應(yīng)急救援車輛主動懸掛系統(tǒng)能耗與發(fā)動機(jī)的功率匹配控制

朱建旭 趙丁選鞏明德陳 浩楊夢軻

1.燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，秦皇島，0660042.河北省特種運(yùn)載裝備重點實驗室，秦皇島，066004 3.燕山大學(xué)電氣工程學(xué)院,秦皇島，066004

0 引言

懸掛系統(tǒng)是車輛底盤的重要組成部分，其性能直接決定著車輛的乘坐舒適性、操作穩(wěn)定性和行駛安全性[1-3]。懸掛系統(tǒng)可分為主動懸掛系統(tǒng)和被動懸掛系統(tǒng)，主動懸掛系統(tǒng)在被動懸架系統(tǒng)的基礎(chǔ)上加入了作動器及配套的傳感器和控制單元。主動懸架系統(tǒng)在控制過程中，可以根據(jù)路面輸入與車輛狀態(tài)的變化實時調(diào)節(jié)主動懸架作動器輸出，從而抵消路面沖擊，獲得較好的減振效果，同時主動懸架還可以對車身高度和位姿進(jìn)行控制。液壓主動懸掛因具有較強(qiáng)的承載能力及靈活的調(diào)節(jié)方式而受到廠商的青睞。主動懸掛系統(tǒng)需要額外的能量輸入[4]一般由發(fā)動機(jī)通過帶動液壓泵來供應(yīng)，所以主動懸掛系統(tǒng)所消耗的額外能量來自發(fā)動機(jī)。由于主動懸掛系統(tǒng)的工作狀態(tài)是隨著路面狀況決定的，如車輛在平坦的道路行駛時車身比較平穩(wěn)，懸掛作動器無需進(jìn)行大幅調(diào)節(jié)即可滿足車輛平順性要求，而車輛行駛在越野路面時，作動器頻繁作動，其消耗的功率大大增加，所以主動懸掛系統(tǒng)所消耗的功率隨著路面狀況呈現(xiàn)較大波動。發(fā)動機(jī)的輸出功率是由駕駛員通過操縱油門踏板來決定的。發(fā)動機(jī)總輸出功率是主動懸掛系統(tǒng)消耗功率與車輛其他各系統(tǒng)之間的功率總和。為了保證車輛其他系統(tǒng)正常運(yùn)行，要求主動懸掛系統(tǒng)所消耗的功率不能超過發(fā)動機(jī)為其他各系統(tǒng)提供功率后的剩余功率。

目前，應(yīng)急救援車輛液壓主動懸掛系統(tǒng)中一般使用恒壓變量泵。恒壓變量泵的恒壓特性區(qū)陡峭[5]，應(yīng)急救援車輛行駛在不平的道路上時駕駛員頻繁操縱油門踏板及更換擋位導(dǎo)致發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速波動，此時會使變量泵在恒壓特性與定量特性區(qū)域頻繁切換，造成系統(tǒng)壓力或流量劇烈波動。同時變量泵所產(chǎn)生較大的扭矩作用在發(fā)動機(jī)上，將引起發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的劇烈變化，嚴(yán)重時會發(fā)生失速、悶車和燃油經(jīng)濟(jì)性能下降等現(xiàn)象[6-7]。因此，如何實現(xiàn)主動懸掛系統(tǒng)的流量及壓力控制的同時使液壓泵與發(fā)動機(jī)的運(yùn)行參數(shù)達(dá)到較好的匹配是需要解決的問題。

目前已有學(xué)者對發(fā)動機(jī)與液壓系統(tǒng)的匹配問題進(jìn)行了研究。GAO[8]在掘機(jī)動力模式調(diào)節(jié)與節(jié)能控制研究中，通過負(fù)載自動識別技術(shù)及最佳轉(zhuǎn)速二維表來進(jìn)行功率匹配控制。GUO等[9]在掘機(jī)節(jié)能控制算法方法研究中，采用單神經(jīng)元PID控制、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)模糊控制對動力系統(tǒng)進(jìn)行了功率匹配研究。HAO[10]對挖掘機(jī)各部件之間的功率協(xié)調(diào)匹配進(jìn)行研究后，提出了重載情況下的恒功率和變功率協(xié)調(diào)控制理論。趙靜一等[11]根據(jù)重型平板車液壓系統(tǒng)功率分配的特點，從發(fā)動機(jī)與泵的功率匹配、發(fā)動機(jī)最佳工作點的選取及負(fù)載與泵的匹配等方面分析了重型平板車液壓系統(tǒng)與發(fā)動機(jī)功率匹配原理；在充分考慮液壓系統(tǒng)效率及發(fā)動機(jī)載荷的基礎(chǔ)上，提出了重型平板車液壓系統(tǒng)與發(fā)動機(jī)功率匹配的實現(xiàn)方案及節(jié)能控制規(guī)律。李喆等[12]基于對風(fēng)機(jī)特性與柴油機(jī)特性聯(lián)合分析，將軸流風(fēng)機(jī)理論工作功率范圍匹配至柴油機(jī)負(fù)荷性燃油消耗率曲線的經(jīng)濟(jì)工作段，并盡可能接近萬有特性的最佳經(jīng)濟(jì)工作區(qū)，實現(xiàn)了長大隧道鋪裝通風(fēng)中軸流風(fēng)機(jī)與柴油機(jī)功率匹配。CHEN等[13]將樹木移植機(jī)的工作過程分為不同的工況，建立了樹木移植機(jī)工作裝置的功率匹配控制系統(tǒng)，新系統(tǒng)的燃料消耗比舊系統(tǒng)的燃料消耗降低了9.79%。

以上研究中，液壓系統(tǒng)均未涉及主動懸掛系統(tǒng)，針對液壓主動懸掛系統(tǒng)能耗與發(fā)動機(jī)功率匹配控制的研究相對較少。本文提出重載應(yīng)急救援車輛的主動懸掛能耗與發(fā)動機(jī)功率匹配的主動懸掛系統(tǒng)，該系統(tǒng)根據(jù)發(fā)動機(jī)特性及主動懸掛系統(tǒng)運(yùn)行參數(shù)，實時調(diào)整變量泵排量，及時有效地控制變量泵供油量及供油壓力，使主動懸掛系統(tǒng)穩(wěn)定和持續(xù)地運(yùn)行，并使其消耗的功率低于發(fā)動機(jī)剩余功率，該系統(tǒng)能夠合理利用發(fā)動機(jī)動力，防止發(fā)動機(jī)載荷過高導(dǎo)致熄火等問題。

1 液壓主動懸掛系統(tǒng)能耗與發(fā)動機(jī)功率匹配原理

1.1 系統(tǒng)匹配運(yùn)行條件

車輛正常運(yùn)轉(zhuǎn)時，運(yùn)動件、耗電設(shè)備所需的能量和克服行駛阻力的能量都來自于發(fā)動機(jī)，因此各個系統(tǒng)所消耗的功率總和不能超過發(fā)動機(jī)當(dāng)前節(jié)氣門位置時所提供的最大功率。

主動懸掛系統(tǒng)所消耗的能量是發(fā)動機(jī)總輸出能量的一部分。主動懸掛液壓泵工作時，一方面要為主動懸掛系統(tǒng)提供充足的流量及壓力，另一方面也不能影響其他系統(tǒng)的正常運(yùn)行。所以保證發(fā)動機(jī)及主動懸掛系統(tǒng)正常穩(wěn)定運(yùn)行的條件為：變量泵工作阻力變化產(chǎn)生的扭矩沖擊波動控制在發(fā)動機(jī)響應(yīng)能力范圍內(nèi)，且主動懸掛系統(tǒng)消耗的平均總功率不能超過發(fā)動機(jī)所在當(dāng)前油門位置時發(fā)動機(jī)為其他各子系統(tǒng)提供動力后所剩余的最大功率；同時發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速波動過程中變量泵所提供的平均流量等于懸掛系統(tǒng)所消耗的平均流量，泵出口的壓力不低于最小設(shè)計壓力且不高于系統(tǒng)溢流壓力。

為了實現(xiàn)以上條件，主動懸掛系統(tǒng)流量分析及發(fā)動機(jī)剩余功率的計算尤為重要。計算發(fā)動機(jī)剩余功率的前提是對發(fā)動機(jī)特性的分析及發(fā)動機(jī)最高負(fù)荷率的確定。

1.2 發(fā)動機(jī)特性及最高負(fù)荷率

在研究發(fā)動機(jī)與液壓泵的匹配時，常用的是發(fā)動機(jī)的速度特性曲線。發(fā)動機(jī)速度特性模型一般是在發(fā)動機(jī)穩(wěn)態(tài)試驗數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上，采用數(shù)表或擬合公式來描述。發(fā)動機(jī)的調(diào)速特性是油門位置和轉(zhuǎn)速的函數(shù),即

Me=f(α,ne)

(1)

式中，Me為發(fā)動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩；α為節(jié)氣門開度；ne為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速。

當(dāng)發(fā)動機(jī)工作在調(diào)速狀態(tài)時，特性方程可以用直線方程近似。假設(shè)各節(jié)氣門開度下的調(diào)速特性曲線斜率相同，則在各個節(jié)氣門開度下的調(diào)速特性模型為[14]

(2)

式中，nR為發(fā)動機(jī)最高怠速轉(zhuǎn)速；nL為發(fā)動機(jī)最低怠速轉(zhuǎn)速；kα為調(diào)速曲線的斜率；pα為比例系數(shù)。

根據(jù)試驗所測量的發(fā)動機(jī)外特性曲線，使用5次多項式進(jìn)行擬合。圖1為發(fā)動機(jī)外特性試驗曲線及擬合曲線。

圖1 發(fā)動機(jī)外特性曲線

發(fā)動機(jī)扭矩的5次擬合曲線表達(dá)式如下：

(3)

在發(fā)動機(jī)的最低空載轉(zhuǎn)速和最高空載轉(zhuǎn)速之間，發(fā)動機(jī)的調(diào)速曲線有無數(shù)條。圖2中只擬合出了節(jié)氣門開度在10%、20%、…100%位置時的調(diào)速曲線，其他的調(diào)速曲線可由式(2)插值得到。

圖2 發(fā)動機(jī)最高負(fù)荷曲線

根據(jù)發(fā)動機(jī)的負(fù)荷特性，在不同的油門位置下雖然都可以工作在最大功率點，但在最大功率點處發(fā)動機(jī)抗過載能力很差，因此車輛各系統(tǒng)所消耗的總功率應(yīng)盡量避免在發(fā)動機(jī)最大功率點處。在計算主動懸掛系統(tǒng)可使用的發(fā)動機(jī)的剩余功率時，使每個最大功率點都留有一定的過載余量，一方面為車輛的其他系統(tǒng)保留功率，另一方面防止主動懸掛系統(tǒng)瞬間消耗功率過大時導(dǎo)致發(fā)動機(jī)熄火。因此最大功率點可設(shè)定為圖2所示的AFGHI曲線，此時在遇到突發(fā)載荷而控制裝置因慣性滯后調(diào)節(jié)時，可以防止發(fā)動機(jī)熄火[15]。根據(jù)AFGHI曲線，可計算得到主動懸掛系統(tǒng)可利用的剩余發(fā)動機(jī)功率：

PRES=Pmax-Pe-PSUS

(4)

(5)

式中，Pe為發(fā)動機(jī)當(dāng)前的負(fù)載功率；PSUS為主動懸掛系統(tǒng)當(dāng)前運(yùn)行功率；Pmax為當(dāng)前節(jié)氣門位置時發(fā)動機(jī)的最大功率；Te為發(fā)動機(jī)負(fù)載轉(zhuǎn)矩。

Pmax可根據(jù)圖2設(shè)定的AFGHI曲線及各條調(diào)速特性曲線上的扭矩Me與當(dāng)前轉(zhuǎn)速ne計算，即

Pmax=Mene

(6)

2 主動懸掛系統(tǒng)流量及功率分析

2.1 液壓主動懸掛系統(tǒng)原理

如圖3所示，液壓主動懸掛系統(tǒng)包括液壓泵、溢流閥、蓄能器、三位四通電液伺服閥和懸掛油缸等。系統(tǒng)中兩臺變量液壓泵的主軸串聯(lián)連接，液壓泵的主軸通過取力器與發(fā)動機(jī)主軸相連，泵的出油口并聯(lián)連接至液壓系統(tǒng)主油路，發(fā)動機(jī)帶動兩變量泵同時向系統(tǒng)供油；各懸掛油缸與車輪一一對應(yīng)，通過懸掛油缸的伸縮來實現(xiàn)車輪隨高低不平路面主動調(diào)節(jié)，達(dá)到提高車輛行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的目的。

1.液壓油箱 2.變量泵 3.溢流閥 4.過濾器 5.單向閥 6.蓄能器 7.懸掛油缸 8.伺服閥 9.發(fā)動機(jī) 10.取力器

2.2 流量計算

本文所研究的主動懸掛油缸為非對稱液壓缸電液伺服油缸形式，建立非對稱式液壓缸模型，如圖4所示。圖4中，ps為供油壓力，po為回油壓力；xv為伺服閥閥芯位移，y為活塞桿相對缸筒的位移；q1為流入或流出液壓缸無桿腔的流量，q2為流入或流出液壓缸有桿腔的流量；p1、p2分別為液壓缸無桿腔和有桿腔的壓力；A1、A2分別為液壓缸無桿腔和有桿腔的面積；m為油缸等效負(fù)載質(zhì)量，F(xiàn)為等效外負(fù)載力。

圖4 1/6主動懸架系統(tǒng)模型

當(dāng)伺服閥閥芯正向移動時,根據(jù)薄壁小孔節(jié)流原理，可分別列出非對稱油缸兩腔的流量方程：

(7)

(8)

式中，Cd為伺服閥閥口流量系數(shù)；w為伺服閥節(jié)流口面積梯度；ρ為油液密度。

根據(jù)可壓縮流體連續(xù)性方程，液壓缸無桿腔和有桿腔流量連續(xù)性方程分別為

(9)

(10)

式中，βe為油液彈性模量；Ci為液壓缸內(nèi)泄漏系數(shù)；Ce為液壓缸外泄漏系數(shù)；V10為活塞在中位時懸掛油缸無桿腔容積；V20為活塞在中位時懸掛油缸有桿腔容積。

參考上述推導(dǎo)過程，當(dāng)伺服閥閥芯反向移動時，無桿腔和有桿腔的流量連續(xù)性方程為

(Ce+Ci)p1+Cip2

(11)

(Ce+Ci)p2-Cip1

(12)

于是第i個懸掛油缸作動所消耗的流量為

(13)

主動懸掛系統(tǒng)消耗的總流量為

(14)

2.3 功率計算

本文研究的液壓主動懸掛系統(tǒng)采用斜盤式柱塞泵。液壓泵的輸出功率計算方法如下：

單個斜盤式柱塞泵的排量為

(15)

式中，d為柱塞直徑；D為柱塞的分布圓直徑；γ為斜盤傾角；Z為柱塞數(shù)量。

由于兩個變量泵的主軸串聯(lián)連接，因此兩個斜盤式柱塞泵的實際輸出流量為

qs=(qp1+qp2)nηv×10-3

(16)

式中，n為泵的轉(zhuǎn)速；ηv為泵的容積效率；qp1為變量泵1的排量；qp2為變量泵2的排量；

假設(shè)泵沒有效率損失，可得到兩個液壓泵的輸入功率即主動懸掛系統(tǒng)運(yùn)行功率：

PSUS=qsp=(qp1+qp2)nηvp×10-3

(17)

3 主動懸掛系統(tǒng)與發(fā)動機(jī)功率匹配控制

3.1 控制原理

在車輛行駛過程中，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的波動會造成變量泵提供的流量產(chǎn)生變化，導(dǎo)致系統(tǒng)內(nèi)壓力升高。在變量泵排量調(diào)節(jié)過程中，排量的突變可能使變量泵消耗的瞬時功率超過發(fā)動機(jī)所提供的功率從而導(dǎo)致發(fā)動機(jī)載荷過高或熄火，所以必須通過發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速及主動懸掛系統(tǒng)所消耗功率來對變量泵排量進(jìn)行控制。

本文匹配控制方案采用基于流量補(bǔ)償?shù)闹鲃討覓煜到y(tǒng)恒壓力控制策略。結(jié)合發(fā)動機(jī)特性，計算發(fā)動機(jī)剩余最大功率，進(jìn)而得到兩個變量泵排量的最大值并設(shè)置輸出限幅，最終實現(xiàn)主動懸掛系統(tǒng)與發(fā)動機(jī)的功率匹配控制。

3.2 控制策略

模糊控制是以模糊集理論、模糊語言變量和模糊邏輯推理為基礎(chǔ)的一種智能控制方法，具有魯棒性強(qiáng)、響應(yīng)速度快、動態(tài)特性好等優(yōu)點。本文采用模糊PID控制方法。控制器包括壓力反饋和排量補(bǔ)償控制環(huán)節(jié)，其表達(dá)式為

ut=utp(ep)+utq(ui)

(18)

ep=ppr-pout

式中，ui為輸入信號；utp(ep)表示壓力反饋環(huán)節(jié)；utq(ui)表示排量補(bǔ)償環(huán)節(jié)；pout為泵出口壓力；ppr為預(yù)設(shè)壓力。

PID控制器可由如下形式表示：

(19)

式中，kP、kI、kD分別為比例、積分、微分系數(shù)。

模糊控制器將壓力偏差e與偏差變化率ee作為模糊輸入變量，通過模糊推理輸出PID控制器中各系數(shù)的修正量，即

(20)

式中，ΔkP、ΔkI、ΔkD分別為PID控制器參數(shù)修正量；kP0、kI0、kD0分別為kP、kI、kD的初始值；k1、k2、k3分別為ΔkP、ΔkI、ΔkD的修正因子。

本文選擇三角形隸屬函數(shù)。參數(shù)e與ee的隸屬度函數(shù)如圖5所示。ΔkP、ΔkI、ΔkD的隸屬函數(shù)如圖6所示?？刂破鞑捎胢amdani型模糊推理方法，即：如果e是Ai且ee是Bj, 那么 ΔkP是Cij，ΔkI是Dij，ΔkD是Eij。Ai為模糊推理條件，Bj、Cij、Dij、Eij分別為在此條件下各變量所執(zhí)行的結(jié)果。其中i,j=1,2,…,7。采用重心去模糊法確定模糊邏輯控制器輸出，即

圖5 e、ee的隸屬度函數(shù)

圖6 ΔkP、ΔkI、ΔkD的隸屬度函數(shù)

(21)

式中，μc為隸屬度函數(shù)曲線。

模糊控制規(guī)則如表1所示。

表1 模糊控制規(guī)則表

由于液壓泵主軸與發(fā)動機(jī)主軸相連接，所以兩主軸的轉(zhuǎn)速相同。根據(jù)系統(tǒng)匹配運(yùn)行條件，主動懸掛系統(tǒng)消耗的功率不能大于發(fā)動機(jī)為車輛其他子系統(tǒng)提供能量后所剩余功率，根據(jù)式(4)、式(17)可得到變量泵可調(diào)節(jié)到的最大排量：

(22)

系統(tǒng)控制的目標(biāo)流量應(yīng)為主動懸掛系統(tǒng)消耗的理論總流量qs。車輛行駛過程中，懸掛油缸的運(yùn)動速度與當(dāng)前駛過的路面情況相關(guān)，當(dāng)路面情況突然變化時理論消耗流量會呈現(xiàn)波動較為劇烈的曲線。若將qs直接作為系統(tǒng)控制參數(shù)，會使系統(tǒng)造成振蕩。因此為了能夠使流量控制系統(tǒng)運(yùn)行平穩(wěn)、減少變量泵的高頻調(diào)節(jié)，對qs進(jìn)行低通濾波處理：

(23)

在確定的流量下，變量泵的瞬時排量與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速成反比關(guān)系。建模過程中忽略泵的動態(tài)特性，即泵輸出流量保持不變時，泵的當(dāng)前排量與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系為

(24)

則式(18)變?yōu)?/p>

(25)

功率匹配控制器的結(jié)構(gòu)如圖7所示。圖中ps0為系統(tǒng)預(yù)設(shè)壓力，ps1為系統(tǒng)當(dāng)前壓力。

圖7 功率匹配控制器的結(jié)構(gòu)

4 控制系統(tǒng)設(shè)計、試驗及結(jié)果分析

4.1 硬件設(shè)計

主動懸掛與發(fā)動機(jī)功率匹配系統(tǒng)為閉環(huán)系統(tǒng)，控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖8所示。油壓傳感器設(shè)置于泵出口處，各懸掛油缸上均設(shè)置位移傳感器。油壓傳感器和懸掛油缸位移傳感器信號經(jīng)A/D轉(zhuǎn)換接入控制器中。發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速及油門踏板位置信號均經(jīng)CAN總線，接入變量泵排量控制器中?？刂破鬏敵鲂盘柦?jīng)D/A轉(zhuǎn)換輸出至各變量泵以控制泵的排量。試驗車輛搭載MC11.40-60柴油發(fā)動機(jī)，參數(shù)如表2所示。液壓泵采用斜盤式變量泵，兩個變量泵完全相同，具體參數(shù)如表3所示。實際上應(yīng)用一個大排量液壓泵也可滿足系統(tǒng)要求，本文系統(tǒng)采用串聯(lián)兩個完全一樣的泵的方式是為了提高系統(tǒng)的可靠性，在其中一個變量泵損壞的情況下也能保證主動懸掛系統(tǒng)低性能運(yùn)行?？刂破鬟x用SCM9022型主板，符合標(biāo)準(zhǔn)PC/104總線標(biāo)準(zhǔn)。數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)使用基于PC/104總線標(biāo)準(zhǔn)的ADT882-AT擴(kuò)展板，提供32個16位模擬量通道，可達(dá)200 kHz的采樣速度。

圖8 控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

表2 發(fā)動機(jī)參數(shù)

表3 變量泵參數(shù)

CAN總線通信板卡使用基于PC/104總線標(biāo)準(zhǔn)的CSD-2.3擴(kuò)展板卡，提供兩路CAN通信接口。主控板卡與兩塊擴(kuò)展板卡均由PC/104接口連接，配合外圍電路組成功率匹配控制器。功率匹配控制器在主控板卡實現(xiàn)，主控板卡安裝windows控制系統(tǒng)，應(yīng)用C語言程序軟件進(jìn)行程序的編寫。主控板卡通過PC/104總線獲取發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速、油門踏板位置以及泵口壓力、油缸位移信號，功率匹配控制器計算出各變量泵排量輸出以控制各變量泵。

4.2 試驗條件及結(jié)果分析

為驗證本功率匹配控制系統(tǒng)的可行性，應(yīng)用裝有本系統(tǒng)的三軸重型應(yīng)急救援車輛進(jìn)行了試驗。車輛基本參數(shù)如表4所示。試驗車輛及路面情況如圖9所示。

表4 試驗車輛主要參數(shù)

圖9 試驗車輛及路面

依據(jù)主動懸掛工作特性，在相同的路面條件下，懸掛作動器的作動速度隨車速變化，所以主動懸掛系統(tǒng)所消耗的功率也隨車速變化。為了符合試驗的單一變量原則，需確保兩次試驗過程中車輛行駛速度一致。由于使用本控制方法前后所消耗的發(fā)動機(jī)功率不一樣，會導(dǎo)致在踩油門踏板的時候車輛行駛動力不同，車輛行駛速度不一致，而進(jìn)一步導(dǎo)致主動懸掛系統(tǒng)所消耗的功率變化，影響試驗結(jié)果，因此兩次試驗均使車輛加速至約10 km/h的速度行駛，然后將變速器擋位切換至空擋，隨后瞬間將油門踏板踩至最大，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速從550 r/min提高到約1400 r/min時松開油門踏板，以驗證發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速大幅波動過程中控制方法對主動懸掛系統(tǒng)所消耗的功率控制效果。發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速、系統(tǒng)壓力、系統(tǒng)消耗功率、發(fā)動機(jī)扭矩百分比等參數(shù)如圖10～圖13所示。

圖10 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速對比曲線

圖11 系統(tǒng)壓力對比曲線

圖12 功率消耗對比曲線

圖13 發(fā)動機(jī)扭矩百分比對比曲線

圖10為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速曲線，圖中原控制系統(tǒng)中發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速從550 r/min提高到1400 r/min所需要的時間為3.30 s，而功率匹配控制系統(tǒng)中時間為1.92 s，加速時間縮短了41.8%，表明功率匹配控制系統(tǒng)在加速過程中發(fā)動機(jī)所承受的扭矩減小。

圖11為兩種系統(tǒng)壓力曲線，圖中原控制系統(tǒng)壓力從18 MPa上升到22.4 MPa，而功率匹配控制系統(tǒng)中此壓力可以穩(wěn)定在約17.8 MPa。

圖12為兩系統(tǒng)所消耗的功率曲線，圖中原控制系統(tǒng)主動懸掛系統(tǒng)所消耗的發(fā)動機(jī)功率平均為22.7 kW，峰值達(dá)到32.8 kW，而功率匹配控制系統(tǒng)中此平均功率為13.2 kW，峰值為17.3 kW，平均功率及峰值功率分別降低了42%和47%。

圖13為兩控制系統(tǒng)中發(fā)動機(jī)扭矩百分比，圖中發(fā)動機(jī)扭矩百分比平均值由48.7%下降到29.4%，下降了39.6%，功率匹配控制系統(tǒng)中發(fā)動機(jī)載荷相對原系統(tǒng)明顯降低。

根據(jù)以上分析，本系統(tǒng)可減小發(fā)動機(jī)功率消耗和發(fā)動機(jī)載荷。為了驗證車輛在掛擋行駛過程中的效果，對車輛加速的過程進(jìn)行了試驗。試驗過程中試驗車輛處在相同的起始位置，起步階段將發(fā)動機(jī)油門踏板踩至最大，采集車輛行駛速度數(shù)據(jù)，圖14為車輛加速過程中車速對比曲線。

在同樣的加速時間下，圖中原控制系統(tǒng)最終車速達(dá)到了6.46 km/h，而功率匹配控制系統(tǒng)車輛最終速度達(dá)到8.99 km/h。在功率匹配系統(tǒng)中，主動懸掛系統(tǒng)消耗的發(fā)動機(jī)功率下降，發(fā)動機(jī)將更多的功率提供給行駛系統(tǒng)，車輛的加速性能有較明顯提高。

5 結(jié)論

(1)本文根據(jù)主動懸掛系統(tǒng)及發(fā)動機(jī)工作特性，分析了發(fā)動機(jī)及主動懸掛系統(tǒng)匹配運(yùn)行的條件，提出了主動懸掛系統(tǒng)運(yùn)行的最大功率小于發(fā)動機(jī)當(dāng)前狀態(tài)下的剩余功率的控制策略。

(2)根據(jù)主動懸掛系統(tǒng)的平均流量，對變量泵排量控制信號進(jìn)行了動態(tài)補(bǔ)償，設(shè)計了功率匹配控制器，并以三軸應(yīng)急救援車輛為平臺進(jìn)行試驗，驗證了控制策略的有效性。

(3)試驗結(jié)果表明，應(yīng)用功率匹配控制器的車輛在相同的路況下行駛，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速提高時間縮短41.8%，扭矩百分比平均值下降了39.6%，表明發(fā)動承受的載荷有明顯減小。在一個加減速周期內(nèi)主動懸掛系統(tǒng)所消耗功率降低了42%，有效降低了主動懸掛系統(tǒng)能耗，更合理地利用發(fā)動機(jī)動力。