基于擾動前饋補償的HMT 換段離合器控制方法

曹付義 ，李輝煌 ，羅自贏 ，張明柱

（1. 河南科技大學車輛與交通工程學院,洛陽 471003；2. 機械裝備先進制造河南省協同創新中心,洛陽 471003）

0 引言

液壓機械傳動裝置（hydro-mechanical transmission,HMT）是一種機-液復合無級傳動形式，兼顧液壓傳動無級調速和機械傳動高效變速的優點，在農業車輛、工程機械和軍用車輛等領域得到了廣泛運用[1-3]。通過控制液壓調速系統以及不同離合器的接合與分離實現換段[4-6]，離合器控制關系到其接合與分離的時機是否恰當，對換段品質有較大影響[7-9]。

離合器作為液壓機械傳動裝置及車輛傳動系統的關鍵部件，已有較多的國內外學者對其進行了充油特性、執行機構和轉矩控制等方面的研究[10-14]。其中，王光明等[15]采取更改油路參數的方法，得到了離合器壓力與充油流量對換段品質的影響規律。JUNG 等[16]構造了基于離合器充油階段簡化模型的前饋控制，避免了液壓系統時間延遲對控制器的影響。WANG 等[17]提出了一種離合器充油過程的自適應模糊控制，有效減少了充油過程跟蹤誤差，提升了離合器接合品質。劉璽等[18]為降低雙離合器自動變速器在換擋過程產生的沖擊度和滑摩功，采用線性二次型最優控制理論，獲得了換擋過程轉矩相和慣性相的離合器壓力的最優控制軌跡。秦大同等[19]提出了一種基于擴展狀態觀測器和滑模控制的DCT 起步自適應控制方法，得到了起步過程發動機轉矩和離合器壓力的自適應控制率。為更好地改善HMT 換段品質，需對換段離合器做進一步研究。

針對換段過程擾動影響HMT 換段品質這一問題，本文在分析HMT 組成及其工作原理的基礎上，建立換段過程動力學模型和線性二次型控制模型，采用基于擾動前饋補償的方法對HMT 換段離合器控制，從而抑制換段過程擾動來提升換段品質，并通過仿真及試驗驗證該方法的有效性。

1 HMT 工作原理分析及換段過程建模

1.1 HMT 組成及工作原理

液壓機械傳動裝置由機械變速機構（離合器和齒輪副）、液壓調速系統和行星排匯流機構等組成[20]。通過控制不同離合器的接合狀態來改變動力傳遞路線，使液壓機械傳動裝置在液壓段和機械段之間切換工作。

液壓機械傳動裝置結構如圖1 所示，其變速段包括液壓段（H 段）、液壓機械段1（HM1 段）和液壓機械段2（HM2 段）[21]。不同變速段之間切換的工作原理類似，本文選取HM1 段向HM2 段的切換過程為研究工況，在此過程中離合器C1 由接合狀態轉換為分離狀態、離合器C2 由分離狀態轉換為接合狀態。

圖1 HMT 結構簡圖Fig.1 Structure diagram of HMT (hydro-mechanical transmission)

1.2 換段過程建模

根據圖1 可得HMT 由HM1 向HM2 換段過程的動力學模型為

式中TC1為離合器C1 轉矩，N·m；TC2為離合器C2 從動盤轉矩，N·m；ωC2為離合器C2 從動盤的角速度，rad/s；ωm為馬達輸出軸的角速度，rad/s；Tm為馬達輸出軸轉矩，N·m；Tr為等效到HMT 輸出軸的車輛阻力矩，N·m；e為變量泵排量與定量馬達排量之比；k1、k2為行星排1和行星排2 的特征參數。

1.3 離合器滑摩過程建模

離合器在換段過程中會經歷分離、滑摩和完全接合3 個階段，離合器在滑摩過程中傳遞轉矩與離合器壓力有關，其數學模型為

式中TC為離合器傳遞轉矩，N·m；K為離合器傳遞轉矩系數，m3；μ為離合器的動摩擦因數；n為多片式離合器的摩擦面數；pC為施加到離合器摩擦面上的正壓力，MPa；A為離合器活塞作用面積，m2；Ri、Ro分別為離合器摩擦面的內、外半徑，m。

2 換段離合器控制器設計

2.1 換段品質影響因素分析

影響HMT 換段品質的因素包括HMT 各構件參數設置（等效轉動慣量和等效阻尼系數等）偏差造成的建模誤差和外界負載擾動，以及在試驗過程中存在的HMT輸入軸轉矩、馬達輸出軸轉矩等實時參數的測量誤差和車輛阻力矩的估計誤差等。這些誤差和外界負載擾動可耦合成一項總擾動，結合式(1)～(2)將換段過程模型簡化為[22]

2.2 線性二次型控制模型

選取沖擊度、滑摩功和換段時間作為HMT 換段過程的評價指標[23]，其中沖擊度在仿真和試驗中通過HMT輸出軸轉速的二階微分求得。結合HMT 換段過程的動力學模型，將HMT 輸入軸角速度、HMT 輸入軸與離合器C2 從動盤角速度差和離合器C2 壓力設置為狀態變量；將離合器C2 壓力變化率設置為控制變量，可得到狀態空間方程

式中X(t)為狀態變量；U(t)為控制變量；Y(t)為輸出變量；A為狀態變量矩陣；B為控制變量矩陣；C為輸出變量矩陣；Г為HMT 換段過程的可測變量；Δω為 HMT輸入軸與離合器 C2 從動盤角速度差，rad/s。

HMT 輸入軸與離合器C2 從動盤角速度差這一狀態變量影響著滑摩功的大小，離合器壓力變化率（即控制變量）決定了離合器傳遞轉矩的變化率，進而影響沖擊度的大小，考慮到二次型函數可使狀態變量和控制變量達到綜合最優，為權衡滑摩功和沖擊度2 個指標對HMT換段品質的影響，選取二次型函數性能指標j為

式中q、r為泛函權重系數，tf為離合器接合完成的時間，s；P2為離合器C2 的壓力，MPa。

依據線性二次型控制理論[24]，控制器系數矩陣h(t)可通過式(8)求得。

式中P(t)為黎卡提方程的解。

由此得到控制變量為

2.3 控制器設計

2.3.1 擾動觀測器設計

本文選取一階擾動觀測器[25]實時估計HMT 在換段過程的總擾動，將總擾動估計值記為，則擾動觀測器可設計成如下形式：

γ0和γ1滿足勞斯-赫爾維茨穩定，計算式為

式中s為傳遞函數變量。

2.3.2 基于擾動前饋補償的控制器設計

為提升HMT 的換段品質，設計擾動觀測器估計HMT 換段過程中因外界負載擾動和建模誤差產生的總擾動，通過結合擾動前饋補償與線性二次型控制理論，進而對離合器進行控制。擾動前饋補償根據擾動估計值和擾動補償系數kd計算出前饋補償增益，將前饋補償增益引入到控制變量，可實時補償產生的擾動，抑制換段過程的總擾動，與反饋控制相比能加快系統的響應速度，增強其穩定性；在綜合換段過程二次型指標的同時，不斷調整前饋補償增益，快速抑制換段過程的擾動，達到HMT 穩定輸出的目的。其控制原理如圖2 所示。

圖2 基于擾動前饋補償的控制原理Fig.2 Schematic diagram of control principle based on disturbance feedforward compensation

基于擾動前饋補償的離合器控制變量為

式中kx=-BTr-1P(t)，kh=-BTr-1h(t)，kd=-BTr-1hd(t)，其中hd(t)的計算式為

3 換段過程仿真與分析

為驗證所提擾動前饋補償控制方法對提升換段品質的有效性，與未采用擾動前饋補償的線型二次型控制進行對比，通過計算機仿真平臺對HMT 由HM1 切換至HM2 段的換段過程進行仿真分析。

3.1 仿真模型建立

利用AMEsim-Simulink 軟件建立如圖3 所示的HMT仿真模型，主要由液壓調速系統、機械變速機構、行星排、發動機、拖拉機和聯合仿真等模型組成。

圖3 HMT 仿真模型Fig.3 HMT simulation model

仿真時，設置整車整備質量為8 000 kg，驅動輪半徑為0.485 m，離合器動摩擦因數為0.4，行星排1、2 特征參數為5、2.5，變量泵最大排量為100 mL/r，定量馬達排量為75 mL/r，i0～i3定軸齒輪傳動比分別為0.67、1.5、2.77、0.69。

3.2 仿真結果與分析

本文以HMT 換段過程中沖擊度滿足舒適性要求（國內推薦沖擊度最大值為10 m/s3）為前提，以離合器產生的滑摩功最小為目標，綜合沖擊度、滑摩功2 項指標，通過多次仿真及試驗對比，設置二次型性能指標權重系數q=1，r=0.1。HMT 輸入軸、離合器C2 從動盤、定量馬達輸出軸和HMT 輸出軸的等效轉動慣量分別設置為0.02、0.04、0.05 和1 kg·m2，等效阻尼系數分別設置為0.015、0.2、0.018 和0.016 N·m·rad/s。仿真結果如圖4 所示。

圖4 換段過程仿真結果Fig.4 Simulation results of shifting process

由圖4a、4b 可知，在t=15.45 s 時產生最大擾動，與未采用擾動前饋補償相比，控制變量增加了0.63 的前饋補償增益，擾動值降低了322.46 rad/s2，離合器建壓時間縮短了0.21 s。由圖4c 可知，采用擾動前饋補償控制的最大沖擊度降低了2.72 m/s3。由圖4d、4e 可知，采用擾動前饋補償控制可降低HMT 輸入軸與離合器從動盤轉速差，使兩者轉速達到同步的時間縮短了0.28 s，離合器產生的滑摩功降低了1.55 kJ。由圖4f 可知，采用擾動前饋補償控制時，得益于前饋增益對擾動的補償，輸出轉速波動和換段時間減小，與未采用擾動前饋補償控制的輸出轉速波動的最大值降低了1.17 r/min，換段時間減少了0.17 s。

采用擾動前饋補償控制使得換段過程擾動值最大降低48.9%，最大沖擊度降低27.8%，滑摩功減少29.6%，換段時間減少15.3%，提升了換段過程的平順性，并改善了離合器的接合品質。

4 驗證試驗

為驗證本文所提出的控制方法對改善液壓機械傳動裝置換段品質的有效性，在液壓機械傳動裝置試驗臺架上進行由HM1 切換至HM2 段的換段過程試驗。

4.1 試驗方案

HMT 試驗臺架的主要構成如圖5 所示，主要由驅動電機、HMT 裝置、測控系統、轉速轉矩儀和加載電機等組成。試驗臺架的工作原理如圖6 所示，其中驅動電機和加載電機為YVF2-355 M-8 型變頻調速三相異步電機，其額定轉矩為1 592 N·m；借助LabVIEW 軟件開發臺架測控系統，測控系統主要包含轉速轉矩采集卡、上位機、DSP 控制器、工控機和儀表等。通過代碼自動生成技術得到在Matlab/Simulink 中建立的控制模塊代碼，并將其寫入控制器中。在HMT 換段時，DSP 控制器接收到上位機的換段指令，對離合器執行機構的控制閥組和排量調節系統進行控制，以實現換段。

圖5 試驗臺架Fig.5 Test bench

圖6 HMT 試驗臺架工作原理圖Fig.6 Schematic diagram of operation principle of HMT test bench

4.2 試驗結果與分析

由于滑摩功在試驗中較難測得，選取離合器壓力、擾動值、沖擊度和換段時間驗證所提控制方法的有效性。通過負載電機施加負載擾動，設置輸出端加載轉矩為1 000 N·m，輸入轉速為1 500 r/min。試驗結果與仿真結果如圖7 所示。

圖7 擾動前饋補償控制試驗與仿真結果對比Fig.7 Comparison between the test and simulation results of disturbance feedforward compensation control

由圖7a、7b 可看出，在HMT 換段過程中，離合器壓力變化趨勢的試驗結果與仿真結果一致，在t=15.45 s 時產生最大擾動，與未采用擾動前饋補償相比，控制變量的前饋補償增益增加了0.68，擾動值降低了350.21 rad/s2，相比仿真結果增大了8.6%，這主要是由HMT 實時參數的測量誤差與車輛阻力矩的估計誤差增大造成的。由圖7c 可看出，采用擾動前饋補償控制的最大沖擊度降低了2.70 m/s3，相比仿真結果增加了4.5%；由圖7d 可看出，采用擾動前饋補償控制可降低HMT 輸入軸轉速與離合器從動盤轉速差，加快其同步速度；由圖7e 可看出，采用擾動前饋補償控制的換段時間縮短了0.16 s，相比仿真結果增加了12.7%，這主要是由于離合器執行機構的管路以及電比例控制閥組存在壓力損失和動作滯后，使離合器偏離最佳接合時機，從而導致HMT 換段過程動力傳遞損失造成的。

從上述分析可知，由于試驗中多種因素的影響，試驗與仿真結果存在一定誤差，但采用擾動前饋補償控制的試驗結果總體變化趨勢與仿真結果一致，證明了所制定的基于擾動前饋補償的控制方法在抑制擾動的同時，減小了最大沖擊度，縮短了換段時間，較好地提升了HMT換段品質。

5 結論

1）本文針對HMT 換段過程中存在因建模誤差和外界負載擾動影響換段品質這一問題，在建立HMT 換段過程動力學模型和線性二次型控制模型的基礎上，提出了一種基于擾動前饋補償的換段離合器壓力控制方法。該方法借助擾動觀測器估計HMT 換段過程的總擾動，將擾動補償增益引入控制器的前饋項，設計了能抑制換段過程擾動的控制器。

2）仿真及試驗結果表明，本文提出的換段離合器控制方法使得HMT 換段過程的擾動值最大降低了48.9%，最大沖擊度減小了27.8%，滑摩功減少了29.6%，換段時間縮短了15.3%，能較好地改善HMT 的換段品質，提高其抗干擾能力。