輪轂液壓輔助驅動車輛蠕行模式控制研究

曾小華,劉持林,李文遠,宋大鳳,李立鑫

(吉林大學汽車仿真與控制國家重點實驗室,130025,長春)

重型商用車輛的工作環境復雜且惡劣[1],經常需要低速移動,可能會出現整車機械傳動系統無法正常工作的極端情況,如變速箱損壞或傳動軸斷裂等。輪轂液壓輔助驅動系統因性能優異,應用于重型商用車輛優勢明顯,目前已經引起國內外研究學者的重視[2-5]。國內對輪轂液驅系統的研究尚處于起步階段,例如:哈爾濱工業大學的孫輝等提出了不同結構形式的液壓混合動力車輛的控制策略[6-7];吉林大學的曾小華等對輪轂液驅混合動力系統進行了研究[8],提出了輪轂馬達驅動的液壓閉式系統構型方案[9],并提出了輪速跟隨的整體控制思想[10],但對該系統的研究仍有不足,如方案優化與控制等,需要進一步完善[11];吉林大學的李相華等以手柄輸入來控制液壓泵的排量,但未充分考慮車輛負載的影響[12]。國外企業已經推出應用輪轂液驅系統的相關產品,例如:德國的博世力士樂公司推出了液力牽引輔助系統[13];法國的波克蘭公司推出了靜液壓輔助驅動系統[14-15]。

針對輪轂液驅系統蠕行模式下液壓泵排量控制粗放的問題,本文基于輪轂液驅混合動力系統方案,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系統等效為液壓機械無級變速器,并將無級變速器的速比控制思想應用于液壓泵的排量控制,實現了液壓系統根據整車負載自動調節液壓泵排量,進而控制發動機工作點實現整車的最佳經濟性運行。本研究對液壓變量泵排量控制策略的開發及應用應具有一定的借鑒價值。

1 輪轂液驅系統結構

輪轂液驅系統結構如圖1所示,基于傳統后驅重型車輛結構,添加了液壓泵、液壓馬達、液壓閥組等元件。其中,液壓泵的輸入端通過萬向節與發動機后端飛輪處取力器的輸出端連接,系統通過調節液壓泵組件中主泵的排量來改變輪轂馬達的輸出功率,以適應不同負載需求。

圖1 輪轂液驅系統結構

當重型商用車低速作業或者遇到機械傳動系統無法正常工作的極端情況時,可通過發動機帶動前輪液壓馬達提供驅動力,此時輪轂液驅系統工作于蠕行模式。蠕行模式下,整車驅動系統可以簡化為以發動機為動力源的變量泵-定量馬達系統,如圖2所示。

圖2 變量泵-定量馬達系統

2 蠕行模式控制

2.1 速比特性

當不考慮回路的容積效率時,液壓馬達的轉速與液壓泵的排量關系為

(1)

式中:nm為馬達轉速,r/min;np為泵轉速,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為馬達排量,mL/r。式(1)中考慮了系統中存在2個液壓馬達,下文相關推導也將馬達數量考慮在內。

不考慮回路損失時,液壓馬達的輸出轉矩為

Tm=ΔpDm

(2)

式中:Δp為馬達兩腔壓差,MPa。

回路中液壓馬達的輸出功率為

Pm=ΔpDmnm=0.5ΔpDpnp

(3)

綜上所述,液壓泵和液壓馬達所組成的容積調速回路為恒轉矩輸出,可實現正反向無級調速,液壓馬達的輸出轉矩和回路的工作壓力均由負載轉矩來決定。液壓馬達參數如表1所示。

表1 液壓馬達參數

由液壓泵到液壓馬達,根據速度特性式(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,在不考慮損失時,可簡化為速比為21.73/α的無級變速器。當系統中取力器速比為108時,發動機到前輪之間的速比為23.49/α。

蠕行模式下,通過調節液壓泵開度α,可實現由發動機到驅動輪處最小速比為23.49的無級變速。

2.2 控制方法

根據蠕行模式下車輛的行駛情況,通過調節液壓傳動系統的速比來改變發動機轉速,進而控制發動機工作點,實現車輛的最佳經濟性運行。無級變速器的目標速比的計算公式為

(5)

式中:icvt,obj為無級變速器的目標速比;r為車輪半徑,m;nopt為發動機最佳經濟性運行時對應的轉速,r/min;i0為主減速器速比;ua為實際車速,m/s。

將無級變速器的速比控制應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化為需求功率,然后根據需求功率和發動機實際轉速控制節氣門開度,使發動機輸出功率跟隨加速踏板開度的變化。通過需求功率與發動機最優曲線確定發動機目標轉速,并根據車速、車輪半徑、發動機轉速與主減速比之間的關系得到目標速比,

圖3 蠕行模式的液壓泵排量控制流程

進而控制液壓泵的排量。

基于以上無級速比控制方法,以駕駛員加速踏板作為輸入量,設計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過程中,即使操作員不踩加速踏板,車輛仍可自動保持操作員所希望的行駛速度。若道路坡度或負載阻力發生變化,控制系統可自動調節發動機轉速或傳動系參數,使車輛按目標車速自動行駛。等速巡航控制可以減輕操作員因長時間控制油門而產生的疲勞,減輕勞動強度,減少或避免事故的發生。

傳統比例積分微分(PID)控制器具有原理簡單、使用方便、魯棒性好等優點,但對于非線性、時變性和不確定性大的復雜控制對象,存在參數整定不良、性能欠佳和環境適應性差的問題[16-17]。因而,當采用傳統PID控制器進行等速巡航控制時,由于控制參數固定,在外界擾動和路況改變的條件下車速跟隨效果較差。模糊PID控制器可以實現PID控制器參數的在線調整,滿足對車速的實時控制,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。

考慮該系統工作時車速較低,確定速度偏差e的模糊論域為{0,2,4,6},偏差變化率ec的模糊論域為{0,2,4,6},輸入量e和ec的隸屬度函數取為三角形函數,如圖5所示。

圖5 e和ec的隸屬度函數

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Kp、積分系數Ki、微分系數Kd[18],分別表示為

(7)

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

當速度偏差e較大時,為盡快減少偏差量,可適當增大比例份額,將積分系數Ki和微分系數Kd盡量調小,甚至作歸零處理;當速度偏差e一般時,為保證控制的高精度和系統的響應效果,應適當增大微分系數Kd;當速度偏差e較小時,可取較大的比例積分系數Kp以保證良好的系統穩定性,取適當的微分系數Kd以避免系統在平衡點處出現振蕩。基于e和ec的隸屬度函數和上述控制設計經驗,得出ΔKp、ΔKi、ΔKd的模糊控制規則,如表2～表4[19-20]所示。

表2 ΔKp的模糊控制規則

表3 ΔKi的模糊控制規則

表4 ΔKd的模糊控制規則

3 模型搭建與仿真分析

3.1 模型搭建

根據本文提出的蠕行模式控制,在AMESim中搭建了整車機械傳動模型和液壓系統模型,如圖6所示。

本文研究基于某企業重型卡車,該車整車模型主要動力部件的仿真參數如表5所示。

k:輸入常量;J:旋轉載荷;α1:輸入路面坡度;v:速度傳感器;W:轉速傳感器;T:溫度信號轉換器圖6 整車模型

參數數值參數數值整車滿載質量/kg51 000發動機最大功率時的轉速/r·min-11 900車輪半徑/m0.544驅動橋主減速比5.921迎風面積/m26.7取力器傳動比1.08空氣阻力系數0.8液壓泵最大排量/mL·r-196滾阻系數0.008液壓泵理論流量/L·min-1192發動機最大轉矩/N·m1 806液壓泵理論流量時的轉速/r·min-12 000發動機最大轉矩時的轉速/r·min-11 400補油泵排量/mL·r-122發動機最大功率/kW275

3.2 仿真分析

為了檢驗提出的蠕行模式控制方法的控制效果,設計起步、加速爬坡和等速巡航3種工況進行驗證:起步工況可以檢驗蠕行模式控制方法的響應特性;加速爬坡工況可以在加速踏板和坡度發生變化時,檢驗該方法的控制效果;等速巡航工況可以檢驗該方法的自調節能力。

仿真設定的加速踏板開度與需求功率的關系如圖7所示。由表1中的馬達參數可知,單個馬達的最大輸出功率為40kW。當加速踏板開度為1.0時,整車需求功率為80kW。為了減小起車時液壓系統的油液沖擊,在加速踏板開度較小時輸出小功率;當加速踏板開度在0.2～0.8區間內,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。該曲線符合機械傳動車輛加速踏板開度與需求功率的一般規律。

圖7 加速踏板開度與需求功率的關系

AMESim發動機模型中發動機轉速、發動機功率與節氣門開度的關系如圖8所示。

圖8 節氣門開度與發動機轉速和功率的關系

3.2.1 起步工況 仿真過程中加速踏板開度隨時間t的變化如圖9所示,10s時踏板開度由0增加到0.4,歷時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、目標速比、發動機轉速、液壓泵開度與時間的關系見圖10,可以看出:10～12s,發動機轉速增加,此時由于車速較低,目標速比很大;12～17.13s,車速上升,速比降低,液壓系統起作用,液壓泵開度增加到1.0,車輛在恒定的發動機轉速下加速;在17.13s,由于液壓系統的限制,速比到達下限23.49;之后,發動機轉速和車速持續上升,直到與外界阻力平衡。

(a)車速

(b)目標速比

(c)發動機轉速

(d)液壓泵開度圖10 起步工況仿真結果

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現速比大于23.49的無級變速,此時液壓系統調節發動機工作于高效率區間。但由于液壓系統限制,在17.13s以后,速比低于系統控制下限23.49,發動機轉速逐漸升高至最高1 900r/min,車速也隨之升高至蠕行模式的最高車速4.61m/s。在液壓系統起作用階段,液壓機械無級變速器的速比控制效果明顯。

當液壓泵開度為1.0時,發動機轉速達到最大值1 900r/min,速比達到最小值23.49,液壓馬達轉速達到最大值80.95r/min,蠕行模式下的最高車速為4.61m/s。若只考慮滾動阻力和空氣阻力,此時的需求功率只有4.93kW,參考圖7,該需求功率對應的踏板開度為0.13,故本仿真條件設定的踏板開度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,加速踏板開度由0增加到0.4,歷時2s;100s時,輸入路面坡度4%;200s時,加速踏板開度由0.4上升到0.6,歷時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、目標速比、發動機轉速、液壓泵開度與時間的關系如圖12所示,可以看出:在路面坡度變化之前(0～100s),液壓系統響應與起步工況仿真結果相同,整車以蠕行模式下最高車速勻速行駛,目標速比保持恒定;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,目標速比超過液壓系統速比調節下限23.49,液壓系統開始起作用,通過改變發動機轉速控制發動機工作點,實現車輛的最佳經濟性運行;加速踏板踩下后(200～400s),發動機需求轉速上升,目標速比減小,加速過程中車速上升,速比開始向減小的方向調節,直到與外界阻力平衡,此階段速比沒有超出液壓系統速比調節界限,在過渡階段發動機經過短暫的非穩態過程重新工作于高效率區間。

(a)車速

(b)目標速比

(c)發動機轉速

(d)液壓泵開度圖12 加速爬坡工況結果

3.2.3 等速巡航工況 采用傳統PID與模糊PID分別進行仿真,對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,加速踏板開度由0增加到0.4,歷時2s,第30s時進入等速巡航,100s時輸入路面坡度4%,仿真結果如圖13所示。

圖13 不同控制方法的車速跟隨結果

由圖13可知,打開等速巡航開關和改變坡度之后,整車在經歷短暫小幅度的非穩態狀態后,迅速跟隨目標車速,模糊PID控制效果優于傳統PID。

(a)參數Kp的變化

在傳統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,在仿真過程中參數始終在線調整。

(b)參數Ki的變化圖14 參數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際使用要求,通過改變液壓系統部件相關參數,可以實現速比在更大范圍內進行調節。

4 結 論

針對輪轂液驅系統的蠕行模式,將無級變速器的速比控制思想應用于液壓泵的排量控制;利用AMESim軟件建立輪轂液驅系統整車模型,并進行實車工況仿真驗證。仿真結果表明:在液壓系統工作范圍內,提出的蠕行模式控制方法可以實現速比的無級控制,通過改變發動機轉速調節發動機工作點,實現車輛的最佳經濟性運行;此外,基于模糊邏輯的PID控制器能夠更加準確地實現蠕行模式的等速巡航控制。