前置式并聯(lián)液壓混合動(dòng)力車輛控制系統(tǒng)研究

董晗，金鑫，李明達(dá)，冀秉魁，姚雪萍，蔡曉龍，徐廣斌

(長(zhǎng)春工程學(xué)院汽車工程學(xué)院，吉林長(zhǎng)春 130012)

0 前言

液壓混合動(dòng)力技術(shù)作為汽車節(jié)能技術(shù)之一，具有功率密度大、儲(chǔ)能元件能量轉(zhuǎn)化效率高、節(jié)能效果明顯、生產(chǎn)制造成本較低等優(yōu)點(diǎn)，近年來被越來越多的人和科研院所關(guān)注。國(guó)內(nèi)許多高校和企業(yè)都對(duì)液壓混合動(dòng)力技術(shù)進(jìn)行了深入研究。其中，高校研究所等科研機(jī)構(gòu)主要采用實(shí)驗(yàn)臺(tái)架的方式驗(yàn)證相應(yīng)的數(shù)學(xué)推導(dǎo)和理論模型；而徐工集團(tuán)、山河智能等工程機(jī)械生產(chǎn)企業(yè)則通過將液壓混合動(dòng)力技術(shù)應(yīng)用在工程機(jī)械的行走和工作裝置中，以實(shí)際工程應(yīng)用來驗(yàn)證節(jié)能效果[1-2]。

液壓混合動(dòng)力車輛根據(jù)結(jié)構(gòu)的不同可劃分為3種：串聯(lián)、并聯(lián)以及由串并聯(lián)組合的混聯(lián)。目前在城市公交、工程機(jī)械等重型車輛上較多采用的是并聯(lián)式結(jié)構(gòu)。本文作者以前置式并聯(lián)液壓混合動(dòng)力車輛為研究對(duì)象，分析、制定了車輛的控制策略和流程，基于MATLAB/Simulink和dSPACE控制器，建立車輛控制系統(tǒng)，進(jìn)行仿真分析，并在實(shí)驗(yàn)車上對(duì)相應(yīng)的控制系統(tǒng)和車輛各類性能進(jìn)行測(cè)試[3]。

1 前置式并聯(lián)液壓混合動(dòng)力車輛工作原理及組成

液壓混合動(dòng)力技術(shù)利用二次元件液壓泵/馬達(dá)四象限的工作特性，通過調(diào)整過零點(diǎn)方向和斜盤擺角，實(shí)現(xiàn)機(jī)械能與液壓能之間相互轉(zhuǎn)換。并聯(lián)式液壓混合動(dòng)力車輛包括2種動(dòng)力源：傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)與液壓混合動(dòng)力。當(dāng)車輛制動(dòng)減速時(shí)，二次元件以液壓泵狀態(tài)工作，將來自驅(qū)動(dòng)橋的機(jī)械動(dòng)能轉(zhuǎn)化為流體壓力勢(shì)能存儲(chǔ)在液壓蓄能器中；當(dāng)車輛起步加速時(shí)，二次元件轉(zhuǎn)換為液壓馬達(dá)狀態(tài)工作，通過轉(zhuǎn)矩耦合器實(shí)現(xiàn)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力和液壓混合動(dòng)力的匯聚，將動(dòng)力傳至驅(qū)動(dòng)橋，進(jìn)而驅(qū)動(dòng)車輛前進(jìn)[4-5]。

傳統(tǒng)并聯(lián)式結(jié)構(gòu)是將轉(zhuǎn)矩耦合器置于變速器之后，根據(jù)二者位置關(guān)系，可稱之為后置結(jié)構(gòu)。而文中研究的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是在發(fā)動(dòng)機(jī)和變速器之間增加轉(zhuǎn)矩耦合器，因此稱為前置式并聯(lián)結(jié)構(gòu)，如圖1所示。

圖1 前置式并聯(lián)液壓混合動(dòng)力車輛結(jié)構(gòu)

前置式并聯(lián)結(jié)構(gòu)的優(yōu)點(diǎn)是二次元件轉(zhuǎn)速的變化區(qū)間與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化范圍相近，使二次元件更多地在效率較高的區(qū)域運(yùn)行，從而減少了因低效運(yùn)行產(chǎn)生的不必要能耗；前置式并聯(lián)結(jié)構(gòu)可通過改變變速器速比進(jìn)而提高二次元件的輸出轉(zhuǎn)矩，特別是對(duì)于重型車輛來說，可有效改善車輛的動(dòng)力性能和制動(dòng)性能。但前置式結(jié)構(gòu)也存在一定問題，液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)與其作用在車輪上的轉(zhuǎn)矩，會(huì)因擋位不同而有一定差異。同時(shí)，在換擋過程中，液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)的介入由二次元件前的離合器控制，其接合或分離的瞬間所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩波動(dòng)對(duì)車輛的運(yùn)行會(huì)有一定影響。因此，必須在控制策略中考慮換擋的問題[6]。

2 車輛的工作模式和控制策略

2.1 液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)要實(shí)現(xiàn)的功能和目標(biāo)

對(duì)于在重型車輛上應(yīng)用的液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)而言，需要實(shí)現(xiàn)以下功能和目標(biāo)[7]：

(1)在正常道路下行駛的性能要求；

(2)在有坡度的路段輔助車輛爬坡行駛；

(3)在制動(dòng)過程中輔助摩擦制動(dòng)器提供制動(dòng)力矩，使車輛減速；

(4)車輛在行駛過程中對(duì)換擋的平順性要求。

針對(duì)上述功能和目標(biāo)，結(jié)合車輛日常駕駛習(xí)慣，液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)應(yīng)具有3種工作模式：

(1)混合動(dòng)力模式。該模式為主要工作模式，正常路況下，車輛在制動(dòng)減速、起動(dòng)加速過程中實(shí)現(xiàn)對(duì)能量的回收和再利用，降低油耗的同時(shí)提高車輛的制動(dòng)和動(dòng)力性能。

(2)主動(dòng)充能模式。在車輛怠速或車輛爬坡前的行駛過程中，主動(dòng)對(duì)尚未充滿的蓄能器進(jìn)行充能。其中，在車輛怠速時(shí)，車輛無需掛擋，二次元件以液壓泵狀態(tài)運(yùn)行，離合器接合，使發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的動(dòng)力通過轉(zhuǎn)矩耦合器、液壓泵對(duì)蓄能器進(jìn)行主動(dòng)充能；在車輛帶擋前進(jìn)時(shí)，根據(jù)當(dāng)前擋位和控制系統(tǒng)對(duì)二次元件的排量、蓄能器壓力進(jìn)行判定，在車輛正常行駛的前提下，由發(fā)動(dòng)機(jī)冗余動(dòng)力對(duì)蓄能器進(jìn)行主動(dòng)充能。

(3)輔助制動(dòng)模式。當(dāng)車輛油門踏板沒有動(dòng)作且車速不斷增加時(shí)，認(rèn)為車輛處于下坡行駛過程?？刂破鲗?duì)蓄能器儲(chǔ)能狀態(tài)進(jìn)行判斷，若此時(shí)蓄能器尚未充滿能量，則液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)提供一定制動(dòng)轉(zhuǎn)矩，將車輛部分動(dòng)能存儲(chǔ)在蓄能器中。

2.2 混合動(dòng)力模式

為了保證車輛行駛的平順性，盡可能減少混合動(dòng)力系統(tǒng)對(duì)車輛正常制動(dòng)的影響，混合動(dòng)力采取基于對(duì)應(yīng)踏板角度和車輛擋位的恒定轉(zhuǎn)矩控制策略，即：車輛在當(dāng)前車速和對(duì)應(yīng)擋位下，制動(dòng)踏板或油門踏板處于某個(gè)固定角度，由控制器處理可得到當(dāng)前狀態(tài)下二次元件的轉(zhuǎn)矩需求，結(jié)合蓄能器儲(chǔ)能壓力，可得到與之對(duì)應(yīng)的二次元件排量，通過控制排量，從而使二次元件的轉(zhuǎn)矩維持在一個(gè)穩(wěn)定區(qū)間[8]。

在驅(qū)動(dòng)過程中，變速器擋位取決于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和車輛實(shí)際車速，三者之間的關(guān)系如下：

(1)

式中：v為車輛速度；ig為變速箱傳動(dòng)比；n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；r為車輪半徑；i0為驅(qū)動(dòng)橋速比。

某重型車輛合理的擋位與對(duì)應(yīng)車速關(guān)系如表1所示。

表1 車速-擋位-傳動(dòng)比對(duì)應(yīng)關(guān)系

在車輛正常加速過程中，車速與變速器擋位有相對(duì)固定的對(duì)應(yīng)關(guān)系[9]。對(duì)于不同的擋位，發(fā)動(dòng)機(jī)與混合動(dòng)力系統(tǒng)提供轉(zhuǎn)矩的分配比例也有所不同；在車輛一般制動(dòng)過程中，輪邊的制動(dòng)力相對(duì)固定，并不隨擋位的不同而有較大差異。而文中研究的前置式并聯(lián)結(jié)構(gòu)，由于混合動(dòng)力系統(tǒng)在制動(dòng)時(shí)會(huì)提供一定的制動(dòng)力矩，在不同擋位下，因傳動(dòng)比有較大差異，所以制動(dòng)力也隨之不同。若使加速踏板、制動(dòng)踏板分別與驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩、制動(dòng)轉(zhuǎn)矩呈線性對(duì)應(yīng)關(guān)系，則變速器在低擋位、高擋位下分別對(duì)應(yīng)的二次元件排量系數(shù)會(huì)明顯不同，當(dāng)排量系數(shù)較低時(shí)，二次元件的能量轉(zhuǎn)化效率大大減小。為了減小擋位對(duì)二次元件效率的影響，引入排量衰減系數(shù)：

(2)

由此，二次元件實(shí)際提供的轉(zhuǎn)矩可表示為

Tmax-real=s1×Tmax

(3)

式中：Tmax為二次元件可提供的最大轉(zhuǎn)矩。

在驅(qū)動(dòng)過程中，二次元件以液壓馬達(dá)狀態(tài)運(yùn)行。蓄能器放能結(jié)束時(shí)可能會(huì)產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)力驟降。為防止此情況，引入驅(qū)動(dòng)緩沖衰減系數(shù)：

(4)

式中：p為當(dāng)前蓄能器壓力；p1為蓄能器有效壓力；p2為蓄能器緩沖壓力。

若當(dāng)前蓄能器壓力小于p1，判定為二次元件提供有效轉(zhuǎn)矩時(shí)間過短，為防止由此產(chǎn)生的沖擊，故當(dāng)前條件下不開啟混合動(dòng)力模式；為避免蓄能器放能后驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩驟降而影響整車運(yùn)行，設(shè)定蓄能器壓力小于p2時(shí)通過調(diào)整二次元件排量來逐步減小液壓混合動(dòng)力的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩。

則液壓馬達(dá)實(shí)際需求排量為

VP/M-P-req=s2Vmax

(5)

在制動(dòng)過程中，二次元件反轉(zhuǎn)變?yōu)橐簤罕谩．?dāng)泵轉(zhuǎn)速較低時(shí)，會(huì)產(chǎn)生一定自泄，其工作效率隨之降低，影響對(duì)制動(dòng)能量的回收。在此對(duì)二次元件轉(zhuǎn)速進(jìn)行標(biāo)定：當(dāng)泵的實(shí)際轉(zhuǎn)速小于標(biāo)定轉(zhuǎn)速時(shí)，通過調(diào)節(jié)泵排量，逐步減小混合動(dòng)力系統(tǒng)的制動(dòng)，并逐步撤出混合動(dòng)力系統(tǒng)制動(dòng)。基于此過程，引入制動(dòng)緩沖衰減系數(shù)：

(6)

式中：n為二次元件轉(zhuǎn)速；n1為二次元件最低有效轉(zhuǎn)速；n2為制動(dòng)緩沖轉(zhuǎn)速。

為了保證車輛在不同擋位和不同油門踏板或制動(dòng)踏板百分比下，車輛對(duì)應(yīng)的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩或制動(dòng)轉(zhuǎn)矩維持在一個(gè)相對(duì)穩(wěn)定的范圍，采用恒轉(zhuǎn)矩控制策略，即：為了盡可能減小混合動(dòng)力系統(tǒng)對(duì)車輛驅(qū)動(dòng)或制動(dòng)過程的影響，根據(jù)傳統(tǒng)車輛在驅(qū)動(dòng)或制動(dòng)過程中的運(yùn)行特點(diǎn)，在此采用恒轉(zhuǎn)矩的控制策略：車輛在不同的擋位和不同的油門、制動(dòng)踏板百分比狀態(tài)，相應(yīng)的驅(qū)動(dòng)、制動(dòng)轉(zhuǎn)矩能夠在一個(gè)相對(duì)穩(wěn)定的區(qū)間范圍內(nèi)變化。對(duì)于控制系統(tǒng)而言，主要是通過計(jì)算需求轉(zhuǎn)矩、判斷當(dāng)前蓄能器儲(chǔ)能情況來確定二次元件工作狀態(tài)及相應(yīng)的排量。具體計(jì)算公式可表示為

(7)

式中：VP/M-req為二次元件的需求排量；TP/M-req為二次元件的需求轉(zhuǎn)矩。

在混合動(dòng)力模式中，除了充分發(fā)揮混合動(dòng)力系統(tǒng)節(jié)能的特點(diǎn)外，還需充分考慮車輛行駛平順性，因此在控制系統(tǒng)中引入緩沖策略。

首先，根據(jù)當(dāng)前擋位狀態(tài)判斷車輛是否處于前進(jìn)狀態(tài)，然后確定二次元件的排量。

(1)若車輛運(yùn)行狀態(tài)為起動(dòng)加速，應(yīng)先判斷蓄能器當(dāng)前儲(chǔ)能情況。若蓄能器壓力小于緩沖壓力，應(yīng)計(jì)算二次元件在當(dāng)前車輛擋位下可以輸出的最大轉(zhuǎn)矩，根據(jù)驅(qū)動(dòng)緩沖系數(shù)計(jì)算出相應(yīng)二次元件排量；若蓄能器壓力大于緩沖壓力，應(yīng)結(jié)合蓄能器壓力和當(dāng)前車輛擋位下二次元件可以輸出的最大轉(zhuǎn)矩，以混合動(dòng)力系統(tǒng)恒轉(zhuǎn)矩輸出為目標(biāo)，實(shí)現(xiàn)對(duì)車輛恒轉(zhuǎn)矩驅(qū)動(dòng)控制。

(2)若車輛制動(dòng)減速，先對(duì)液壓泵當(dāng)前運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行判定。若處于較低轉(zhuǎn)速區(qū)間或制動(dòng)踏板百分比較小的輕微制動(dòng)時(shí)，不對(duì)制動(dòng)能量進(jìn)行回收；若液壓泵轉(zhuǎn)速小于緩沖轉(zhuǎn)速時(shí)，根據(jù)制動(dòng)緩沖衰減系數(shù)、液壓泵轉(zhuǎn)矩及蓄能器壓力計(jì)算出液壓泵的需求排量；若液壓泵轉(zhuǎn)速大于緩沖轉(zhuǎn)速，則根據(jù)液壓泵轉(zhuǎn)矩、蓄能器儲(chǔ)能情況計(jì)算出液壓泵的需求排量。通過改變二次元件電磁閥的控制電流，實(shí)現(xiàn)對(duì)其需求排量的控制[10]。

一般車輛的節(jié)能效果主要通過測(cè)量、計(jì)算車輛實(shí)際油耗獲得。而對(duì)于理論和仿真分析而言，可以計(jì)算出其在某段時(shí)間內(nèi)的有效做功，進(jìn)而評(píng)估車輛的節(jié)油效果[11]。發(fā)動(dòng)機(jī)在某段時(shí)間內(nèi)集中做功可表示為

(8)

式中：ne為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；Te為在發(fā)動(dòng)機(jī)當(dāng)前轉(zhuǎn)速下對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)矩。

根據(jù)公式(8)，可近似計(jì)算出車輛的節(jié)油率：

(9)

式中：EHHV為液壓混合動(dòng)力車輛中發(fā)動(dòng)機(jī)的做功；Ee為未配備混合動(dòng)力系統(tǒng)的原車的發(fā)動(dòng)機(jī)做功；η為柴油發(fā)動(dòng)機(jī)燃油效率。

而對(duì)于實(shí)驗(yàn)樣車來說，其節(jié)能效果可通過對(duì)比原車油耗與混合動(dòng)力系統(tǒng)介入車輛運(yùn)行后的油耗來獲得一個(gè)相對(duì)準(zhǔn)確的節(jié)油率[12]。在此引入車輛實(shí)際節(jié)油率：

(10)

式中：Ccon為原車油耗；CHHV為在液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)輔助下的車輛油耗。

3 控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)與仿真

3.1 控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)

為了更好地對(duì)液壓混合動(dòng)力車輛節(jié)能效果進(jìn)行評(píng)價(jià)，在對(duì)液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)控制策略進(jìn)行研究的基礎(chǔ)上，以控制流程為依據(jù)，利用MATLAB中的Simulink控制仿真軟件進(jìn)行建模并搭建相應(yīng)的采集測(cè)試系統(tǒng)。同時(shí)，采用dSPACE的MicroAutoBox控制器的相應(yīng)接口與Simulink相互連接，實(shí)現(xiàn)信號(hào)的驅(qū)動(dòng)與采集。

整車控制模型框架如圖2所示。模型分為三部分，從左到右依次為：信號(hào)采集部分、控制邏輯部分、信號(hào)輸出部分。

圖2 整車控制模型框架

信號(hào)采集部分主要負(fù)責(zé)及時(shí)采集當(dāng)前蓄能器壓力、二次元件工況和轉(zhuǎn)速、傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速、制動(dòng)閥前后壓力、油門百分比、車輛擋位等模擬信號(hào)和數(shù)字信號(hào)，此外還要通過發(fā)動(dòng)機(jī)CAN讀取發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩等信號(hào)。

信號(hào)輸出部分主要將采集到的信號(hào)經(jīng)控制邏輯部分計(jì)算處理后生成相應(yīng)的信號(hào)指令，發(fā)送至相應(yīng)的元器件。

邏輯控制部分主要是對(duì)采集到的信號(hào)進(jìn)行模式選擇和狀態(tài)選擇，經(jīng)參數(shù)比較計(jì)算后輸出到信號(hào)輸出部分，其具體模型如圖3所示。

圖3 控制邏輯模型

通過此建立的工況條件和處理規(guī)則，判斷系統(tǒng)何時(shí)在能量回收、能量釋放、主動(dòng)充能、輔助制動(dòng)等主要模式之間進(jìn)行轉(zhuǎn)換。車輛擋位計(jì)算、二次元件排量和轉(zhuǎn)矩計(jì)算、油門和制動(dòng)踏板百分比計(jì)算及相應(yīng)信號(hào)的處理模型如圖4所示。

圖4 各子模塊的計(jì)算和信號(hào)處理模型

在此模型中，首先通過耦合器轉(zhuǎn)速、旋轉(zhuǎn)方向以及傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速對(duì)車輛運(yùn)行擋位識(shí)別，結(jié)合油門或制動(dòng)踏板百分比，計(jì)算出當(dāng)前車輛的需求轉(zhuǎn)矩，結(jié)合蓄能器壓力值，可以得到對(duì)應(yīng)的控制需求排量，最終再反饋至二次元件，輸出相應(yīng)轉(zhuǎn)矩。

根據(jù)輸入的油門踏板電壓和油門踏板最大、最小電壓的計(jì)算，可得到油門踏板百分比。

在實(shí)驗(yàn)車上，通過電壓大小控制車輛節(jié)氣門開度進(jìn)而判斷車輛油門踏板百分比。而制動(dòng)踏板本身沒有角位移傳感器，實(shí)驗(yàn)車采用氣壓制動(dòng)，因此可以利用制動(dòng)系統(tǒng)中壓力的變化來判斷制動(dòng)百分比的大小[13]。因此在控制策略中制動(dòng)踏板百分β比可定義為

(11)

式中：pfront為制動(dòng)閥制動(dòng)前壓力；pback為制動(dòng)閥制動(dòng)后壓力。

閥后氣壓與閥前氣壓的比值和開度呈近似線性比例關(guān)系，所以可以采用二者比值作為制動(dòng)踏板百分比的評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)。為了驗(yàn)證該評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)的可行性，在實(shí)驗(yàn)過程中通過多次踩下、松開制動(dòng)踏板，采集制動(dòng)閥前后壓力并計(jì)算二者的比值，實(shí)驗(yàn)采集的壓力曲線如圖5所示?？梢钥闯觯涸诙啻尾认?、松開制動(dòng)踏板過程中，雖然閥前和閥后壓力的最大值都在下降，但閥后壓力和閥前壓力的比值基本保持不變，因此可以用制動(dòng)閥前后壓力之比作為制動(dòng)強(qiáng)度的計(jì)算依據(jù)。

圖5 實(shí)車制動(dòng)性能測(cè)試

3.2 硬件的設(shè)計(jì)

整個(gè)車輛控制系統(tǒng)的流程為：采集相應(yīng)信號(hào)，經(jīng)放大后進(jìn)入控制器；然后由控制器內(nèi)的模型進(jìn)行運(yùn)算并輸出；最后將輸出放大并輸出至相應(yīng)的電磁閥上。整個(gè)控制系統(tǒng)如圖6所示，其中MicroAutoBox控制器與傳感器、執(zhí)行器連接時(shí)，要進(jìn)行相應(yīng)的信號(hào)調(diào)整和功率放大，實(shí)驗(yàn)車上采用自制的信號(hào)調(diào)理板進(jìn)行0～24 V與0～5 V之間的轉(zhuǎn)換。

圖6 控制系統(tǒng)框圖

3.3 仿真分析

在混合動(dòng)力模式的控制策略中，蓄能器的壓力和二次元件的排量會(huì)隨車輛運(yùn)行狀態(tài)而發(fā)生相應(yīng)變化。在此，選擇UDDS工況進(jìn)行仿真，可以得到排量系數(shù)、轉(zhuǎn)矩、壓力等仿真曲線，如圖7所示?？梢钥闯觯憾卧軌蜓杆俚卦谝簤罕煤婉R達(dá)2種工況之間切換；同時(shí)可以為車輛有效地提供制動(dòng)和驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩；蓄能器可以滿足車輛行駛需要，及時(shí)、有效地回收或釋放能量。

圖7 UDDS工況下液壓混合動(dòng)力車輛的仿真曲線

通過對(duì)液壓混合動(dòng)力車輛和未配備液壓混合動(dòng)力的原車分別進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)做功仿真，得到的對(duì)比曲線如圖8所示?？梢钥闯觯阂簤夯旌蟿?dòng)力車輛發(fā)動(dòng)機(jī)做功明顯降低。在UDDS工況下，原車由發(fā)動(dòng)機(jī)獨(dú)立驅(qū)動(dòng)行駛下發(fā)動(dòng)機(jī)做功230 943 kJ，混合動(dòng)力系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)聯(lián)合驅(qū)動(dòng)做功216 082 kJ。根據(jù)公式(9)、按35%的柴油燃燒效率計(jì)算，液壓混合動(dòng)力車輛的節(jié)油率為18.39%。

圖8 UDDS工況下2種系統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)做功曲線

在車輛控制策略中，考慮到混合動(dòng)力系統(tǒng)介入車輛運(yùn)行的平順性，設(shè)置緩沖壓力、緩沖轉(zhuǎn)速等，根據(jù)控制策略分別對(duì)車輛驅(qū)動(dòng)過程和制動(dòng)過程的緩沖效果進(jìn)行仿真，其中驅(qū)動(dòng)過程緩沖效果仿真如圖9所示?？芍很囕v在8 s的加速過程中，蓄能器釋放能量，驅(qū)動(dòng)液壓馬達(dá)的同時(shí)壓力逐減至緩沖壓力，排量逐漸衰減；當(dāng)蓄能器壓力降至最低工作壓力時(shí)，二次元件排量降至0，此時(shí)二次元件對(duì)應(yīng)的輸出驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩也為0。通過轉(zhuǎn)矩曲線可知，在系統(tǒng)設(shè)定驅(qū)動(dòng)緩沖衰減系數(shù)后，二次元件的輸出轉(zhuǎn)矩逐漸減小，發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩逐漸增加；而未設(shè)定驅(qū)動(dòng)緩沖衰減系數(shù)時(shí)的輸出驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩會(huì)有明顯的突變，在車輛行駛過程中表現(xiàn)為較為明顯的沖擊，對(duì)車輛行駛穩(wěn)定性產(chǎn)生一定影響。

圖9 車輛驅(qū)動(dòng)過程中緩沖效果的轉(zhuǎn)矩仿真曲線

制動(dòng)過程緩沖效果仿真如圖10所示。

圖10 車輛制動(dòng)過程中緩沖效果的轉(zhuǎn)矩仿真曲線

由圖10可知：采用制動(dòng)緩沖衰減系數(shù)后，二次元件提供的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩不再以階梯式突降，而是逐漸降低，此時(shí)傳統(tǒng)摩擦制動(dòng)器產(chǎn)生的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩可以逐漸增大，二者在制動(dòng)過程中可以有效互補(bǔ)，保證車輛行駛的平順性，而未設(shè)定制動(dòng)緩沖衰減系數(shù)時(shí)則有較為明顯的突變。

4 實(shí)驗(yàn)分析

為了驗(yàn)證上述理論分析的準(zhǔn)確性，對(duì)某廠生產(chǎn)的重型車輛的傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行改裝，針對(duì)節(jié)油、緩沖、制動(dòng)等方面進(jìn)行實(shí)驗(yàn)。實(shí)驗(yàn)車主要參數(shù)如表2所示。

表2 實(shí)驗(yàn)車主要參數(shù)

4.1 節(jié)油效果實(shí)驗(yàn)

根據(jù)實(shí)驗(yàn)場(chǎng)地條件，選擇一段平坦的路面作為實(shí)驗(yàn)段，具體的實(shí)驗(yàn)工況及說明如圖11所示。通過對(duì)混合動(dòng)力車輛和原車(使二次元件之前的離合器始終處于分離狀態(tài)，不介入車輛運(yùn)行)分別進(jìn)行實(shí)驗(yàn)得到車速、油耗、行駛距離及蓄能器壓力變化曲線，如圖12所示。

圖11 節(jié)油效果實(shí)驗(yàn)工況及說明

圖12 車速(a)、油耗(b)、行駛距離(c)及蓄能器 壓力(d)變化曲線

從圖12可以看出：液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)在車輛起步加速和減速階段可以有效地釋放并充分回收制動(dòng)能。通過兩車對(duì)比，液混系統(tǒng)可以使車輛在更短時(shí)間內(nèi)從靜止加速至指定車速，并且在加速過程中更穩(wěn)定。為了盡可能減小駕駛員操作帶來的誤差，在實(shí)驗(yàn)過程中，同一駕駛員駕駛實(shí)驗(yàn)車在該實(shí)驗(yàn)路段連續(xù)進(jìn)行多次實(shí)驗(yàn)，通過對(duì)所測(cè)數(shù)據(jù)的統(tǒng)計(jì)和整理，根據(jù)公式(10)，計(jì)算得到的平均節(jié)油率為16%。將實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真進(jìn)行對(duì)比分析，二者之間存在差距的原因有以下幾方面：(1)實(shí)驗(yàn)車由靜止開始加速，當(dāng)速度達(dá)到約26 km/h時(shí)，蓄能器壓力降至系統(tǒng)設(shè)定的最低釋放壓力，蓄能器儲(chǔ)存的能量全部釋放，完全依靠發(fā)動(dòng)機(jī)提供動(dòng)力，因此混合動(dòng)力釋放能量驅(qū)動(dòng)行駛區(qū)間與整個(gè)測(cè)試區(qū)間相比，占比較小。(2)在該測(cè)試工況下制動(dòng)區(qū)間偏少，僅有一個(gè)明顯的制動(dòng)區(qū)間，其余階段為勻速或勻加速行駛過程。(3)仿真分析中的節(jié)油率是按照柴油35%的燃燒效率計(jì)算得到的，根據(jù)文獻(xiàn)[14]，柴油燃燒效率一般在30%～40%之間，取不同的燃燒效率得到的節(jié)油率會(huì)存在一定差異。

4.2 緩沖效果實(shí)驗(yàn)

在實(shí)驗(yàn)過程中，實(shí)驗(yàn)車分別在原車和混合動(dòng)力系統(tǒng)下由靜止加速至30 km/h，通過陀螺儀測(cè)量車輛速度和加速度，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖13所示。

圖13 緩沖效果實(shí)驗(yàn)過程中速度(a)和加速度 (b)曲線

在加速過程中車輛進(jìn)行了2次換擋，從圖13可以看出：混合動(dòng)力車輛的加速度高于原車，因混合動(dòng)力系統(tǒng)介入車輛運(yùn)行所產(chǎn)生的加速度差值最大為0.057 m/s2，可以使車輛在更短的時(shí)間內(nèi)達(dá)到目標(biāo)速度，對(duì)車輛平順性未造成明顯沖擊，符合仿真結(jié)果。

4.3 制動(dòng)性能實(shí)驗(yàn)

在控制策略中，針對(duì)車輛長(zhǎng)距離下坡行駛中提供輔助制動(dòng)力的工況，設(shè)計(jì)了相應(yīng)制動(dòng)控制模式，并根據(jù)蓄能器壓力和制動(dòng)踏板操作，采用恒轉(zhuǎn)矩控制策略對(duì)二次元件進(jìn)行相應(yīng)的控制。由于測(cè)試工況條件所限，無法在長(zhǎng)距離下坡路面進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，所以通過對(duì)比實(shí)驗(yàn)車在單獨(dú)由液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)提供制動(dòng)和僅依靠地面摩擦(即空擋滑行)2種工況下的車輛行駛狀態(tài)來驗(yàn)證混合動(dòng)力系統(tǒng)的輔助制動(dòng)效果。首先將車輛加速至30 km/h，此時(shí)蓄能器能量已完全釋放，然后依次按上述方法使車輛減至目標(biāo)車速，對(duì)比2種工況的時(shí)間，如圖14所示?？芍河捎谝簤夯旌蟿?dòng)力系統(tǒng)為車輛提供了一定輔助制動(dòng)轉(zhuǎn)矩，相比于僅依靠地面摩擦制動(dòng)的空擋滑行過程，混合動(dòng)力系統(tǒng)可以在更短時(shí)間內(nèi)使車速降低。實(shí)驗(yàn)車在空擋滑行下進(jìn)行多次實(shí)驗(yàn)，通過多次測(cè)量得到的車輛減速度均值為0.07 m/s2。在相同測(cè)試路段，液壓混合動(dòng)力車輛介入運(yùn)行，經(jīng)多次實(shí)驗(yàn)，車輛減速度均值為0.24 m/s2。由此可以看出，在長(zhǎng)距離下坡行程中，液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)可以充分發(fā)揮制動(dòng)效果。

同時(shí)，從圖14中也可以看出：在引入制動(dòng)緩沖系數(shù)后，混合動(dòng)力車輛減速過程的速度曲線與空擋滑行相比更趨于線性，駕乘感受到的頓挫感更小。

綜合上述實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知：在車輛加減速過程中，液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)可以充分回收、儲(chǔ)存和利用車輛制動(dòng)能；在車輛控制策略中引入的一系列緩沖系數(shù)對(duì)車輛行駛平順性作用明顯，在一定程度上可有效減輕混合動(dòng)力系統(tǒng)介入或分離車輛運(yùn)行所帶來的沖擊；液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)在長(zhǎng)下坡工況時(shí)輔助制動(dòng)效果較為顯著，可在更短的時(shí)間內(nèi)使車輛降低至目標(biāo)速度。

5 結(jié)束語(yǔ)

(1)在重型車輛上應(yīng)用前置式并聯(lián)液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，節(jié)油效果明顯。

(2)在控制策略中引入緩沖系數(shù)，在MATLAB/Simulink中建立相應(yīng)的控制策略和控制模型，有效降低二次元件與內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力銜接所產(chǎn)生的沖擊。

(3)通過進(jìn)行節(jié)油、緩沖、制動(dòng)等實(shí)驗(yàn)，對(duì)車輛控制策略模型及其結(jié)論進(jìn)行了驗(yàn)證。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明：車輛平均節(jié)油率16%，在該控制策略下可以使車輛在更短的時(shí)間內(nèi)達(dá)到目標(biāo)速度，并且不會(huì)對(duì)車輛制動(dòng)平順性產(chǎn)生明顯沖擊；液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)可以充分發(fā)揮輔助制動(dòng)的效果。