液壓輔助前橋驅動系統控制閥組試驗分析＊

張軒銘 聶彥鑫 曾小華 劉志茹 李勝

（1.吉林大學，汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130022；2.中國汽車技術研究中心，天津 300300；3.深圳市科列技術股份有限公司，深圳 518057；4.一汽解放青島汽車有限公司，青島 266043）

主題詞：液壓輔助前橋驅動系統 控制閥組 試驗分析 仿真驗證

1 前言

液壓輔助驅動是一種新型短時輔助驅動技術[1-2]。在不改變原車底盤結構的情況下，增加一套輪轂液壓馬達驅動系統進行輔助驅動，使整車可以適時地由后輪驅動切換為全輪驅動，在良好路面上，該系統退出工作，車輛恢復傳統機械驅動[3]。該系統液壓泵、輪轂液壓馬達等液壓元件體積小、比功率大、易于布置[4-5]，近年來，該技術在海外已成功應用于農業機械、礦用車等行駛工況復雜的領域[6]，而國內尚未有相關成熟產品投入應用[7]。

復雜多變的行駛工況[8]要求液壓輔助驅動系統具有良好的適應性。李勝等人在理論研究方面分析了輪轂液壓馬達輔助驅動系統的結構原理與工作模式[9]，但未從試驗角度對工作模式切換時控制閥組的閥口壓力、流量等響應進行驗證。吉林大學賀輝等人針對商用車復雜的使用要求[10]，將輪轂液壓馬達輔助驅動系統劃分為3種工作狀態，并根據擋位、液壓系統狀態及制動情況進行模式切換，充分發揮了輪轂液壓馬達輔助驅動的功能，但未對控制閥組內部結構機理進行深入研究。

本文搭建了液壓輔助前橋驅動試驗樣車，通過試驗研究液壓輔助前橋驅動系統中控制閥組在不同模式下的響應特性，并基于此設計一種應用于液壓輔助前橋驅動系統的控制閥組結構，同時在AMESim及MATLAB/Simulink中搭建模型進行仿真，并通過試驗進行對比驗證。

2 系統結構與樣車試驗平臺

2.1 系統結構

液壓輔助前橋驅動系統主要包括液壓控制閥組、取力器（Power Take Off，PTO）、輪轂液壓馬達、變量泵組件等，如圖1所示。

圖1 液壓輔助前橋驅動系統結構

在良好路面，輪轂液壓馬達殼體與柱塞分離，前輪空轉，不輸出驅動轉矩，系統處于自由輪模式；在惡劣路況條件下，為提高通過性，閥組動作控制液壓泵與液壓馬達，實現前進或后退助力[11]，系統處于輔助驅動模式；在換擋或制動時，閥組短暫切斷泵與輪轂液壓馬達的油路連接，系統處于旁通模式。

2.2 樣車試驗平臺

液壓輔助前橋驅動系統的試驗樣車如圖2所示。液壓系統控制器與上位機（電腦）通過CAN總線[12]連接。液壓泵組件包括補油泵、安全閥等結構[13]。徑向柱塞式輪轂液壓馬達[14]的液壓連接端口用于連接主油路以及殼體的泄流端口[15]。在整個系統控制模式切換過程中，液壓控制閥組是最關鍵的部件。

圖2 前橋驅動系統試驗樣車

圖3展示了液壓控制閥組[16]的外部結構，共含有10個連接端口，各端口與其他液壓元件的連接關系如表1所示。

圖3 液壓控制閥組

表1 控制閥組端口

研究液壓控制閥組的內部結構時，可利用壓力和流量傳感器[17]測量各端口壓力和流量的變化情況，并切換不同模式進行對比，由此推斷不同模式下閥組中各端口的連接關系。

液壓控制閥組本身帶有壓力傳感器[18]MG、MA、MB1，另外需要安裝壓力傳感器PCH、PA1、PD、PB以及流量傳感器QT1、QT2，各傳感器按照圖4所示方案布置，各傳感器的參數和作用如表2所示。

圖4 傳感器布置方案

表2 傳感器參數

3 試驗分析

3.1 試驗過程

試驗工況：維持系統樣機轉速在1 500±100 r/min范圍內，車輛在平坦路面上勻速行駛，路面附著系數為0.5，控制器使系統由自由輪模式切換到輔助驅動模式，手動變速器從1擋連續換擋至6擋。

圖5描述了該工況中閥組D、A1和B的壓力變化情況，圖6描述了該工況中閥組G、A、B1的壓力變化曲線及實際泵開度變化曲線。

圖5 端口D、端口A1、端口B壓力曲線

圖6 端口G、端口A、端口B1壓力曲線

通過圖5、圖6所示的現象可以推測，系統處于輔助驅動模式時：端口A與端口A1接通，B、B1、G端口接通；端口D的壓力約為0，即為泄流端口，連接到端口T1或端口T2。

自由輪模式時端口G、B和D的壓力曲線如圖7所示。系統處于自由輪模式時，端口G和端口B的壓力變化趨勢一致，且與D保持一定的壓力差，故2個端口之間存在某種可以限壓或減壓的構件。

圖7 自由輪模式時端口G、B和D的壓力曲線

自由輪模式和輔助驅動模式時端口T2的流量曲線分別如圖8、圖9所示。圖8中，在第20～100 s期間，系統處于自由輪模式，端口T2的流量逐漸上升，這是發動機的轉速和油泵流量逐漸升高引起的。圖8和圖9所示結果表明：系統處于自由輪模式時，端口T2的流量輸出較大，這是因為補油泵的壓力過大，限壓閥發揮作用，使油液從T2端口流出；在輔助驅動模式下，液壓泵的主油路端口與輪轂液壓馬達接通，形成供油回路，此時T2的流量基本穩定在17.55 L/min附近，微小的波動來源于液壓泵的流量脈動；接近第150 s時，端口D接通端口T2，通過端口T2泄流，所以T2的流量很快減小至0，由此可見，端口T2是端口G與端口D之間的限壓裝置的泄流端口。

圖8 自由輪模式時端口T2的流量曲線

圖9 輔助驅動模式時端口T2的流量曲線

對于端口T1的功能，可以進行以下猜想：為保證穩定的工作環境，閉式傳動回路中的熱油需冷卻，因此需要輸送到冷卻設備中，故回路中需要設置沖洗閥。因此，可以認為端口T1為閥組中沖洗閥的泄流端口。以同樣的方法測量主油路壓力端口A、B1與端口T1的流量的變化關系，以驗證本文的猜想，如圖10所示。

圖10 端口T1的流量曲線

從圖10可以看出：端口T1輸出的流量在10 L/min以下波動；當端口B1處回油路壓力存在較大的波動（第160 s、215 s處）時，端口T1的流量輸出隨之波動。

3.2 試驗結論

綜合以上現象，可得出如下結論：

a.當系統處于自由輪模式下時，液壓泵不向輪轂液壓馬達傳遞動力，而液壓泵快速卸荷的同時，需保證輪轂液壓馬達的柱塞與殼體完全分離，不產生驅動力，因此輪轂液壓馬達的殼體存應保留較小壓力（0.3～0.5 MPa）；

b.當系統處于輔助驅動模式下時，液壓泵與輪轂液壓馬達建立動力傳遞回路，驅動前輪輸出轉矩，同時輪轂液壓馬達的殼體壓力在短時間內降為0，以減小前進的阻力，但在換擋或緊急制動時，閥組能快速地暫時中斷輔助驅動，并在換擋結束后快速恢復動力傳遞。

基于以上試驗現象及結論分析，本文設計的閥組結構原理如圖11所示。其中包括沖洗閥（Flush Valve）、溢流閥（FRV）、二位四通伺服旁通閥（BP Valve，BPV）、二位三通電磁閥（CV，其電控信號為VS4）、2個自由輪閥（Free Wheel Valve，FWV）FWVL和FWVR、2個二位四通電磁閥（Control Valve，CV）CVL和CVR（其電控信號分別為VS1和VS3）、溢流閥（Case Relief Valve，CRV）。沖洗閥和溢流閥構成沖洗回路；二位三通電磁閥用于控制二位四通旁通閥的動作；2個自由輪閥分別控制左、右輪轂液壓馬達；溢流閥用于限定輪轂液壓馬達殼體壓力。

圖11 閥組結構原理

4 AMEsim建模及仿真分析

4.1 AMESim及MATLAB/Simulink建模

為驗證構思設計的控制閥組結構合理性，同時研究該液壓輔助前橋驅動系統的工作特性及其對整車性能的影響，用AMESim以及MATLAB/Simulink搭建液壓輔助前橋驅動系統模型、整車機械傳動系統模型[19]，通過S-Function實現聯合仿真[20]，如圖12所示。

圖12 仿真模型示意

4.1.1 液壓泵

液壓泵的流量輸出方程為：

式中，Qp為液壓泵的輸出流量；Vpmax為液壓主泵的最大排量；Vpc為補油泵固定排量；Dp為液壓主泵的斜盤位置；ip為取力器的傳動比；Ne為發動機的輸出轉速；ηpv為液壓泵的容積效率。

液壓泵的轉矩輸出方程為：

式中，Tp為液壓泵的輸出轉矩；Δp為液壓泵輸出壓差；ηpm為液壓泵的機械效率。

4.1.2 液壓換向閥

閥組中液壓換向閥的輸出流量Qv為：

式中，Cd為流量損失系數；A為液壓閥口面積；ρ為油液密度。

4.1.3 輪轂液壓馬達

輪轂液壓馬達的建模與液壓泵的建模類似，其數學模型為：

式中，Qm為輪轂液壓馬達輸入流量；Tm為輪轂液壓馬達輸出轉矩；Vm為輪轂液壓馬達排量；ωm為輪轂液壓馬達轉速；ηmv、ηmm分別為輪轂液壓馬達的容積效率和機械效率。

4.1.4 液壓輔助前橋驅動車輛動力學建模

液壓輔助前橋驅動系統在輔助驅動模式時，車輛由發動機單獨驅動變為聯合驅動，前輪2個輪轂液壓馬達輸出轉矩，前輪角速度為：

后輪角速度為：

式中，Im為2個輪轂液壓馬達的轉動慣量之和；Ftf為前輪提供的牽引力；Fzf為前輪載荷；Mbf為前輪制動力矩，驅動時，制動力矩為0；Ftr為后輪提供的牽引力；ig為變速器傳動比；i0為主減速器傳動比；I0為主減速器和差速器轉動慣量之和；Iw為車輪轉動慣量之和；r為車輪半徑、f為滾阻系數、ωf0為前輪初始角速度；V0后輪初始速度；Me為發動機輸出力矩；Ie為曲軸轉動慣量；Icr為離合器的轉動慣量。

重型牽引車樣車關鍵參數及液壓系統元件參數分別如表3和表4所示，仿真條件及參數與實車試驗工況設置相同。

表3 重型牽引車關鍵參數

表4 液壓系統元件參數

4.2 仿真結果分析

圖13和圖14所示為液壓輔助前橋驅動系統控制閥組在不同模式切換時各閥口壓力變化的仿真與試驗結果對比。

4.2.1 自由輪模式

由圖14可知，所設計的閥組結構在自由輪模式時，G、B、D端口壓力變化與試驗數據曲線基本吻合，為確保輪轂液壓馬達殼體與柱塞完全分離，使前輪空轉而不輸出驅動轉矩，D端口存在一定的較小壓力。仿真結果表明，該閥組結構在自由輪模式下，能夠滿足實車需求。

圖13 輔助驅動模式時泵開度和各端口壓力曲線

4.2.2 輔助驅動模式

系統在第20 s時由自由輪模式切換為輔助驅動模式。由圖13可知，當系統在兩種模式之間切換時，閥組各端口壓力變化的仿真曲線與試驗曲線趨勢基本吻合。輔助驅動模式時，閥組D端口壓力變為0，輪轂液壓馬達殼體與柱塞接合，輪轂液壓馬達正常運轉。

圖14 自由輪模式閥組B、G、D端口壓力曲線

4.2.3 旁通模式

在換擋和制動時系統進入旁通模式，閥組A和A1端口壓力短時降至與低壓端B1壓力相同，實現切斷泵與輪轂液壓馬達油路的短暫連接，換擋結束后迅速恢復高壓輸出。閥組A與A1端口連通，組成閉合高壓傳動回路。閥組G和B1端口接通，組成回油與補油回路。對比仿真結果與實車試驗曲線，該結構滿足設計需求。

圖15和圖16所示為重型牽引車樣車在使用液壓輔助前橋驅動系統前、后的牽引力與滑轉率的仿真結果。仿真設置路面附著系數為0.3，100%油門踏板開度起步。

圖15 系統使用前、后車輪的牽引力變化

圖16 系統使用前、后車輪的滑轉率變化

仿真結果顯示，液壓輔助前橋驅動系統開啟輔助驅動模式后，在起步的初始階段（第0～3.5 s），前、后輪的滑移率存在較大偏差，之后隨著車速的穩定，前、后輪滑移率趨于一致，整車的行駛由后輪驅動變為四輪驅動。因此，液壓輔助前橋驅動系統的使用顯著提升了整車的驅動能力。

5 結束語

本文通過試驗研究了輪轂液壓馬達驅動系統中控制閥組，通過對比不同模式下閥組端口的壓力流量曲線，分析論證閥組中各閥的機能及其連接關系，并利用AMESim搭建本文所設計的閥組模型，進行了仿真與試驗對比，仿真結果表明，本文所確定的閥組結構合理，滿足系統自由輪模式、輔助驅動模式、旁通模式切換的需求，且整車的驅動能力在輪轂液壓馬達驅動系統開啟輔助驅動模式后得到顯著提升。