朱建旭 趙丁選鞏明德陳 浩楊夢(mèng)軻

1.燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，秦皇島，0660042.河北省特種運(yùn)載裝備重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，秦皇島，066004 3.燕山大學(xué)電氣工程學(xué)院,秦皇島，066004

0 引言

懸掛系統(tǒng)是車輛底盤的重要組成部分，其性能直接決定著車輛的乘坐舒適性、操作穩(wěn)定性和行駛安全性[1-3]。懸掛系統(tǒng)可分為主動(dòng)懸掛系統(tǒng)和被動(dòng)懸掛系統(tǒng)，主動(dòng)懸掛系統(tǒng)在被動(dòng)懸架系統(tǒng)的基礎(chǔ)上加入了作動(dòng)器及配套的傳感器和控制單元。主動(dòng)懸架系統(tǒng)在控制過程中，可以根據(jù)路面輸入與車輛狀態(tài)的變化實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)主動(dòng)懸架作動(dòng)器輸出，從而抵消路面沖擊，獲得較好的減振效果，同時(shí)主動(dòng)懸架還可以對(duì)車身高度和位姿進(jìn)行控制。液壓主動(dòng)懸掛因具有較強(qiáng)的承載能力及靈活的調(diào)節(jié)方式而受到廠商的青睞。主動(dòng)懸掛系統(tǒng)需要額外的能量輸入[4]一般由發(fā)動(dòng)機(jī)通過帶動(dòng)液壓泵來供應(yīng)，所以主動(dòng)懸掛系統(tǒng)所消耗的額外能量來自發(fā)動(dòng)機(jī)。由于主動(dòng)懸掛系統(tǒng)的工作狀態(tài)是隨著路面狀況決定的，如車輛在平坦的道路行駛時(shí)車身比較平穩(wěn)，懸掛作動(dòng)器無需進(jìn)行大幅調(diào)節(jié)即可滿足車輛平順性要求，而車輛行駛在越野路面時(shí)，作動(dòng)器頻繁作動(dòng)，其消耗的功率大大增加，所以主動(dòng)懸掛系統(tǒng)所消耗的功率隨著路面狀況呈現(xiàn)較大波動(dòng)。發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出功率是由駕駛員通過操縱油門踏板來決定的。發(fā)動(dòng)機(jī)總輸出功率是主動(dòng)懸掛系統(tǒng)消耗功率與車輛其他各系統(tǒng)之間的功率總和。為了保證車輛其他系統(tǒng)正常運(yùn)行，要求主動(dòng)懸掛系統(tǒng)所消耗的功率不能超過發(fā)動(dòng)機(jī)為其他各系統(tǒng)提供功率后的剩余功率。

目前，應(yīng)急救援車輛液壓主動(dòng)懸掛系統(tǒng)中一般使用恒壓變量泵。恒壓變量泵的恒壓特性區(qū)陡峭[5]，應(yīng)急救援車輛行駛在不平的道路上時(shí)駕駛員頻繁操縱油門踏板及更換擋位導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)，此時(shí)會(huì)使變量泵在恒壓特性與定量特性區(qū)域頻繁切換，造成系統(tǒng)壓力或流量劇烈波動(dòng)。同時(shí)變量泵所產(chǎn)生較大的扭矩作用在發(fā)動(dòng)機(jī)上，將引起發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的劇烈變化，嚴(yán)重時(shí)會(huì)發(fā)生失速、悶車和燃油經(jīng)濟(jì)性能下降等現(xiàn)象[6-7]。因此，如何實(shí)現(xiàn)主動(dòng)懸掛系統(tǒng)的流量及壓力控制的同時(shí)使液壓泵與發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)行參數(shù)達(dá)到較好的匹配是需要解決的問題。

目前已有學(xué)者對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓系統(tǒng)的匹配問題進(jìn)行了研究。GAO[8]在掘機(jī)動(dòng)力模式調(diào)節(jié)與節(jié)能控制研究中，通過負(fù)載自動(dòng)識(shí)別技術(shù)及最佳轉(zhuǎn)速二維表來進(jìn)行功率匹配控制。GUO等[9]在掘機(jī)節(jié)能控制算法方法研究中，采用單神經(jīng)元PID控制、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)模糊控制對(duì)動(dòng)力系統(tǒng)進(jìn)行了功率匹配研究。HAO[10]對(duì)挖掘機(jī)各部件之間的功率協(xié)調(diào)匹配進(jìn)行研究后，提出了重載情況下的恒功率和變功率協(xié)調(diào)控制理論。趙靜一等[11]根據(jù)重型平板車液壓系統(tǒng)功率分配的特點(diǎn)，從發(fā)動(dòng)機(jī)與泵的功率匹配、發(fā)動(dòng)機(jī)最佳工作點(diǎn)的選取及負(fù)載與泵的匹配等方面分析了重型平板車液壓系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)功率匹配原理；在充分考慮液壓系統(tǒng)效率及發(fā)動(dòng)機(jī)載荷的基礎(chǔ)上，提出了重型平板車液壓系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)功率匹配的實(shí)現(xiàn)方案及節(jié)能控制規(guī)律。李喆等[12]基于對(duì)風(fēng)機(jī)特性與柴油機(jī)特性聯(lián)合分析，將軸流風(fēng)機(jī)理論工作功率范圍匹配至柴油機(jī)負(fù)荷性燃油消耗率曲線的經(jīng)濟(jì)工作段，并盡可能接近萬有特性的最佳經(jīng)濟(jì)工作區(qū)，實(shí)現(xiàn)了長大隧道鋪裝通風(fēng)中軸流風(fēng)機(jī)與柴油機(jī)功率匹配。CHEN等[13]將樹木移植機(jī)的工作過程分為不同的工況，建立了樹木移植機(jī)工作裝置的功率匹配控制系統(tǒng)，新系統(tǒng)的燃料消耗比舊系統(tǒng)的燃料消耗降低了9.79%。

以上研究中，液壓系統(tǒng)均未涉及主動(dòng)懸掛系統(tǒng)，針對(duì)液壓主動(dòng)懸掛系統(tǒng)能耗與發(fā)動(dòng)機(jī)功率匹配控制的研究相對(duì)較少。本文提出重載應(yīng)急救援車輛的主動(dòng)懸掛能耗與發(fā)動(dòng)機(jī)功率匹配的主動(dòng)懸掛系統(tǒng)，該系統(tǒng)根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)特性及主動(dòng)懸掛系統(tǒng)運(yùn)行參數(shù)，實(shí)時(shí)調(diào)整變量泵排量，及時(shí)有效地控制變量泵供油量及供油壓力，使主動(dòng)懸掛系統(tǒng)穩(wěn)定和持續(xù)地運(yùn)行，并使其消耗的功率低于發(fā)動(dòng)機(jī)剩余功率，該系統(tǒng)能夠合理利用發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力，防止發(fā)動(dòng)機(jī)載荷過高導(dǎo)致熄火等問題。

1 液壓主動(dòng)懸掛系統(tǒng)能耗與發(fā)動(dòng)機(jī)功率匹配原理

1.1 系統(tǒng)匹配運(yùn)行條件

車輛正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，運(yùn)動(dòng)件、耗電設(shè)備所需的能量和克服行駛阻力的能量都來自于發(fā)動(dòng)機(jī)，因此各個(gè)系統(tǒng)所消耗的功率總和不能超過發(fā)動(dòng)機(jī)當(dāng)前節(jié)氣門位置時(shí)所提供的最大功率。

主動(dòng)懸掛系統(tǒng)所消耗的能量是發(fā)動(dòng)機(jī)總輸出能量的一部分。主動(dòng)懸掛液壓泵工作時(shí)，一方面要為主動(dòng)懸掛系統(tǒng)提供充足的流量及壓力，另一方面也不能影響其他系統(tǒng)的正常運(yùn)行。所以保證發(fā)動(dòng)機(jī)及主動(dòng)懸掛系統(tǒng)正常穩(wěn)定運(yùn)行的條件為：變量泵工作阻力變化產(chǎn)生的扭矩沖擊波動(dòng)控制在發(fā)動(dòng)機(jī)響應(yīng)能力范圍內(nèi)，且主動(dòng)懸掛系統(tǒng)消耗的平均總功率不能超過發(fā)動(dòng)機(jī)所在當(dāng)前油門位置時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)為其他各子系統(tǒng)提供動(dòng)力后所剩余的最大功率；同時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)過程中變量泵所提供的平均流量等于懸掛系統(tǒng)所消耗的平均流量，泵出口的壓力不低于最小設(shè)計(jì)壓力且不高于系統(tǒng)溢流壓力。

為了實(shí)現(xiàn)以上條件，主動(dòng)懸掛系統(tǒng)流量分析及發(fā)動(dòng)機(jī)剩余功率的計(jì)算尤為重要。計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)剩余功率的前提是對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)特性的分析及發(fā)動(dòng)機(jī)最高負(fù)荷率的確定。

1.2 發(fā)動(dòng)機(jī)特性及最高負(fù)荷率

在研究發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓泵的匹配時(shí)，常用的是發(fā)動(dòng)機(jī)的速度特性曲線。發(fā)動(dòng)機(jī)速度特性模型一般是在發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)態(tài)試驗(yàn)數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上，采用數(shù)表或擬合公式來描述。發(fā)動(dòng)機(jī)的調(diào)速特性是油門位置和轉(zhuǎn)速的函數(shù),即

Me=f(α,ne)

(1)

式中，Me為發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩；α為節(jié)氣門開度；ne為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)工作在調(diào)速狀態(tài)時(shí)，特性方程可以用直線方程近似。假設(shè)各節(jié)氣門開度下的調(diào)速特性曲線斜率相同，則在各個(gè)節(jié)氣門開度下的調(diào)速特性模型為[14]

(2)

式中，nR為發(fā)動(dòng)機(jī)最高怠速轉(zhuǎn)速；nL為發(fā)動(dòng)機(jī)最低怠速轉(zhuǎn)速；kα為調(diào)速曲線的斜率；pα為比例系數(shù)。

根據(jù)試驗(yàn)所測(cè)量的發(fā)動(dòng)機(jī)外特性曲線，使用5次多項(xiàng)式進(jìn)行擬合。圖1為發(fā)動(dòng)機(jī)外特性試驗(yàn)曲線及擬合曲線。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)外特性曲線

發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的5次擬合曲線表達(dá)式如下：

(3)

在發(fā)動(dòng)機(jī)的最低空載轉(zhuǎn)速和最高空載轉(zhuǎn)速之間，發(fā)動(dòng)機(jī)的調(diào)速曲線有無數(shù)條。圖2中只擬合出了節(jié)氣門開度在10%、20%、…100%位置時(shí)的調(diào)速曲線，其他的調(diào)速曲線可由式(2)插值得到。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)最高負(fù)荷曲線

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)荷特性，在不同的油門位置下雖然都可以工作在最大功率點(diǎn)，但在最大功率點(diǎn)處發(fā)動(dòng)機(jī)抗過載能力很差，因此車輛各系統(tǒng)所消耗的總功率應(yīng)盡量避免在發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率點(diǎn)處。在計(jì)算主動(dòng)懸掛系統(tǒng)可使用的發(fā)動(dòng)機(jī)的剩余功率時(shí)，使每個(gè)最大功率點(diǎn)都留有一定的過載余量，一方面為車輛的其他系統(tǒng)保留功率，另一方面防止主動(dòng)懸掛系統(tǒng)瞬間消耗功率過大時(shí)導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)熄火。因此最大功率點(diǎn)可設(shè)定為圖2所示的AFGHI曲線，此時(shí)在遇到突發(fā)載荷而控制裝置因慣性滯后調(diào)節(jié)時(shí)，可以防止發(fā)動(dòng)機(jī)熄火[15]。根據(jù)AFGHI曲線，可計(jì)算得到主動(dòng)懸掛系統(tǒng)可利用的剩余發(fā)動(dòng)機(jī)功率：

PRES=Pmax-Pe-PSUS

(4)

(5)

式中，Pe為發(fā)動(dòng)機(jī)當(dāng)前的負(fù)載功率；PSUS為主動(dòng)懸掛系統(tǒng)當(dāng)前運(yùn)行功率；Pmax為當(dāng)前節(jié)氣門位置時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率；Te為發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)載轉(zhuǎn)矩。

Pmax可根據(jù)圖2設(shè)定的AFGHI曲線及各條調(diào)速特性曲線上的扭矩Me與當(dāng)前轉(zhuǎn)速ne計(jì)算，即

Pmax=Mene

(6)

2 主動(dòng)懸掛系統(tǒng)流量及功率分析

2.1 液壓主動(dòng)懸掛系統(tǒng)原理

如圖3所示，液壓主動(dòng)懸掛系統(tǒng)包括液壓泵、溢流閥、蓄能器、三位四通電液伺服閥和懸掛油缸等。系統(tǒng)中兩臺(tái)變量液壓泵的主軸串聯(lián)連接，液壓泵的主軸通過取力器與發(fā)動(dòng)機(jī)主軸相連，泵的出油口并聯(lián)連接至液壓系統(tǒng)主油路，發(fā)動(dòng)機(jī)帶動(dòng)兩變量泵同時(shí)向系統(tǒng)供油；各懸掛油缸與車輪一一對(duì)應(yīng)，通過懸掛油缸的伸縮來實(shí)現(xiàn)車輪隨高低不平路面主動(dòng)調(diào)節(jié)，達(dá)到提高車輛行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的目的。

1.液壓油箱 2.變量泵 3.溢流閥 4.過濾器 5.單向閥 6.蓄能器 7.懸掛油缸 8.伺服閥 9.發(fā)動(dòng)機(jī) 10.取力器

2.2 流量計(jì)算

本文所研究的主動(dòng)懸掛油缸為非對(duì)稱液壓缸電液伺服油缸形式，建立非對(duì)稱式液壓缸模型，如圖4所示。圖4中，ps為供油壓力，po為回油壓力；xv為伺服閥閥芯位移，y為活塞桿相對(duì)缸筒的位移；q1為流入或流出液壓缸無桿腔的流量，q2為流入或流出液壓缸有桿腔的流量；p1、p2分別為液壓缸無桿腔和有桿腔的壓力；A1、A2分別為液壓缸無桿腔和有桿腔的面積；m為油缸等效負(fù)載質(zhì)量，F(xiàn)為等效外負(fù)載力。

圖4 1/6主動(dòng)懸架系統(tǒng)模型

當(dāng)伺服閥閥芯正向移動(dòng)時(shí),根據(jù)薄壁小孔節(jié)流原理，可分別列出非對(duì)稱油缸兩腔的流量方程：

(7)

(8)

式中，Cd為伺服閥閥口流量系數(shù)；w為伺服閥節(jié)流口面積梯度；ρ為油液密度。

根據(jù)可壓縮流體連續(xù)性方程，液壓缸無桿腔和有桿腔流量連續(xù)性方程分別為

(9)

(10)

式中，βe為油液彈性模量；Ci為液壓缸內(nèi)泄漏系數(shù)；Ce為液壓缸外泄漏系數(shù)；V10為活塞在中位時(shí)懸掛油缸無桿腔容積；V20為活塞在中位時(shí)懸掛油缸有桿腔容積。

參考上述推導(dǎo)過程，當(dāng)伺服閥閥芯反向移動(dòng)時(shí)，無桿腔和有桿腔的流量連續(xù)性方程為

(Ce+Ci)p1+Cip2

(11)

(Ce+Ci)p2-Cip1

(12)

于是第i個(gè)懸掛油缸作動(dòng)所消耗的流量為

(13)

主動(dòng)懸掛系統(tǒng)消耗的總流量為

(14)

2.3 功率計(jì)算

本文研究的液壓主動(dòng)懸掛系統(tǒng)采用斜盤式柱塞泵。液壓泵的輸出功率計(jì)算方法如下：

單個(gè)斜盤式柱塞泵的排量為

(15)

式中，d為柱塞直徑；D為柱塞的分布圓直徑；γ為斜盤傾角；Z為柱塞數(shù)量。

由于兩個(gè)變量泵的主軸串聯(lián)連接，因此兩個(gè)斜盤式柱塞泵的實(shí)際輸出流量為

qs=(qp1+qp2)nηv×10-3

(16)

式中，n為泵的轉(zhuǎn)速；ηv為泵的容積效率；qp1為變量泵1的排量；qp2為變量泵2的排量；

假設(shè)泵沒有效率損失，可得到兩個(gè)液壓泵的輸入功率即主動(dòng)懸掛系統(tǒng)運(yùn)行功率：

PSUS=qsp=(qp1+qp2)nηvp×10-3

(17)

3 主動(dòng)懸掛系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)功率匹配控制

3.1 控制原理

在車輛行駛過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的波動(dòng)會(huì)造成變量泵提供的流量產(chǎn)生變化，導(dǎo)致系統(tǒng)內(nèi)壓力升高。在變量泵排量調(diào)節(jié)過程中，排量的突變可能使變量泵消耗的瞬時(shí)功率超過發(fā)動(dòng)機(jī)所提供的功率從而導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)載荷過高或熄火，所以必須通過發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速及主動(dòng)懸掛系統(tǒng)所消耗功率來對(duì)變量泵排量進(jìn)行控制。

本文匹配控制方案采用基于流量補(bǔ)償?shù)闹鲃?dòng)懸掛系統(tǒng)恒壓力控制策略。結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)特性，計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)剩余最大功率，進(jìn)而得到兩個(gè)變量泵排量的最大值并設(shè)置輸出限幅，最終實(shí)現(xiàn)主動(dòng)懸掛系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)的功率匹配控制。

3.2 控制策略

模糊控制是以模糊集理論、模糊語言變量和模糊邏輯推理為基礎(chǔ)的一種智能控制方法，具有魯棒性強(qiáng)、響應(yīng)速度快、動(dòng)態(tài)特性好等優(yōu)點(diǎn)。本文采用模糊PID控制方法?？刂破靼▔毫Ψ答伜团帕垦a(bǔ)償控制環(huán)節(jié)，其表達(dá)式為

ut=utp(ep)+utq(ui)

(18)

ep=ppr-pout

式中，ui為輸入信號(hào)；utp(ep)表示壓力反饋環(huán)節(jié)；utq(ui)表示排量補(bǔ)償環(huán)節(jié)；pout為泵出口壓力；ppr為預(yù)設(shè)壓力。

PID控制器可由如下形式表示：

(19)

式中，kP、kI、kD分別為比例、積分、微分系數(shù)。

模糊控制器將壓力偏差e與偏差變化率ee作為模糊輸入變量，通過模糊推理輸出PID控制器中各系數(shù)的修正量，即

(20)

式中，ΔkP、ΔkI、ΔkD分別為PID控制器參數(shù)修正量；kP0、kI0、kD0分別為kP、kI、kD的初始值；k1、k2、k3分別為ΔkP、ΔkI、ΔkD的修正因子。

本文選擇三角形隸屬函數(shù)。參數(shù)e與ee的隸屬度函數(shù)如圖5所示。ΔkP、ΔkI、ΔkD的隸屬函數(shù)如圖6所示。控制器采用mamdani型模糊推理方法，即：如果e是Ai且ee是Bj, 那么 ΔkP是Cij，ΔkI是Dij，ΔkD是Eij。Ai為模糊推理?xiàng)l件，Bj、Cij、Dij、Eij分別為在此條件下各變量所執(zhí)行的結(jié)果。其中i,j=1,2,…,7。采用重心去模糊法確定模糊邏輯控制器輸出，即

圖5 e、ee的隸屬度函數(shù)

圖6 ΔkP、ΔkI、ΔkD的隸屬度函數(shù)

(21)

式中，μc為隸屬度函數(shù)曲線。

模糊控制規(guī)則如表1所示。

表1 模糊控制規(guī)則表

由于液壓泵主軸與發(fā)動(dòng)機(jī)主軸相連接，所以兩主軸的轉(zhuǎn)速相同。根據(jù)系統(tǒng)匹配運(yùn)行條件，主動(dòng)懸掛系統(tǒng)消耗的功率不能大于發(fā)動(dòng)機(jī)為車輛其他子系統(tǒng)提供能量后所剩余功率，根據(jù)式(4)、式(17)可得到變量泵可調(diào)節(jié)到的最大排量：

(22)

系統(tǒng)控制的目標(biāo)流量應(yīng)為主動(dòng)懸掛系統(tǒng)消耗的理論總流量qs。車輛行駛過程中，懸掛油缸的運(yùn)動(dòng)速度與當(dāng)前駛過的路面情況相關(guān)，當(dāng)路面情況突然變化時(shí)理論消耗流量會(huì)呈現(xiàn)波動(dòng)較為劇烈的曲線。若將qs直接作為系統(tǒng)控制參數(shù)，會(huì)使系統(tǒng)造成振蕩。因此為了能夠使流量控制系統(tǒng)運(yùn)行平穩(wěn)、減少變量泵的高頻調(diào)節(jié)，對(duì)qs進(jìn)行低通濾波處理：

(23)

在確定的流量下，變量泵的瞬時(shí)排量與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速成反比關(guān)系。建模過程中忽略泵的動(dòng)態(tài)特性，即泵輸出流量保持不變時(shí)，泵的當(dāng)前排量與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系為

(24)

則式(18)變?yōu)?/p>

(25)

功率匹配控制器的結(jié)構(gòu)如圖7所示。圖中ps0為系統(tǒng)預(yù)設(shè)壓力，ps1為系統(tǒng)當(dāng)前壓力。

圖7 功率匹配控制器的結(jié)構(gòu)

4 控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)、試驗(yàn)及結(jié)果分析

4.1 硬件設(shè)計(jì)

主動(dòng)懸掛與發(fā)動(dòng)機(jī)功率匹配系統(tǒng)為閉環(huán)系統(tǒng)，控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖8所示。油壓傳感器設(shè)置于泵出口處，各懸掛油缸上均設(shè)置位移傳感器。油壓傳感器和懸掛油缸位移傳感器信號(hào)經(jīng)A/D轉(zhuǎn)換接入控制器中。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速及油門踏板位置信號(hào)均經(jīng)CAN總線，接入變量泵排量控制器中?？刂破鬏敵鲂盘?hào)經(jīng)D/A轉(zhuǎn)換輸出至各變量泵以控制泵的排量。試驗(yàn)車輛搭載MC11.40-60柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，參數(shù)如表2所示。液壓泵采用斜盤式變量泵，兩個(gè)變量泵完全相同，具體參數(shù)如表3所示。實(shí)際上應(yīng)用一個(gè)大排量液壓泵也可滿足系統(tǒng)要求，本文系統(tǒng)采用串聯(lián)兩個(gè)完全一樣的泵的方式是為了提高系統(tǒng)的可靠性，在其中一個(gè)變量泵損壞的情況下也能保證主動(dòng)懸掛系統(tǒng)低性能運(yùn)行。控制器選用SCM9022型主板，符合標(biāo)準(zhǔn)PC/104總線標(biāo)準(zhǔn)。數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)使用基于PC/104總線標(biāo)準(zhǔn)的ADT882-AT擴(kuò)展板，提供32個(gè)16位模擬量通道，可達(dá)200 kHz的采樣速度。

圖8 控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

表2 發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)

表3 變量泵參數(shù)

CAN總線通信板卡使用基于PC/104總線標(biāo)準(zhǔn)的CSD-2.3擴(kuò)展板卡，提供兩路CAN通信接口。主控板卡與兩塊擴(kuò)展板卡均由PC/104接口連接，配合外圍電路組成功率匹配控制器。功率匹配控制器在主控板卡實(shí)現(xiàn)，主控板卡安裝windows控制系統(tǒng)，應(yīng)用C語言程序軟件進(jìn)行程序的編寫。主控板卡通過PC/104總線獲取發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、油門踏板位置以及泵口壓力、油缸位移信號(hào)，功率匹配控制器計(jì)算出各變量泵排量輸出以控制各變量泵。

4.2 試驗(yàn)條件及結(jié)果分析

為驗(yàn)證本功率匹配控制系統(tǒng)的可行性，應(yīng)用裝有本系統(tǒng)的三軸重型應(yīng)急救援車輛進(jìn)行了試驗(yàn)。車輛基本參數(shù)如表4所示。試驗(yàn)車輛及路面情況如圖9所示。

表4 試驗(yàn)車輛主要參數(shù)

圖9 試驗(yàn)車輛及路面

依據(jù)主動(dòng)懸掛工作特性，在相同的路面條件下，懸掛作動(dòng)器的作動(dòng)速度隨車速變化，所以主動(dòng)懸掛系統(tǒng)所消耗的功率也隨車速變化。為了符合試驗(yàn)的單一變量原則，需確保兩次試驗(yàn)過程中車輛行駛速度一致。由于使用本控制方法前后所消耗的發(fā)動(dòng)機(jī)功率不一樣，會(huì)導(dǎo)致在踩油門踏板的時(shí)候車輛行駛動(dòng)力不同，車輛行駛速度不一致，而進(jìn)一步導(dǎo)致主動(dòng)懸掛系統(tǒng)所消耗的功率變化，影響試驗(yàn)結(jié)果，因此兩次試驗(yàn)均使車輛加速至約10 km/h的速度行駛，然后將變速器擋位切換至空擋，隨后瞬間將油門踏板踩至最大，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速從550 r/min提高到約1400 r/min時(shí)松開油門踏板，以驗(yàn)證發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速大幅波動(dòng)過程中控制方法對(duì)主動(dòng)懸掛系統(tǒng)所消耗的功率控制效果。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、系統(tǒng)壓力、系統(tǒng)消耗功率、發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩百分比等參數(shù)如圖10～圖13所示。

圖10 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)比曲線

圖11 系統(tǒng)壓力對(duì)比曲線

圖12 功率消耗對(duì)比曲線

圖13 發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩百分比對(duì)比曲線

圖10為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速曲線，圖中原控制系統(tǒng)中發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速從550 r/min提高到1400 r/min所需要的時(shí)間為3.30 s，而功率匹配控制系統(tǒng)中時(shí)間為1.92 s，加速時(shí)間縮短了41.8%，表明功率匹配控制系統(tǒng)在加速過程中發(fā)動(dòng)機(jī)所承受的扭矩減小。

圖11為兩種系統(tǒng)壓力曲線，圖中原控制系統(tǒng)壓力從18 MPa上升到22.4 MPa，而功率匹配控制系統(tǒng)中此壓力可以穩(wěn)定在約17.8 MPa。

圖12為兩系統(tǒng)所消耗的功率曲線，圖中原控制系統(tǒng)主動(dòng)懸掛系統(tǒng)所消耗的發(fā)動(dòng)機(jī)功率平均為22.7 kW，峰值達(dá)到32.8 kW，而功率匹配控制系統(tǒng)中此平均功率為13.2 kW，峰值為17.3 kW，平均功率及峰值功率分別降低了42%和47%。

圖13為兩控制系統(tǒng)中發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩百分比，圖中發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩百分比平均值由48.7%下降到29.4%，下降了39.6%，功率匹配控制系統(tǒng)中發(fā)動(dòng)機(jī)載荷相對(duì)原系統(tǒng)明顯降低。

根據(jù)以上分析，本系統(tǒng)可減小發(fā)動(dòng)機(jī)功率消耗和發(fā)動(dòng)機(jī)載荷。為了驗(yàn)證車輛在掛擋行駛過程中的效果，對(duì)車輛加速的過程進(jìn)行了試驗(yàn)。試驗(yàn)過程中試驗(yàn)車輛處在相同的起始位置，起步階段將發(fā)動(dòng)機(jī)油門踏板踩至最大，采集車輛行駛速度數(shù)據(jù)，圖14為車輛加速過程中車速對(duì)比曲線。

在同樣的加速時(shí)間下，圖中原控制系統(tǒng)最終車速達(dá)到了6.46 km/h，而功率匹配控制系統(tǒng)車輛最終速度達(dá)到8.99 km/h。在功率匹配系統(tǒng)中，主動(dòng)懸掛系統(tǒng)消耗的發(fā)動(dòng)機(jī)功率下降，發(fā)動(dòng)機(jī)將更多的功率提供給行駛系統(tǒng)，車輛的加速性能有較明顯提高。

5 結(jié)論

(1)本文根據(jù)主動(dòng)懸掛系統(tǒng)及發(fā)動(dòng)機(jī)工作特性，分析了發(fā)動(dòng)機(jī)及主動(dòng)懸掛系統(tǒng)匹配運(yùn)行的條件，提出了主動(dòng)懸掛系統(tǒng)運(yùn)行的最大功率小于發(fā)動(dòng)機(jī)當(dāng)前狀態(tài)下的剩余功率的控制策略。

(2)根據(jù)主動(dòng)懸掛系統(tǒng)的平均流量，對(duì)變量泵排量控制信號(hào)進(jìn)行了動(dòng)態(tài)補(bǔ)償，設(shè)計(jì)了功率匹配控制器，并以三軸應(yīng)急救援車輛為平臺(tái)進(jìn)行試驗(yàn)，驗(yàn)證了控制策略的有效性。

(3)試驗(yàn)結(jié)果表明，應(yīng)用功率匹配控制器的車輛在相同的路況下行駛，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速提高時(shí)間縮短41.8%，扭矩百分比平均值下降了39.6%，表明發(fā)動(dòng)承受的載荷有明顯減小。在一個(gè)加減速周期內(nèi)主動(dòng)懸掛系統(tǒng)所消耗功率降低了42%，有效降低了主動(dòng)懸掛系統(tǒng)能耗，更合理地利用發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力。