如图1所示, 在包含发动机、离合器、变速器、传动轴的传统后驱重型车辆上, 添加液压泵、轮毂马达、蓄能器、液压阀组等元件, 构成轮毂液驱重型车辆的液压轮毂马达辅助驱动系统。

图1

Fig.1

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	图1 轮毂液驱系统方案Fig.1 Hydraulic hub-motor auxiliary system

图2为轮毂系统方案液压系统原理图。当蓄能器控制阀组中的EHV1、EHV2处于关闭状态, 回路切换阀组中EHV3接通, EHV4断开时, 系统实现泵-马达液驱闭式回路; 当蓄能器控制阀组中的EHV1、EHV2接通, 回路切换阀组中EHV3断开, EHV4接通时, 系统实现蓄能器-马达液驱开式回路, 两模式下液压流路径如图2所示。

图2

Fig.2

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	图2 液压系统原理图Fig.2 Principle map of hydraulic system

系统中采用斜盘式柱塞变量泵。轴向柱塞变量泵满足不同工况下排量需求, 更兼具结构紧凑、功率密度大、寿命长等优点。

变量泵的流量和转矩方程为:

Qp=Vpmaxαωe1000ipηpv1

Tp=(Pout-Pin)·Vpmaxα20π·ηpm2

式中: Qp、α、Tp分别为变量泵输出流量、斜盘开度和转矩; Vpmax为变量泵最大排量; ωe为发动机转速; ip为取力器速比; Pin、Pout分别为变量泵的输入端、输出端压力; ηpv、ηpm分别为变量泵容积效率与机械效率。

液压轮毂马达为径向柱塞马达, 不仅具有高负载力、高效率及低惯性的特点, 同时也具有极低速能力和良好的反向特性, 与重型车辆坏路面上的速度低、所需扭矩大工况相适应。

液压马达的流量 qm满足:

qm=Vm·nm·ηvm10003

式中: Vm为液压马达的排量, mL/r; nm为液压马达的转速, r/min; ηvm为液压马达的容积效率。

液压马达的输出扭矩 Tm为:

Tm=(Pout-Pin)·Vm20·π·ηme4

式中: Pout和 Pin分别为液压马达两端的输出和输入压力, 10⁵Pa; ηme为液压马达的机械效率。

蓄能器的充放液通过蓄能器放液阀控制。蓄能器放液阀为电液比例流量控制阀^[8], 如图3所示, 其流量方程为:

Qs=δAsmaxCq2Δpsρ5

式中: Qs为阀实际输出流量; As为阀最大开口面积; Cq为阀流量系数; Δps为阀输入、输出端的压差; ρ为液体密度; δ为阀控制端的输入。

图3

Fig.3

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	图3 流量控制阀的结构Fig.3 Structure of flow control valve

主要液压元件参数如下:

(1)液压泵参数

最大排量为96 cc/rev; 最高工作压力为420× 10⁵ Pa; 最高连续转速为3650 r/min; 输出转矩为580 (96 cc/rev& 380× 10⁵ Pa) (N· m); 理论转速为2000 r/min; 理论流量为192(2000 r/min)(L/min); 最大功率为223 kW(3650 r/min& 96 cc/rev& 380× 10⁵ Pa)。

(2)液压马达参数

额定排量为1043(cc/rev); 最高工作压力为420× 10⁵ Pa; 最大功率为40 kW; 最大工作转速为90 r/min; 理论转矩为1658 N· m(100× 10⁵ Pa)。

(3)蓄能器参数

最高工作压力为330× 10⁵ Pa; 最低工作压力为200× 10⁵ Pa; 预充压力为180× 10⁵ Pa; 公称容积为50 L。

根据地面车辆的理论, 在前、后轮的滑移率相等时可获得整车最佳滑移率。本文泵-马达助力控制的基本思想是使前轮轮速跟随后轮轮速^[9], 控制对象是液压泵的排量。当后轮轮速为 nr,那么液压轮毂马达的目标转速为:

nm=nr6

根据液压泵与轮毂马达的流量连续方程, 可得到:

α·np·Vpmax=2nm·Vm7

因此可以计算出变量泵的目标开度 α为:

α=2nm·Vmnp·Vpmax8

式中: np=ωe0.377iP; nm=1igi0ωe0.377。将np、nm代入式(8), 可得知变量泵的目标开度为:

α=2igi0·VmiPVpmax9

式中: i0、iP、Vm、Vpmax是常量, 因此变量泵的开度 α对应挡位 ig为一确定的值, 无论后轮轮速怎样变化, 前轮轮速都能跟随上后轮的轮速。

经计算, 可得变量泵开度 α与挡位 ig的对应关系, 如表1所示。

表1

Table 1

表1(Table 1)

表1 变量泵开度与挡位的关系 Table 1 Open state of variable displacement pump correspond to gears 挡位 泵开度 挡位 泵开度 1 0.22 4 0.44 2 0.28 5 0.55 3 0.36 6 0.69

表1 变量泵开度与挡位的关系 Table 1 Open state of variable displacement pump correspond to gears

由此制定基于挡位的泵排量查表算法, 以此作为目标排量; 同时, 考虑液压泄漏和溢流以及外部干扰对上述查表法的影响, 由变量泵斜盘的位移传感器得到实际排量, 计算其与目标排量差值, 设计比例增益P算法来修正变量泵斜盘开度值 α。因此整个泵排量控制采用基于查表法和比例增益P算法的复合控制算法, 从而调节变量泵斜盘两端控制信号的输入, 得到目标的排量。控制算法的结构如图4所示。

图4

Fig.4

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	图4 泵排量复合控制算法结构Fig.4 Schematic diagram of displacement control

在蓄能器放液助力过程中, 为使车辆达到最佳牵引效率, 仍采用前轮轮速跟随后轮轮速的控制策略。根据已知的放液阀的工作特性可以通过静态查表的方式进行控制量调节, 采用模糊逻辑控制^[10]方法作为反馈控制来修正调节液压系统波动等造成的误差。

定量液压马达的流量方程为:

Qm=Vm·nm100010

式中: Qm为马达输出流量。

根据流量连续性方程, 得到:

Qa=Qs=Qm11

式中: Qa为蓄能器的输出流量; Qs为蓄能器放液阀实际输出流量。

由式(6)及式(11)可得到:

Qa=2·Vm·nr100012

放液阀的电流-流量特性如图5所示, 根据此放液阀的电流-流量特性查表可得到相应的放液阀的电流控制信号大小。

图5

Fig.5

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	图5 放液阀的电流-流量特性Fig.5 Current-flow characteristic of delivery valve

根据传感器测量得到前、后轮的轮速, 作为模糊逻辑反馈控制的输入, 修正放液阀的控制信号。模糊控制是将目标值与反馈值的误差以及误差变化率转化为输入模糊量, 通过设计控制器的推理规则, 输出与输入模糊量相对应的输出模糊量, 最后按照设定规则输出精确值, 其结构如图6所示。其中E为轮速目标值与反馈值误差; EC为误差变化率; U为输出控制信号。

图6

Fig.6

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	图6 模糊控制结构Fig.6 Schematic diagram of fuzzy control

综上所述, 蓄能器辅助驱动采用前馈+反馈的控制方法, 搭建算法模型如图7所示。

图7

Fig.7

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	图7 前馈+反馈的蓄能器放液阀控制模型Fig.7 Feedforward and feedback control model for delivery valve

在MATLAB/Simulink软件平台上搭建机械传动和控制策略部分, 如图8所示。

图8

Fig.8

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	图8 MATLAB/Simulink平台中机械传动和控制策略模型Fig.8 Mechanical drive system and control algorithm model in MATLAB/Simulink

AMESIM软件拥有丰富的液压元件库以及液压设计单元HCD库, 在其平台上搭建液压传动系统模型, 如图9所示。

图9

Fig.9

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	图9 AMESim平台中液压传动模型Fig.9 Hydraulic drive system model in AMESim

3.2.1 泵-马达助力

仿真条件:车辆从静止状态, 一挡初始挡位, 油门100%开度, 松手刹后立即爬坡, 发动机同时带动变量泵, 实现泵-马达辅助驱动前轮。

图10为附着系数为0.4的路面所得仿真结果, 车辆牵引力由前、后轴同时提供, 前轮轮速可近似跟随后轮轮速。因变速器处于一挡, 经查表和P反馈的复合控制, 最终泵排量信号稳定时为0.22。不同附着路面下进行车辆最大爬坡度仿真, 对比无助力时的爬坡度, 结果如图11所示。可以看出:随着路面附着系数的增大, 车辆爬坡度提高量是逐渐减小的。

图10

Fig.10

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	图10 泵-马达助力仿真结果Fig.10 Simulation results of PADM

图11

Fig.11

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	图11 最大爬坡度对比Fig.11 Comparisons of grade ability

3.2.2 蓄能器-马达助力

油门开度保持100%, 从静止起步, 蓄能器以最大工作压力330× 10⁵ Pa开始放能, 到最低工作压力200× 10⁵ Pa时停止。以20 m作为蓄能器助力爬坡行程目标, 进行爬坡对比仿真试验, 路面附着系数为0.8时的仿真结果如图12所示, 蓄能器为前轴提供一定的动力辅助车辆冲上更大的坡度。对不同附着系数下蓄能器助力时的车辆最大爬坡度进行仿真, 并与无助力时的爬坡度进行对比, 结果如图13所示。可以看出:随着路面附着系数的增大, 车辆爬坡度的提高量逐渐减小。

图12

Fig.12

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	图12 蓄能器助力仿真结果Fig.12 Simulation results of AADM

图13

Fig.13

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	图13 最大爬坡度对比Fig.13 Comparisons of grade ability

图14为不同坡度下的蓄能器助力情况对比, 可看出随着坡度增大, 车辆爬坡行程逐渐变小。

图14

Fig.14

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	图14 不同坡度下的行程Fig.14 Distance under different grade

由以上结果可以看出, 泵-马达辅助驱动与蓄能器-马达辅助驱动均能提高整车的牵引能力, 但两者具有不同适用之处。图15为不同助力方式下爬坡度的提高量, 可以看出在不同附着系数路面上, 蓄能器-马达辅助驱动相对于泵-马达辅助驱动的爬坡度提高量都要高, 且随着附着系数增大两者爬坡度提高量都有下降; 但蓄能器-马达辅助驱动最大爬坡度提高量仍在15%以上。

图15

Fig.15

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	图15 不同助力方式的爬坡度提高量Fig.15 Improvement in grade ability under different modes

进一步对比分析结果, 泵-马达辅助驱动动力来自发动机, 其在低附着路面, 能更加充分地利用发动机的多余功率以增加整车驱动力, 提升车辆动力性; 在高附着的良好路面, 后轮驱动不易打滑, 发动机本身驱动性能得到较为充分的发挥, 辅助驱动系统对于整车动力性的提升效果下降。蓄能器由于作为独立的储能元件, 可以作为除发动机外的另一个短时(受蓄能器能量密度限制)动力源, 故在较高附着系数路面上仍能对车辆驱动性能有较大提升。

综上所述, 泵-马达辅助驱动模式可以在更大行程内稳定持续地提供辅助驱动力, 并且在中、低附着系数路面可以大大改善原车牵引性能, 具有更佳的应用价值。蓄能器-马达辅助驱动能在短行程内短时地提供辅助驱动力, 对于高附着路面或短行程冲高坡度路面比较适用。文中所述新型轮毂液驱系统通过结合两者优点, 在低附着系数路面上, 使用泵-马达闭式液压辅助驱动, 充分发挥发动机的驱动能力; 在高附着系数路面或者大坡度路面上, 使用蓄能器-马达开式液压辅助驱动, 在不改变原发动机功率等级条件下提高了车辆的驱动性能。