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    液驅(qū)混合動力車輛動態(tài)特性研究

    2014-05-10 07:47:58王杰張銀彩商興國
    機(jī)床與液壓 2014年22期
    關(guān)鍵詞:蓄能器液壓泵排量

    王杰,張銀彩,商興國

    (1.唐山學(xué)院機(jī)電工程系,河北唐山063000;2.石家莊鐵道大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,河北石家莊050043)

    液驅(qū)混合動力車輛由液壓泵、高壓蓄能器、低壓蓄能器、高速響應(yīng)開關(guān)閥和控制系統(tǒng)等組成。其中能量轉(zhuǎn)化元件為軸向柱塞式液壓泵/馬達(dá)6,見圖1。在車輛起步時,液壓蓄能器單獨驅(qū)動,控制系統(tǒng)使液壓泵/馬達(dá)以馬達(dá)的工況工作[1-2],輸入功率經(jīng)蓄能器、液壓泵/馬達(dá)實現(xiàn)能量釋放。液驅(qū)混合動力的控制策略是系統(tǒng)工作的核心,通過能量釋放實現(xiàn)車輛的正常起步,是液驅(qū)混合動力系統(tǒng)研究中的重要問題。

    液驅(qū)混合動力車輛傳動系統(tǒng)主要由高壓蓄能器4、低壓蓄能器8、高速響應(yīng)開關(guān)閥3、二位四通電液閥5、可逆作用液壓泵/馬達(dá)6、減速器7 等部件組成,如圖1所示。

    圖1 液驅(qū)混合動力車輛傳動系統(tǒng)原理簡圖

    1 液驅(qū)混合動力模型建立

    1.1 液壓泵/馬達(dá)軸上力矩平衡方程建立

    式中:Tm為等效到液壓泵/馬達(dá)軸上的驅(qū)動力矩,N·m;

    Jp為液壓泵/馬達(dá)軸的轉(zhuǎn)動慣量,kg·m2;

    Bp為黏性阻尼系數(shù),N·m·s/rad;

    i0為主傳動的傳動比;

    ip為液壓泵/馬達(dá)至主傳動系傳動比;

    r為車輪半徑,m;

    u為車速,m/s。

    1.2 液壓泵/馬達(dá)的流量方程建立

    式中:qp為液壓泵/馬達(dá)實際輸入流量,m3/s;

    Vp為液壓泵/馬達(dá)的排量,m3/rad;

    ωp為液壓泵/馬達(dá)軸的轉(zhuǎn)速,rad/s;

    Cip、Cep分別為液壓泵/馬達(dá)的內(nèi)、外泄漏系數(shù),m5/(N·s);

    p為高壓油路油壓,Pa;

    pL為低壓油路油壓,Pa,假定為一常數(shù)。

    1.3 蓄能器中壓力的變化方程建立

    蓄能器中力平衡方程[3]:

    式中:Aa為等效到蓄能器油液腔的截面積,m2;

    pa為蓄能器內(nèi)氣體壓力,Pa;

    ma為等效到蓄能器蓄能腔液壓油質(zhì)量,kg;

    qa為流出蓄能器中的流量,m3/s,其值等于液壓泵/馬達(dá)的輸入流量qp(忽略泄漏);

    Ba為蓄能器的當(dāng)量黏性阻尼系數(shù),kg/s;

    Va為蓄能器中氣體壓力為pa時氣體的體積,m3。

    蓄能器中氣體的壓力方程:

    式中:p1為蓄能器的最低工作壓力,Pa;

    V1為蓄能器中氣體壓力為p1時氣體的體積,m3;

    k為氣體的多變指數(shù)。對式(6)在p1、V1附近泰勒展開,略去高次項整理得:

    由式(4)得:

    2 建立液壓泵/馬達(dá)伺服排量控制系統(tǒng)模型

    電液伺服排量控制系統(tǒng)是通過控制伺服閥開口來改變變量活塞的位移,進(jìn)而改變液壓泵/馬達(dá)斜盤的傾角,達(dá)到變量的目的。該機(jī)構(gòu)是力反饋閉環(huán)控制回路,具有結(jié)構(gòu)緊湊、響應(yīng)快等優(yōu)點,且便于遠(yuǎn)程控制[4]。伺服排量控制系統(tǒng)由4 部分構(gòu)成:伺服閥、反饋杠桿、伺服缸、斜盤,如圖2所示。

    圖2 變量泵電液伺服排量控制系統(tǒng)簡圖

    2.1 伺服閥方程建立

    伺服閥結(jié)構(gòu)簡圖如圖3所示。

    圖3 伺服閥結(jié)構(gòu)簡圖

    根據(jù)伺服閥各組成部分的作用關(guān)系,列出如下3個方程:線圈端電壓-電流方程、線圈電流-電磁鐵推桿力方程以及閥芯的力平衡方程,如式(9)—(11)所示:

    式中:Ui為線圈端電壓,V;

    FM為電磁鐵推桿推力,N;

    KI為電流力增益;

    Ky為電磁鐵推桿調(diào)零彈簧剛度,N/m;

    xV為閥芯位移,m;

    mV為閥芯與電磁鐵推桿質(zhì)量,kg;

    BV為閥芯阻尼系數(shù),N·s/m;

    KfV為閥芯穩(wěn)態(tài)液動力剛度系數(shù),N/m;

    Ff為反饋杠桿的作用力,N。

    2.2 反饋杠桿方程建立

    根據(jù)杠桿原理可得反饋杠桿上的位移方程與力平衡方程:

    式中:a、b、c、d為杠桿結(jié)構(gòu)尺寸,m;

    xh為反饋彈簧位移,m;

    xp為伺服缸活塞位移,m;

    Kh為反饋彈簧剛度,N/m;

    Fs為活塞對反饋杠桿的作用力,N。

    3 液驅(qū)混合動力車輛控制策略

    根據(jù)輸出軸的目標(biāo)角加速度與實際角加速度的差值,按增量式PID 算法調(diào)節(jié)液壓泵/馬達(dá)的排量控制電流信號,調(diào)整液壓泵/馬達(dá)的排量,使輸出軸角加速度滿足要求??刂品桨刚{(diào)節(jié)框圖如圖4所示。

    圖4 控制策略框圖

    4 車輛動態(tài)特性的仿真與試驗研究

    試驗臺布置如圖5所示,采用力士樂的二次調(diào)節(jié)單元作為驅(qū)動裝置與加載裝置。變量泵的最大排量為125 L/min,變量泵/馬達(dá)排量為140 L/min,飛輪慣量為50 kg·m2。

    圖5 試驗臺布置圖

    為試驗操作簡便,飛輪轉(zhuǎn)速定在200 r/min 左右,蓄能器壓力在10 MPa 左右。圖6 為能量釋放時飛輪轉(zhuǎn)速響應(yīng)曲線,圖7 為高壓蓄能器壓力響應(yīng)曲線。由圖6、圖7 可知:試驗結(jié)果反映出的趨勢與仿真分析結(jié)果基本一致,說明仿真模型建立的有效性及控制策略的合理性。

    圖6 飛輪轉(zhuǎn)速響應(yīng)曲線

    圖7 高壓蓄能器壓力響應(yīng)曲線

    5 結(jié)束語

    建立了液驅(qū)混合動力車輛傳動的仿真模型和控制器模型,提出了液驅(qū)混合動力車輛控制策略;進(jìn)行了液驅(qū)混合動力動態(tài)特性的試驗研究,試驗結(jié)果驗證了液驅(qū)混合動力車輛仿真模型的有效性及控制策略的合理性。

    [1]WU Peirong,WANG Huiyi.Analysis and Design of a Vehicular HESTS and Its Fuzzy Logic Controller[C]//IEEE Instrumentation/Measurement Technology Conference Proceeding.Waltham Massachusetts.U.S.A,1995.

    [2]WANG Huiyi,WU Peirong.Mechanism Analysis on a Hydraulic Energy Storage Transmission System[C]//International Symposium of Fluid Power,1995.

    [3]戰(zhàn)興群.二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)中液壓蓄能器數(shù)學(xué)模型的研究[J].中國機(jī)械工程,2001,12(S1):45-46.

    [4]余志生.汽車?yán)碚摚跰].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2003.

    [5]李澤松,寇子明.A4VG 系列變量泵伺服機(jī)構(gòu)動態(tài)特性分析[J].煤礦機(jī)電,2005(2):8-10.

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