǎn)稱為“機(jī)械擋點(diǎn)”，要說明的是，機(jī)械擋點(diǎn)僅僅是一個(gè)工作點(diǎn)，雖然這一點(diǎn)效率高，但一般不可能固定在這一點(diǎn)工作［14］。

第三階段仍然是液壓機(jī)械雙流傳動(dòng)階段，其調(diào)速方法是，將雙向變量泵P的排量由零向反向調(diào)節(jié)，由于變量泵P的斜盤傾角改變了方向，因而馬達(dá)反向旋轉(zhuǎn)，直至變量泵的排量達(dá)到負(fù)向最大。

HMT雙流傳動(dòng)系統(tǒng)的HST模式和HMT模式各對(duì)應(yīng)一條調(diào)速曲線，如圖5所示，該曲線是在發(fā)動(dòng)轉(zhuǎn)速設(shè)為800 r/min計(jì)算得到的。

2 新型HMT模式切換動(dòng)力學(xué)建模

2.1 模式切換機(jī)構(gòu)模型

圖6為本文所使用的濕式離合器及其控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖。圖中，濕式離合器主要由花鍵轂、回位彈簧、油道、密封圈、活塞、離合器油缸、鋼片和摩擦片組成；液壓控制系統(tǒng)由動(dòng)力源、液壓泵、濾清器、單向閥、溢流閥和電磁閥組成。發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)后，液壓泵一直處于工作狀態(tài)，為液壓系統(tǒng)提供壓力源；當(dāng)液壓系統(tǒng)壓力超過設(shè)定的額定壓力后，溢流閥將打開進(jìn)行泄壓，以保證液壓系統(tǒng)中壓力穩(wěn)定。

鋼片上的外花鍵與離合器油缸上的內(nèi)花鍵互配合，可做軸向移動(dòng)；摩擦片上的內(nèi)花鍵與花鍵轂上的外花鍵相互配合，亦可做軸向移動(dòng)。液壓控制系統(tǒng)中電磁閥逐漸打開時(shí)，液壓油流經(jīng)油道進(jìn)入離合器油缸，在液壓力作用下克服回位彈簧力使活塞向右移動(dòng)，將摩擦片和鋼片壓緊，離合器開始接合。當(dāng)離合器油缸內(nèi)的壓力油達(dá)到最大值后，離合器完全接合，其主、從動(dòng)盤以相同的速度值旋轉(zhuǎn)。當(dāng)電磁閥逐漸關(guān)閉時(shí)，離合器油缸內(nèi)油壓下降，活塞將在回位彈簧的作用下恢復(fù)原位，并將離合器油缸內(nèi)壓力油排出，流回油箱，此時(shí)離合器分離，不傳遞動(dòng)力。

離合器的正?；χ饕l(fā)生在車輛起步和換擋過程中，對(duì)于濕式離合器，所能傳遞的摩擦力矩為

TC=NFCμRC=Nμ（Δω）pARC（1）

式中，F(xiàn)C為作用在離合器活塞上的法向力；N為離合器片的數(shù)量；Δω為離合器主從動(dòng)盤的角速度差；p為作用在離合器活塞上的油壓；A為活塞與油液的接觸面積；RC為離合器片的等效半徑；μ為摩擦因數(shù)。

當(dāng)雙流變速傳動(dòng)系統(tǒng)處于模式轉(zhuǎn)換過程中時(shí)，離合器逐漸接合并處于打滑狀態(tài)。離合器的摩擦類型逐漸由動(dòng)摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)殪o摩擦，摩擦因數(shù)不斷變化。在滑動(dòng)過程中，忽略黏性項(xiàng)，離合器的摩擦因數(shù)可以表示為［15-16］：

μ（Δω）=μd+（μs－μd）e－δ|Δω|（2）

式中，μd為動(dòng)態(tài)摩擦因數(shù)；μs為靜態(tài)摩擦因數(shù)；δ為量綱一參數(shù)，是決定摩擦因數(shù)μ隨速度差Δω變化的斜率。

將離合器摩擦因數(shù)在Δω0=0處使用泰勒展開，忽略高階項(xiàng)，式（2）可改寫為

μ（Δω）=μs－δ（μs－μd）e－δ|Δω0|（Δω－Δω0）+…=μs－δ（μs－μd）Δωsgn（Δω）（3）

sgn（Δω）=1? Δω>0

0? Δω=0

-1 Δω<0

綜上，根據(jù)式（1）可得離合器的摩擦轉(zhuǎn)矩為

TC=NpARCμs（1－δΔμμsΔωsgn（Δω））=

TC0（1－δΔμμsΔω1）（4）

Δω1=Δω·sgn（Δω）

TC0=NpARCμs

式中，Δω1、TC0是離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的常量組成部分，由于模式切換機(jī)構(gòu)中兩個(gè)離合器尺寸大小相同，因此HST離合器和HMT離合器的TC′是一致的；Δμ為靜摩擦因數(shù)和動(dòng)摩擦因數(shù)之差，即Δμ=μs－μd。

濕式離合器工作時(shí)，可分為完全分離、滑摩和完全接合三個(gè)狀態(tài)［17］。如圖7所示，將濕式離合器的接合過程大致分為三個(gè)階段。

第一階段（0～t0）為消除空行程的過程，液壓控制系統(tǒng)中電磁閥大開度快速充油，離合器油缸活塞在液壓力作用下移動(dòng)，消除油缸空行程和各個(gè)離合器片之間的間隙。此階段離合器片上的正壓力p較小，此階段幾乎無轉(zhuǎn)矩傳遞。

第二階段（t0～t1）：該階段作用在離合器片上油壓緩慢增大，離合器所傳遞的摩擦轉(zhuǎn)矩和黏性轉(zhuǎn)矩均增大，離合器所傳遞的總扭矩逐漸增大；油壓再繼續(xù)增大，黏性轉(zhuǎn)矩開始減小，摩擦轉(zhuǎn)矩繼續(xù)增大，該階段為離合器滑摩階段。

第三階段（t1～）：離合器油缸內(nèi)壓力值達(dá)到設(shè)定值，離合器片完全壓實(shí)，主從動(dòng)盤轉(zhuǎn)速一致，滑摩結(jié)束，離合器完全接合。

離合器分離階段是接合的逆過程，亦存在離合器完全接合、滑摩和快速卸油階段，相比離合器接合階段，離合器分離階段控制較為容易，可快速關(guān)閉液壓控制系統(tǒng)中的電磁閥，使離合器快速分離。

2.2 匯流行星輪系數(shù)學(xué)模型

該雙流傳動(dòng)系統(tǒng)中的行星輪系的作用是將從泵馬達(dá)系統(tǒng)輸出的動(dòng)力和從行星架傳遞的動(dòng)力匯合，并通過該匯流行星系向后端的傳動(dòng)系輸出。依據(jù)行星齒輪傳動(dòng)基本知識(shí)，建立的行星匯流系的數(shù)學(xué)模型為

ωs+Kωr=（1+K）ωc（5）

Ts∶Tr∶Tc=1∶K∶－（1+K）（6）

式中，K為匯流行星輪系特性參數(shù)，其值為匯流行星系的齒圈齒數(shù)Zr與太陽輪齒數(shù)Zs之比，即K=ZrZs；ωs、ωr、ωc和Ts、Tr、Tc分別代表太陽輪、齒圈和行星架的角速度和轉(zhuǎn)矩。

2.3 HMT系統(tǒng)鍵合圖模型

HMT雙流傳動(dòng)系統(tǒng)核心設(shè)計(jì)思路為：行星齒輪傳動(dòng)中三元件（太陽輪、行星架、齒圈）中的太陽輪和行星架分別由液壓支路和機(jī)械支路輸入動(dòng)力，將動(dòng)力在齒圈處匯流后輸出。本小節(jié)僅將HMT核心傳動(dòng)的鍵合圖模型列舉如圖8所示。

該鍵合圖中液壓支路動(dòng)力（太陽輪）用1-結(jié)表示，Sem表示液壓支路中液壓馬達(dá)輸出的轉(zhuǎn)矩，Jm表示液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，Tm為液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩；機(jī)械支路動(dòng)力用1-結(jié)表示，Se2表示行機(jī)械支路輸出的轉(zhuǎn)矩，J2表示從機(jī)械支路上C1離合器主從動(dòng)盤、齒輪副和C2離合器從動(dòng)盤等效到行星架軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，T2為離合器的轉(zhuǎn)矩；負(fù)載用1-結(jié)表示，SeL表示負(fù)載所受的外界阻力等效在負(fù)載上的阻力矩，JL表示負(fù)載的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，TL為負(fù)載的轉(zhuǎn)矩。

選取液壓馬達(dá)輸出軸的角速度ωm、行星架軸的角速度ω2和負(fù)載的角速度ωL作為狀態(tài)變量，根據(jù)鍵合圖寫狀態(tài)方程的規(guī)則［18］，得出狀態(tài)方程：

K（Tm-Jmω·-Bmωm）=JLω·L+TL

-KK+1（TC1i2-J2ω·2-B2ω2）=JLω·L+TL

ω·L=

K+1Kω·2-

1Kω·m

（7）

式中，i2為主傳動(dòng)二級(jí)減速比；

Bm為液壓馬達(dá)輸出軸的阻尼系數(shù)；

TC1為HMT離合器C1傳遞的扭矩；

B2為行星架軸的阻尼系數(shù)。

2.4 模式切換過程動(dòng)力學(xué)模型

由于車輛傳動(dòng)系統(tǒng)是一個(gè)復(fù)雜、多自由度系統(tǒng)，難以建立精確模型，故本文從控制角度出發(fā)，為建立有效的整車動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)模型，進(jìn)行如下假設(shè)［4，19］：

（1）系統(tǒng)傳動(dòng)軸為剛性，不考慮扭轉(zhuǎn)和阻尼，系統(tǒng)由無彈性的慣性元件組成，液壓系統(tǒng)考慮油液阻尼作用；

（2）每個(gè)旋轉(zhuǎn)元件只有一個(gè)自由度；

（3）忽略傳動(dòng)系統(tǒng)軸承組件的彈性和齒輪嚙合彈性。

在上述假設(shè)條件下，建立的模式切換過程的動(dòng)力學(xué)模型如圖9所示。圖中，Te為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，Jv是折算到齒圈輸出軸上的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（包括齒圈、四擋手動(dòng)變速齒輪、輪邊減速齒輪、傳動(dòng)軸、半軸、車輪和整車轉(zhuǎn)動(dòng)慣量）；Te為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩，TC1、TC2分別是HMT離合器C1和HST離合器C2傳遞的轉(zhuǎn)矩；Tv為整車阻力折算到齒圈上的阻力矩；ω2、ωm、ωr分別為行星架、太陽輪和齒圈的角速度。圖示轉(zhuǎn)動(dòng)方向?yàn)橐?guī)定的正方向。

HST傳動(dòng)模式時(shí)，C2離合器完全接合，C1離合器完全分離，匯流行星輪系整體回轉(zhuǎn)輸出動(dòng)力，則HST傳動(dòng)時(shí)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型如下：

ω·m=

Tm-TvJm+J2+Jv

ω·2=ω·m=ω·v

（8）

HMT傳動(dòng)模式時(shí)，C2離合器完全分離，C1離合器完全接合，匯流行星輪系正常工作，此時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型如下：

K（Tm-Jmω·m）=Jvω·v+Tv

-KK+1（TC1i2-J2ω·2）=Jvω·v+Tv

ω·v=

K+1Kω·2-

1Kω·m

（9）

HMT模式下的動(dòng)力學(xué)模型可化簡(jiǎn)為

ω·2=

aKTC1i2+bTm-（aK+a+b）TvK［aJ2-ab（K+1）+b2］

ω·m=

bKTC1i2+（J2-2b-2bK）Tv+（bK-J2K-2K）

K［aJ2-ab（K+1）+b2］

ω·v=

{［a（K+1）-b］KTC1i2+J2KTm-

（a-b+J2+2aK-Kb+aK2）Tv}/

［K（aJ2-ab（K+1）+b2）］

（10）

a=Jv－JmK2K2

b=Jv（K+1）K2

3 新型HMT模式切換過程分析

3.1 模式切換分析模型建立

為說明模式切換的過程，在AMESim中搭建了HMT雙流傳動(dòng)的動(dòng)力學(xué)模型，如圖10所示。為簡(jiǎn)化說明，將發(fā)動(dòng)機(jī)替換為了恒轉(zhuǎn)速輸入的電動(dòng)機(jī)模型，輸入轉(zhuǎn)速恒定為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速800 r/min。

該模型由五部分組成，分別是動(dòng)力源（電動(dòng)機(jī)）、泵-馬達(dá)液壓系統(tǒng)、模式切換機(jī)構(gòu)（濕式離合器模塊）、匯流行星輪系和阻力矩部分。

根據(jù)設(shè)計(jì)資料，該HMT雙流傳動(dòng)模塊的主要參數(shù)如表1所示。

3.2 HST傳動(dòng)模式分析

HMT雙流傳動(dòng)模塊處于純液壓傳動(dòng)模式（HST模式）時(shí)，C1離合器完全分離，C2離合器完全接合。此時(shí)，匯流行星輪系的太陽輪和行星架通過C2離合器閉鎖，整個(gè)行星輪系結(jié)合成一個(gè)整體旋轉(zhuǎn)，各構(gòu)件之間無相對(duì)運(yùn)動(dòng)，即ωs=ωc=ωr，可知匯流行星輪系傳動(dòng)比為1，所以，定量馬達(dá)輸出的轉(zhuǎn)矩經(jīng)匯流行星輪系1∶1向后輸出。由于HST模式下速度絕對(duì)值是從0開始的，因此可以快速結(jié)合HST離合器C2，并通過調(diào)節(jié)變量泵排量系數(shù)改變雙流傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速。圖11展示了變量泵、HMT離合器和HST離合器信號(hào)的設(shè)定值。

HST傳動(dòng)模式下，按圖11所示設(shè)定的變量泵曲線進(jìn)行調(diào)節(jié)時(shí)，匯流行星輪系中太陽輪、行星架和齒圈的速度關(guān)系如圖12所示，驗(yàn)證了在HST模式下，匯流行星輪系三元件鎖為一體，將動(dòng)力整體向傳動(dòng)鏈后端輸出。

3.3 HMT傳動(dòng)模式分析

HMT雙流傳動(dòng)模塊處于液壓機(jī)械雙流傳動(dòng)模式（HMT模式）時(shí)，C2離合器完全分離，C1離合器完全接合。當(dāng)變量泵排量調(diào)節(jié)為正向最大時(shí)，即調(diào)節(jié)變量泵排量調(diào)節(jié)系數(shù)為1，由于此時(shí)行星架的動(dòng)力來自發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)分動(dòng)軸Ⅱ、模式切換機(jī)構(gòu)中齒輪副3和4，此時(shí)匯流行星輪系的齒圈輸出速度最低，即為HMT模式下最低速度；逐漸減小變量泵排量調(diào)節(jié)系數(shù)，直至變量泵排量調(diào)節(jié)為0，此時(shí)變量泵輸出流量為0，即馬達(dá)軸鎖止制動(dòng)，也即液壓路傳遞的動(dòng)力為0，進(jìn)入純機(jī)械傳動(dòng)（MT）模式；繼續(xù)降低變量泵排量調(diào)節(jié)系數(shù)直至到反向最大，即調(diào)節(jié)變量泵的排量系數(shù)為-1，達(dá)到HMT傳動(dòng)模式下最大速度。其中，MT傳動(dòng)模式為HMT傳動(dòng)模式中特殊的工作點(diǎn)，該點(diǎn)處變量泵調(diào)節(jié)系數(shù)為0，低于或高于這一工作點(diǎn)均無法實(shí)現(xiàn)MT傳動(dòng)，將會(huì)進(jìn)入HMT傳動(dòng)模式。

如圖13和圖14所示，在1.1 s時(shí)，HMT離合器C1將動(dòng)力完全傳遞給行星架，并且此時(shí)變量泵排量調(diào)節(jié)系數(shù)為1，匯流行星輪系齒圈轉(zhuǎn)速最低，即為HMT模式下雙流傳動(dòng)模塊最低輸出轉(zhuǎn)速；繼續(xù)調(diào)節(jié)變量泵排量系數(shù)直至為0，雙流傳動(dòng)模塊輸出轉(zhuǎn)速繼續(xù)增大至MT傳動(dòng)模式下轉(zhuǎn)速；再繼續(xù)反向調(diào)節(jié)變量泵排量系數(shù)直至－1，雙流傳動(dòng)模塊輸出轉(zhuǎn)速將繼續(xù)增大，進(jìn)入HMT模式下最高轉(zhuǎn)速。

3.4 模式切換過程分析

HMT雙流傳動(dòng)模塊包括HST模式、HMT模式和MT模式，在動(dòng)力傳動(dòng)過程中，這三種模式可以相互切換，這三種模式間的切換依賴模式切換機(jī)構(gòu)和泵-馬達(dá)液壓系統(tǒng)。不同傳動(dòng)模式下離合器接合狀態(tài)和變量泵排量調(diào)節(jié)系數(shù)如表2所示。

在模式切換過程中，HST模式和HMT模式進(jìn)行切換時(shí)涉及到離合器的接合與分離。HMT切換為MT模式時(shí)，離合器接合狀態(tài)不變，僅需要調(diào)節(jié)泵-馬達(dá)液壓系統(tǒng)中變量泵排量，因此，本文主要討論HST模式和HMT模式之間的切換過程。

3.4.1 HST模式切換為HMT模式

如圖15所示，HMT雙流傳動(dòng)模塊以HST模式起步并穩(wěn)定運(yùn)行，在14 s時(shí)收到模式切換信號(hào)后，準(zhǔn)備進(jìn)行模式切換，HST離合器C2開始分離，15 s時(shí)HST離合器完全斷開后開始逐漸接合HMT離合器，17 s時(shí)HMT完全接合。從HST離合器開始斷開至HMT離合器完全接合的過程中，會(huì)出現(xiàn)明顯的動(dòng)力中斷，為了維持雙流傳動(dòng)模塊輸出轉(zhuǎn)速與模式切換前速度保持一致，需要對(duì)變量泵排量系數(shù)進(jìn)行調(diào)節(jié)，其調(diào)節(jié)曲線和兩個(gè)離合器接合曲線如圖15所示。在模式切換過程中，匯流行星輪系三元件開始起作用，此時(shí)齒圈速度發(fā)生突變，其原因是HST離合器C2逐漸分離，行星架轉(zhuǎn)速降低；在17 s時(shí)開始減小變量泵排量系數(shù)，齒圈轉(zhuǎn)速逐漸升高，直至恢復(fù)到模式切換前的轉(zhuǎn)速，模式切換完畢。該過程中匯流行星輪系三元件轉(zhuǎn)速如圖16所示。

3.4.2 HMT模式切換為HST模式

首先，HMT雙流傳動(dòng)模塊處于HMT模式并穩(wěn)定運(yùn)行后，準(zhǔn)備進(jìn)行模式切換：HST離合器C2接合，HMT離合器C1分離，圖17顯示了HST模式切換為HMT模式時(shí)離合器接合狀態(tài)以及變量泵排量調(diào)節(jié)系數(shù)變化情況。如圖18所示，在模式切換過程中，由于HST離合器C2逐漸接合，匯流行星輪系行星架轉(zhuǎn)速逐漸接近于太陽輪轉(zhuǎn)速，直到HST離合器完全接合，與此同時(shí)調(diào)節(jié)變量泵排量系數(shù)，使得模式切換后雙流傳動(dòng)模塊輸出轉(zhuǎn)速與模式切換前轉(zhuǎn)速保持一致。

從上述分析可知，離合器按照順序結(jié)合分離策略進(jìn)行模式切換時(shí)，模式切換過程中存在較大速度突變，造成模式切換動(dòng)力中斷和平順性變差，因此，需要對(duì)模式切換過程控制方法展開研究，以提高模式切換過程的平順性。

4 新型HMT系統(tǒng)模式切換過程控制

4.1 考慮功率循環(huán)的HMT模式切換策略

HMT雙流傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行模式切換時(shí)需要解決兩個(gè)問題：依據(jù)何種目標(biāo)去選擇傳動(dòng)模式和怎樣進(jìn)行傳動(dòng)模式切換，即傳動(dòng)模式切換策略的制定和傳動(dòng)模式切換過程控制。

傳動(dòng)模式切換策略影響拖拉機(jī)的工作效率和動(dòng)力性，若HMT雙流傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)模式選取不恰當(dāng)，不僅會(huì)嚴(yán)重影響拖拉機(jī)的工作效率，使得搭配該傳動(dòng)系統(tǒng)的拖拉機(jī)生產(chǎn)效率下降，同時(shí)，會(huì)使得發(fā)動(dòng)機(jī)有效功率得不到充分利用，整車動(dòng)力性變差［1，20］。傳動(dòng)模式切換策略是新型HMT雙流傳動(dòng)系統(tǒng)的一項(xiàng)關(guān)鍵技術(shù)。

參考行星混合電動(dòng)汽車傳動(dòng)系結(jié)構(gòu)，其行星齒輪傳動(dòng)鏈中，行星系的其中兩元件與電動(dòng)機(jī)相連，第三個(gè)元件做動(dòng)力輸出；在它進(jìn)行模式切換時(shí)，單電機(jī)驅(qū)動(dòng)模式和雙電機(jī)驅(qū)動(dòng)模式之間最簡(jiǎn)單的模式切換規(guī)律就是利用車速作為唯一控制參數(shù)：車輛速度低于設(shè)定值vs時(shí)為單電機(jī)驅(qū)動(dòng)模式，車輛速度高于vs時(shí)為雙電機(jī)驅(qū)動(dòng)模式，其缺點(diǎn)是：車輛速度在vs附近有較小的波動(dòng)，就會(huì)造成驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)頻繁地進(jìn)行模式切換［21-22］。參照傳統(tǒng)車輛換擋規(guī)律中的換擋延時(shí)概念，可以設(shè)計(jì)傳動(dòng)模式切換延遲［4］，即HST-HMT傳動(dòng)模式切換的切換轉(zhuǎn)速nu高于HMT-HST傳動(dòng)模式切換的切換轉(zhuǎn)速nd，這二者之間的重疊區(qū)域?yàn)閮煞N傳動(dòng)模式的可能工作區(qū)域，根據(jù)模式切換前車輛的行駛狀況判定。通過這種方式進(jìn)行模式切換后，減少了因?yàn)檐囕v速度波動(dòng)而進(jìn)行模式切換的次數(shù)，保證傳動(dòng)模式切換過程的穩(wěn)定性。

由于HMT雙流傳動(dòng)系統(tǒng)具有兩個(gè)自由度，系統(tǒng)的一個(gè)輸出轉(zhuǎn)速（齒圈轉(zhuǎn)速）對(duì)應(yīng)到液壓馬達(dá)和HST離合器從動(dòng)盤的轉(zhuǎn)速不確定，會(huì)存在對(duì)于某一確定轉(zhuǎn)速，HST傳動(dòng)模式和HMT傳動(dòng)模式均可實(shí)現(xiàn)，但是由1.4節(jié)功率流分析可知，在第二階段存在功率循環(huán)。因此，為了減少模式切換循環(huán)，避免循環(huán)功率的出現(xiàn)，本文設(shè)計(jì)了圖19所示的模式切換策略。

由圖19可知，新型HMT雙流傳動(dòng)系統(tǒng)以HST模式起步，此時(shí)只有液壓支路工作；當(dāng)液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速nm大于模式切換轉(zhuǎn)速nsw時(shí)，將傳動(dòng)模式切換為HMT模式，機(jī)械支路開始傳遞動(dòng)力；HMT傳動(dòng)模式下，液壓支路和機(jī)械支路同時(shí)傳遞動(dòng)力，為減少HMT模式下功率循環(huán)（階段二，圖4），盡量工作在純機(jī)械點(diǎn)或HMT超速段（階段三，圖4），因此，在該模式下，當(dāng)液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速小于等于0，即液壓馬達(dá)正轉(zhuǎn)時(shí)，HMT雙流傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行HMT-HST模式切換，機(jī)械支路不傳遞動(dòng)力。

HMT傳動(dòng)模式下，nm始終小于切換轉(zhuǎn)速nsw，當(dāng)液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速nm>0后進(jìn)行模式切換，分為兩步驟：①將變量泵排量向正向調(diào)節(jié)以降低輸出轉(zhuǎn)速低于nsw；②進(jìn)行離合器交接。因此在進(jìn)行HMT-HST模式切換時(shí)的車速要比HST-HMT切換時(shí)的車速小，實(shí)現(xiàn)了模式切換延遲。另外，雙流傳動(dòng)系統(tǒng)工作在HMT模式時(shí)，當(dāng)液壓馬達(dá)正轉(zhuǎn)（nm>0）時(shí)會(huì)切換到HST模式，雖然在HMT-HST切換過程中存在少量的功率循環(huán)，但是遠(yuǎn)小于在階段二（圖4）內(nèi)工作時(shí)所存在的功率循環(huán)，此時(shí)進(jìn)行模式切換降低了循環(huán)功率。

HMT雙流傳動(dòng)模式切換策略中需要確定的參數(shù)是模式切換轉(zhuǎn)速nsw，為使得HST模式下充分利用液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速的能力，同時(shí)為了避免過早切換為HMT模式而造成在階段二（圖4）產(chǎn)生大量循環(huán)功率，nsw值應(yīng)比液壓馬達(dá)最高輸出轉(zhuǎn)速稍小。

4.2 泵-馬達(dá)液壓系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩控制

當(dāng)液壓馬達(dá)的進(jìn)出口壓差為Δp，實(shí)際從液壓泵輸入液壓馬達(dá)的流量為q，排量為Dm，實(shí)際輸出轉(zhuǎn)矩為Tm，輸出轉(zhuǎn)速為nm時(shí)，液壓馬達(dá)輸入的液壓功率乘以液壓馬達(dá)的總效率等于液壓馬達(dá)輸出的機(jī)械功率，即

Δpqη=2πnmTm（11）

又因?yàn)閝=qtηv，qt=Dmnm，η=ηmηv，所以液壓馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩為

Tm=ΔpDmηm2π（12）

式中，η為液壓馬達(dá)總效率；ηv為液壓馬達(dá)容積效率；ηm為液壓馬達(dá)機(jī)械效率。

根據(jù)式（12）可知，對(duì)于某一給定排量的液壓馬達(dá)，可以計(jì)算在給定壓力下液壓馬達(dá)所能輸出的轉(zhuǎn)矩，也可以計(jì)算出在給定負(fù)載轉(zhuǎn)矩下液壓馬達(dá)的工作壓力。

本設(shè)計(jì)采用的泵-馬達(dá)液壓系統(tǒng)中變量泵的控制方式是電磁控制，通過控制變量泵中比例電磁鐵線圈中電流大小來控制斜盤角度，即控制變量泵排量大小，通過試驗(yàn)擬合出的電流與泵流量特性曲線（圖20）、電流與泵出口壓力的特性曲線（圖21）。其中泵軸輸入轉(zhuǎn)速為2200 r/min，液壓泵和馬達(dá)的排量均為56 mL/r。

由圖21可以看出，在給定壓力情況下，可以唯一確定變量泵電磁鐵中的電流大小，即可以唯一確定變量泵中斜盤的傾角。因此可以通過控制電磁鐵中電流大小去控制變量泵輸出的流量和出口壓力，進(jìn)而去控制泵-馬達(dá)液壓系統(tǒng)中馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩。

參照?qǐng)D20和圖21，電流在350 mA左右變量泵才開始有流量輸出，出口壓力開始建立高壓；參考圖中曲線走勢(shì)，變量泵輸出流量和出口壓力電磁鐵可控范圍內(nèi)均與電流近似成線性關(guān)系，因此變量泵輸出口壓力特性可表達(dá)為

p=epmax? 0

式中，pmax為泵馬達(dá)系統(tǒng)中設(shè)定的最大壓力值；e為排量調(diào)節(jié)系數(shù)。

因此，可以確定馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩與電流之間的驅(qū)動(dòng)特性：

T=e（pmax－pl）Dmηm2π（14）

式中，pl為低壓油管內(nèi)壓力值。

4.3 基于馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償?shù)哪Ｊ角袚Q過程控制

4.3.1 模式切換過程動(dòng)力學(xué)分析

車輛以HST模式起步，當(dāng)液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速到達(dá)nsw時(shí)液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩為

TmHST=（pmax－pl）Dmηm2πe1（15）

式中，e1為HST-HMT模式切換前變量泵排量系數(shù)。

根據(jù)式（8）可得齒圈輸出的角加速度為

ω·vHST=1Jm+J2+Jv［（pmax－pl）Dmηm2πesw－Tv］（16）

式中，esw為切換排量系數(shù)。

切換到HMT模式后，可知齒圈的角加速度為

ω·vHMT=

λ1TC1+J2KTmHMT-λ2Tv

K［aJ2-ab（K+1）+b2］

TmHMT=

（pmax-p1）Dmηm2πe2

（17）

λ1=［a（K+1）－b］Ki2

λ2=a－b+J2+2aK－Kb+aK2

式中，TmHMT為HST-HMT模式切換后馬達(dá)輸出的轉(zhuǎn)矩；e2為HST-HMT模式切換后變量泵排量系數(shù)。

考慮到模式切換過程的時(shí)間較短，此時(shí)可視車輛阻力在傳動(dòng)模式切換過程中保持不變，所以式（16）和式（17）阻力相同，可得模式切換過程中角加速度變化量

Δω·v=λ1TC1+J2KTmHMT－λ2TvK［aJ2－ab（K+1）+b2］－TmHST－TvJm+J2+Jv（18）

由于式（18）中各系數(shù)為常數(shù)，可先將系數(shù)求出，便于觀察模式切換時(shí)角加速度變化量與泵-馬達(dá)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩以及HMT離合器C1之間的關(guān)系，因此，對(duì)該式化簡(jiǎn)得到

Δω·v=pmax－pl2πDmηm（0.0469e2－0.0923e1）－

0.309TC1+37.8（19）

由式（19）可以看出，在HST切換為HMT傳動(dòng)模式時(shí)，欲使該切換過程平順，需滿足Δω·v的值為0。而該式表明，在模式切換過程中，影響平順性的因素有兩個(gè)：變量泵排量和HMT離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩。

4.3.2 HST-HMT模式切換過程控制方法

由新型HMT雙流傳動(dòng)速度特性曲線（圖5）可知，HMT模式和HST模式下的輸出轉(zhuǎn)速存在重合的區(qū)域，即HMT模式向下覆蓋HST模式下部分轉(zhuǎn)速區(qū)域。當(dāng)輸出轉(zhuǎn)速在該區(qū)域內(nèi)，既可以HST模式傳動(dòng)，又可以HMT模式傳動(dòng)。因此，在該轉(zhuǎn)速區(qū)域可進(jìn)行HST與HMT模式的切換，如圖22所示，nsw_u、nsw_l分別表示模式切換區(qū)域的上下限轉(zhuǎn)速，nsw表示HST-HMT模式切換轉(zhuǎn)速，nequal表示HST與HMT模式下行星架轉(zhuǎn)速相等。

在模式切換過程中，不僅對(duì)離合器的接合進(jìn)行控制，而且對(duì)變量泵排量進(jìn)行控制，解決了單一控制離合器實(shí)現(xiàn)模式切換帶來的動(dòng)力中斷和較大沖擊問題。

HST-HMT模式切換過程會(huì)發(fā)生如下變化：HST離合器的分離及HMT離合器的接合、變量泵排量調(diào)節(jié)、行星輪系由整體回轉(zhuǎn)變?yōu)楣ぷ鳡顟B(tài)。由濕式離合器分離特性可知，變速器控制器（TCU）在接收到HST離合器分離的信號(hào)后，所傳遞的轉(zhuǎn)矩快速減小，可認(rèn)為HST離合器瞬間完成了分離過程，HMT離合器在接收到接合信號(hào)后，緩慢滑摩接合以保證HMT離合器主從動(dòng)盤轉(zhuǎn)速一致，同時(shí)，變量泵排量相應(yīng)調(diào)節(jié)。照此分析，HST-HMT模式切換過程如圖23所示。

由于發(fā)動(dòng)機(jī)在不同油門開度下，液壓泵輸入軸轉(zhuǎn)速也不同，因此，模式切換轉(zhuǎn)速nsw不可能是定值，需要根據(jù)當(dāng)前油門開度來確定此時(shí)模式切換的轉(zhuǎn)速。

由圖5所示HMT雙流傳動(dòng)速度特性曲線可知，該曲線是在怠速轉(zhuǎn)速下獲得，為了覆蓋發(fā)動(dòng)機(jī)不同油門開度下雙流傳動(dòng)特性曲線，需要結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)特性曲線、油門開度和泵-馬達(dá)系統(tǒng)排量來制定不同油門開度下雙流傳動(dòng)系統(tǒng)的速度特性曲線，并依照此曲線計(jì)算出某一油門開度下的模式切換轉(zhuǎn)速nsw。

由圖19所示模式切換策略分析可知，為使得HST模式下充分利用液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速的能力，同時(shí)為了避免過早切換為HMT模式而造成在階段二（圖4）產(chǎn)生大量循環(huán)功率，nsw值應(yīng)該比液壓馬達(dá)最高輸出轉(zhuǎn)速稍小，這里確定模式切換轉(zhuǎn)速為液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速的95%。

依據(jù)不同油門開度下HMT雙流傳動(dòng)速度特性曲線，計(jì)算出模式切換后變量泵的理論排量系數(shù)e2，變量泵排量調(diào)節(jié)策略可依據(jù)該理論排量系數(shù)e2進(jìn)行排量閉環(huán)調(diào)節(jié)，使模式切換后車速保持穩(wěn)定，同時(shí)保證模式切換過程的平順性。

4.3.3 HMT-HST模式切換過程控制方法

在車輛減速過程中會(huì)發(fā)生HMT-HST模式切換。此時(shí)雙流傳動(dòng)系統(tǒng)會(huì)發(fā)生如下變化：變量泵排量調(diào)節(jié)、HMT離合器斷開及HST離合器滑摩接合、匯流行星輪系由工作狀態(tài)逐漸鎖為一體整體回轉(zhuǎn)。車輛以HMT模式減速時(shí)，當(dāng)液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速大于0時(shí)，繼續(xù)增大變量泵排量將出現(xiàn)功率循環(huán)的現(xiàn)象，按照模式切換策略，在馬達(dá)轉(zhuǎn)速接近0時(shí)進(jìn)行模式切換準(zhǔn)備，首先將液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)至與行星架轉(zhuǎn)速一致，逐步接合HST離合器至轉(zhuǎn)速穩(wěn)定點(diǎn)，然后瞬間斷開HMT離合器，之后HST離合器繼續(xù)接合，完成傳動(dòng)模式的切換。

HMT-HST模式切換流程如圖25所示。

5 仿真分析

5.1 AMESim和Simulink聯(lián)合仿真模型

5.1.1 濕式離合器模型

濕式離合器在工作過程中具體動(dòng)力學(xué)特性較為復(fù)雜，在實(shí)車控制時(shí)需要通過相應(yīng)的標(biāo)定或油壓傳感器相互配合來控制濕式離合器。本文仿真?zhèn)戎攸c(diǎn)是驗(yàn)證通過聯(lián)合調(diào)節(jié)離合器和變量泵排量提升模式切換時(shí)的平順性，改善切換時(shí)出現(xiàn)的動(dòng)力中斷，因此，本文選用的離合器控制模塊的子模型為：給定單片離合器片所能傳遞的轉(zhuǎn)矩，通過控制輸入信號(hào)（0～1）變化來控制離合器轉(zhuǎn)矩的輸出。

5.1.2 新型HMT雙流傳動(dòng)系統(tǒng)物理模型

HMT雙流傳動(dòng)系統(tǒng)由發(fā)動(dòng)機(jī)、模式切換機(jī)構(gòu)（兩個(gè)濕式離合器）、泵-馬達(dá)液壓調(diào)速系統(tǒng)、匯流行星輪系和等效阻力輸入模塊組成，如圖26所示，圖中包括兩個(gè)轉(zhuǎn)速傳感器和一個(gè)角加速度傳感器，用于聯(lián)合仿真時(shí)為控制系統(tǒng)提供信息。

匯流行星輪系為理想行星齒輪傳動(dòng)，不考慮齒輪彈性和嚙合損失。泵-馬達(dá)液壓系統(tǒng)容積效率設(shè)為定值，在模式切換過程中不考慮系統(tǒng)容積效率的變化。

5.1.3 控制策略模型

模式切換時(shí)要同時(shí)調(diào)節(jié)變量泵排量和離合器接合程度，控制邏輯較為復(fù)雜。AMESim可以完成簡(jiǎn)單的控制策略仿真，對(duì)于復(fù)雜控制策略，可采用Simulink搭建仿真模型，本文使用AMESim-Simulink聯(lián)合仿真接口完成，即Simulink庫中的“Simcenter AMESim Interfaces/AME2SLCoSim”模塊。

在Simulink中建立的控制模型如圖27所示。圖27中包括：新型HMT雙流傳動(dòng)速度特性子系統(tǒng)，用于計(jì)算模式切換條件信息；HST-HMT/HMT-HST模式切換監(jiān)測(cè)子系統(tǒng)，用于監(jiān)測(cè)是否達(dá)到HST-HMT或HMT-HST模式切換的條件；泵-馬達(dá)系統(tǒng)/離合器控制策略，內(nèi)部包含變量泵排量控制子系統(tǒng)和離合器轉(zhuǎn)矩控制子系統(tǒng)，用于控制車輛起步、模式切換過程中排量的調(diào)節(jié)，以及離合器接合與分離的轉(zhuǎn)矩控制；Simulink聯(lián)合仿真接口是直接調(diào)用庫中封裝好的接口，其底層是由s-function編寫而成。

AMESim通過創(chuàng)建Interface接口進(jìn)而與Simulink進(jìn)行數(shù)據(jù)交換，所建立的Interface接口包含的數(shù)據(jù)如圖28所示。

5.2 基于馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償?shù)哪Ｊ角袚Q過程仿真分析

選取單一控制離合器、順序控制離合器與變量泵兩種控制策略與本文提出的控制模式切換控制方法進(jìn)行對(duì)比。

單一控制離合器方式是指在進(jìn)行模式切換時(shí)，變量泵排量保持不變，僅通過控制離合器實(shí)現(xiàn)模式切換過程。順序控制離合器與變量泵方式是通過控制離合器交接后，再調(diào)節(jié)變量泵排量使定量馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速恢復(fù)到模式切換前的轉(zhuǎn)速，完成模式切換過程。本文提出的基于馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償?shù)哪Ｊ角袚Q控制是指在模式切換過程中，同時(shí)控制離合器和變量泵排量，利用定量馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩去補(bǔ)償離合器斷開造成的部分動(dòng)力損失，使模式切換過程動(dòng)力中斷情況盡可能減小，進(jìn)而使得模式切換更加平順。

5.2.1 HST-HMT模式切換過程仿真分析

設(shè)定發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度為0.1，阻力矩設(shè)為定值50 N·m，設(shè)置模式切換前的傳動(dòng)模式為HST模式，并在20 s發(fā)出HST-HMT模式切換的指令。

如圖29和圖30所示，按照單一控制離合器或順序控制離合器與變量泵方式進(jìn)行模式切換時(shí)，先完全斷開HST離合器，再接合HMT離合器，齒圈輸出轉(zhuǎn)速由1107 r/min階躍到797 r/min。由于HST離合器斷開后行星架處于自由狀態(tài)，在阻力矩作用下轉(zhuǎn)速急劇下降，直至HMT離合器接合過程中，行星架轉(zhuǎn)速回升至機(jī)械支路額定轉(zhuǎn)速，齒圈輸出趨于穩(wěn)定，但存在明顯動(dòng)力中斷。本文提出的控制方法（基于馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償?shù)哪Ｊ角袚Q控制）在接收到HST-HMT模式切換指令后，先快速充油消除HMT離合器空行程，然后緩慢增大接合油壓，

當(dāng)檢測(cè)到行星架轉(zhuǎn)速有輕微下降時(shí)快速斷開HST離合器，同時(shí)調(diào)節(jié)HMT離合器和變量泵排量，使齒圈輸出轉(zhuǎn)速恢復(fù)至切換前的轉(zhuǎn)速，切換平穩(wěn)。

依據(jù)新型HMT雙流傳動(dòng)速度特性子系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)了模式切換隨發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度自適應(yīng)控制，即在不同油門開度下，利用雙流傳動(dòng)速度特性曲線可計(jì)算出當(dāng)前油門開度下模式切換的條件及變量泵排量參數(shù)。圖31所示為不同油門開度下模式切換過程中齒圈輸出轉(zhuǎn)速的變化。

5.2.2 HMT-HST模式切換過程仿真分析

設(shè)定發(fā)動(dòng)機(jī)油門開度為0.1，阻力矩設(shè)為定值50 N·m，設(shè)置模式切換前的傳動(dòng)模式為HMT，并在20 s發(fā)出HST-HMT模式切換的指令。圖32所示為基于馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償?shù)哪Ｊ角袚Q控制方法下變量泵、HST離合器和HMT離合器輸出的控制信號(hào)。

由圖32和圖33可以看出，對(duì)于基于馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償?shù)哪Ｊ角袚Q控制，車輛以HMT模式行駛時(shí)，車輛減速至20 s，滿足HMT-HST模式切換的條件，即將進(jìn)入HMT-HST模式切換準(zhǔn)備階段。先閉環(huán)調(diào)節(jié)變量泵排量，將液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速調(diào)整至與行星架轉(zhuǎn)速一致，然后在t1時(shí)刻（圖32）開始快速接合HST離合器至滑摩狀態(tài)，當(dāng)監(jiān)測(cè)到行星架齒輪轉(zhuǎn)速有下降趨勢(shì)時(shí)，在t2時(shí)刻瞬間斷開HMT離合器，再緩慢接合HST離合器直至完全接合，完成HMT-HST傳動(dòng)模式的切換。對(duì)于單一控制離合器或順序控制離合器與變量泵控制，行星架轉(zhuǎn)速將出現(xiàn)較大的波動(dòng)，出現(xiàn)短時(shí)間的動(dòng)力中斷現(xiàn)象，HST離合器接合完畢后，單一控制離合器無法恢復(fù)模式切換前轉(zhuǎn)速，順序控制離合器與變量泵控制可以恢復(fù)模式切換前轉(zhuǎn)速。由圖34可以看出，按照本文制定的模式切換控制方法進(jìn)行模式切換時(shí)，能夠有效降低模式切換過程中的角加速度變化，在一定程度上提高了模式切換的平順性。

6 實(shí)車試驗(yàn)

6.1 試驗(yàn)裝置

試驗(yàn)車為中國(guó)某農(nóng)機(jī)廠生產(chǎn)的58.8 kW輕型拖拉機(jī)，該車的主要參數(shù)如表3所示。

圖35所示為試驗(yàn)拖拉機(jī)及機(jī)具，試驗(yàn)拖拉機(jī)所裝載的機(jī)具是525鏵式翻轉(zhuǎn)犁，該機(jī)具的參數(shù)如表4所示。

本次試驗(yàn)采用NI-PCI6229采集卡以及SCB-68A接線盒。

在LabVIEW軟件中搭建數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，在試驗(yàn)時(shí)對(duì)齒圈轉(zhuǎn)速以及角加速度進(jìn)行采集。

6.2 實(shí)車試驗(yàn)與結(jié)果分析

6.2.1 HST-HMT模式切換

試驗(yàn)時(shí)，先使用電子控制手柄掛入機(jī)械 1擋，將傳動(dòng)模式選為 HST模式。然后調(diào)節(jié) HST離合器連接的可調(diào)電源，觀察 HST離合器油壓表達(dá)到 2.3 MPa（屬于低壓范疇，為主油路調(diào)壓，實(shí)際作用在摩擦片表面的面壓為2.1 MPa，小于銅基摩擦片的4 MPa許用面壓，但比汽車常見的紙基摩擦片面壓0.8～1 MPa要高很多，主要是傳遞大扭矩時(shí)結(jié)構(gòu)比較緊湊）時(shí)，HST離合器完全接合，推動(dòng)電子控制手柄調(diào)速。當(dāng)檢測(cè)到馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速達(dá)到模式切換閾值時(shí)，先保持 HST離合器不變，緩慢調(diào)節(jié) HMT離合器連接的可調(diào)電源。當(dāng)檢測(cè)到行星架轉(zhuǎn)速降低時(shí)，將 HST離合器連接的電源關(guān)閉，快速接合HMT離合器。試驗(yàn)中記錄驅(qū)動(dòng)輪輸出轉(zhuǎn)速和角加速度，見圖36和圖37，與仿真結(jié)果圖29和圖30對(duì)比可知，切換過程中仿真結(jié)果的輸出轉(zhuǎn)速會(huì)降至1000 r/min，并在2 s后動(dòng)力恢復(fù)，實(shí)車試驗(yàn)輸出轉(zhuǎn)速會(huì)降至947 r/min，需要相對(duì)仿真更久的時(shí)間恢復(fù)動(dòng)力。切換過程中角加速度的幅值也比另外兩種控制方法更小，整體趨勢(shì)一致。

HST-HMT模式切換過程的實(shí)車試驗(yàn)和仿真結(jié)果均表明，采用馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償?shù)目刂品椒ㄅc單一控制離合器和變量泵的控制方式相比，能有效降低 HST-HMT模式切換過程中的動(dòng)力中斷和速度波動(dòng)，使切換更加迅速，切換過程沖擊更小，切換更加平穩(wěn)。

6.2.2 HMT-HST模式切換

HMT-MST模式切換試驗(yàn)時(shí)，先使用電子控制手柄掛入機(jī)械 1擋，將傳動(dòng)模式選為 HMT模式，并將變量泵排量調(diào)節(jié)到正向最大。然后調(diào)節(jié) HMT離合器連接的可調(diào)電源，觀察 HMT離合器油壓表達(dá)到 2.3 MPa時(shí)，HMT離合器完全接合，再快速將變量泵排量調(diào)到 HMT調(diào)速第二階段。按下HMT-HST模式切換的按鍵，先保持 HMT離合器不變，然后調(diào)節(jié) HST離合器連接的可調(diào)電源。當(dāng)檢測(cè)到行星架轉(zhuǎn)速降低以及傳動(dòng)系傳動(dòng)噪聲增大時(shí)，快速斷開 HMT離合器并快速接合HST離合器。將圖38和圖39與仿真結(jié)果圖33和圖34對(duì)比可見，實(shí)車試驗(yàn)切換過程中不會(huì)出現(xiàn)轉(zhuǎn)速大幅下降，角加速度的幅值變化比另外兩種控制方法幅值變化更小，切換過程中轉(zhuǎn)速與角加速度變化趨勢(shì)相同。

HMT-HST模式切換過程的實(shí)車試驗(yàn)與仿真結(jié)果均表明，單一控制離合器和變量泵會(huì)出現(xiàn)明顯的動(dòng)力中斷和速度波動(dòng)，而馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償控制方法可以減小動(dòng)力中斷和速度波動(dòng)。

7 結(jié)論

（1）本文對(duì)新型HMT雙流傳動(dòng)功率流進(jìn)行分析，得到了HMT傳動(dòng)模式的第一段內(nèi)（階段二）存在循環(huán)功率，該系統(tǒng)工作時(shí)應(yīng)盡量避開這一階段。

（2）提出模式切換控制策略，實(shí)現(xiàn)了模式切換延遲，避免了傳動(dòng)時(shí)大量功率循環(huán)；提出了基于泵排量和離合器聯(lián)合調(diào)節(jié)的HST-HMT模式切換方法；制定了不同油門開度下的模式切換策略。

（3）通過AMESim和Simulink聯(lián)合仿真，驗(yàn)證了變量泵排量和離合器聯(lián)合調(diào)節(jié)的控制策略的可行性；搭建新型HMT雙流傳動(dòng)系統(tǒng)特性子系統(tǒng)計(jì)算模式切換條件，驗(yàn)證了不同油門開度下模式切換的可行性，解決了不同轉(zhuǎn)速下模式切換的問題。

（4）通過實(shí)車試驗(yàn)進(jìn)一步驗(yàn)證了考慮馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償?shù)哪Ｊ角袚Q控制策略的有效性，解決了模式切換過程中動(dòng)力中斷和速度波動(dòng)過大、沖擊過大的問題，使切換過程更加迅速、平穩(wěn)。

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（編輯 王旻玥）

作者簡(jiǎn)介：

夏 光，男，1983年生，副研究員、博士研究生導(dǎo)師。研究方向?yàn)檐囕v主動(dòng)安全與智能控制。E-mail：xiaguang008@163.com。