張軒銘 聶彥鑫 曾小華 劉志茹 李勝

（1.吉林大學(xué)，汽車仿真與控制國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長春 130022；2.中國汽車技術(shù)研究中心，天津 300300；3.深圳市科列技術(shù)股份有限公司，深圳 518057；4.一汽解放青島汽車有限公司，青島 266043）

主題詞：液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng) 控制閥組 試驗(yàn)分析 仿真驗(yàn)證

1 前言

液壓輔助驅(qū)動是一種新型短時輔助驅(qū)動技術(shù)[1-2]。在不改變原車底盤結(jié)構(gòu)的情況下，增加一套輪轂液壓馬達(dá)驅(qū)動系統(tǒng)進(jìn)行輔助驅(qū)動，使整車可以適時地由后輪驅(qū)動切換為全輪驅(qū)動，在良好路面上，該系統(tǒng)退出工作，車輛恢復(fù)傳統(tǒng)機(jī)械驅(qū)動[3]。該系統(tǒng)液壓泵、輪轂液壓馬達(dá)等液壓元件體積小、比功率大、易于布置[4-5]，近年來，該技術(shù)在海外已成功應(yīng)用于農(nóng)業(yè)機(jī)械、礦用車等行駛工況復(fù)雜的領(lǐng)域[6]，而國內(nèi)尚未有相關(guān)成熟產(chǎn)品投入應(yīng)用[7]。

復(fù)雜多變的行駛工況[8]要求液壓輔助驅(qū)動系統(tǒng)具有良好的適應(yīng)性。李勝等人在理論研究方面分析了輪轂液壓馬達(dá)輔助驅(qū)動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)原理與工作模式[9]，但未從試驗(yàn)角度對工作模式切換時控制閥組的閥口壓力、流量等響應(yīng)進(jìn)行驗(yàn)證。吉林大學(xué)賀輝等人針對商用車復(fù)雜的使用要求[10]，將輪轂液壓馬達(dá)輔助驅(qū)動系統(tǒng)劃分為3種工作狀態(tài)，并根據(jù)擋位、液壓系統(tǒng)狀態(tài)及制動情況進(jìn)行模式切換，充分發(fā)揮了輪轂液壓馬達(dá)輔助驅(qū)動的功能，但未對控制閥組內(nèi)部結(jié)構(gòu)機(jī)理進(jìn)行深入研究。

本文搭建了液壓輔助前橋驅(qū)動試驗(yàn)樣車，通過試驗(yàn)研究液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng)中控制閥組在不同模式下的響應(yīng)特性，并基于此設(shè)計(jì)一種應(yīng)用于液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng)的控制閥組結(jié)構(gòu)，同時在AMESim及MATLAB/Simulink中搭建模型進(jìn)行仿真，并通過試驗(yàn)進(jìn)行對比驗(yàn)證。

2 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)與樣車試驗(yàn)平臺

2.1 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng)主要包括液壓控制閥組、取力器（Power Take Off，PTO）、輪轂液壓馬達(dá)、變量泵組件等，如圖1所示。

圖1 液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

在良好路面，輪轂液壓馬達(dá)殼體與柱塞分離，前輪空轉(zhuǎn)，不輸出驅(qū)動轉(zhuǎn)矩，系統(tǒng)處于自由輪模式；在惡劣路況條件下，為提高通過性，閥組動作控制液壓泵與液壓馬達(dá)，實(shí)現(xiàn)前進(jìn)或后退助力[11]，系統(tǒng)處于輔助驅(qū)動模式；在換擋或制動時，閥組短暫切斷泵與輪轂液壓馬達(dá)的油路連接，系統(tǒng)處于旁通模式。

2.2 樣車試驗(yàn)平臺

液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng)的試驗(yàn)樣車如圖2所示。液壓系統(tǒng)控制器與上位機(jī)（電腦）通過CAN總線[12]連接。液壓泵組件包括補(bǔ)油泵、安全閥等結(jié)構(gòu)[13]。徑向柱塞式輪轂液壓馬達(dá)[14]的液壓連接端口用于連接主油路以及殼體的泄流端口[15]。在整個系統(tǒng)控制模式切換過程中，液壓控制閥組是最關(guān)鍵的部件。

圖2 前橋驅(qū)動系統(tǒng)試驗(yàn)樣車

圖3展示了液壓控制閥組[16]的外部結(jié)構(gòu)，共含有10個連接端口，各端口與其他液壓元件的連接關(guān)系如表1所示。

圖3 液壓控制閥組

表1 控制閥組端口

研究液壓控制閥組的內(nèi)部結(jié)構(gòu)時，可利用壓力和流量傳感器[17]測量各端口壓力和流量的變化情況，并切換不同模式進(jìn)行對比，由此推斷不同模式下閥組中各端口的連接關(guān)系。

液壓控制閥組本身帶有壓力傳感器[18]MG、MA、MB1，另外需要安裝壓力傳感器PCH、PA1、PD、PB以及流量傳感器QT1、QT2，各傳感器按照圖4所示方案布置，各傳感器的參數(shù)和作用如表2所示。

圖4 傳感器布置方案

表2 傳感器參數(shù)

3 試驗(yàn)分析

3.1 試驗(yàn)過程

試驗(yàn)工況：維持系統(tǒng)樣機(jī)轉(zhuǎn)速在1 500±100 r/min范圍內(nèi)，車輛在平坦路面上勻速行駛，路面附著系數(shù)為0.5，控制器使系統(tǒng)由自由輪模式切換到輔助驅(qū)動模式，手動變速器從1擋連續(xù)換擋至6擋。

圖5描述了該工況中閥組D、A1和B的壓力變化情況，圖6描述了該工況中閥組G、A、B1的壓力變化曲線及實(shí)際泵開度變化曲線。

圖5 端口D、端口A1、端口B壓力曲線

圖6 端口G、端口A、端口B1壓力曲線

通過圖5、圖6所示的現(xiàn)象可以推測，系統(tǒng)處于輔助驅(qū)動模式時：端口A與端口A1接通，B、B1、G端口接通；端口D的壓力約為0，即為泄流端口，連接到端口T1或端口T2。

自由輪模式時端口G、B和D的壓力曲線如圖7所示。系統(tǒng)處于自由輪模式時，端口G和端口B的壓力變化趨勢一致，且與D保持一定的壓力差，故2個端口之間存在某種可以限壓或減壓的構(gòu)件。

圖7 自由輪模式時端口G、B和D的壓力曲線

自由輪模式和輔助驅(qū)動模式時端口T2的流量曲線分別如圖8、圖9所示。圖8中，在第20～100 s期間，系統(tǒng)處于自由輪模式，端口T2的流量逐漸上升，這是發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速和油泵流量逐漸升高引起的。圖8和圖9所示結(jié)果表明：系統(tǒng)處于自由輪模式時，端口T2的流量輸出較大，這是因?yàn)檠a(bǔ)油泵的壓力過大，限壓閥發(fā)揮作用，使油液從T2端口流出；在輔助驅(qū)動模式下，液壓泵的主油路端口與輪轂液壓馬達(dá)接通，形成供油回路，此時T2的流量基本穩(wěn)定在17.55 L/min附近，微小的波動來源于液壓泵的流量脈動；接近第150 s時，端口D接通端口T2，通過端口T2泄流，所以T2的流量很快減小至0，由此可見，端口T2是端口G與端口D之間的限壓裝置的泄流端口。

圖8 自由輪模式時端口T2的流量曲線

圖9 輔助驅(qū)動模式時端口T2的流量曲線

對于端口T1的功能，可以進(jìn)行以下猜想：為保證穩(wěn)定的工作環(huán)境，閉式傳動回路中的熱油需冷卻，因此需要輸送到冷卻設(shè)備中，故回路中需要設(shè)置沖洗閥。因此，可以認(rèn)為端口T1為閥組中沖洗閥的泄流端口。以同樣的方法測量主油路壓力端口A、B1與端口T1的流量的變化關(guān)系，以驗(yàn)證本文的猜想，如圖10所示。

圖10 端口T1的流量曲線

從圖10可以看出：端口T1輸出的流量在10 L/min以下波動；當(dāng)端口B1處回油路壓力存在較大的波動（第160 s、215 s處）時，端口T1的流量輸出隨之波動。

3.2 試驗(yàn)結(jié)論

綜合以上現(xiàn)象，可得出如下結(jié)論：

a.當(dāng)系統(tǒng)處于自由輪模式下時，液壓泵不向輪轂液壓馬達(dá)傳遞動力，而液壓泵快速卸荷的同時，需保證輪轂液壓馬達(dá)的柱塞與殼體完全分離，不產(chǎn)生驅(qū)動力，因此輪轂液壓馬達(dá)的殼體存應(yīng)保留較小壓力（0.3～0.5 MPa）；

b.當(dāng)系統(tǒng)處于輔助驅(qū)動模式下時，液壓泵與輪轂液壓馬達(dá)建立動力傳遞回路，驅(qū)動前輪輸出轉(zhuǎn)矩，同時輪轂液壓馬達(dá)的殼體壓力在短時間內(nèi)降為0，以減小前進(jìn)的阻力，但在換擋或緊急制動時，閥組能快速地暫時中斷輔助驅(qū)動，并在換擋結(jié)束后快速恢復(fù)動力傳遞。

基于以上試驗(yàn)現(xiàn)象及結(jié)論分析，本文設(shè)計(jì)的閥組結(jié)構(gòu)原理如圖11所示。其中包括沖洗閥（Flush Valve）、溢流閥（FRV）、二位四通伺服旁通閥（BP Valve，BPV）、二位三通電磁閥（CV，其電控信號為VS4）、2個自由輪閥（Free Wheel Valve，F(xiàn)WV）FWVL和FWVR、2個二位四通電磁閥（Control Valve，CV）CVL和CVR（其電控信號分別為VS1和VS3）、溢流閥（Case Relief Valve，CRV）。沖洗閥和溢流閥構(gòu)成沖洗回路；二位三通電磁閥用于控制二位四通旁通閥的動作；2個自由輪閥分別控制左、右輪轂液壓馬達(dá)；溢流閥用于限定輪轂液壓馬達(dá)殼體壓力。

圖11 閥組結(jié)構(gòu)原理

4 AMEsim建模及仿真分析

4.1 AMESim及MATLAB/Simulink建模

為驗(yàn)證構(gòu)思設(shè)計(jì)的控制閥組結(jié)構(gòu)合理性，同時研究該液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng)的工作特性及其對整車性能的影響，用AMESim以及MATLAB/Simulink搭建液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng)模型、整車機(jī)械傳動系統(tǒng)模型[19]，通過S-Function實(shí)現(xiàn)聯(lián)合仿真[20]，如圖12所示。

圖12 仿真模型示意

4.1.1 液壓泵

液壓泵的流量輸出方程為：

式中，Qp為液壓泵的輸出流量；Vpmax為液壓主泵的最大排量；Vpc為補(bǔ)油泵固定排量；Dp為液壓主泵的斜盤位置；ip為取力器的傳動比；Ne為發(fā)動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速；ηpv為液壓泵的容積效率。

液壓泵的轉(zhuǎn)矩輸出方程為：

式中，Tp為液壓泵的輸出轉(zhuǎn)矩；Δp為液壓泵輸出壓差；ηpm為液壓泵的機(jī)械效率。

4.1.2 液壓換向閥

閥組中液壓換向閥的輸出流量Qv為：

式中，Cd為流量損失系數(shù)；A為液壓閥口面積；ρ為油液密度。

4.1.3 輪轂液壓馬達(dá)

輪轂液壓馬達(dá)的建模與液壓泵的建模類似，其數(shù)學(xué)模型為：

式中，Qm為輪轂液壓馬達(dá)輸入流量；Tm為輪轂液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩；Vm為輪轂液壓馬達(dá)排量；ωm為輪轂液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速；ηmv、ηmm分別為輪轂液壓馬達(dá)的容積效率和機(jī)械效率。

4.1.4 液壓輔助前橋驅(qū)動車輛動力學(xué)建模

液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng)在輔助驅(qū)動模式時，車輛由發(fā)動機(jī)單獨(dú)驅(qū)動變?yōu)槁?lián)合驅(qū)動，前輪2個輪轂液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)矩，前輪角速度為：

后輪角速度為：

式中，Im為2個輪轂液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)動慣量之和；Ftf為前輪提供的牽引力；Fzf為前輪載荷；Mbf為前輪制動力矩，驅(qū)動時，制動力矩為0；Ftr為后輪提供的牽引力；ig為變速器傳動比；i0為主減速器傳動比；I0為主減速器和差速器轉(zhuǎn)動慣量之和；Iw為車輪轉(zhuǎn)動慣量之和；r為車輪半徑、f為滾阻系數(shù)、ωf0為前輪初始角速度；V0后輪初始速度；Me為發(fā)動機(jī)輸出力矩；Ie為曲軸轉(zhuǎn)動慣量；Icr為離合器的轉(zhuǎn)動慣量。

重型牽引車樣車關(guān)鍵參數(shù)及液壓系統(tǒng)元件參數(shù)分別如表3和表4所示，仿真條件及參數(shù)與實(shí)車試驗(yàn)工況設(shè)置相同。

表3 重型牽引車關(guān)鍵參數(shù)

表4 液壓系統(tǒng)元件參數(shù)

4.2 仿真結(jié)果分析

圖13和圖14所示為液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng)控制閥組在不同模式切換時各閥口壓力變化的仿真與試驗(yàn)結(jié)果對比。

4.2.1 自由輪模式

由圖14可知，所設(shè)計(jì)的閥組結(jié)構(gòu)在自由輪模式時，G、B、D端口壓力變化與試驗(yàn)數(shù)據(jù)曲線基本吻合，為確保輪轂液壓馬達(dá)殼體與柱塞完全分離，使前輪空轉(zhuǎn)而不輸出驅(qū)動轉(zhuǎn)矩，D端口存在一定的較小壓力。仿真結(jié)果表明，該閥組結(jié)構(gòu)在自由輪模式下，能夠滿足實(shí)車需求。

圖13 輔助驅(qū)動模式時泵開度和各端口壓力曲線

4.2.2 輔助驅(qū)動模式

系統(tǒng)在第20 s時由自由輪模式切換為輔助驅(qū)動模式。由圖13可知，當(dāng)系統(tǒng)在兩種模式之間切換時，閥組各端口壓力變化的仿真曲線與試驗(yàn)曲線趨勢基本吻合。輔助驅(qū)動模式時，閥組D端口壓力變?yōu)?，輪轂液壓馬達(dá)殼體與柱塞接合，輪轂液壓馬達(dá)正常運(yùn)轉(zhuǎn)。

圖14 自由輪模式閥組B、G、D端口壓力曲線

4.2.3 旁通模式

在換擋和制動時系統(tǒng)進(jìn)入旁通模式，閥組A和A1端口壓力短時降至與低壓端B1壓力相同，實(shí)現(xiàn)切斷泵與輪轂液壓馬達(dá)油路的短暫連接，換擋結(jié)束后迅速恢復(fù)高壓輸出。閥組A與A1端口連通，組成閉合高壓傳動回路。閥組G和B1端口接通，組成回油與補(bǔ)油回路。對比仿真結(jié)果與實(shí)車試驗(yàn)曲線，該結(jié)構(gòu)滿足設(shè)計(jì)需求。

圖15和圖16所示為重型牽引車樣車在使用液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng)前、后的牽引力與滑轉(zhuǎn)率的仿真結(jié)果。仿真設(shè)置路面附著系數(shù)為0.3，100%油門踏板開度起步。

圖15 系統(tǒng)使用前、后車輪的牽引力變化

圖16 系統(tǒng)使用前、后車輪的滑轉(zhuǎn)率變化

仿真結(jié)果顯示，液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng)開啟輔助驅(qū)動模式后，在起步的初始階段（第0～3.5 s），前、后輪的滑移率存在較大偏差，之后隨著車速的穩(wěn)定，前、后輪滑移率趨于一致，整車的行駛由后輪驅(qū)動變?yōu)樗妮嗱?qū)動。因此，液壓輔助前橋驅(qū)動系統(tǒng)的使用顯著提升了整車的驅(qū)動能力。

5 結(jié)束語

本文通過試驗(yàn)研究了輪轂液壓馬達(dá)驅(qū)動系統(tǒng)中控制閥組，通過對比不同模式下閥組端口的壓力流量曲線，分析論證閥組中各閥的機(jī)能及其連接關(guān)系，并利用AMESim搭建本文所設(shè)計(jì)的閥組模型，進(jìn)行了仿真與試驗(yàn)對比，仿真結(jié)果表明，本文所確定的閥組結(jié)構(gòu)合理，滿足系統(tǒng)自由輪模式、輔助驅(qū)動模式、旁通模式切換的需求，且整車的驅(qū)動能力在輪轂液壓馬達(dá)驅(qū)動系統(tǒng)開啟輔助驅(qū)動模式后得到顯著提升。