智能牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配與自適應(yīng)控制

(1.華北水利水電大學(xué) 機(jī)械學(xué)院，河南 鄭州 450045；2.河南電力博大科技有限公司，河南 鄭州 450000)

引言

牽引機(jī)在國(guó)家電網(wǎng)高壓輸電架線施工過(guò)程中，有效的保障了施工質(zhì)量以及施工效率。但牽引機(jī)工作環(huán)境較為惡劣，牽引的電纜線負(fù)載波動(dòng)較大，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)無(wú)法在最佳狀態(tài)下工作，使發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出功率與液壓泵的吸收功率不匹配，無(wú)法實(shí)現(xiàn)自適應(yīng)控制，造成油耗損失過(guò)大且影響工作效率。

目前，關(guān)于牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配的研究較少，大部分動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配的研究集中于液壓挖掘機(jī)領(lǐng)域。在國(guó)內(nèi)，王欣等[1]對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)-液壓泵功率匹配系統(tǒng)的關(guān)鍵部件進(jìn)行分析，提出利用PID控制，通過(guò)檢測(cè)液壓泵和發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出功率，按不同的工況分別對(duì)液壓泵的恒功率設(shè)定值和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速進(jìn)行調(diào)節(jié)。楊世平等[2]利用數(shù)學(xué)建模的方法對(duì)挖掘機(jī)液壓動(dòng)力系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析，利用模糊控制實(shí)現(xiàn)了將發(fā)動(dòng)機(jī)控制在目標(biāo)轉(zhuǎn)速附近，提高了發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油利用率。在國(guó)外，普遍采用電子控制技術(shù)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)和液壓泵同時(shí)進(jìn)行檢測(cè)和控制，并采用多段功率分檔模式，達(dá)到動(dòng)力總成功率匹配[3-6]。

綜上所述，通過(guò)實(shí)現(xiàn)動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配與自適應(yīng)控制來(lái)提高設(shè)備操作性能和降低油耗，已經(jīng)引起廣泛的研究和關(guān)注。但是，在國(guó)家電網(wǎng)現(xiàn)有施工裝備中，關(guān)于牽引機(jī)的動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配與自適應(yīng)控制研究仍存在很大空白。因此，本研究首先分析牽引機(jī)在工作過(guò)程中，導(dǎo)致動(dòng)力系統(tǒng)功率不匹配的具體原因；隨后對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)和液壓泵等關(guān)鍵元件及零部件進(jìn)行原理分析，提出利用模糊控制策略解決動(dòng)力系統(tǒng)功率不匹配存在的問(wèn)題，并建立相應(yīng)的模糊控制規(guī)則；最后利用MATLAB/Simulink分別建立發(fā)動(dòng)機(jī)模型、液壓泵模型和模糊控制器模型，將三者連接成簡(jiǎn)化的牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)仿真模型，利用軟件仿真證明動(dòng)力系統(tǒng)加入模糊控制策略后，能有效解決現(xiàn)階段動(dòng)力系統(tǒng)功率不匹配的問(wèn)題。

1 動(dòng)力系統(tǒng)研究

牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)的核心是發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓泵，發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵輸出高壓油，高壓油再驅(qū)動(dòng)液壓馬達(dá)帶動(dòng)牽引輪完成繩索牽引[7]。但導(dǎo)線的舞動(dòng)導(dǎo)致?tīng)恳喫艿呢?fù)載不斷變化，發(fā)動(dòng)機(jī)從而出現(xiàn)嚴(yán)重的轉(zhuǎn)速波動(dòng)且油耗量急劇上升，有時(shí)甚至導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)熄火，不僅造成能源浪費(fèi)還存在安全隱患。

1.1 牽引機(jī)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)

牽引機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)原理如圖1所示，當(dāng)牽引輪的負(fù)載產(chǎn)生波動(dòng)時(shí)，波動(dòng)轉(zhuǎn)矩將經(jīng)各個(gè)元器件傳遞到雙向變量液壓泵2，導(dǎo)致液壓泵的負(fù)載隨之變化，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)1也會(huì)受到影響，由于發(fā)動(dòng)機(jī)無(wú)法自主調(diào)整至合適的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩，可能導(dǎo)致其出現(xiàn)“大馬拉小車(chē)”或“小馬拉大車(chē)”的非正常工作狀態(tài)[8]。

在架線施工現(xiàn)場(chǎng)，操作員通常根據(jù)經(jīng)驗(yàn)判斷負(fù)載的波動(dòng)變化，手動(dòng)控制油門(mén)旋鈕使?fàn)恳龣C(jī)的工作狀態(tài)滿足施工要求。從負(fù)載波動(dòng)產(chǎn)生到牽引機(jī)再次穩(wěn)定工作，此過(guò)程中發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)較大，且未充分利用斜盤(pán)

1.發(fā)動(dòng)機(jī) 2.雙向變量液壓泵 3.液壓控制回路 4.牽引卷筒5.末級(jí)減速器 6.主減速器 7.制動(dòng)器 8.雙向液壓馬達(dá)圖1 牽引機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)原理圖Fig.1 Tractor transmission system schematic diagram

式軸向柱塞泵排量可調(diào)的特點(diǎn)去適應(yīng)負(fù)載波動(dòng)。

1.2 發(fā)動(dòng)機(jī)工作特性

牽引機(jī)的發(fā)動(dòng)機(jī)通常采用柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的核心參數(shù)有轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、油耗量等。為進(jìn)一步分析發(fā)動(dòng)機(jī)工作特性，需根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)原理建立其數(shù)學(xué)模型，但由于發(fā)動(dòng)機(jī)純理論數(shù)學(xué)模型較為復(fù)雜，通常采用臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析?；谀承吞?hào)發(fā)動(dòng)機(jī)[9]的臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)，利用MATLAB軟件繪制其三維曲面圖形，如圖2所示。

圖2 等燃油消耗曲線三維擬合Fig.2 Equal fuel consumption curve 3D fitting

分析圖2可知，若使發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓泵完成功率匹配，且將發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速設(shè)定在最佳油耗曲線附近工作，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)滿足牽引機(jī)對(duì)動(dòng)力輸出的要求，即可解決牽引機(jī)目前所遇到的技術(shù)難點(diǎn)。

發(fā)動(dòng)機(jī)只需開(kāi)機(jī)設(shè)定油門(mén)大小，即可完成由啟動(dòng)到穩(wěn)定等一系列動(dòng)作，若工作負(fù)載有波動(dòng)(例如牽引機(jī)所牽引的繩索因外界環(huán)境變化，導(dǎo)致張力變大或變小)，發(fā)動(dòng)機(jī)所受到的負(fù)載轉(zhuǎn)矩也會(huì)產(chǎn)生波動(dòng)，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械式調(diào)速器會(huì)自行調(diào)速[10-11]。但是，牽引機(jī)的油門(mén)開(kāi)度設(shè)定之后，即使工作負(fù)載發(fā)生波動(dòng)，若傳遞到發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)載轉(zhuǎn)矩未發(fā)生波動(dòng)，則油門(mén)開(kāi)度無(wú)需調(diào)節(jié)，只需控制傳遞到發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)載轉(zhuǎn)矩即可穩(wěn)定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。

如圖3所示，當(dāng)油門(mén)開(kāi)度處于工作狀態(tài)3時(shí)(狀態(tài)1，2，3，4，5分別表示油門(mén)開(kāi)度的5種程度)，假設(shè)牽引機(jī)空載工作，則發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在n3處，當(dāng)負(fù)載逐漸增大時(shí)，負(fù)載會(huì)沿著曲線3逐漸向C點(diǎn)、B點(diǎn)移動(dòng)，相應(yīng)的轉(zhuǎn)矩由0 N·m增加至MeC，再增加至MeB。且研究表明，發(fā)動(dòng)機(jī)調(diào)速特性與其轉(zhuǎn)矩和油門(mén)開(kāi)度有關(guān)[12]，即：

Me=f(n，θ)

(1)

式中，Me—— 發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩

θ—— 發(fā)動(dòng)機(jī)的油門(mén)開(kāi)度

n—— 發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)調(diào)速曲線Fig.3 Engine speed curve

由于轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速和油門(mén)開(kāi)度之間的純數(shù)學(xué)模型較為復(fù)雜，通常采用查表的方法確定，同時(shí)可根據(jù)達(dá)郎伯理論推導(dǎo)出柴油機(jī)工作時(shí)的動(dòng)態(tài)數(shù)學(xué)模型，并與轉(zhuǎn)矩模型結(jié)合建立發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)模型，其中發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)態(tài)數(shù)學(xué)模型方程如下[13-14]：

(2)

式中，Md—— 發(fā)動(dòng)機(jī)主轉(zhuǎn)矩

Mc—— 負(fù)載轉(zhuǎn)矩

J—— 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

當(dāng)牽引機(jī)的發(fā)動(dòng)機(jī)所受負(fù)載轉(zhuǎn)矩波動(dòng)較小時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)掉速會(huì)導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)油耗量增加，偏離最佳工作點(diǎn)，影響施工效率。且發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩發(fā)生變化時(shí)，會(huì)導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率變化，進(jìn)而產(chǎn)生發(fā)動(dòng)機(jī)功率與液壓泵功率不匹配的現(xiàn)象；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)載轉(zhuǎn)矩波動(dòng)較大時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)掉速情況嚴(yán)重，可能導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)熄火，產(chǎn)生施工安全性問(wèn)題。雖然油門(mén)開(kāi)度對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速起主導(dǎo)控制作用，但在牽引機(jī)穩(wěn)定工作時(shí)，若無(wú)較大負(fù)載突變，油門(mén)開(kāi)度通常希望保持不變。因此，當(dāng)工作負(fù)載發(fā)生波動(dòng)時(shí)，若在油門(mén)開(kāi)度不變的情況下仍能保持發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定，即可保證動(dòng)力系統(tǒng)功率相匹配。

1.3 液壓泵工作特性

牽引機(jī)通常采用斜盤(pán)式軸向柱塞變量泵，為分析斜盤(pán)式軸向柱塞泵的特性，以某型號(hào)變量泵為例進(jìn)行分析，如圖4所示。斜盤(pán)式軸向柱塞變量泵，最大的特點(diǎn)是可通過(guò)變量活塞缸雙向調(diào)節(jié)泵的輸出排量。補(bǔ)油泵給控制油路提供壓力后，控制壓力傳遞給控制閥，先導(dǎo)控制壓力作用于Y1，Y2時(shí)，控制閥通過(guò)改變閥孔油路的開(kāi)閉改變控制油壓流動(dòng)方向，壓力油作用于變量活塞缸兩端的活塞，使其兩端產(chǎn)生壓力差推動(dòng)變量活塞動(dòng)作，改變斜盤(pán)傾角使泵的排量發(fā)生變化[15]。而先導(dǎo)控制壓力是可調(diào)節(jié)的，因此可以通過(guò)對(duì)控制閥的調(diào)節(jié)，改變液壓泵的斜盤(pán)傾角，實(shí)現(xiàn)對(duì)液壓泵排量的控制。

圖4 某型號(hào)變量泵控制原理Fig.4 A type of variable pump control principle

變量泵的輸出功率公式為：

P=pq=pVnp

(3)

式中，P—— 功率

p—— 壓力

q—— 流量

V—— 排量

np—— 液壓泵轉(zhuǎn)速

變量泵通過(guò)聯(lián)軸器與發(fā)動(dòng)機(jī)直接相連，通常與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速相同[16]。

變量泵的排量可按下式計(jì)算：

(4)

式中，d—— 柱塞缸直徑

D—— 柱塞在剛體上的分布圓直徑

δ—— 斜盤(pán)傾角

z—— 柱塞數(shù)(一般常規(guī)柱塞數(shù)取7，9或11)

變量泵的輸出轉(zhuǎn)矩公式為：

(5)

式中，M—— 變量泵的實(shí)際輸出轉(zhuǎn)矩

η—— 機(jī)械效率(通常取0.92～0.96)

當(dāng)負(fù)載產(chǎn)生波動(dòng)時(shí)，導(dǎo)致液壓泵出口壓力p發(fā)生變化，排量q保持不變時(shí)，根據(jù)式(3)，可知液壓泵的功率P則發(fā)生變化，此時(shí)負(fù)載波動(dòng)直接導(dǎo)致了液壓泵的功率發(fā)生波動(dòng)。

綜上所述，由于負(fù)載波動(dòng)導(dǎo)致液壓泵出口壓力和功率發(fā)生變化，一方面使發(fā)動(dòng)機(jī)遠(yuǎn)離最佳工作點(diǎn)；另一方面使發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率改變，導(dǎo)致液壓泵功率與發(fā)動(dòng)機(jī)功率不匹配。若能在工作負(fù)載發(fā)生波動(dòng)時(shí)，保持油門(mén)開(kāi)度不變的情況下，通過(guò)改變液壓泵排量V，使發(fā)動(dòng)機(jī)所受到的負(fù)載轉(zhuǎn)矩保持不變，進(jìn)而使轉(zhuǎn)速保持穩(wěn)定(始終在最佳工作點(diǎn)附近)，同時(shí)保證牽引機(jī)能滿足工作負(fù)載施工要求，即可實(shí)現(xiàn)牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配和自適應(yīng)控制。

2 動(dòng)力系統(tǒng)匹配建模分析

牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)匹配核心在于調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定，同時(shí)使設(shè)備自動(dòng)滿足施工負(fù)載變化要求。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率一定時(shí)，則假設(shè)液壓泵的輸入功率保持不變，此時(shí)斜盤(pán)式軸向柱塞泵可通過(guò)改變排量V去適應(yīng)液壓泵出口壓力p的變化(出口壓力p由負(fù)載決定)。因此系統(tǒng)建模的核心即為調(diào)節(jié)液壓泵的排量V，使其能在負(fù)載多變的情況下自動(dòng)調(diào)節(jié)，從而間接穩(wěn)定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，實(shí)現(xiàn)牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配與自適應(yīng)控制。

2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓泵的功率匹配策略

如圖5所示，當(dāng)牽引機(jī)啟動(dòng)之后，且保持一定的油門(mén)開(kāi)度，牽引機(jī)尚未開(kāi)始進(jìn)行牽引工作，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)空載運(yùn)行，轉(zhuǎn)速處于n0點(diǎn)。當(dāng)負(fù)載逐漸增大至穩(wěn)定時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)處于A點(diǎn)且穩(wěn)定工作，假設(shè)此時(shí)為最佳工作點(diǎn)，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為nA，轉(zhuǎn)矩為MeA，功率為PE.A，液壓泵處于A′點(diǎn)且穩(wěn)定工作，液壓泵流量為qA′，出口壓力為pA′，功率為PA。

當(dāng)牽引機(jī)負(fù)載發(fā)生波動(dòng)時(shí)(以負(fù)載增大為例)，此時(shí)液壓泵出口壓力增大，即液壓泵工作點(diǎn)由A′移動(dòng)到點(diǎn)B′，液壓泵流量不變?nèi)詾閝A′，出口壓力由pA′變成pA″，液壓泵功率由PA變?yōu)镻B。發(fā)動(dòng)機(jī)由于負(fù)載轉(zhuǎn)矩發(fā)生變化，需減速增矩滿足工作負(fù)載需求，工作點(diǎn)由A點(diǎn)移動(dòng)到B點(diǎn)，轉(zhuǎn)速由nA降低到了nB，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率由PE.A變?yōu)镻E.B，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)油耗模型可知，發(fā)動(dòng)機(jī)將遠(yuǎn)離最佳工作點(diǎn)。

負(fù)載發(fā)生波動(dòng)時(shí)，雖然液壓泵與發(fā)動(dòng)機(jī)的功率同時(shí)發(fā)生了變化，但仍存在2個(gè)問(wèn)題：①二者功率無(wú)法像A點(diǎn)與A′點(diǎn)穩(wěn)定狀態(tài)時(shí)的正常匹配，此時(shí)功率匹配發(fā)生了波動(dòng)；②未充分利用斜盤(pán)式軸向柱塞泵排量可調(diào)的特性，并且新工作點(diǎn)增加了發(fā)動(dòng)機(jī)的油耗量，可能出現(xiàn)“大馬拉小車(chē)”的現(xiàn)象。

圖5 發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓泵功率匹配Fig.5 Engine and hydraulic pump power matching

表1 控制策略Tab.1 Strategy making

可以通過(guò)調(diào)節(jié)流量，使液壓泵工作點(diǎn)由B′移動(dòng)到A″，此時(shí)液壓泵功率再次變?yōu)镻A，由于液壓泵是通過(guò)改變流量滿足工作負(fù)載要求的，則發(fā)動(dòng)機(jī)的負(fù)載轉(zhuǎn)矩就無(wú)需變化，無(wú)需發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行減速增矩，因此發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)載轉(zhuǎn)矩可再次變回MeA[17]。發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓泵工作點(diǎn)整個(gè)動(dòng)態(tài)變化過(guò)程如表1所示。

2.2 控制系統(tǒng)模型建立

由式(3)和式(4)可知，液壓泵在使用過(guò)程中，當(dāng)轉(zhuǎn)速一定時(shí)液壓泵的流量q由斜盤(pán)傾角δ決定，即公式為：

(6)

式中，q—— 流量

d—— 柱塞缸直徑

D—— 柱塞在剛體上的分布圓直徑

δ—— 斜盤(pán)傾角

z—— 柱塞數(shù)(一般常規(guī)柱塞數(shù)取7，9或11)

η—— 機(jī)械效率(通常取0.92～0.96)

將牽引機(jī)負(fù)載波動(dòng)看作自變量，經(jīng)過(guò)中間環(huán)節(jié)液壓泵的處理，則發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為因變量。因此可以通過(guò)檢測(cè)因變量(發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速)的變化，將變化結(jié)果作為反饋去調(diào)節(jié)中間環(huán)節(jié)液壓泵的特性參數(shù)，形成一個(gè)閉環(huán)控制系統(tǒng)，最終實(shí)現(xiàn)因變量的穩(wěn)定控制。結(jié)合發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓泵的硬件特性，提出控制方案如圖6所示。

發(fā)動(dòng)機(jī)油門(mén)開(kāi)啟之后且工作負(fù)載較穩(wěn)定時(shí)，轉(zhuǎn)速將穩(wěn)定在發(fā)動(dòng)機(jī)提前設(shè)置好的最佳工作點(diǎn)，同時(shí)需根據(jù)不同發(fā)動(dòng)機(jī)的特性，在不同油門(mén)開(kāi)度下均設(shè)置一個(gè)最佳目標(biāo)轉(zhuǎn)速。若負(fù)載發(fā)生波動(dòng)時(shí)，可以通過(guò)傳感器數(shù)據(jù)計(jì)算出當(dāng)前轉(zhuǎn)速與目標(biāo)轉(zhuǎn)速的差，并將轉(zhuǎn)速差作為控制器調(diào)節(jié)液壓泵比例電磁閥的依據(jù)。在比例電磁閥的控制下，柱塞泵斜盤(pán)傾角δ發(fā)生變化并改變排量，此時(shí)液壓泵所需的輸入轉(zhuǎn)矩將逐漸恢復(fù)初始狀態(tài)。

圖6 控制系統(tǒng)原理Fig.6 Principle of control system

液壓泵輸入轉(zhuǎn)矩由發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩提供，當(dāng)液壓泵所需輸入轉(zhuǎn)矩逐漸恢復(fù)時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩也將逐漸恢復(fù)初始穩(wěn)定狀態(tài)，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩逐漸變化時(shí)，則發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速將沿著調(diào)速特性曲線(圖3)逐漸變化，直至轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩穩(wěn)定下來(lái)。因此，通過(guò)控制液壓泵排量的變化，間接調(diào)節(jié)發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩，使轉(zhuǎn)速按照調(diào)速特性曲線變化，進(jìn)而調(diào)節(jié)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定，是控制系統(tǒng)的核心。

2.3 功率匹配核心控制算法

若利用傳統(tǒng)控制方法對(duì)某個(gè)系統(tǒng)進(jìn)行控制時(shí)，需要建立控制系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型、模型的結(jié)構(gòu)、階次等參數(shù)[18]。仔細(xì)分析牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)，發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓泵的數(shù)學(xué)模型建立起來(lái)較為復(fù)雜，無(wú)法建立較為精確的數(shù)學(xué)模型。對(duì)于數(shù)學(xué)模型十分復(fù)雜的控制系統(tǒng)，可以采用模糊控制的方法實(shí)現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)的控制[19-21]。模糊控制系統(tǒng)的建立主要包括輸入變量和輸出變量、模糊子集隸屬函數(shù)、模糊控制算法規(guī)則以及比例因子。

表2 輸入輸出模糊子集Tab.2 Input and output fuzzy subsets

表3 模糊控制規(guī)則表Tab.3 Fuzzy control rule table

此模糊控制設(shè)計(jì)的輸入變量選取發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速差E和轉(zhuǎn)速差的變化率EC，輸出變量是控制變量泵排量變化的斜盤(pán)傾角δ，隸屬函數(shù)選取三角形隸屬函數(shù)。其中發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速差E選定8個(gè)模糊子集，轉(zhuǎn)速差的變化率EC選定7個(gè)模糊子集，斜盤(pán)傾角δ選定7個(gè)模糊子集，如表2所示。

利用模糊控制系統(tǒng)可將發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓泵建立聯(lián)系[21]，解決動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配目前存在的問(wèn)題。

3 基于MATLAB/Simulink模型仿真分析

根據(jù)牽引機(jī)操作員的經(jīng)驗(yàn)指定模糊規(guī)則，其中模糊控制規(guī)則如表3所示。

由于牽引機(jī)的發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓泵功率匹配現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)建立較為復(fù)雜，若缺乏正確的理論指導(dǎo)會(huì)浪費(fèi)大量的人力物力。因此利用Simulink仿真模型對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)和液壓泵進(jìn)行數(shù)學(xué)模型的建立[22]，一方面能簡(jiǎn)化整體系統(tǒng)模型的搭建，提高牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)的設(shè)計(jì)速度，為搭建現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)?zāi)Ｐ吞峁├碚撘罁?jù)；另一方面能驗(yàn)證模糊控制算法，對(duì)比加入控制算法之后是否達(dá)到預(yù)期效果。

3.1 發(fā)動(dòng)機(jī)Simulink模型建立

柴油發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)軸的主轉(zhuǎn)矩與油門(mén)開(kāi)度有關(guān)，若建立油門(mén)開(kāi)度與主轉(zhuǎn)矩的理論數(shù)學(xué)關(guān)系較為復(fù)雜，可利用發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)，根據(jù)式(1)、式(2)建立Simulink查表功能，能極大減少建模工作量并達(dá)到預(yù)期效果，發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型如圖7所示。

圖7 發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型Fig.7 Engine simulation model

圖8 液壓泵仿真模型Fig.8 Hydraulic pump simulation model

3.2 液壓泵Simulink模型建立

由于變量泵主要由先導(dǎo)壓力控制閥、伺服電液比例閥、斜盤(pán)等主要零部件組成，因此需對(duì)其進(jìn)行原理分析與數(shù)學(xué)模型的建立，之后再利用拉普拉斯變換求出其傳遞函數(shù)，得出較為精確的機(jī)電液控制系統(tǒng)關(guān)系[23-24]。由于功率匹配核心在于匹配策略與控制算法是否可行，對(duì)于變量泵的仿真模型而言，建立一個(gè)根據(jù)輸入液壓泵轉(zhuǎn)速、外界負(fù)載和斜盤(pán)傾角控制信號(hào)，輸出液壓泵轉(zhuǎn)矩即可。因此可根據(jù)式(3)～式(6)建立簡(jiǎn)化后的變量泵仿真模型，仿真模型如圖8所示。

3.3 牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配仿真模型

整個(gè)動(dòng)力控制系統(tǒng)核心主要分為三部分：發(fā)動(dòng)機(jī)、液壓泵和模糊控制器。仿真模擬按牽引機(jī)現(xiàn)場(chǎng)施工操作員的操作進(jìn)行，輸入條件為油門(mén)開(kāi)度(保持油門(mén)開(kāi)度在某一開(kāi)度下)、發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)轉(zhuǎn)速(根據(jù)不同的油門(mén)設(shè)置不同的目標(biāo)轉(zhuǎn)速)、牽引機(jī)所牽引的外界負(fù)載，需實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速，觀察其是否發(fā)生波動(dòng)、是否穩(wěn)定在目標(biāo)轉(zhuǎn)速附近。牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配與自適應(yīng)控制系統(tǒng)仿真模型如圖9所示。

3.4 仿真結(jié)果分析對(duì)比

仿真條件將油門(mén)開(kāi)度設(shè)置為80%，發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)轉(zhuǎn)速設(shè)定在1300 r/min，仿真時(shí)間設(shè)定為10 s，在1.5，3.8，7.0 s附近分別給液壓系統(tǒng)加入模擬負(fù)載干擾信號(hào)，模擬負(fù)載干擾信號(hào)設(shè)置如圖10所示，得到的仿真結(jié)果如圖11所示，圖11a為未加入控制算法時(shí)的仿真結(jié)果，圖11b為加入控制算法后的仿真結(jié)果。

對(duì)比仿真結(jié)果可以得出，未加入控制系統(tǒng)時(shí)，負(fù)載導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速波動(dòng)范圍較大，與牽引機(jī)實(shí)際工作情況一樣，轉(zhuǎn)速在1250～1360 r/min范圍內(nèi)變化。加入控制系統(tǒng)以后，轉(zhuǎn)速基本穩(wěn)定在1300 r/min，波動(dòng)較小。

圖9 動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配與自適應(yīng)控制仿真模型Fig.9 Power matching and adaptive control simulation model of powertrain

圖10 負(fù)載波動(dòng)信號(hào)Fig.10 Load fluctuation signal

4 結(jié)論

(1) 通過(guò)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓泵的工作特性分析，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)和變量泵的結(jié)構(gòu)參數(shù)，建立了發(fā)動(dòng)機(jī)與液壓泵的數(shù)學(xué)模型，為牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配的設(shè)計(jì)提供了理論基礎(chǔ)；

(2) 根據(jù)動(dòng)力系統(tǒng)功率匹配原理，提出通過(guò)檢測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化并建立相應(yīng)的模糊控制規(guī)則，利用模糊控制系統(tǒng)控制液壓泵排量變化，使動(dòng)力控制系統(tǒng)形成一個(gè)閉環(huán)控制系統(tǒng)，以保持發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定；

(3) 利用Simulink軟件建立牽引機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)整體仿真模型，成功驗(yàn)證了加入模糊控制系統(tǒng)后，在工作負(fù)載發(fā)生波動(dòng)時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)能自主適應(yīng)負(fù)載變化并將實(shí)際轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在目標(biāo)轉(zhuǎn)速附近，解決了發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)功率不匹配的問(wèn)題。

圖11 發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)速Fig.11 Engine output speed