曹付義,李豪迪,席志強(qiáng),徐立友,3

(1.河南科技大學(xué)車輛與交通工程學(xué)院,471003,河南洛陽(yáng); 2.河南科技大學(xué)機(jī)械裝備先進(jìn)制造河南省協(xié)同創(chuàng)新中心,471003,河南洛陽(yáng); 3.河南科技大學(xué)拖拉機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,471039,河南洛陽(yáng))

synchronous control

與單一模式的液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)系統(tǒng)相比,雙模式液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)(DHMT)系統(tǒng)在一定程度上兼顧了分速匯矩模式在低速段具有高效率和分矩匯速模式在高速段具有低液壓功率分流比的優(yōu)點(diǎn),適合于具有多工況傳動(dòng)特點(diǎn)的大功率特種車輛使用,是未來(lái)液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)系統(tǒng)研究的一個(gè)新方向[1]。

DHMT系統(tǒng)通過(guò)采用不同模式銜接切換的方式來(lái)擴(kuò)大系統(tǒng)的調(diào)速范圍,這樣需要考慮分流模式切換機(jī)構(gòu)以及匯流模式切換機(jī)構(gòu)對(duì)系統(tǒng)分流機(jī)構(gòu)和匯流機(jī)構(gòu)的平順切換問(wèn)題。切換過(guò)程中不同類型的分、匯流機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速銜接不匹配以及分、匯流模式切換機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速過(guò)渡時(shí)間長(zhǎng),造成液壓調(diào)速系統(tǒng)轉(zhuǎn)速發(fā)生突變,出現(xiàn)系統(tǒng)動(dòng)力中斷、沖擊度較大等問(wèn)題,對(duì)系統(tǒng)模式切換品質(zhì)產(chǎn)生影響[2]。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)單一模式下的液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法[3-6]、傳動(dòng)特性[7-10]、換段品質(zhì)影響因素[11-14]以及改善換段品質(zhì)方法[15-18]等方面進(jìn)行了大量研究。與單一模式液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)系統(tǒng)相比,針對(duì)DHMT系統(tǒng)的研究較少。杜玖玉等為了解決一段式液壓機(jī)械無(wú)級(jí)傳動(dòng)裝置不能滿足重型車輛傳遞大功率的問(wèn)題,設(shè)計(jì)了一種新型雙模式復(fù)合分流式液壓機(jī)械傳動(dòng)方案,并分析了液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)的速比、轉(zhuǎn)矩以及功率等傳動(dòng)特性[19];于亞鵬提出了一種兩段式液壓機(jī)械復(fù)合變速器,該變速器兼具分矩匯速和分速匯矩兩種工作模式,通過(guò)對(duì)其進(jìn)行傳動(dòng)特性分析,表明了所設(shè)計(jì)方案具有優(yōu)良的調(diào)速特性、起步特性和行駛特性[20];Masahiro等設(shè)計(jì)了液壓機(jī)械式變速器,其耦合了分速匯矩與分矩匯速的設(shè)計(jì)理念,通過(guò)設(shè)置較低的比例溢流閥閾值,利用液壓系統(tǒng)的耦合性來(lái)降低模式切換的沖擊[21];曹付義等針對(duì)所設(shè)計(jì)的多模式液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)裝置,進(jìn)行了不同模式下的基礎(chǔ)特性研究,得出其具有傳動(dòng)平穩(wěn)和效率高等優(yōu)點(diǎn)[22],但有關(guān)液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)系統(tǒng)模式切換控制的研究相對(duì)較少。

本文針對(duì)一種雙模式液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)系統(tǒng),對(duì)其進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析,并基于液壓調(diào)速系統(tǒng)同步切換條件,將模式切換過(guò)程歸納為3個(gè)階段,通過(guò)對(duì)切換流程的理論分析,提出了一種液壓調(diào)速系統(tǒng)轉(zhuǎn)速同步補(bǔ)償控制和切換機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)矩同步補(bǔ)償控制的模式切換同步控制方法,通過(guò)仿真與實(shí)驗(yàn),揭示了DHMT系統(tǒng)的模式切換規(guī)律,驗(yàn)證了該控制方法的有效性。

1 DHMT系統(tǒng)構(gòu)型及動(dòng)力系統(tǒng)建模

1.1 DHMT系統(tǒng)構(gòu)型及動(dòng)力學(xué)模型

本文研究的DHMT系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示,該結(jié)構(gòu)包括分流模式切換機(jī)構(gòu)、分流機(jī)構(gòu)、液壓調(diào)速系統(tǒng)、匯流機(jī)構(gòu)以及匯流模式切換機(jī)構(gòu)等。

Tin:系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)矩;ωin:系統(tǒng)輸入角速度;Iin:系統(tǒng)輸入端當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;Tout:系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩;ωout:系統(tǒng)輸出角速度;Iout:系統(tǒng)輸出端當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;K1:分流機(jī)構(gòu)行星排;K2:匯流機(jī)構(gòu)行星排;Tp:變量泵轉(zhuǎn)矩;ωp:變量泵角速度;εp:變量泵變排量系數(shù);Tm:變量馬達(dá)轉(zhuǎn)矩;ωm:變量馬達(dá)角速度;εm:變量馬達(dá)變排量系數(shù);C:離合器;B:制動(dòng)器;i:定軸齒輪傳動(dòng)比圖1 DHMT系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

DHMT系統(tǒng)通過(guò)控制離合器與制動(dòng)器的不同結(jié)合時(shí)序,可以實(shí)現(xiàn)兩種工作模式,分別為以行星排K1為分速裝置的分速匯矩HM1模式和以行星排K2為匯速裝置的分矩匯速HM2模式,各模式下切換機(jī)構(gòu)的工作狀態(tài)見(jiàn)表1。

表1 液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)系統(tǒng)工作狀態(tài)

為了滿足DHMT系統(tǒng)動(dòng)力性和模式切換過(guò)程同步控制的需要,建立分速匯矩HM1模式和分矩匯速HM2模式動(dòng)力學(xué)模型。為研究簡(jiǎn)便,建模時(shí)僅考慮系統(tǒng)構(gòu)件和負(fù)載的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,忽略彈性環(huán)節(jié)和阻尼的影響,各相關(guān)構(gòu)件以集中質(zhì)量的形式存在。建立各構(gòu)件的動(dòng)力學(xué)模型并消去行星排內(nèi)力及構(gòu)件間相互作用力,分速匯矩HM1模式動(dòng)力學(xué)模型為

(1)

分矩匯速HM2模式動(dòng)力學(xué)模型為

(2)

式中:Tout為系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩;ωout為系統(tǒng)輸出角速度;Iout為系統(tǒng)輸出端當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;k1、k2分別為行星排K1、K2的特征常數(shù);Tin為系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)矩;ωin為系統(tǒng)輸入角速度;Iin為系統(tǒng)輸入端當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;Dm為變量馬達(dá)最大排量;εm為變量馬達(dá)變排量系數(shù);Dp為變量泵最大排量;εp為變量泵變排量系數(shù);ηm為系統(tǒng)機(jī)械路傳遞效率;ηh為液壓調(diào)速系統(tǒng)傳遞效率;ωp為變量泵角速度;Ip為變量泵當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;ωm為變量馬達(dá)角速度;Im為變量馬達(dá)當(dāng)量轉(zhuǎn)動(dòng)慣量;i代表定軸齒輪傳動(dòng)比。

1.2 液壓調(diào)速系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

在建立變量泵變量馬達(dá)調(diào)速回路數(shù)學(xué)模型時(shí),假設(shè)連接管道為兩根完全相同的短硬管;液壓泵和馬達(dá)的泄漏為層流[23];每個(gè)腔室內(nèi)的壓力是均勻相等的,不考慮流量脈動(dòng)對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響,液體密度為常數(shù);輸入信號(hào)不發(fā)生飽和現(xiàn)象;不考慮補(bǔ)油系統(tǒng),對(duì)變量泵、變量馬達(dá)構(gòu)成的液壓調(diào)速系統(tǒng)建立高壓油路流量方程和轉(zhuǎn)矩平衡方程

(3)

ζ(ph-pl)Dmεm

(4)

式中:Ctm為液壓調(diào)速系統(tǒng)總泄漏系數(shù);λ為油液動(dòng)力黏度;ph為變量泵高壓油口壓力;pl為變量泵低壓油口壓力;V為液壓調(diào)速系統(tǒng)的管路總?cè)莘e;bm為變量馬達(dá)黏性阻尼系數(shù);βe為綜合體積彈性模量;ζ為變量馬達(dá)的機(jī)械摩擦損失系數(shù);Tm為變量馬達(dá)轉(zhuǎn)矩。

1.3 模式切換機(jī)構(gòu)模型

模式切換機(jī)構(gòu)的結(jié)合過(guò)程中會(huì)經(jīng)歷分離、滑摩和完全結(jié)合狀態(tài)。分離狀態(tài)下,離合器傳遞扭矩和轉(zhuǎn)速為零;完全結(jié)合狀態(tài)下,離合器可傳遞全部功率;滑摩狀態(tài)下,離合器的傳遞轉(zhuǎn)矩與離合器主動(dòng)盤和從動(dòng)盤的角速度差相關(guān),離合器結(jié)合或分離的理論轉(zhuǎn)矩為

(5)

1.4 液壓調(diào)速系統(tǒng)同步切換點(diǎn)

以HM1向HM2模式切換為例,分速匯矩HM1模式的輸出角速度為

(6)

式中:ωout_HM1為HM1模式下DHMT系統(tǒng)輸出角速度;ωC2為行星排K2的行星架角速度;ωr2為行星排K2的齒圈角速度;ηV為液壓調(diào)速系統(tǒng)的容積效率。

為了盡可能減小切換過(guò)程中的沖擊,將采用無(wú)動(dòng)力切換,即切換過(guò)程中切斷DHMT系統(tǒng)與動(dòng)力源的動(dòng)力連接,故此時(shí)行星排K1的行星架的轉(zhuǎn)速直接受輸出角速度制約,因此行星排K1的行星架的角速度為

(7)

行星排K1的齒圈的角速度為

ωr1=ωin/(i1i2)

(8)

故行星排K1的太陽(yáng)輪的角速度為

(9)

由式(9)可得變量泵角速度為

(10)

由式(10)可以得出,當(dāng)HM1向HM2模式切換時(shí),離合器C2結(jié)合,此時(shí)主、從動(dòng)盤角速度差為

(11)

根據(jù)式(11)可以看出,為了使模式切換過(guò)程中離合器C2進(jìn)行無(wú)速差地結(jié)合,可以得到分速匯矩HM1模式向分矩匯速HM2模式切換過(guò)程中行星排K1分流機(jī)構(gòu)輸入端的同步切換條件為

(12)

由式(12)可解得,分速匯矩HM1模式向分矩匯速HM2模式切換過(guò)程中液壓調(diào)速系統(tǒng)變量泵和變量馬達(dá)的變排量系數(shù)的關(guān)系為

(13)

根據(jù)式(13)可以看出,模式切換過(guò)程中變量泵變排量系數(shù)εp是隨變量泵角速度ωp以及變量馬達(dá)變排量系數(shù)εm變化而變化的非線性關(guān)系,故對(duì)于DHMT系統(tǒng)的模式切換過(guò)程中的排量調(diào)節(jié)相互獨(dú)立且具有滯后性,可將模式切換過(guò)程進(jìn)行階段劃分,從而可簡(jiǎn)化切換過(guò)程。

2 DHMT系統(tǒng)模式切換過(guò)程分析

2.1 切換過(guò)程評(píng)價(jià)指標(biāo)

模式切換品質(zhì)評(píng)價(jià)指標(biāo)通常是指沖擊度J和滑摩功W,為了更加詳細(xì)地反映模式切換過(guò)程中DHMT系統(tǒng)的動(dòng)力性,在原有評(píng)價(jià)指標(biāo)基礎(chǔ)上提出切換時(shí)間Δt和最大輸出轉(zhuǎn)矩?fù)p失系數(shù)ξHM兩個(gè)評(píng)價(jià)指標(biāo)。

(1)切換時(shí)間Δt。切換時(shí)間是指從一個(gè)模式的穩(wěn)定狀態(tài)轉(zhuǎn)換到另一個(gè)模式穩(wěn)定狀態(tài)后所需要的時(shí)間,它是反映模式切換品質(zhì)的綜合性指標(biāo)。切換時(shí)間過(guò)短可能會(huì)導(dǎo)致沖擊度過(guò)大。因此,良好切換品質(zhì)的要求是在平順切換的基礎(chǔ)上盡量減少切換時(shí)間。

(2)最大輸出轉(zhuǎn)矩?fù)p失系數(shù)ξHM。在DHMT系統(tǒng)模式切換過(guò)程中,需要對(duì)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩的損失程度進(jìn)行評(píng)價(jià),最大輸出轉(zhuǎn)矩?fù)p失系數(shù)可以用切換過(guò)程中傳動(dòng)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩最小值與切換開(kāi)始前傳動(dòng)系統(tǒng)的穩(wěn)定輸出轉(zhuǎn)矩之差與切換開(kāi)始前傳動(dòng)系統(tǒng)的穩(wěn)定輸出轉(zhuǎn)矩的比值表示,即

ξHM=(T0-Tout)/T0

(14)

式中:T0為模式切換前的穩(wěn)定輸出轉(zhuǎn)矩。

2.2 模式切換過(guò)程分析

DHMT系統(tǒng)的模式切換過(guò)程需要控制切換機(jī)構(gòu)的結(jié)合與分離,模式切換品質(zhì)受到多重因素的影響,以HM1向HM2模式切換為例進(jìn)行切換過(guò)程研究,將其切換過(guò)程劃分為3個(gè)階段,切換過(guò)程如圖2所示。

圖2 HM1向HM2模式切換過(guò)程示意圖

第1階段(C1分離,C2結(jié)合)。為了使離合器C2無(wú)沖擊地結(jié)合,需要滿足變量泵與離合器C2主動(dòng)盤角速度相等,此時(shí)通過(guò)控制系統(tǒng)輸入角速度,即

(15)

當(dāng)分流模式切換機(jī)構(gòu)在進(jìn)行動(dòng)力切換的過(guò)程中,通過(guò)控制離合器C1釋放油缸腔壓力,C2離合器的油壓由0逐漸升高,行星排K1的太陽(yáng)輪由于失去約束而處于游離狀態(tài),機(jī)械路功率逐漸降低,此時(shí)系統(tǒng)變?yōu)榧円簤簜鲃?dòng),行星排K2由于機(jī)械路轉(zhuǎn)矩的變化,系統(tǒng)輸出角速度急速降低,此階段系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程為

(16)

(17)

離合器C5在結(jié)合過(guò)程中,需要保持變量泵的排量為0,系統(tǒng)輸出角速度完全由輸入端決定,待離合器C5完全結(jié)合后,逐漸調(diào)節(jié)變量馬達(dá)排量,待輸出角速度穩(wěn)定后,斷開(kāi)離合器C3,系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程為

(18)

第3階段(B分離,C4結(jié)合)。為了防止變量馬達(dá)與行星排K2的太陽(yáng)輪產(chǎn)生干涉,從而造成更大程度上的運(yùn)動(dòng)沖擊,首先對(duì)制動(dòng)器B進(jìn)行解約束,調(diào)節(jié)變量馬達(dá)的變排量系數(shù)向最大排量的方向變化,為了減弱因行星排K2轉(zhuǎn)速耦合產(chǎn)生的擾動(dòng),需滿足以下條件

(19)

在制動(dòng)器B斷開(kāi)和離合器C4結(jié)合的重疊時(shí)間內(nèi),需要保持變量馬達(dá)的排量為0,系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速由于行星排K2沒(méi)有液壓功率的約束而發(fā)生短暫的降低,此時(shí)輸出轉(zhuǎn)矩完全受機(jī)械功率的影響,較第1階段和第2階段略有提高,此階段系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程為

(20)

通過(guò)以上3個(gè)階段的分析,在模式切換過(guò)程中系統(tǒng)輸入角速度的總擾動(dòng)量為

(21)

式中:Δωin為DHMT系統(tǒng)輸入角速度總擾動(dòng)量。

3 DHMT系統(tǒng)模式切換過(guò)程同步控制

模式切換同步控制包括液壓調(diào)速系統(tǒng)轉(zhuǎn)速同步補(bǔ)償控制和切換機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)矩同步補(bǔ)償控制。HM1向HM2模式切換過(guò)程控制方法流程如圖3所示。

液壓調(diào)速系統(tǒng)轉(zhuǎn)速同步補(bǔ)償控制用于抑制系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)速變化引起的切換機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速與液壓元件轉(zhuǎn)速不匹配問(wèn)題,為切換機(jī)構(gòu)的平穩(wěn)結(jié)合創(chuàng)造條件;切換機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)矩同步補(bǔ)償控制通過(guò)優(yōu)化制動(dòng)裝置結(jié)合主、從動(dòng)盤角速度之差和切換時(shí)間,解決模式切換過(guò)程中的系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩中斷和沖擊問(wèn)題。

3.1 液壓調(diào)速系統(tǒng)轉(zhuǎn)速同步補(bǔ)償控制

DHMT系統(tǒng)的輸入角速度擾動(dòng)量Δωin將會(huì)引起離合器結(jié)合過(guò)程中的轉(zhuǎn)速波動(dòng),以HM1向HM2模式切換為例,離合器C2的結(jié)合平順性受到變量泵角速度與系統(tǒng)輸入角速度的影響,即機(jī)械系統(tǒng)的擾動(dòng)影響;離合器C4的結(jié)合過(guò)程中不僅會(huì)受到機(jī)械系統(tǒng)角速度擾動(dòng)的影響,還會(huì)受到液壓調(diào)速系統(tǒng)輸入擾動(dòng)的影響。為了使離合器主從動(dòng)盤的角速度差ΔωC維持在合理范圍之內(nèi),以保證離合器平順結(jié)合,需通過(guò)變量泵或變量馬達(dá)的前饋反饋轉(zhuǎn)速同步補(bǔ)償對(duì)DHMT系統(tǒng)輸入角速度擾動(dòng)進(jìn)行抑制,前饋反饋轉(zhuǎn)速同步補(bǔ)償控制方法如圖4所示。

在建立泵馬達(dá)調(diào)速回路前饋補(bǔ)償數(shù)學(xué)模型時(shí),采用小信號(hào)線性化方法對(duì)液壓系統(tǒng)變量馬達(dá)斜盤擺角和角速度關(guān)系進(jìn)行線性化處理[24]

(22)

圖3 切換過(guò)程控制方法流程

圖4 前饋反饋轉(zhuǎn)速同步補(bǔ)償控制方法

將式(22)代入式(3)(4)中進(jìn)行拉氏變換,并忽略無(wú)窮小量Δεp/mΔωp/m,得到變量泵或變量馬達(dá)角速度擾動(dòng)量Δωp/m與變排量系數(shù)變化補(bǔ)償增量方程為

(23)

式中:Gc(s)為變量泵或變量馬達(dá)所受角速度干擾與變排量系數(shù)補(bǔ)償關(guān)系的傳遞函數(shù);Qp/m為變量泵或變量馬達(dá)的流量;Δph為液壓調(diào)速系統(tǒng)高低壓油路壓力差;Km為排量梯度;s為拉普拉斯算子。

假設(shè)變量泵和變量馬達(dá)受系統(tǒng)輸入擾動(dòng)為一階或二階慣性加純延遲環(huán)節(jié),即

R(s)=K*/(as+1)e-bs

(24)

式中:R(s)為系統(tǒng)輸入擾動(dòng)傳遞函數(shù);K*為干擾通道環(huán)節(jié)比例系數(shù);a為干擾通道慣性環(huán)節(jié)時(shí)間常數(shù);b為干擾通道延遲時(shí)間。

根據(jù)雙模式液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)系統(tǒng)前饋反饋轉(zhuǎn)速補(bǔ)償傳遞函數(shù)關(guān)系,可以得到液壓調(diào)速系統(tǒng)變量泵的轉(zhuǎn)速/轉(zhuǎn)矩前饋補(bǔ)償傳遞函數(shù)

(25)

變量馬達(dá)的轉(zhuǎn)速/轉(zhuǎn)矩前饋補(bǔ)償傳遞函數(shù)

(26)

反饋控制過(guò)程采用傳統(tǒng)PID調(diào)節(jié)器,即

Gs(s)=kp+ki/s+kds

(27)

式中:Gs(s)為傳統(tǒng)PID調(diào)節(jié)器傳遞函數(shù);kp為轉(zhuǎn)速控制的比例增益;ki為積分環(huán)節(jié)常數(shù);kd為微分環(huán)節(jié)常數(shù)。

變量泵的轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償傳遞函數(shù)為

(28)

變量馬達(dá)的轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償傳遞函數(shù)為

(29)

式中:Ep、Em分別為變量泵、變量馬達(dá)目標(biāo)角速度與實(shí)際角速度偏差;Gp(s)為變量泵角速度/轉(zhuǎn)矩關(guān)系傳遞函數(shù);Gm(s)為變量馬達(dá)角速度/轉(zhuǎn)矩關(guān)系傳遞函數(shù)。

根據(jù)所得到的變量泵或變量馬達(dá)的轉(zhuǎn)矩補(bǔ)償傳遞函數(shù),將其代入式(1)(2)可得到對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速同步補(bǔ)償控制量,在此不再詳細(xì)贅述。

3.2 切換機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)矩同步補(bǔ)償控制

在當(dāng)前模式離合器還未完全分離,目標(biāo)模式離合器逐漸結(jié)合的過(guò)程中,系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)矩與輸出轉(zhuǎn)矩處于動(dòng)力耦合階段,由系統(tǒng)輸入角速度擾動(dòng)引起的輸入轉(zhuǎn)矩變化,若要離合器結(jié)合沖擊控制在合理范圍之內(nèi),就必須通過(guò)液壓元件的轉(zhuǎn)矩反饋補(bǔ)償控制對(duì)系統(tǒng)波動(dòng)進(jìn)行抑制,以達(dá)到切換機(jī)構(gòu)平穩(wěn)結(jié)合的作用。DHMT系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩滿足關(guān)系

Tin=(τins+1)-1f(ωin,Δωin)

(30)

式中:τin為DHMT系統(tǒng)輸入角速度慣性環(huán)節(jié)時(shí)間常數(shù)。

圖5 離合器C2轉(zhuǎn)矩動(dòng)力學(xué)模型

離合器和變量泵或變量馬達(dá)角速度可以通過(guò)系統(tǒng)自帶的角速度傳感器進(jìn)行實(shí)時(shí)測(cè)量,在對(duì)變量泵或變量馬達(dá)進(jìn)行補(bǔ)償控制時(shí),將離合器主動(dòng)盤角速度和變量泵或變量馬達(dá)角速度作為狀態(tài)變量,把離合器傳遞轉(zhuǎn)矩作為控制變量,把液壓元件的轉(zhuǎn)矩的一階導(dǎo)數(shù)作為性能泛函,通過(guò)狀態(tài)反饋來(lái)補(bǔ)償離合器傳遞轉(zhuǎn)矩,以離合器C2控制為例進(jìn)行分析,轉(zhuǎn)矩動(dòng)力學(xué)模型如圖5所示。

在離合器C2分離和變量泵排量為0的滑摩階段,可以認(rèn)為變量泵轉(zhuǎn)矩Tp=0,那么此時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)的狀態(tài)方程可以表示為

(31)

把式(31)轉(zhuǎn)化為狀態(tài)空間的形式為

(32)

(33)

式中ψ*為液壓調(diào)速系統(tǒng)分流轉(zhuǎn)矩放大系數(shù)。

將式(31)代入式(33),整理可得

(34)

性能泛函為

若取Q=CTC,r=m2,N=mCT,則j可以表示為

(35)

通過(guò)求如下的Reccai方程

PA+ATP-(PB+N)r-1(BTP+NT)+Q=0

的解P,得到最優(yōu)的反饋增益

K=BTP+NT

(36)

由式(36)給出的最優(yōu)反饋增益矩陣通過(guò)變量泵對(duì)離合器C2和系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩進(jìn)行補(bǔ)償,通過(guò)求解上述二次型最優(yōu)控制問(wèn)題,可求取離合器最優(yōu)轉(zhuǎn)矩變化率,進(jìn)而基于模型求得離合器C2實(shí)時(shí)傳遞的轉(zhuǎn)矩。同理,可通過(guò)變量馬達(dá)對(duì)離合器C4傳遞轉(zhuǎn)矩進(jìn)行補(bǔ)償。

4 仿真及結(jié)果分析

為研究DHMT系統(tǒng)的動(dòng)力切換特性和控制方法的有效性,利用AMESimMatlab軟件對(duì)模式切換過(guò)程中的系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩、車速、沖擊度以及滑摩功的變化特性進(jìn)行仿真驗(yàn)證及控制性能分析。

4.1 HM1向HM2模式切換過(guò)程仿真

DHMT系統(tǒng)的HM1向HM2模式切換時(shí),對(duì)系統(tǒng)采用或未采用同步控制的切換過(guò)程仿真結(jié)果如圖6所示。

由圖6a可以看出,離合器C1向離合器C2進(jìn)行動(dòng)力切換的過(guò)程中,未對(duì)變量泵轉(zhuǎn)速采用同步補(bǔ)償控制時(shí),變量泵由于離合器C2主動(dòng)盤擾動(dòng)影響,出現(xiàn)(-5.5,+7.3) rad/s的角速度差,且穩(wěn)定調(diào)節(jié)時(shí)間較長(zhǎng),為1 425 ms;對(duì)變量泵采用同步補(bǔ)償控制時(shí),二者轉(zhuǎn)速可在665 ms的時(shí)間內(nèi)達(dá)到同步穩(wěn)定狀態(tài);由圖6b可以看出,對(duì)系統(tǒng)采用角速度同步控制后,變量馬達(dá)角速度由離合器C3從動(dòng)盤向離合器C4主動(dòng)盤的過(guò)渡時(shí)間減小,說(shuō)明對(duì)液壓調(diào)速系統(tǒng)進(jìn)行轉(zhuǎn)速同步補(bǔ)償和對(duì)切換機(jī)構(gòu)進(jìn)行轉(zhuǎn)矩同步補(bǔ)償后可有效降低離合器結(jié)合時(shí)的滑摩時(shí)間,從而縮短HM1向HM2模式的切換時(shí)間,從而證明了同步控制方法的有效性。

(a)分流模式切換機(jī)構(gòu)角速度

(b)匯流模式切換機(jī)構(gòu)角速度

(c)系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩

(d)沖擊度

(e)滑摩功

由圖6c可以看出,由于對(duì)待結(jié)合離合器C2采用角速度同步補(bǔ)償控制和轉(zhuǎn)矩同步補(bǔ)償控制,從而縮小了離合器主從動(dòng)盤角速度差存在的持續(xù)時(shí)間,模式切換過(guò)程中,DHMT系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩過(guò)渡平滑且損失率降低,相對(duì)于未采用同步補(bǔ)償控制的DHMT系統(tǒng),最大輸出轉(zhuǎn)矩?fù)p失系數(shù)降低了28%,切換時(shí)間縮短了0.3 s;由于在系統(tǒng)機(jī)械功率流輸入慣性力的作用下,7.03 s時(shí)離合器C5主從動(dòng)盤結(jié)合,導(dǎo)致DHMT系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩突然增大,從而導(dǎo)致系統(tǒng)模式切換過(guò)程平順性較差,對(duì)離合器C5采用轉(zhuǎn)矩同步控制,雖然可有效改善其轉(zhuǎn)矩變化率,但是并不能消除,因此需要把離合器C5結(jié)合時(shí)刻的系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩控制在合理范圍之內(nèi)。

(f)車速圖6 HM1向HM2模式切換過(guò)程仿真結(jié)果

由圖6d～6f可以看出,未對(duì)DHMT系統(tǒng)采用同步補(bǔ)償控制時(shí),在5 s開(kāi)始驅(qū)動(dòng)模式切換時(shí),整車沖擊度在(-26.8,+12.7) m/s3范圍內(nèi)波動(dòng),而采用同步控制后,則能將車輛沖擊度控制在(-7.2,+5.1) m/s3之間,從而大大提高了模式切換品質(zhì)。相對(duì)于未采用同步控制,采用同步控制對(duì)應(yīng)的滑摩功略有降低,且達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)所經(jīng)歷的時(shí)間縮短,這是由于離合器的角速度和轉(zhuǎn)矩控制不但降低了主從盤的角速度差,而且增大了離合器的實(shí)際傳遞轉(zhuǎn)矩。在DHMT系統(tǒng)由HM1向HM2模式切換時(shí),未進(jìn)行同步控制時(shí),經(jīng)過(guò)約1.5 s后車速由切換初始車速22.3 km/h逐漸增大至24.7 km/h,在此時(shí)間內(nèi)車速過(guò)渡變化平順性差;采用同步控制后,車速在模式切換過(guò)程中過(guò)渡銜接平順,車輛的動(dòng)力性有所改善。

4.2 HM2向HM1模式切換過(guò)程仿真

由于HM2向HM1模式切換過(guò)程與HM1向HM2模式切換過(guò)程類似,故針對(duì)該過(guò)程文中只作簡(jiǎn)單仿真分析,而不具體展開(kāi)討論。HM2向HM1模式切換過(guò)程仿真結(jié)果如圖7所示。

(a)分流模式切換機(jī)構(gòu)角速度

(b)匯流模式切換機(jī)構(gòu)角速度

(c)系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩

(d)沖擊度

(e)滑摩功

(f)車速圖7 HM2向HM1模式切換過(guò)程仿真結(jié)果

從圖7a～圖7b可以看出,HM2向HM1模式切換過(guò)程中,從5.38 s開(kāi)始變量泵角速度逐漸從離合器C2過(guò)渡到離合器C1,在此過(guò)程中,對(duì)系統(tǒng)采用同步控制相對(duì)于未采用同步控制,變量泵與離合器C1角速度差大大降低,且在6.13 s時(shí)二者角速度達(dá)到同步,為離合器C1的穩(wěn)定滑摩結(jié)合創(chuàng)造了條件,且變量馬達(dá)角速度由離合器C4從動(dòng)盤向離合器C3主動(dòng)盤的過(guò)渡時(shí)間減小;由圖7c～圖7f可以看出,系統(tǒng)最大輸出轉(zhuǎn)矩?fù)p失系數(shù)降低了31%,同時(shí)沖擊度變化范圍明顯減小,沖擊度變化范圍合理,不會(huì)對(duì)整車駕駛性能及舒適性造成很大影響?；^小,完全可以被接受;車速變化比較平穩(wěn),換擋平順性較好,由此可以說(shuō)明同步控制方法對(duì)DHMT系統(tǒng)具有一定的控制效果。

5 同步控制實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

5.1 實(shí)驗(yàn)臺(tái)架總體方案

為進(jìn)一步研究液壓調(diào)速系統(tǒng)角速度同步補(bǔ)償控制和切換機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)矩同步補(bǔ)償控制方法的有效性和正確性,在DHMT系統(tǒng)模式切換實(shí)驗(yàn)臺(tái)架上進(jìn)行了模式切換同步控制實(shí)驗(yàn),實(shí)驗(yàn)臺(tái)架原理和實(shí)物分別如圖8和圖9所示。

圖9 DHMT系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)架

DHMT系統(tǒng)臺(tái)架組成包括:驅(qū)動(dòng)電機(jī)、DHMT系統(tǒng)、轉(zhuǎn)矩儀、加載電機(jī)以及各種執(zhí)行裝置控制單元。輸出通過(guò)聯(lián)軸器與其相鄰裝置連接;驅(qū)動(dòng)電機(jī)和加載電機(jī)為洛陽(yáng)合能YVF2-355 M-8型變頻調(diào)速三相異步電動(dòng)機(jī),分別用于模擬發(fā)動(dòng)機(jī)與輸出端負(fù)載;實(shí)驗(yàn)臺(tái)架的控制及信號(hào)采集系統(tǒng)主要由一臺(tái)工控機(jī)、DSP控制器、轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩測(cè)量卡、測(cè)量?jī)x表及執(zhí)行器組成。利用自動(dòng)代碼生成技術(shù),將Matlab/Simulink中的控制方法模型進(jìn)行控制器代碼生成,并將其移植到實(shí)驗(yàn)臺(tái)架控制器中。

5.2 實(shí)驗(yàn)控制性能分析

對(duì)DHMT系統(tǒng)采用或未采用同步控制的HM1向HM2模式切換過(guò)程以及HM2向HM1模式切換過(guò)程實(shí)驗(yàn)結(jié)果分別如圖10和圖11所示。

(a)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩

(b)沖擊度

(c)滑摩功圖10 HM1向HM2模式切換過(guò)程實(shí)驗(yàn)結(jié)果

(a)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩

(b)沖擊度

(c)滑摩功圖11 HM2向HM1模式切換過(guò)程實(shí)驗(yàn)結(jié)果

圖10a為DHMT系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩變化實(shí)驗(yàn)曲線,由圖10a可以看出,與未采用同步控制相比,采用同步控制的HM1向HM2模式切換過(guò)程最大輸出轉(zhuǎn)矩?fù)p失系數(shù)降低了26.8%,達(dá)到穩(wěn)定輸出轉(zhuǎn)矩的切換時(shí)間縮短了0.42 s,其變化趨勢(shì)與仿真環(huán)境下的系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩一致,但最大輸出轉(zhuǎn)矩?fù)p失系數(shù)出現(xiàn)-1.2%的誤差,切換時(shí)間誤差為25%,同時(shí)系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩也相對(duì)于仿真結(jié)果略有降低,出現(xiàn)這種現(xiàn)象是由于液壓系統(tǒng)電比例控制閥組以及管路存在壓力損失以及動(dòng)作滯后,導(dǎo)致控制系統(tǒng)的精度和靈敏度下降;圖10b為DHMT系統(tǒng)沖擊度實(shí)驗(yàn)曲線,從圖10b可以看出,沖擊度變化范圍明顯減小,控制在(-7.5,+9.8) m/s3之間(等效到車輪上的縱向沖擊度,沖擊度變化范圍規(guī)范滿足(-10,+10) m/s3以內(nèi)),與仿真結(jié)果相比,沖擊度控制誤差為16.82%,這是由于離合器C5在結(jié)合過(guò)程中機(jī)械路轉(zhuǎn)矩突然增大導(dǎo)致,同時(shí)HM2模式的速比高于HM1模式,使得切換過(guò)程中系統(tǒng)輸出角速度略有增大;圖10c為DHMT系統(tǒng)滑摩功變化實(shí)驗(yàn)曲線,從圖10c中可以看出,滑摩功也相應(yīng)地減少了0.26 kJ;相對(duì)于未采用同步控制的模式切換過(guò)程,角速度和轉(zhuǎn)矩同步控制有效保證了DHMT系統(tǒng)模式切換的平順性,減小了模式切換沖擊和改善了切換性能。

圖11a～圖11c分別為DHMT系統(tǒng)HM2向HM1模式切換過(guò)程系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩、沖擊度以及滑摩功變化實(shí)驗(yàn)曲線。由圖11可以看出,對(duì)系統(tǒng)采用同步控制,系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩最大損失量降低,并且轉(zhuǎn)矩降低速率也相對(duì)減小,系統(tǒng)動(dòng)力輸出波動(dòng)得到有效抑制;但相對(duì)于仿真結(jié)果系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩波動(dòng)明顯,這是由于仿真環(huán)境下未考慮液壓系統(tǒng)流量脈動(dòng)的影響。在12.6 s時(shí),對(duì)系統(tǒng)未采用同步控制,由于制動(dòng)器B的制動(dòng)作用,系統(tǒng)受到負(fù)載輸入的反向轉(zhuǎn)矩出現(xiàn)在-16.3 m/s3的縱向沖擊,加入同步補(bǔ)償后,沖擊度降低為-6.8 m/s3,通過(guò)液壓調(diào)速系統(tǒng)的角速度同步補(bǔ)償可有效縮短切換機(jī)構(gòu)主從動(dòng)盤角速度達(dá)到統(tǒng)一的時(shí)間,同時(shí)對(duì)DHMT系統(tǒng)輸入角速度擾動(dòng)進(jìn)行液壓元件調(diào)速補(bǔ)償抑制,從而有效改善了系統(tǒng)模式切換過(guò)程中動(dòng)力中斷問(wèn)題。

通過(guò)以上對(duì)DHMT系統(tǒng)模式切換過(guò)程的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證可得,實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果存在一定的誤差,限于實(shí)驗(yàn)本身受多方面因素的影響,但結(jié)果都是在可控范圍之內(nèi),采用模式切換同步控制方法的實(shí)驗(yàn)結(jié)果變化趨勢(shì)與仿真相同,可驗(yàn)證論文建立模型的正確性,從而可以得出該控制方法不僅可以滿足切換品質(zhì)的各項(xiàng)性能指標(biāo),而且能夠有效地解決切換機(jī)構(gòu)的滯后、外界干擾等因素所引起的動(dòng)力性差等問(wèn)題,具有一定的魯棒性。模式切換過(guò)程實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比見(jiàn)表2。

表2 模式切換過(guò)程實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

6 結(jié) 論

本文以雙模式液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)系統(tǒng)為研究對(duì)象,針對(duì)其進(jìn)行模式切換過(guò)程中易出現(xiàn)輸出動(dòng)力中斷及穩(wěn)定性差的問(wèn)題,提出了一種基于液壓調(diào)速系統(tǒng)轉(zhuǎn)速同步補(bǔ)償和切換機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)矩同步補(bǔ)償控制方法。首先,在建立DHMT系統(tǒng)、液壓調(diào)速系統(tǒng)以及模式切換機(jī)構(gòu)數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上,對(duì)模式切換過(guò)程進(jìn)行3階段理論分析,建立其模式切換各階段動(dòng)力學(xué)約束條件;其次,以系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)速擾動(dòng)量作為液壓調(diào)速系統(tǒng)角速度同步控制的前饋輸入,從而對(duì)液壓元件的轉(zhuǎn)速波動(dòng)進(jìn)行抑制;最后,通過(guò)液壓元件轉(zhuǎn)矩對(duì)模式切換機(jī)構(gòu)進(jìn)行狀態(tài)反饋控制,用以消除系統(tǒng)輸入角速度波動(dòng)導(dǎo)致的切換機(jī)構(gòu)結(jié)合轉(zhuǎn)矩沖擊,從而提高DHMT系統(tǒng)模式切換品質(zhì)。

模式切換仿真結(jié)果表明,本文提出的同步控制方法使DHMT系統(tǒng)HM1向HM2模式切換過(guò)程中的最大輸出轉(zhuǎn)矩?fù)p失系數(shù)降低了28%,沖擊度控制在(-7.2,+5.1) m/s3的合理范圍之內(nèi),切換時(shí)間縮短了0.3 s;通過(guò)實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果的對(duì)比分析,進(jìn)一步驗(yàn)證了本文同步控制方法在DHMT系統(tǒng)模式切換過(guò)程中具有良好的抗干擾能力和有效性,可大幅度提高模式切換品質(zhì),從而為雙模式液壓機(jī)械復(fù)合傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與研究提供理論參考。