郭 桐, 蔡少樂， 陳其懷， 林添良， 陳海斌， 付勝杰， 郭海波

(1.華僑大學 機電及自動化學院， 福建 廈門 361021； 2.福建華南重工機械制造有限公司， 福建 泉州 362100)

引言

隨著環(huán)境問題及能源危機日益嚴峻，各國對排放標準日趨嚴格[1-3]。裝載機作為一種高作業(yè)效率的工程機械，被廣泛應用于基建、礦山、港口以及道路等工程建設中。生態(tài)環(huán)境部發(fā)布《中國移動源環(huán)境管理年報(2019)》公布了裝載機排放量在所有機種中占比最大[4]。因此，傳統(tǒng)裝載機能源利用率低、排放差、噪聲大，亟需進行革命性的技術革新來應對節(jié)能環(huán)保的壓力。近年來，混合動力技術和純電驅動技術從提高能源利用率方面成為研究的熱點。混合動力技術通過輔助電機的削峰填谷，使得發(fā)動機的工作點波動較為平緩，從而降低了其功率等級，提高其能量利用率。與傳統(tǒng)發(fā)動機驅動相比，燃油節(jié)省了15%～30%，排放降低了15%～30%。但由于混合動力工程機械成本較高、整車控制策略較復雜，且驅動單元仍使用發(fā)動機，并不能真正意義上實現零排放[5]。而純電驅動技術直接采用電機代替發(fā)動機，充分利用了電機的高效率，實現了低噪聲和零排放。因此，純電驅動已經逐漸成為工程機械理想的驅動方式之一。

裝載機作為典型的工程機械之一，在非結構路面上作業(yè)和行駛時振動劇烈、穩(wěn)定性差，并且在作業(yè)工況中需要頻繁切換擋位來保證驅動需求。如果換擋過程沖擊度大、不平穩(wěn)，長時間、重復性的工況極易對駕駛員造成嚴重的駕駛疲勞并增加作業(yè)事故的風險。針對裝載機的換擋控制一直是國內外專家學者的研究熱點。日本小松[6]采用K-ATOMICS電子控制系統(tǒng)與ECMV閥對離合器油壓上升規(guī)律進行控制，結果表明：油壓控制有效減小了換擋沖擊，提高了變速箱結構件的使用壽命，改善了駕駛員乘坐舒適性，并廣泛應用在大型自卸汽車上；美國卡特彼勒[7]采用多個電液比例調壓閥對裝載機方向離合器、速比離合器進行調壓控制，通過控制輸出油壓對換擋性能進行優(yōu)化，其生產的高端裝載機在國際市場上占有大量份額；高金武滑[8]對自動換擋箱的換擋品質控制進行了相關研究，分析了柔性傳動軸下具有抑制輸出軸力矩波動的換擋控制策略，使換擋過程中變速箱輸出軸的力矩變得平；尤立鵬[9]針對離合器充、泄油重疊時間提出電液控制系統(tǒng)，利用平穩(wěn)結合閥固有壓力特性曲線有效控制油壓，并提出延遲換擋時間和延長泄油時間的換擋控制策略，進一步改善換擋品質。

傳統(tǒng)裝載機在行走驅動過程中發(fā)動機需兼顧執(zhí)行器、水泵等工作裝置，不能有效主動地調節(jié)換擋過程中驅動單元的轉速、轉矩。通過液力變矩器雖能保證輸入端的轉速和扭矩基本恒定，但使行走驅動控制更為復雜，且造成傳遞效率大幅降低。因此，較難有效可靠地匹配協調動力單元和離合器扭矩相、慣性相之間的關系，產生“飛車”或“雙鎖止”的現象[10-12]。因此，對于電液控制系統(tǒng)的有效性和可靠性將更加嚴苛，這也正是目前傳統(tǒng)機型存在的短板之一。

針對上述問題，純電驅動概念的應用使整車系統(tǒng)實現機電液一體化及智能化成為一種可能，彌補了傳統(tǒng)工程機械上的不足。本研究提出了一種基于壓力反饋純電驅動裝載機專用電液換擋系統(tǒng)及控制策略，分析了電液換擋控制系統(tǒng)和驅動電機轉速、轉矩的匹配方式，并對其進行了仿真分析。

1 純電驅動裝載機行走系統(tǒng)原理

1.1 行走系統(tǒng)方案

圖1所示為某5 t輪式純電驅動裝載機行走系統(tǒng)方案。系統(tǒng)采用永磁同步電機與變速箱取代原液力變矩器，直接驅動行走裝置，利用電機過載能力強、調速調矩性能優(yōu)良等特點，滿足行走驅動需求。同時，極大地提高了整車的機械傳動效率。

圖1 行走整體方案示意圖

其工作原理為：整車VCU通過CAN總線、IO端口實現對主驅電機、輔驅電機、變速箱執(zhí)行策略控制；電機直接驅動變速箱，由變速箱內部的濕式離合器實現齒輪逐級傳遞，再由萬向傳動軸、前后驅動橋、輪胎輪輞總成實現整車驅動。

采用分布式電機替代傳統(tǒng)的內燃機，將行走主驅電機、輔驅電機、執(zhí)行器液壓驅動電機分別獨立控制。對其不同工況下不同負載需求進行功率匹配與選型，通過細化能量流分配來發(fā)揮電機的高效率，同時，也使得整車各個系統(tǒng)的控制更加靈活。

1.2 電液比例換擋系統(tǒng)原理

圖2所示為電液換擋系統(tǒng)的工作原理，該系統(tǒng)主要由電機、齒輪泵、電磁換向閥、電磁比例減壓閥、離合器、油缸、節(jié)流閥等組成。其工作原理為：電機-泵為系統(tǒng)提供壓力油，換擋指令發(fā)出后，VCU向相應擋位的電磁換向閥、電磁比例減壓閥發(fā)出控制信號，使離合器發(fā)揮傳遞扭矩的作用，完成擋位的結合。

圖2 電液比例換擋系統(tǒng)的工作原理圖

圖3所示為本研究所采用變速箱機械傳動原理。由于研究對象為純電驅動裝載機，取消了后退擋齒輪、離合器，保留前進擋作為動力擋，利用驅動電機的正反轉特性實現整車前進、后退。該換擋系統(tǒng)具有以下優(yōu)點：①提高了整車傳動的效率；②減小了外油路的安裝空間；③簡化電氣控制、機械結構提高了整車的可靠性。

2 控制策略

2.1 換擋過程分析

裝載機采用動力換擋變速箱，圖4所示為濕式離合器換擋過程理想壓力曲線，壓力變化主要分為4個階段[13-14]：①快速充油階段(AB)，離合器結合指令發(fā)出后，壓力油克服回位彈簧預緊力開始向活塞缸容腔充油，直至t2完全消除主、從動摩擦片的間隙；②離合器快速升壓階段(BC)，壓力油處于快速上升階段，主、從動摩擦片處于滑動摩擦狀態(tài)并開始傳遞扭矩；③緩沖升壓階段(CD)，油壓緩慢上升，主、從動摩擦片從半聯動緩慢過度到全聯動狀態(tài)，直至t4完全結合；④階躍升壓階段(DE)，主、從動摩擦片完全結合后，離合器活塞缸壓力急劇升高到系統(tǒng)設定壓力。截止，離合器結合動作完成。

圖3 變速箱機械傳動原理圖

圖4 濕式離合器換擋過程理想壓力曲線

換擋品質上來說，換擋過程對于離合器結合有平穩(wěn)性和離合器壽命長兩項基本要求。優(yōu)化換擋品質的目的：提高換擋平穩(wěn)性、減小整車沖擊，使駕駛更加舒適；減少摩擦產生的熱量，減少能量損失的同時，提高離合器工作的可靠性，保證其壽命。而換擋品質由沖擊度、滑摩功和換擋時間組成。

整車縱向加速度對時間的求導，沖擊度由離合器傳遞扭矩的變化率近似表示為：

(1)

式中,R—— 車輪半徑，m

i—— 總傳動比

Iv—— 輸入軸等效轉動慣量，kg·m2

Tcl—— 離合器傳遞轉矩，N·m

傳遞扭矩與離合器結合油壓關系表示為：

Tcl=μScRmNpcl

(2)

傳遞扭矩對時間求導，傳遞扭矩變化率與離合器結合油壓變化率關系表示為：

(3)

式中，μ—— 離合器摩擦系數

Sc—— 活塞缸活塞面積，m2

Rm—— 摩擦片平均有效直徑，m

N—— 摩擦面對數

pcl—— 離合器結合油壓，MPa

根據式(1)可以得出整車沖擊度與離合器傳遞扭矩成正比關系。根據式(2)可以得出傳遞扭矩變化率與離合器結合油壓變化率成正比關系。因此，換擋過程中，整車沖擊度主要由離合器結合油壓決定。

換擋過程中，快速升壓階段和緩沖升壓階段由于主、從動摩擦片相互滑動摩擦，滑摩功為滑動摩擦力矩做功的大小，近似表示為：

(4)

式中，ωz—— 離合器主動摩擦片轉速，r/min

ωn—— 離合器從動摩擦片轉速，r/min

t1—— 離合器開始滑摩時間，s

t2—— 離合器停止滑摩時間，s

根據式(2)、式(4)可以得出滑動摩擦過程時的離合器摩擦功與離合器結合油壓成正比。

換擋時間是指從發(fā)出換擋指令到離合器完全結合完成，表示為：

t=t0+t5

(5)

式中，t0為發(fā)出指令后延遲換擋時間，s。

忽略油路及離合器油缸的漏損，假定換擋過程中油溫不變，離合器換擋過程的壓力流量平衡方程為：

(6)

由式(6)可得，離合器結合油油壓的變化率為：

(7)

式中，Qc—— 離合器供油油路的流量，m3/s

V0—— 離合器活塞缸初始容腔和離合器供油油路體積的總和，m3

U—— 壓力油體積彈性模量，Pa

xp—— 離合器活塞位移距離，m

根據式(7)可得離合器油缸內壓力的變化率與離合器供油油路的流量成正相關。

綜上，合理控制離合器快速升壓階段(BC)和緩沖升壓階段(CD)油壓變化率，可以有效限制輸出軸轉矩的擾動，減少整車沖擊度；減小滑動摩擦過程時的離合器結合油壓可以有效的減小滑摩功，但將使摩擦片至全聯動的時間增大，也將導致滑摩功的增大；不同的車輛類型對傳遞的扭矩大小和沖擊度要求不同，對于換擋時間的要求也不同。換擋過程所需的時間通過增大離合器供油油路流量，主要減小離合器快速充油階段(AB)和階躍升壓階段(DE)所需的時間，減小換擋過程所需時間。因此，根據換擋時離合器動作特性以及電傳動技術提出了基于壓力反饋電液換擋控制策略。通過采用電磁比例閥實時閉環(huán)調節(jié)實現對行走液壓系統(tǒng)離合器油壓的分段控制，符合濕式離合器換擋過程理想壓力曲線；同時，通過壓力反饋對驅動電機進行模式的切換，實現對換擋過程中扭矩相及慣性相下電機輸出扭矩和輸出轉速的精確控制。旨在降低換擋沖擊、減小滑摩功及縮短換擋時間。

2.2 基于壓力反饋電液換擋控制策略

整車VCU識別當前擋位，并通過整車車速判斷是否進行擋位切換，發(fā)出換擋指令，執(zhí)行換擋。本研究針對純電驅動裝載機提出一種基于壓力反饋電液換擋控制策略。電磁比例減壓閥通過壓力反饋閉環(huán)控制電流改變閥出口壓力，綜合考慮整車傳遞扭矩與沖擊度指標，實現換擋過程中離合器壓力按照理想曲線控制；并基于壓力反饋判斷離合器狀態(tài)，控制驅動電機模式切換，實現離合器扭矩相和慣性相的匹配。

圖5所示為電磁比例減壓閥控制信號控制方案，其工作過程是：

(1) 快速充油階段A，控制電流最大I=Imax，最大程度打開電磁比例減壓閥開度。保證離合器活塞缸最大限度快速充油，快速消除離合器摩擦片之間的空隙。該階段持續(xù)時間主要由系統(tǒng)流量和變速箱離合器活塞缸尺寸決定；

(2) 充油保持階段B，在快速充油階段結束前，壓力閉環(huán)控制電流迅速下降至快速充油階段油壓pcl所對應的電流值IB并保持。持續(xù)至保證離合器摩擦片間隙完全消除，防止由于A階段目標控制壓力過高導致與C階段連接處壓力出現尖峰狀突變，引起離合器傳遞扭矩擾動；

圖5 電磁比例減壓閥控制信號控制方案

(3) 壓力調節(jié)階段C，控制電流緩慢增加，控制比例減壓閥出口壓力跟隨控制器發(fā)出的指令電流緩慢升高I=δt+IC。由于不同機型、型號的工程車輛工況不同，導致轉矩需求幅值、波動不同。同時，對沖擊度也有不同的指標要求。因此，需要綜合考慮該階段緩慢升壓速率系數δ匹配不同機型、型號的工程車輛。

(4) 階躍升壓階段D，控制電流最大I=Imax，最大程度打開電磁比例減壓閥開度。此階段對換擋沖擊沒影響，階段完成時間主要由系統(tǒng)流量決定。

圖6所示為驅動電機控制流程圖： ① 對于純電驅動裝載機行走時，驅動電機工作在轉矩模式更加能夠保持傳統(tǒng)機型的駕駛員操作習慣，由電子油門信號控制驅動電機扭矩輸出； ② 當發(fā)出換擋指令后，驅動電機工作在轉速模式，由電機自適應離合器在扭矩相下所能傳遞的扭矩，防止電機輸出扭矩溢出產生整車的擾動，或輸出轉矩不足影響整車的動力性； ③ 通過脫擋離合器的油壓反饋判斷是否進入分離狀態(tài)， 電機進入調速階段，發(fā)揮電機優(yōu)良的主動調速優(yōu)勢，由變速箱輸出軸轉速傳感器反饋信號進行合理轉速閉環(huán)控制，使離合器主、從動摩擦片更快的完成轉速同步，從而通過減小慣性相階段所需時間，降低離合器產生的滑摩功；④通過對結合離合器的油壓反饋判斷離合器是否完成結合，電機進入轉矩模式恢復行走驅動。

圖6 驅動電機控制流程

圖7 某5 t裝載機行走部分機電液仿真模型

3 仿真分析

根據圖2所示方案、圖3變速箱原理圖以及提出的控制策略，利用AMESim建立了圖7所示的仿真模型。仿真所需主要技術參數如表1～表3所示，特別是變速箱離合器模型對換擋品質影響較大的，將其簡化為彈簧-阻尼-質量塊形式。

表1 濕式離合器主要仿真參數

表2 各擋位傳動比仿真參數

表3 ZL50裝載機整車主要仿真參數

圖8所示為對變速箱發(fā)出擋位控制信號e，分別間隔10 s實現開始-空擋-烏龜模式1擋-烏龜模式2擋-烏龜模式1擋-空擋-兔子模式1擋-兔子模式2擋-兔子模式1擋-空擋-結束。

圖8 換擋控制信號

由于變速器擋位較多，且升擋與降擋比較相似，因此在進行換擋品質分析仿真時只對烏龜模式下1擋升2擋進行分析。仿真分析采用壓力反饋電液換擋控制策略下各離合器活塞缸油壓、活塞位移。圖9、圖10所示分別為離合器活塞缸壓力仿真曲線和離合器活塞位移仿真曲線。

圖9 離合器活塞缸壓力曲線

圖10 離合器活塞位移曲線

從圖中可以看出20 s給出升擋信號，1擋離合器開始卸壓分離，在0.2 s內由1.6 MPa迅速下降至0。動力擋離合器壓力由于換擋離合動作，壓力有所波動，但由于壓力變化趨勢跟隨換擋離合器且結合壓力在其之上，因此對換擋沖擊并無太大的影響。與此同時，2擋離合器油壓上升曲線分為4個階段，且各階段油壓變化比較明顯?？焖俪溆碗A段閥芯開口最大，以最大的流量進行充油，油壓由0上升至0.2 MPa左右，20.23 s時活塞位移接近3 mm，離合器摩擦片之間的間隙基本消除；完成活塞缸充油后進入快速升壓階段，由比例減壓閥壓力閉環(huán)控制該階段油壓迅速下降至前一階段油壓值并保持，效果較為顯著，改善了該階段使用傳統(tǒng)緩沖閥無法解決的短暫升壓問題，大幅度改善該階段整車沖擊度；隨后進入緩沖升壓階段，根據負載所需的扭矩制定該階段的升壓斜率，明顯改善離合器傳遞扭矩的變化率，減小了整車的沖擊度；最后進入階躍升壓階段，扭矩傳遞完成后快速進行升壓，縮短換擋時間。與前文提到的濕式離合器換擋過程理想壓力上升曲線相符，證明電磁比例減壓閥控制信號控制策略方案的可行性。

利用AMESim搭建的該裝載機整車機械傳動仿真模型，分析離合器主、從動端扭矩傳遞和轉速同步情況，以及換擋離合器結合過程中對整車車速、加速度、沖擊度的影響。對烏龜模式1擋升烏龜模式2擋進行分析。圖11所示為1擋和2擋離合器參數仿真結果。20.1 s時隨著1擋離合器壓力減小，1擋傳遞扭矩逐漸減小。同時隨著2擋離合器壓力增大2擋傳遞扭矩逐漸增大。此過程中，變速箱傳遞扭矩由兩個離合器共同決定，理想的搭建控制下，扭矩相結束的瞬間，1擋離合器傳遞扭矩恰好為0，在避免出現動力中斷的同時減小了換擋沖擊；20.14 s時，離合器1完全脫離，驅動電機通過變速箱輸出軸轉速傳感器反饋轉速進行調速，使離合器兩端轉速同步，保持整車車速，減小沖擊。20.24 s時轉速同步完成，但由于仍未達到該擋位車速下整車所需扭矩，隨著結合壓力的升高，扭矩增大，在20.42 s時完成所需轉矩傳遞，當結合離合器油壓上升至系統(tǒng)設定壓力時換擋完成，驅動電機恢復到行走時的轉矩模式。仿真結果說明在換擋過程中1擋離合器和2擋離合器油壓控制較為合理，且換擋過程中有著良好的換擋重疊。

圖12所示為整車車速、加速度以及沖擊度曲線。由仿真結果可以表明：換擋過程車速幾乎沒有明顯的變化；加速度變化主要出現在離合器壓力變化率較大的位置，最大值在0.25 m/s2以內；沖擊度主要出現在離合器快速充油初始階段、快速升壓階段及緩沖升壓階3個位置，通過電磁比例減壓閥電流迅速下降至快速充油階段油壓所對應的電流值，控制快速升壓階段的壓力，可以大大減小該階段的沖擊度。我國車輛沖擊度的推薦限定值為17.64 m/s3，德國推薦限定值為10 m/s3[15]。圖中換擋沖擊度最大值為15.59 m/s3，該數據在可接受的范圍內。

圖11 離合器主、從動端轉速、轉矩曲線

圖12 整車速度、加速度和沖擊度曲線

4 結論

(1) 針對純電驅動工程機械提出了行走系統(tǒng)方案上的創(chuàng)新。利用電機過載能力強、調速調矩性能優(yōu)良等特點，取消液力變矩器，采用電機直驅變速箱的方案；

(2) 利用驅動電機的正反轉特性，對變速箱結構方案進行調整，取消后退方向離合器，提升了整車傳動效率、增大可利用空間以及簡化控制提高了可靠性；

(3) 通過仿真分析驗證了針對純電驅動裝載機所提出的換擋控制策略。即通過電磁比例減壓閥對離合器升壓曲線進行合理控制，在保證動力的前提下減小整車的沖擊度。相比傳動燃油機機型，利用電機控制模式可切換及調速優(yōu)良的特性，控制電機快速的進行轉速同步，縮短了換擋時間的同時減小了離合器結合時所做的滑摩功。填補了純電驅動裝載機換擋離合器及驅動電機控制的空白。