基于擾動前饋補(bǔ)償?shù)腍MT 換段離合器控制方法

曹付義 ，李輝煌 ，羅自贏 ，張明柱

（1. 河南科技大學(xué)車輛與交通工程學(xué)院,洛陽 471003；2. 機(jī)械裝備先進(jìn)制造河南省協(xié)同創(chuàng)新中心,洛陽 471003）

0 引言

液壓機(jī)械傳動裝置（hydro-mechanical transmission,HMT）是一種機(jī)-液復(fù)合無級傳動形式，兼顧液壓傳動無級調(diào)速和機(jī)械傳動高效變速的優(yōu)點，在農(nóng)業(yè)車輛、工程機(jī)械和軍用車輛等領(lǐng)域得到了廣泛運用[1-3]。通過控制液壓調(diào)速系統(tǒng)以及不同離合器的接合與分離實現(xiàn)換段[4-6]，離合器控制關(guān)系到其接合與分離的時機(jī)是否恰當(dāng)，對換段品質(zhì)有較大影響[7-9]。

離合器作為液壓機(jī)械傳動裝置及車輛傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，已有較多的國內(nèi)外學(xué)者對其進(jìn)行了充油特性、執(zhí)行機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)矩控制等方面的研究[10-14]。其中，王光明等[15]采取更改油路參數(shù)的方法，得到了離合器壓力與充油流量對換段品質(zhì)的影響規(guī)律。JUNG 等[16]構(gòu)造了基于離合器充油階段簡化模型的前饋控制，避免了液壓系統(tǒng)時間延遲對控制器的影響。WANG 等[17]提出了一種離合器充油過程的自適應(yīng)模糊控制，有效減少了充油過程跟蹤誤差，提升了離合器接合品質(zhì)。劉璽等[18]為降低雙離合器自動變速器在換擋過程產(chǎn)生的沖擊度和滑摩功，采用線性二次型最優(yōu)控制理論，獲得了換擋過程轉(zhuǎn)矩相和慣性相的離合器壓力的最優(yōu)控制軌跡。秦大同等[19]提出了一種基于擴(kuò)展?fàn)顟B(tài)觀測器和滑?？刂频腄CT 起步自適應(yīng)控制方法，得到了起步過程發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩和離合器壓力的自適應(yīng)控制率。為更好地改善HMT 換段品質(zhì)，需對換段離合器做進(jìn)一步研究。

針對換段過程擾動影響HMT 換段品質(zhì)這一問題，本文在分析HMT 組成及其工作原理的基礎(chǔ)上，建立換段過程動力學(xué)模型和線性二次型控制模型，采用基于擾動前饋補(bǔ)償?shù)姆椒▽MT 換段離合器控制，從而抑制換段過程擾動來提升換段品質(zhì)，并通過仿真及試驗驗證該方法的有效性。

1 HMT 工作原理分析及換段過程建模

1.1 HMT 組成及工作原理

液壓機(jī)械傳動裝置由機(jī)械變速機(jī)構(gòu)（離合器和齒輪副）、液壓調(diào)速系統(tǒng)和行星排匯流機(jī)構(gòu)等組成[20]。通過控制不同離合器的接合狀態(tài)來改變動力傳遞路線，使液壓機(jī)械傳動裝置在液壓段和機(jī)械段之間切換工作。

液壓機(jī)械傳動裝置結(jié)構(gòu)如圖1 所示，其變速段包括液壓段（H 段）、液壓機(jī)械段1（HM1 段）和液壓機(jī)械段2（HM2 段）[21]。不同變速段之間切換的工作原理類似，本文選取HM1 段向HM2 段的切換過程為研究工況，在此過程中離合器C1 由接合狀態(tài)轉(zhuǎn)換為分離狀態(tài)、離合器C2 由分離狀態(tài)轉(zhuǎn)換為接合狀態(tài)。

圖1 HMT 結(jié)構(gòu)簡圖Fig.1 Structure diagram of HMT (hydro-mechanical transmission)

1.2 換段過程建模

根據(jù)圖1 可得HMT 由HM1 向HM2 換段過程的動力學(xué)模型為

式中TC1為離合器C1 轉(zhuǎn)矩，N·m；TC2為離合器C2 從動盤轉(zhuǎn)矩，N·m；ωC2為離合器C2 從動盤的角速度，rad/s；ωm為馬達(dá)輸出軸的角速度，rad/s；Tm為馬達(dá)輸出軸轉(zhuǎn)矩，N·m；Tr為等效到HMT 輸出軸的車輛阻力矩，N·m；e為變量泵排量與定量馬達(dá)排量之比；k1、k2為行星排1和行星排2 的特征參數(shù)。

1.3 離合器滑摩過程建模

離合器在換段過程中會經(jīng)歷分離、滑摩和完全接合3 個階段，離合器在滑摩過程中傳遞轉(zhuǎn)矩與離合器壓力有關(guān)，其數(shù)學(xué)模型為

式中TC為離合器傳遞轉(zhuǎn)矩，N·m；K為離合器傳遞轉(zhuǎn)矩系數(shù)，m3；μ為離合器的動摩擦因數(shù)；n為多片式離合器的摩擦面數(shù)；pC為施加到離合器摩擦面上的正壓力，MPa；A為離合器活塞作用面積，m2；Ri、Ro分別為離合器摩擦面的內(nèi)、外半徑，m。

2 換段離合器控制器設(shè)計

2.1 換段品質(zhì)影響因素分析

影響HMT 換段品質(zhì)的因素包括HMT 各構(gòu)件參數(shù)設(shè)置（等效轉(zhuǎn)動慣量和等效阻尼系數(shù)等）偏差造成的建模誤差和外界負(fù)載擾動，以及在試驗過程中存在的HMT輸入軸轉(zhuǎn)矩、馬達(dá)輸出軸轉(zhuǎn)矩等實時參數(shù)的測量誤差和車輛阻力矩的估計誤差等。這些誤差和外界負(fù)載擾動可耦合成一項總擾動，結(jié)合式(1)～(2)將換段過程模型簡化為[22]

2.2 線性二次型控制模型

選取沖擊度、滑摩功和換段時間作為HMT 換段過程的評價指標(biāo)[23]，其中沖擊度在仿真和試驗中通過HMT輸出軸轉(zhuǎn)速的二階微分求得。結(jié)合HMT 換段過程的動力學(xué)模型，將HMT 輸入軸角速度、HMT 輸入軸與離合器C2 從動盤角速度差和離合器C2 壓力設(shè)置為狀態(tài)變量；將離合器C2 壓力變化率設(shè)置為控制變量，可得到狀態(tài)空間方程

式中X(t)為狀態(tài)變量；U(t)為控制變量；Y(t)為輸出變量；A為狀態(tài)變量矩陣；B為控制變量矩陣；C為輸出變量矩陣；Г為HMT 換段過程的可測變量；Δω為 HMT輸入軸與離合器 C2 從動盤角速度差，rad/s。

HMT 輸入軸與離合器C2 從動盤角速度差這一狀態(tài)變量影響著滑摩功的大小，離合器壓力變化率（即控制變量）決定了離合器傳遞轉(zhuǎn)矩的變化率，進(jìn)而影響沖擊度的大小，考慮到二次型函數(shù)可使?fàn)顟B(tài)變量和控制變量達(dá)到綜合最優(yōu)，為權(quán)衡滑摩功和沖擊度2 個指標(biāo)對HMT換段品質(zhì)的影響，選取二次型函數(shù)性能指標(biāo)j為

式中q、r為泛函權(quán)重系數(shù)，tf為離合器接合完成的時間，s；P2為離合器C2 的壓力，MPa。

依據(jù)線性二次型控制理論[24]，控制器系數(shù)矩陣h(t)可通過式(8)求得。

式中P(t)為黎卡提方程的解。

由此得到控制變量為

2.3 控制器設(shè)計

2.3.1 擾動觀測器設(shè)計

本文選取一階擾動觀測器[25]實時估計HMT 在換段過程的總擾動，將總擾動估計值記為，則擾動觀測器可設(shè)計成如下形式：

γ0和γ1滿足勞斯-赫爾維茨穩(wěn)定，計算式為

式中s為傳遞函數(shù)變量。

2.3.2 基于擾動前饋補(bǔ)償?shù)目刂破髟O(shè)計

為提升HMT 的換段品質(zhì)，設(shè)計擾動觀測器估計HMT 換段過程中因外界負(fù)載擾動和建模誤差產(chǎn)生的總擾動，通過結(jié)合擾動前饋補(bǔ)償與線性二次型控制理論，進(jìn)而對離合器進(jìn)行控制。擾動前饋補(bǔ)償根據(jù)擾動估計值和擾動補(bǔ)償系數(shù)kd計算出前饋補(bǔ)償增益，將前饋補(bǔ)償增益引入到控制變量，可實時補(bǔ)償產(chǎn)生的擾動，抑制換段過程的總擾動，與反饋控制相比能加快系統(tǒng)的響應(yīng)速度，增強(qiáng)其穩(wěn)定性；在綜合換段過程二次型指標(biāo)的同時，不斷調(diào)整前饋補(bǔ)償增益，快速抑制換段過程的擾動，達(dá)到HMT 穩(wěn)定輸出的目的。其控制原理如圖2 所示。

圖2 基于擾動前饋補(bǔ)償?shù)目刂圃鞦ig.2 Schematic diagram of control principle based on disturbance feedforward compensation

基于擾動前饋補(bǔ)償?shù)碾x合器控制變量為

式中kx=-BTr-1P(t)，kh=-BTr-1h(t)，kd=-BTr-1hd(t)，其中hd(t)的計算式為

3 換段過程仿真與分析

為驗證所提擾動前饋補(bǔ)償控制方法對提升換段品質(zhì)的有效性，與未采用擾動前饋補(bǔ)償?shù)木€型二次型控制進(jìn)行對比，通過計算機(jī)仿真平臺對HMT 由HM1 切換至HM2 段的換段過程進(jìn)行仿真分析。

3.1 仿真模型建立

利用AMEsim-Simulink 軟件建立如圖3 所示的HMT仿真模型，主要由液壓調(diào)速系統(tǒng)、機(jī)械變速機(jī)構(gòu)、行星排、發(fā)動機(jī)、拖拉機(jī)和聯(lián)合仿真等模型組成。

圖3 HMT 仿真模型Fig.3 HMT simulation model

仿真時，設(shè)置整車整備質(zhì)量為8 000 kg，驅(qū)動輪半徑為0.485 m，離合器動摩擦因數(shù)為0.4，行星排1、2 特征參數(shù)為5、2.5，變量泵最大排量為100 mL/r，定量馬達(dá)排量為75 mL/r，i0～i3定軸齒輪傳動比分別為0.67、1.5、2.77、0.69。

3.2 仿真結(jié)果與分析

本文以HMT 換段過程中沖擊度滿足舒適性要求（國內(nèi)推薦沖擊度最大值為10 m/s3）為前提，以離合器產(chǎn)生的滑摩功最小為目標(biāo)，綜合沖擊度、滑摩功2 項指標(biāo)，通過多次仿真及試驗對比，設(shè)置二次型性能指標(biāo)權(quán)重系數(shù)q=1，r=0.1。HMT 輸入軸、離合器C2 從動盤、定量馬達(dá)輸出軸和HMT 輸出軸的等效轉(zhuǎn)動慣量分別設(shè)置為0.02、0.04、0.05 和1 kg·m2，等效阻尼系數(shù)分別設(shè)置為0.015、0.2、0.018 和0.016 N·m·rad/s。仿真結(jié)果如圖4 所示。

圖4 換段過程仿真結(jié)果Fig.4 Simulation results of shifting process

由圖4a、4b 可知，在t=15.45 s 時產(chǎn)生最大擾動，與未采用擾動前饋補(bǔ)償相比，控制變量增加了0.63 的前饋補(bǔ)償增益，擾動值降低了322.46 rad/s2，離合器建壓時間縮短了0.21 s。由圖4c 可知，采用擾動前饋補(bǔ)償控制的最大沖擊度降低了2.72 m/s3。由圖4d、4e 可知，采用擾動前饋補(bǔ)償控制可降低HMT 輸入軸與離合器從動盤轉(zhuǎn)速差，使兩者轉(zhuǎn)速達(dá)到同步的時間縮短了0.28 s，離合器產(chǎn)生的滑摩功降低了1.55 kJ。由圖4f 可知，采用擾動前饋補(bǔ)償控制時，得益于前饋增益對擾動的補(bǔ)償，輸出轉(zhuǎn)速波動和換段時間減小，與未采用擾動前饋補(bǔ)償控制的輸出轉(zhuǎn)速波動的最大值降低了1.17 r/min，換段時間減少了0.17 s。

采用擾動前饋補(bǔ)償控制使得換段過程擾動值最大降低48.9%，最大沖擊度降低27.8%，滑摩功減少29.6%，換段時間減少15.3%，提升了換段過程的平順性，并改善了離合器的接合品質(zhì)。

4 驗證試驗

為驗證本文所提出的控制方法對改善液壓機(jī)械傳動裝置換段品質(zhì)的有效性，在液壓機(jī)械傳動裝置試驗臺架上進(jìn)行由HM1 切換至HM2 段的換段過程試驗。

4.1 試驗方案

HMT 試驗臺架的主要構(gòu)成如圖5 所示，主要由驅(qū)動電機(jī)、HMT 裝置、測控系統(tǒng)、轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩儀和加載電機(jī)等組成。試驗臺架的工作原理如圖6 所示，其中驅(qū)動電機(jī)和加載電機(jī)為YVF2-355 M-8 型變頻調(diào)速三相異步電機(jī)，其額定轉(zhuǎn)矩為1 592 N·m；借助LabVIEW 軟件開發(fā)臺架測控系統(tǒng)，測控系統(tǒng)主要包含轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩采集卡、上位機(jī)、DSP 控制器、工控機(jī)和儀表等。通過代碼自動生成技術(shù)得到在Matlab/Simulink 中建立的控制模塊代碼，并將其寫入控制器中。在HMT 換段時，DSP 控制器接收到上位機(jī)的換段指令，對離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)的控制閥組和排量調(diào)節(jié)系統(tǒng)進(jìn)行控制，以實現(xiàn)換段。

圖5 試驗臺架Fig.5 Test bench

圖6 HMT 試驗臺架工作原理圖Fig.6 Schematic diagram of operation principle of HMT test bench

4.2 試驗結(jié)果與分析

由于滑摩功在試驗中較難測得，選取離合器壓力、擾動值、沖擊度和換段時間驗證所提控制方法的有效性。通過負(fù)載電機(jī)施加負(fù)載擾動，設(shè)置輸出端加載轉(zhuǎn)矩為1 000 N·m，輸入轉(zhuǎn)速為1 500 r/min。試驗結(jié)果與仿真結(jié)果如圖7 所示。

圖7 擾動前饋補(bǔ)償控制試驗與仿真結(jié)果對比Fig.7 Comparison between the test and simulation results of disturbance feedforward compensation control

由圖7a、7b 可看出，在HMT 換段過程中，離合器壓力變化趨勢的試驗結(jié)果與仿真結(jié)果一致，在t=15.45 s 時產(chǎn)生最大擾動，與未采用擾動前饋補(bǔ)償相比，控制變量的前饋補(bǔ)償增益增加了0.68，擾動值降低了350.21 rad/s2，相比仿真結(jié)果增大了8.6%，這主要是由HMT 實時參數(shù)的測量誤差與車輛阻力矩的估計誤差增大造成的。由圖7c 可看出，采用擾動前饋補(bǔ)償控制的最大沖擊度降低了2.70 m/s3，相比仿真結(jié)果增加了4.5%；由圖7d 可看出，采用擾動前饋補(bǔ)償控制可降低HMT 輸入軸轉(zhuǎn)速與離合器從動盤轉(zhuǎn)速差，加快其同步速度；由圖7e 可看出，采用擾動前饋補(bǔ)償控制的換段時間縮短了0.16 s，相比仿真結(jié)果增加了12.7%，這主要是由于離合器執(zhí)行機(jī)構(gòu)的管路以及電比例控制閥組存在壓力損失和動作滯后，使離合器偏離最佳接合時機(jī)，從而導(dǎo)致HMT 換段過程動力傳遞損失造成的。

從上述分析可知，由于試驗中多種因素的影響，試驗與仿真結(jié)果存在一定誤差，但采用擾動前饋補(bǔ)償控制的試驗結(jié)果總體變化趨勢與仿真結(jié)果一致，證明了所制定的基于擾動前饋補(bǔ)償?shù)目刂品椒ㄔ谝种茢_動的同時，減小了最大沖擊度，縮短了換段時間，較好地提升了HMT換段品質(zhì)。

5 結(jié)論

1）本文針對HMT 換段過程中存在因建模誤差和外界負(fù)載擾動影響換段品質(zhì)這一問題，在建立HMT 換段過程動力學(xué)模型和線性二次型控制模型的基礎(chǔ)上，提出了一種基于擾動前饋補(bǔ)償?shù)膿Q段離合器壓力控制方法。該方法借助擾動觀測器估計HMT 換段過程的總擾動，將擾動補(bǔ)償增益引入控制器的前饋項，設(shè)計了能抑制換段過程擾動的控制器。

2）仿真及試驗結(jié)果表明，本文提出的換段離合器控制方法使得HMT 換段過程的擾動值最大降低了48.9%，最大沖擊度減小了27.8%，滑摩功減少了29.6%，換段時間縮短了15.3%，能較好地改善HMT 的換段品質(zhì)，提高其抗干擾能力。