應急救援車輛主動懸掛系統能耗與發動機的功率匹配控制

朱建旭 趙丁選鞏明德陳 浩楊夢軻

1.燕山大學機械工程學院，秦皇島，0660042.河北省特種運載裝備重點實驗室，秦皇島，066004 3.燕山大學電氣工程學院,秦皇島，066004

0 引言

懸掛系統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、操作穩定性和行駛安全性[1-3]。懸掛系統可分為主動懸掛系統和被動懸掛系統，主動懸掛系統在被動懸架系統的基礎上加入了作動器及配套的傳感器和控制單元。主動懸架系統在控制過程中，可以根據路面輸入與車輛狀態的變化實時調節主動懸架作動器輸出，從而抵消路面沖擊，獲得較好的減振效果，同時主動懸架還可以對車身高度和位姿進行控制。液壓主動懸掛因具有較強的承載能力及靈活的調節方式而受到廠商的青睞。主動懸掛系統需要額外的能量輸入[4]一般由發動機通過帶動液壓泵來供應，所以主動懸掛系統所消耗的額外能量來自發動機。由于主動懸掛系統的工作狀態是隨著路面狀況決定的，如車輛在平坦的道路行駛時車身比較平穩，懸掛作動器無需進行大幅調節即可滿足車輛平順性要求，而車輛行駛在越野路面時，作動器頻繁作動，其消耗的功率大大增加，所以主動懸掛系統所消耗的功率隨著路面狀況呈現較大波動。發動機的輸出功率是由駕駛員通過操縱油門踏板來決定的。發動機總輸出功率是主動懸掛系統消耗功率與車輛其他各系統之間的功率總和。為了保證車輛其他系統正常運行，要求主動懸掛系統所消耗的功率不能超過發動機為其他各系統提供功率后的剩余功率。

目前，應急救援車輛液壓主動懸掛系統中一般使用恒壓變量泵。恒壓變量泵的恒壓特性區陡峭[5]，應急救援車輛行駛在不平的道路上時駕駛員頻繁操縱油門踏板及更換擋位導致發動機轉速波動，此時會使變量泵在恒壓特性與定量特性區域頻繁切換，造成系統壓力或流量劇烈波動。同時變量泵所產生較大的扭矩作用在發動機上，將引起發動機轉速的劇烈變化，嚴重時會發生失速、悶車和燃油經濟性能下降等現象[6-7]。因此，如何實現主動懸掛系統的流量及壓力控制的同時使液壓泵與發動機的運行參數達到較好的匹配是需要解決的問題。

目前已有學者對發動機與液壓系統的匹配問題進行了研究。GAO[8]在掘機動力模式調節與節能控制研究中，通過負載自動識別技術及最佳轉速二維表來進行功率匹配控制。GUO等[9]在掘機節能控制算法方法研究中，采用單神經元PID控制、神經網絡模糊控制對動力系統進行了功率匹配研究。HAO[10]對挖掘機各部件之間的功率協調匹配進行研究后，提出了重載情況下的恒功率和變功率協調控制理論。趙靜一等[11]根據重型平板車液壓系統功率分配的特點，從發動機與泵的功率匹配、發動機最佳工作點的選取及負載與泵的匹配等方面分析了重型平板車液壓系統與發動機功率匹配原理；在充分考慮液壓系統效率及發動機載荷的基礎上，提出了重型平板車液壓系統與發動機功率匹配的實現方案及節能控制規律。李喆等[12]基于對風機特性與柴油機特性聯合分析，將軸流風機理論工作功率范圍匹配至柴油機負荷性燃油消耗率曲線的經濟工作段，并盡可能接近萬有特性的最佳經濟工作區，實現了長大隧道鋪裝通風中軸流風機與柴油機功率匹配。CHEN等[13]將樹木移植機的工作過程分為不同的工況，建立了樹木移植機工作裝置的功率匹配控制系統，新系統的燃料消耗比舊系統的燃料消耗降低了9.79%。

以上研究中，液壓系統均未涉及主動懸掛系統，針對液壓主動懸掛系統能耗與發動機功率匹配控制的研究相對較少。本文提出重載應急救援車輛的主動懸掛能耗與發動機功率匹配的主動懸掛系統，該系統根據發動機特性及主動懸掛系統運行參數，實時調整變量泵排量，及時有效地控制變量泵供油量及供油壓力，使主動懸掛系統穩定和持續地運行，并使其消耗的功率低于發動機剩余功率，該系統能夠合理利用發動機動力，防止發動機載荷過高導致熄火等問題。

1 液壓主動懸掛系統能耗與發動機功率匹配原理

1.1 系統匹配運行條件

車輛正常運轉時，運動件、耗電設備所需的能量和克服行駛阻力的能量都來自于發動機，因此各個系統所消耗的功率總和不能超過發動機當前節氣門位置時所提供的最大功率。

主動懸掛系統所消耗的能量是發動機總輸出能量的一部分。主動懸掛液壓泵工作時，一方面要為主動懸掛系統提供充足的流量及壓力，另一方面也不能影響其他系統的正常運行。所以保證發動機及主動懸掛系統正常穩定運行的條件為：變量泵工作阻力變化產生的扭矩沖擊波動控制在發動機響應能力范圍內，且主動懸掛系統消耗的平均總功率不能超過發動機所在當前油門位置時發動機為其他各子系統提供動力后所剩余的最大功率；同時發動機轉速波動過程中變量泵所提供的平均流量等于懸掛系統所消耗的平均流量，泵出口的壓力不低于最小設計壓力且不高于系統溢流壓力。

為了實現以上條件，主動懸掛系統流量分析及發動機剩余功率的計算尤為重要。計算發動機剩余功率的前提是對發動機特性的分析及發動機最高負荷率的確定。

1.2 發動機特性及最高負荷率

在研究發動機與液壓泵的匹配時，常用的是發動機的速度特性曲線。發動機速度特性模型一般是在發動機穩態試驗數據的基礎上，采用數表或擬合公式來描述。發動機的調速特性是油門位置和轉速的函數,即

Me=f(α,ne)

(1)

式中，Me為發動機的輸出轉矩；α為節氣門開度；ne為發動機轉速。

當發動機工作在調速狀態時，特性方程可以用直線方程近似。假設各節氣門開度下的調速特性曲線斜率相同，則在各個節氣門開度下的調速特性模型為[14]

(2)

式中，nR為發動機最高怠速轉速；nL為發動機最低怠速轉速；kα為調速曲線的斜率；pα為比例系數。

根據試驗所測量的發動機外特性曲線，使用5次多項式進行擬合。圖1為發動機外特性試驗曲線及擬合曲線。

圖1 發動機外特性曲線

發動機扭矩的5次擬合曲線表達式如下：

(3)

在發動機的最低空載轉速和最高空載轉速之間，發動機的調速曲線有無數條。圖2中只擬合出了節氣門開度在10%、20%、…100%位置時的調速曲線，其他的調速曲線可由式(2)插值得到。

圖2 發動機最高負荷曲線

根據發動機的負荷特性，在不同的油門位置下雖然都可以工作在最大功率點，但在最大功率點處發動機抗過載能力很差，因此車輛各系統所消耗的總功率應盡量避免在發動機最大功率點處。在計算主動懸掛系統可使用的發動機的剩余功率時，使每個最大功率點都留有一定的過載余量，一方面為車輛的其他系統保留功率，另一方面防止主動懸掛系統瞬間消耗功率過大時導致發動機熄火。因此最大功率點可設定為圖2所示的AFGHI曲線，此時在遇到突發載荷而控制裝置因慣性滯后調節時，可以防止發動機熄火[15]。根據AFGHI曲線，可計算得到主動懸掛系統可利用的剩余發動機功率：

PRES=Pmax-Pe-PSUS

(4)

(5)

式中，Pe為發動機當前的負載功率；PSUS為主動懸掛系統當前運行功率；Pmax為當前節氣門位置時發動機的最大功率；Te為發動機負載轉矩。

Pmax可根據圖2設定的AFGHI曲線及各條調速特性曲線上的扭矩Me與當前轉速ne計算，即

Pmax=Mene

(6)

2 主動懸掛系統流量及功率分析

2.1 液壓主動懸掛系統原理

如圖3所示，液壓主動懸掛系統包括液壓泵、溢流閥、蓄能器、三位四通電液伺服閥和懸掛油缸等。系統中兩臺變量液壓泵的主軸串聯連接，液壓泵的主軸通過取力器與發動機主軸相連，泵的出油口并聯連接至液壓系統主油路，發動機帶動兩變量泵同時向系統供油；各懸掛油缸與車輪一一對應，通過懸掛油缸的伸縮來實現車輪隨高低不平路面主動調節，達到提高車輛行駛平順性和操縱穩定性的目的。

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.發動機 10.取力器

2.2 流量計算

本文所研究的主動懸掛油缸為非對稱液壓缸電液伺服油缸形式，建立非對稱式液壓缸模型，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為油缸等效負載質量，F為等效外負載力。

圖4 1/6主動懸架系統模型

當伺服閥閥芯正向移動時,根據薄壁小孔節流原理，可分別列出非對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；w為伺服閥節流口面積梯度；ρ為油液密度。

根據可壓縮流體連續性方程，液壓缸無桿腔和有桿腔流量連續性方程分別為

(9)

(10)

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

參考上述推導過程，當伺服閥閥芯反向移動時，無桿腔和有桿腔的流量連續性方程為

(Ce+Ci)p1+Cip2

(11)

(Ce+Ci)p2-Cip1

(12)

于是第i個懸掛油缸作動所消耗的流量為

(13)

主動懸掛系統消耗的總流量為

(14)

2.3 功率計算

本文研究的液壓主動懸掛系統采用斜盤式柱塞泵。液壓泵的輸出功率計算方法如下：

單個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為柱塞數量。

由于兩個變量泵的主軸串聯連接，因此兩個斜盤式柱塞泵的實際輸出流量為

qs=(qp1+qp2)nηv×10-3

(16)

式中，n為泵的轉速；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；

假設泵沒有效率損失，可得到兩個液壓泵的輸入功率即主動懸掛系統運行功率：

PSUS=qsp=(qp1+qp2)nηvp×10-3

(17)

3 主動懸掛系統與發動機功率匹配控制

3.1 控制原理

在車輛行駛過程中，發動機轉速的波動會造成變量泵提供的流量產生變化，導致系統內壓力升高。在變量泵排量調節過程中，排量的突變可能使變量泵消耗的瞬時功率超過發動機所提供的功率從而導致發動機載荷過高或熄火，所以必須通過發動機轉速及主動懸掛系統所消耗功率來對變量泵排量進行控制。

本文匹配控制方案采用基于流量補償的主動懸掛系統恒壓力控制策略。結合發動機特性，計算發動機剩余最大功率，進而得到兩個變量泵排量的最大值并設置輸出限幅，最終實現主動懸掛系統與發動機的功率匹配控制。

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的一種智能控制方法，具有魯棒性強、響應速度快、動態特性好等優點。本文采用模糊PID控制方法。控制器包括壓力反饋和排量補償控制環節，其表達式為

ut=utp(ep)+utq(ui)

(18)

ep=ppr-pout

式中，ui為輸入信號；utp(ep)表示壓力反饋環節；utq(ui)表示排量補償環節；pout為泵出口壓力；ppr為預設壓力。

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。

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控制器中各系數的修正量，即

(20)

式中，ΔkP、ΔkI、ΔkD分別為PID控制器參數修正量；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。參數e與ee的隸屬度函數如圖5所示。ΔkP、ΔkI、ΔkD的隸屬函數如圖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為模糊推理條件，Bj、Cij、Dij、Eij分別為在此條件下各變量所執行的結果。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

圖6 ΔkP、ΔkI、ΔkD的隸屬度函數

(21)

式中，μc為隸屬度函數曲線。

模糊控制規則如表1所示。

表1 模糊控制規則表

由于液壓泵主軸與發動機主軸相連接，所以兩主軸的轉速相同。根據系統匹配運行條件，主動懸掛系統消耗的功率不能大于發動機為車輛其他子系統提供能量后所剩余功率，根據式(4)、式(17)可得到變量泵可調節到的最大排量：

(22)

系統控制的目標流量應為主動懸掛系統消耗的理論總流量qs。車輛行駛過程中，懸掛油缸的運動速度與當前駛過的路面情況相關，當路面情況突然變化時理論消耗流量會呈現波動較為劇烈的曲線。若將qs直接作為系統控制參數，會使系統造成振蕩。因此為了能夠使流量控制系統運行平穩、減少變量泵的高頻調節，對qs進行低通濾波處理：

(23)

在確定的流量下，變量泵的瞬時排量與發動機轉速成反比關系。建模過程中忽略泵的動態特性，即泵輸出流量保持不變時，泵的當前排量與發動機轉速的關系為

(24)

則式(18)變為

(25)

功率匹配控制器的結構如圖7所示。圖中ps0為系統預設壓力，ps1為系統當前壓力。

圖7 功率匹配控制器的結構

4 控制系統設計、試驗及結果分析

4.1 硬件設計

主動懸掛與發動機功率匹配系統為閉環系統，控制系統結構如圖8所示。油壓傳感器設置于泵出口處，各懸掛油缸上均設置位移傳感器。油壓傳感器和懸掛油缸位移傳感器信號經A/D轉換接入控制器中。發動機轉速及油門踏板位置信號均經CAN總線，接入變量泵排量控制器中。控制器輸出信號經D/A轉換輸出至各變量泵以控制泵的排量。試驗車輛搭載MC11.40-60柴油發動機，參數如表2所示。液壓泵采用斜盤式變量泵，兩個變量泵完全相同，具體參數如表3所示。實際上應用一個大排量液壓泵也可滿足系統要求，本文系統采用串聯兩個完全一樣的泵的方式是為了提高系統的可靠性，在其中一個變量泵損壞的情況下也能保證主動懸掛系統低性能運行。控制器選用SCM9022型主板，符合標準PC/104總線標準。數據采集系統使用基于PC/104總線標準的ADT882-AT擴展板，提供32個16位模擬量通道，可達200 kHz的采樣速度。

圖8 控制系統結構

表2 發動機參數

表3 變量泵參數

CAN總線通信板卡使用基于PC/104總線標準的CSD-2.3擴展板卡，提供兩路CAN通信接口。主控板卡與兩塊擴展板卡均由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現，主控板卡安裝windows控制系統，應用C語言程序軟件進行程序的編寫。主控板卡通過PC/104總線獲取發動機轉速、油門踏板位置以及泵口壓力、油缸位移信號，功率匹配控制器計算出各變量泵排量輸出以控制各變量泵。

4.2 試驗條件及結果分析

為驗證本功率匹配控制系統的可行性，應用裝有本系統的三軸重型應急救援車輛進行了試驗。車輛基本參數如表4所示。試驗車輛及路面情況如圖9所示。

表4 試驗車輛主要參數

圖9 試驗車輛及路面

依據主動懸掛工作特性，在相同的路面條件下，懸掛作動器的作動速度隨車速變化，所以主動懸掛系統所消耗的功率也隨車速變化。為了符合試驗的單一變量原則，需確保兩次試驗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動機功率不一樣，會導致在踩油門踏板的時候車輛行駛動力不同，車輛行駛速度不一致，而進一步導致主動懸掛系統所消耗的功率變化，影響試驗結果，因此兩次試驗均使車輛加速至約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，發動機轉速從550 r/min提高到約1400 r/min時松開油門踏板，以驗證發動機轉速大幅波動過程中控制方法對主動懸掛系統所消耗的功率控制效果。發動機轉速、系統壓力、系統消耗功率、發動機扭矩百分比等參數如圖10～圖13所示。

圖10 發動機轉速對比曲線

圖11 系統壓力對比曲線

圖12 功率消耗對比曲線

圖13 發動機扭矩百分比對比曲線

圖10為發動機轉速曲線，圖中原控制系統中發動機轉速從550 r/min提高到1400 r/min所需要的時間為3.30 s，而功率匹配控制系統中時間為1.92 s，加速時間縮短了41.8%，表明功率匹配控制系統在加速過程中發動機所承受的扭矩減小。

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

圖12為兩系統所消耗的功率曲線，圖中原控制系統主動懸掛系統所消耗的發動機功率平均為22.7 kW，峰值達到32.8 kW，而功率匹配控制系統中此平均功率為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為兩控制系統中發動機扭矩百分比，圖中發動機扭矩百分比平均值由48.7%下降到29.4%，下降了39.6%，功率匹配控制系統中發動機載荷相對原系統明顯降低。

根據以上分析，本系統可減小發動機功率消耗和發動機載荷。為了驗證車輛在掛擋行駛過程中的效果，對車輛加速的過程進行了試驗。試驗過程中試驗車輛處在相同的起始位置，起步階段將發動機油門踏板踩至最大，采集車輛行駛速度數據，圖14為車輛加速過程中車速對比曲線。

在同樣的加速時間下，圖中原控制系統最終車速達到了6.46 km/h，而功率匹配控制系統車輛最終速度達到8.99 km/h。在功率匹配系統中，主動懸掛系統消耗的發動機功率下降，發動機將更多的功率提供給行駛系統，車輛的加速性能有較明顯提高。

5 結論

(1)本文根據主動懸掛系統及發動機工作特性，分析了發動機及主動懸掛系統匹配運行的條件，提出了主動懸掛系統運行的最大功率小于發動機當前狀態下的剩余功率的控制策略。

(2)根據主動懸掛系統的平均流量，對變量泵排量控制信號進行了動態補償，設計了功率匹配控制器，并以三軸應急救援車輛為平臺進行試驗，驗證了控制策略的有效性。

(3)試驗結果表明，應用功率匹配控制器的車輛在相同的路況下行駛，發動機轉速提高時間縮短41.8%，扭矩百分比平均值下降了39.6%，表明發動承受的載荷有明顯減小。在一個加減速周期內主動懸掛系統所消耗功率降低了42%，有效降低了主動懸掛系統能耗，更合理地利用發動機動力。