CN103660915B - 一种轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法，属于汽车控制系统。使得前轮转速跟随后轮转速，主要分为静态调节和PI调节两个部分，静态调节包含档位估计和排量查表两个步骤，其根据估计出来的档位直接查表得到一个常数值排量，也就是静态排量，还需加上一个前轮轮速与后轮轮速差值的PI反馈调节对静态排量修正。本发明优点是使当系统处于辅助驱动工况下时，在该控制方法的控制下，汽车前轮轮速能与后轮轮速达到一致。在控制轮毂马达液压驱动系统液驱系统显著提高整车在低附着路面或者较大坡度路面上的通过性能的同时，使得整车的滑转效率达到最佳。

Description

一种轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法

技术领域

本发明属于汽车控制系统，具体涉及一种轮毂马达液压驱动系统变量泵排量的控制方法。

背景技术

商用车、重型卡车和工程车辆经常会遇到矿山路面、乡间小路、建筑工地等非牢固地面和泥浆、冰雪等光滑路面。其附着系数一般较小，偶尔也有较大坡度。传统单轴驱动汽车在这些情况下驱动轮可能出现打滑，汽车的通过性较差。全驱车辆克服了传统单轴驱动车辆的不足，可以有效地利用附着重量，获得最大的驱动力，明显增强其在恶劣路面上的通过性能。但是，一般工程用车的作业环境比较复杂，虽然有时候会有湿滑路面或者陡坡，但是大部分还是平坦良好的硬质路面。而在良好路面情况下全驱车辆在速度和燃油经济性上就显得不够优秀了。

为此，对于那些既需要在恶劣的路面环境下，又需要在良好硬质路面上工作的重型商用车，近年来提出一种主要由液压变量泵和液压定量马达构成的轮毂马达液压驱动系统对汽车进行辅助驱动。轮毂马达安装在前轮轮毂中，变量泵通过取力器从动力系统获取动力并通过液压油驱动两个轮毂马达，从而使得整车由两轮驱动变成四轮驱动，提高整车的通过性能。当车辆遇到此种路况时，启动轮毂马达液压驱动系统，帮助汽车通过；越过此路况之后，关闭液驱系统，仍然用原传统车机械传动方式驱动，提高传动效率。

由上可知，带有该轮毂马达液压驱动系统的整车系统可称为短时全驱系统。对于全驱系统，只有在驱动力的分配使得前后轮滑移率相等时，才能使整车滑转效率最高。该系统中变量泵的转速和发动机的转速成一定速比关系，前轮转速（也就是马达的转速）大小只受到变量泵排量的控制。所以，当该系统进行辅助驱动时，对变量泵排量的控制成为了控制的关键。

发明内容

本发明提供一种轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法，以使当系统处于辅助驱动工况下时，在该控制方法的控制下，汽车前轮轮速能与后轮轮速达到一致。在控制轮毂马达液压驱动系统液驱系统显著提高整车在低附着路面或者较大坡度路面上的通过性能的同时，使得整车的滑转效率达到最佳。

本发明采取的技术方案是：

包括下列步骤：

第一步，档位估计

首先将采集到的发动机转速与后轮转速滤波处理，然后计算发动机转速与后轮转速的比值，将此比值与变速器的各档位传动比比较得到一个临时档位，然后将此临时档位与上一时刻的档位进行比较：如果二者相等，则此临时档位就是当前档位；如果不相等，则需要对此临时档位进行延时确认：如果在延迟的时间内仍然维持临时档位值不变，则接下来以此临时档位作为当前档位，否则仍以之前的档位作为当前档位；

第二步，制排量表，排量查表得静态排量

根据公式（1）可计算得变量泵所需的斜盘开度

$k_p=\frac{2l}{i_g{i}_0}\·\frac{V_m}{V_{p\max }}---\left(1\right)$

式中，k_p——变量泵斜盘开度，用最大排量百分比表示

l——取力器传动比

V_m——定量马达排量

V_pmax——变量泵最大排量

i_g——变速器传动比

i₀——主减速器传动比

式（1）中l、i₀、V_m、V_pmax都是定值，从而，当变速器的档位i_g不变时，所求得的变量泵斜盘开度k_p是一个定值，这说明变量泵排量与变速器的档位是成一定比例的关系而与其它参数无关，从而可以计算出变量泵在不同档位下所需要的开度，将其开度绘制成表格进行查表，如表1所示；

表1档位与变量泵排量的对应关系表

档位	1	2	...	n
					泵开度	kp1	kp2	...	kpn

表1中n为轮毂马达液压驱动系统在使用时汽车行驶的最高档位，k_pn为此时变量泵的开度，必须满足k_pn≤100%。汽车档位再升高，轮毂马达液压驱动系统将关闭；

经第一步估算出档位之后，再根据表1得到静态排量。

第三步，PI调节

根据轮速信号可计算得到前后轮的转速差为

e₁(t)=n_r-n_m(2)

式中，e₁(t)——前后轮转速差

这样，连续状态下PI算法可以写成

$u_1\left(t\right)=k_1[e_1\left(t\right)+\frac{1}{T_{i1}}{\∫}_0^t{e}_1\left(t\right)\mathrm{dt}+T_{d1}\frac{{\mathrm{de}}_1\left(t\right)}{\mathrm{dt}}]---\left(3\right)$

式中，k₁——比例系数

T_i1——积分时间常数

T_d1——微分时间常数

将式（3）离散化之后，得

$u_1\left(k\right)=k_1[e_1\left(k\right)+\frac{T}{T_{i1}}\underset{j=0}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{e}_1\left(t\right)+\frac{T_{d1}}{T}(e_1\left(k\right)-e_1(k-1))]---\left(4\right)$

进一步可以得到以后轮的轮速作为目标值对前轮轮速进行调节公式：

u₁(k)=u₁(k-1)+A_e1e₁(k)-B_e1e₁(k-1)+C_e1e₁(k-2)(5)

式中，u₁(k)——PI调节输出的变量泵修正排量值

u₁(k-1)——上一时刻PI调节输出的变量泵修正排量值

e₁(k-2)、e₁(k-1)、e₁(k)——最近三次前后轮速的误差值

$A_{e_1}=k_1+k_1\frac{T}{T_{i1}}+k_1\frac{T_{d1}}{T}$

$B_{e1}=k_1+{2k}_1\frac{T_{d1}}{T}$

$C_{e1}=k_1\frac{T_{d1}}{T}$

T为采样时间；

第四步，静态排量和PI调节排量相加

由第二步计算出的静态排量值和第三步计算出来的PI调节排量的值相加，记为变量泵总的输出排量；

本发明第四步中，还包括发动机油门调节；

当使用前面四个步骤对轮毂马达液压驱动系统变量泵排量进行调节时，而车轮仍然出现打滑时，对发动机的油门进行控制，降低发动机油门，从而降低发动机的功率，直到没有车轮出现打滑；

要判断车轮有没有出现打滑，首先要估计出整车的行驶速度。估计出来的车速值用于计算车轮滑移率。估计的方法综合采用了最大轮速法、最小轮速法和平均轮速法。如果有制动且ABS启动了，则以最大轮速作为车速估计值（即最大轮速法）；如果ABS没有启动，则看液驱系统是否在助力，如果液驱系统在助力，则以最小轮速作为车速估计值（最小轮速法）；当ABS和轮毂马达液压驱动系统都没有启动时，采用两非驱动轮，也就是两前轮的平均轮速作为车速估计值（平均轮速法）；

记所估计出的车速为v，则最大的车轮滑移率为

$s_{\max }=\max \left(\frac{{\mathrm{\ω}}_{i}r}{v}\right),i=\mathrm{1,2,3,4}---\left(6\right)$

式中，s_max——四个驱动轮中最大的车轮滑移率

ω_i——车轮转速，i=1,2,3,4表示各驱动轮的转速

r——车轮半径

记车轮的目标滑移率为s₀，当s_max≥s₀时认为有车轮出现打滑。

当车辆出现打滑时，实际车轮滑移率与目标滑移率的差值为

e₂(t)=s_max-s₀(7)

这样，连续状态下PI算法可以写成

$u_2\left(t\right)=k_2[e_2\left(t\right)+\frac{1}{T_{i2}}{\∫}_0^t{e}_2\left(t\right)\mathrm{dt}+T_{d2}\frac{{\mathrm{de}}_2\left(t\right)}{\mathrm{dt}}]---\left(8\right)$

式中，k₂——比例系数

T_i2——积分时间常数

T_d2——微分时间常数

将式（8）离散化之后，得

$u_2\left(k\right)=k_2[e_2\left(k\right)+\frac{T}{T_{i2}}\underset{j=0}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{e}_2\left(t\right)+\frac{T_{d2}}{T}(e_2\left(k\right)-e_2(k-1))]---\left(9\right)$

进一步可以得到以滑移率s₀作为目标值对发动机油门位置进行调节公式：

u₂(k)=u₂(k-1)+A_e2e₂(k)-B_e2e₂(k-1)+C_e2e₂(k-2)(10)

式中，u₂(k)——PI调节输出的发动机油门位置控制信号

u₂(k-1)——上一时刻PI调节输出的发动机油门位置控制信号

e₂(k-2)、e₂(k-1)、e₂(k)——最近三次车轮滑移率误差值

$A_{e2}=k_2+k_2\frac{T}{T_{i2}}+k_2\frac{T_{d2}}{T}$

$B_{e2}=k_2+{2k}_2\frac{T_{d2}}{T}$

$C_{e2}=k_2\frac{T_{d2}}{T}$

T为采样时间。

由全轮驱动方面的理论可知，当前后轮的滑移率相同时，整车的滑转效率达到最佳。当车辆的前、后轮直径相同时，前后轮的轮速相同也就意味着前后轮的滑移率相同，此时整车的牵引性能达到最佳。当假定车辆前后轮直径相同，则本发明的根本思想为根据前轮轮速跟随后轮轮速的思想对变量泵的排量进行调节。

本发明所述的轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法为前馈+反馈的控制方法，其控制的目标是使得前轮转速跟随后轮转速，主要分为前馈调节（也就是静态调节）和反馈调节（也就是PI调节）两个部分。静态调节包含档位估计和排量查表两个步骤，其根据估计出来的档位直接查表得到一个常数值排量，也就是静态排量。但是静态排量只是一个由档位决定的常值，其没有考虑到车辆行驶中外界的动态因素以及液压系统的泄露和溢流等。所以，还需加上一个前轮轮速与后轮轮速差值的PI反馈调节对静态排量修正。

本发明的有益效果是：

1.发掘出变量泵排量与变速器档位之间的对应关系，并用在控制算法的前馈环节对变量泵排量进行控制，实现了控制算法的快速性；

2.采用增量式PI调节对变量泵排量进行反馈控制，提高了控制算法的准确性，提高系统的控制品质。

3.在该控制方法的控制下，汽车前轮转速能与后轮转速达到一致。在控制轮毂马达液压驱动系统液驱系统显著提高整车在低附着路面或者较大坡度路面上的通过性能的同时，使得整车的滑转效率达到最佳。

附图说明

图1是本发明所述轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法逻辑图；

图2是本发明所述轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法中的档位估计逻辑图；

图3是本发明所述控制方法所能够控制的一种轮毂马达液压驱动系统的结构示意图；图中各标号所代表的部件为：1.发动机；2.轮毂马达液压驱动系统控制器；3.变量泵；4.液压控制阀组；5.取力器；6.轮毂马达；

图4为本发明所述控制方法的控制轮速跟随效果图；

图5为本发明所述附加发动机油门控制的轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法逻辑图；

图6为本发明所述车速估计逻辑图。

具体实施方式

下面结合说明书附图对本发明进行进一步的描述。

本发明公开了一种轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法，采用一个连接在整车CAN总线上的控制器，该控制器通过CAN总线与发动机ECU及连接在总线上的整车电控部件通信。控制器的控制程序核心是采用前馈+反馈方法对变量泵排量进行调节。驾驶员在按下该系统的总开关后，该控制器无需驾驶员做任何其它操作。在低附着及大坡度路面，控制器能控制系统显著提高整车的通过能力，并使得整车的滑转效率达到最佳。

当汽车行驶遇到不好的路面而驾驶员按下轮毂马达液压驱动系统开关时，控制器要判断车辆是否在驻车状态、是否处于紧急制动工况、液压油的温度是否过高、车速是否小于规定的阀值（一方面径向柱塞马达是一种低速大扭矩马达，其额定转速不会很高；另一方面，马达转速过高，液压油的温度会迅速上升）。当车辆既不处于驻车状态，又没有紧急制动工况，且液压油的油温正常，车速也小于规定的阀值时，轮毂马达液压驱动系统才可以实现对整车的辅助驱动功能。接下来就说明辅助驱动时，控制器对变量泵排量的控制方法。

参见图1，本发明所述的轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法为前馈+反馈的控制方法，其控制的目标是使得前轮转速跟随后轮转速，主要分为前馈调节（也就是静态调节）和反馈调节（也就是PI调节）两个部分。静态调节包含档位估计和排量查表两个步骤，其根据估计出来的档位直接查表得到一个常数值排量，也就是静态排量。但是静态排量只是一个由档位决定的常值，其没有考虑到车辆行驶中外界的动态因素以及液压系统的泄露和溢流等。所以，还需加上一个前轮轮速与后轮轮速差值的PI调节对静态排量修正，也就是PI调节。下面分步具体叙述变量泵排量调节方法。

包括下列步骤：

第一步，档位估计（图1中①所示位置）：

参见图1，本发明所述的轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法的静态调节部分，首先要估算出汽车当前的档位。参见图2，本发明所述轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法中的档位估计逻辑图。总的思路就是将机械连接路线的后轮轮速与发动机转速的比值与变速器各档位下的传动比进行比较，从而确定整车的档位。首先将采集到的发动机转速与后轮转速滤波处理，避免它们的比值产生异常。然后计算发动机转速与后轮转速的比值，将此比值与变速器的各档位传动比比较得到一个临时档位，然后将此临时档位与上一时刻的档位进行比较：如果二者相等，则此临时档位就是当前档位；如果不相等，则需要对此临时档位进行延时确认：如果在延迟的时间内仍然维持临时档位值不变，则接下来以此临时档位作为当前档位，否则仍以之前的档位作为当前档位；

第二步，制排量表，排量查表得静态排量（图1中②所示位置）：

由前面的分析可知，静态调节时变量泵的静态排量和汽车的行驶档位有着对应的关系，第一步估算出档位之后，就可以根据估算出来的档位查表得到静态排量。

从整车ABS系统中可以取得前后轮转速，而马达是安装在前轮的轮毂中，所以前轮的转速也就是马达的转速。设前后轮的转速分别为n_f和n_r，马达的转速为n_m。则有

n_m=n_f（11）

设前轮的转速跟随上了后轮的转速，则

n_m=n_r（12）

假设变量泵所有的流量都流入两个马达，根据流量连续性公式，有

k_p·n_p·V_pmax=2n_m·V_m（13）

式中，k_p——变量泵斜盘开度，用变量泵最大排量的百分比表示

n_p——变量泵的转速

V_pmax——变量泵最大排量

V_m——马达排量

则可计算得变量泵所需的斜盘开度为

$k_p=\frac{{2n}_m\·V_m}{n_p\·V_{p\max }}---\left(14\right)$

又因为变量泵通过取力器与动力系统机械连接，所以变量泵的转速和发动机的转速成一定比例关系。记取力器的传动比为l，则

$l=\frac{n_e}{n_p}---\left(15\right)$

式中，n_e——发动机的转速

而发动机的转速又和后轮的转速成一定传动比例关系，于是，可以进一步得到变量泵的排量为

$k_p=\frac{2l\·n_r\·V_m}{n_e\·V_{p\max }}=\frac{2l}{i_g{i}_0}\·\frac{V_m}{V_{p\max }}---\left(1\right)$

式中，i_g——变速器传动比

i₀——主减速器传动比

式（1）中i₀、V_m、V_pmax都是定值，从而，当变速器的档位i_g不变时，所求得的变量泵斜盘开度k_p是一个定值，这说明变量泵排量与变速器的档位是成一定比例的关系而与其它参数无关。也就是说，当变量泵的排量处于与变速器档位对应的值时，不管后轮的轮速如何变化，前轮的轮速都能够跟随上后轮的轮速。

既然变量泵的排量只与档位有关，那么根据不同的档位，可以计算出变量泵在不同档位下所需要的开度，从而将其开度绘制成表格进行查表，如表1所示。

表1档位与变量泵排量的对应关系表

档位	1	2	…	n
					泵开度	kp1	kp2	…	kpn

根据公式(1)可知，随着变速器档位的升高，变量泵所需的排量和增大，但是变量泵的排量全开之后无法再增大了，所以必须满足k_pn≤100%，这样，经第一步估算出档位之后，再根据表1就可以得到相应的排量。

第三步，PI调节（图1中③所示位置）：

表1中的变量泵排量是在没有考虑液压系统泄露、溢流以及换挡过程等动态因素的情况下而得到的，暂且把这种方法称为静态调节，所得到的排量也成为静态排量。然而实际过程中，液压系统泄露、溢流以及变速器的换挡都是不可避免的，况且车轮所遇到的负载都是随机性的。为了考虑这种动态过程，本发明加上一个前轮轮速跟随后轮轮速的PI调节，对静态排量加以修正。PI调节时，以后轮的轮速作为目标值对前轮轮速进行调节。

根据轮速信号可计算得到前后轮的转速差为

e₁(t)=n_r-n_m(2)

式中，e₁(t)——前后轮转速差

这样，连续状态下PI算法可以写成

$u_1\left(t\right)=k_1[e_1\left(t\right)+\frac{1}{T_{i1}}{\∫}_0^t{e}_1\left(t\right)\mathrm{dt}+T_{d1}\frac{{\mathrm{de}}_1\left(t\right)}{\mathrm{dt}}]---\left(3\right)$

式中，k₁——比例系数

T_i1——积分时间常数

T_d1——微分时间常数

将式（3）离散化之后，得

$u_1\left(k\right)=k_1[e_1\left(k\right)+\frac{T}{T_{i1}}\underset{j=0}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{e}_1\left(t\right)+\frac{T_{d1}}{T}(e_1\left(k\right)-e_1(k-1))]---\left(4\right)$

进一步可以得到以后轮的轮速作为目标值对前轮轮速进行调节公式：

u₁(k)=u₁(k-1)+A_e1e₁(k)-B_e1e₁(k-1)+C_e1e₁(k-2)(5)

式中，u₁(k)——PI调节输出的变量泵修正排量值

u₁(k-1)——上一时刻PI调节输出的变量泵修正排量值

e₁(k-2)、e₁(k-1)、e₁(k)——最近三次前后轮速的误差值

$A_{e1}=k_1+k_1\frac{T}{T_{i1}}+k_1\frac{T_{d1}}{T}$

$B_{e1}=k_1+{2k}_1\frac{T_{d1}}{T}$

$C_{e1}=k_1\frac{T_{d1}}{T}$

T为采样时间；

第四步，静态排量和PI调节排量相加；（图1中④所示位置）：

由第二步计算出的静态排量值和第三步计算出来的PI调节排量的值相加，记为变量泵总的输出排量。

本发明第四步中，还包括发动机油门调节。

当使用前面四个步骤对轮毂马达液压驱动系统变量泵排量进行调节时，而车轮仍然出现打滑时，对发动机的油门进行控制，降低发动机油门，从而降低发动机的功率，直到没有车轮出现打滑。此时控制方法的逻辑图如图5所示。

要判断车轮有没有出现打滑，首先要估计出整车的行驶速度。参见图6，本发明所述一种轮毂马达液压驱动系统变量泵控制方法的车速估计逻辑图。估计出来的车速值用于计算车轮滑移率。估计的方法综合采用了最大轮速法、最小轮速法和平均轮速法。如果有制动且ABS启动了，则以最大轮速作为车速估计值（即最大轮速法）；如果ABS没有启动，则看液驱系统是否在助力，如果液驱系统在助力，则以最小轮速作为车速估计值（最小轮速法）；当ABS和轮毂马达液压驱动系统都没有启动时，采用两非驱动轮，也就是两前轮的平均轮速作为车速估计值（平均轮速法）。

记所估计出的车速为v，则最大的车轮滑移率为

$s_{\max }=\max \left(\frac{{\mathrm{\ω}}_{i}r}{v}\right),i=\mathrm{1,2,3,4}---\left(6\right)$

式中，s_max——四个驱动轮中最大的车轮滑移率

ω_i——车轮转速，i=1,2,3,4表示各驱动轮的转速

r——车轮半径

记车轮的目标滑移率为s₀，当s_max≥s₀时认为有车轮出现打滑。

当车辆出现打滑时，实际车轮滑移率与目标滑移率的差值为

e₂(t)=s_max-s₀(7)

这样，连续状态下PI算法可以写成

$u_2\left(t\right)=k_2[e_2\left(t\right)+\frac{1}{T_{i2}}{\∫}_0^t{e}_2\left(t\right)\mathrm{dt}+T_{d2}\frac{\mathrm{de}\left(t\right)}{\mathrm{dt}}]---\left(8\right)$

式中，k₂——比例系数

T_i2——积分时间常数

T_d2——微分时间常数

将式（8）离散化之后，得

$u_2\left(k\right)=k_2[e_2\left(k\right)+\frac{T}{T_{i2}}\underset{j=0}{\overset{k}{\mathrm{\Σ}}}{e}_2\left(t\right)+\frac{T_{d2}}{T}(e_2\left(k\right)-e_2(k-1))]---\left(9\right)$

进一步可以得到以滑移率s₀作为目标值对发动机油门位置进行调节公式：

u₂(k)=u₂(k-1)+A_e2e₂(k)-B_e2e₂(k-1)+C_e2e₂(k-2)(10)

式中，u₂(k)——PI调节输出的发动机油门位置控制信号

u₂(k-1)——上一时刻PI调节输出的发动机油门位置控制信号

e₂(k-2)、e₂(k-1)、e₂(k)——最近三次车轮滑移率误差值

$A_{e2}=k_2+k_2\frac{T}{T_{i2}}+k_2\frac{T_{d2}}{T}$

$B_{e2}=k_2+{2k}_2\frac{T_{d2}}{T}$

$C_{e2}=k_2\frac{T_{d2}}{T}$

T为采样时间；

图3是一种可以使用本发明所述轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法进行调节的一套动力系统，图4是其控制效果图。

Claims (2)

1.一种轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法，其特征在于包括下列步骤：

第一步，档位估计

首先将采集到的发动机转速与后轮转速滤波处理，然后计算发动机转速与后轮转速的比值，将此比值与变速器的各档位传动比比较，得到一个临时档位，然后将此临时档位与上一时刻的档位进行比较：如果二者相等，则此临时档位就是当前档位；如果不相等，则需要对此临时档位进行延时确认：如果在延迟的时间内仍然维持临时档位值不变，则接下来以此临时档位作为当前档位，否则仍以之前的档位作为当前档位；

第二步，制排量表，排量查表得静态排量

根据公式(1)可计算得变量泵所需的斜盘开度

$k_p=\frac{2l}{i_g{i}_0}\·\frac{V_m}{V_{p\max }}---\left(1\right)$

式中，k_p——变量泵斜盘开度，用最大排量百分比表示

l——取力器传动比

V_m——定量马达排量

V_pmax——变量泵最大排量

i_g——变速器传动比

i₀——主减速器传动比

式(1)中l、i₀、V_m、V_pmax都是定值，从而，当变速器的档位i_g不变时，所求得的变量泵斜盘开度k_p是一个定值，这说明变量泵排量与变速器的档位是成一定比例的关系而与其它参数无关，从而可以计算出变量泵在不同档位下所需要的开度，将其开度绘制成表格进行查表，如表1所示，

表1档位与变量泵排量的对应关系表

档位 1 2 ... n 泵开度 k_p1 k_p2 ... k_pn

表1中n为轮毂马达液压驱动系统在使用时汽车行驶的最高档位，k_pn为此时变量泵斜盘的开度，必须满足k_pn≤100％，汽车档位再升高，轮毂马达液压驱动系统将关闭；

经第一步估算出档位之后，再根据表1得到静态排量，

第三步，PI调节

根据轮速信号可计算得到前后轮的转速差为

e₁(t)＝n_r-n_m(2)

式中，e₁(t)——前后轮转速差

这样，连续状态下PI算法可以写成

$u_1\left(t\right)=k_1\[e_1\left(t\right)+\frac{1}{T_{i1}}{\∫}_0^t{e}_1\left(t\right)dt+T_{d1}\frac{{\mathrm{de}}_1\left(t\right)}{dt}\]---\left(3\right)$

式中，k₁——比例系数

T_i1——积分时间常数

T_d1——微分时间常数

将式(3)离散化之后，得

$u_1\left(k\right)=k_1\[e_1\left(k\right)+\frac{T}{T_{i1}}\underset{j=0}{\overset{k}{\Σ}}{e}_1\left(t\right)+\frac{T_{d1}}{T}\left(e_1\right(k)-e_1(k-1\left)\right)\]---\left(4\right)$

进一步可以得到以后轮的轮速作为目标值对前轮轮速进行调节公式：

u₁(k)＝u₁(k-1)+A_e1e₁(k)-B_e1e₁(k-1)+C_e1e₁(k-2)(5)

式中，u₁(k)——PI调节输出的变量泵修正排量值

u₁(k-1)——上一时刻PI调节输出的变量泵修正排量值

e₁(k-2)、e₁(k-1)、e₁(k)——最近三次前后轮速的误差值

$A_{e_1}=k_1+k_1\frac{T}{T_{i1}}+k_1\frac{T_{d1}}{T}$

$B_{e1}=k_1+2k_1\frac{T_{d1}}{T}$

$C_{e1}=k_1\frac{T_{d1}}{T}$

T为采样时间；

第四步，静态排量和PI调节排量相加

由第二步计算出的静态排量值和第三步计算出来的PI调节排量的值相加，记为变量泵总的输出排量。

2.根据权利要求1所述的一种轮毂马达液压驱动系统变量泵排量控制方法，其特征在于：本发明第四步中，还包括发动机油门调节：

当使用前面四个步骤对轮毂马达液压驱动系统变量泵排量进行调节时，而车轮仍然出现打滑时，对发动机的油门进行控制，降低发动机油门，从而降低发动机的功率，直到没有车轮出现打滑，

要判断车轮有没有出现打滑，首先要估计出整车的行驶速度，估计出来的车速值用于计算车轮滑移率，估计的方法综合采用了最大轮速法、最小轮速法和平均轮速法，如果有制动且ABS启动了，则以最大轮速作为车速估计值、即最大轮速法；如果ABS没有启动，则看液驱系统是否在助力，如果液驱系统在助力，则以最小轮速作为车速估计值、即最小轮速法；当ABS和轮毂马达液压驱动系统都没有启动时，采用两非驱动轮，也就是两前轮的平均轮速作为车速估计值、即平均轮速法；

记所估计出的车速为v，则最大的车轮滑移率为

$s_{max}=max\left(\frac{{\mathrm{\ω}}_{i}r}{v}\right),i=1,2,3,4---\left(6\right)$

式中，s_max——四个驱动轮中最大的车轮滑移率

ω_i——车轮转速，i＝1,2,3,4表示各驱动轮的转速

r——车轮半径

记车轮的目标滑移率为s₀，当s_max≥s₀时认为有车轮出现打滑；

当车辆出现打滑时，实际车轮滑移率与目标滑移率的差值为：

e₂(t)＝s_max-s₀(7)

这样，连续状态下PI算法可以写成

$u_2\left(t\right)=k_2\[e_2\left(t\right)+\frac{1}{T_{i2}}{\∫}_0^t{e}_2\left(t\right)dt+T_{d2}\frac{{\mathrm{de}}_2\left(t\right)}{dt}\]---\left(8\right)$

式中，k₂——比例系数

T_i2——积分时间常数

T_d2——微分时间常数

将式(8)离散化之后，得

$u_2\left(k\right)=k_2\[e_2\left(k\right)+\frac{T}{T_{i2}}\underset{j=0}{\overset{k}{\Σ}}{e}_2\left(t\right)+\frac{T_{d2}}{T}\left(e_2\right(k)-e_2(k-1\left)\right)\]---\left(9\right)$

进一步可以得到以滑移率s₀作为目标值对发动机油门位置进行调节公式：

u₂(k)＝u₂(k-1)+A_e2e₂(k)-B_e2e₂(k-1)+C_e2e₂(k-2)(10)

式中，u₂(k)——PI调节输出的发动机油门位置控制信号

u₂(k-1)——上一时刻PI调节输出的发动机油门位置控制信号

e₂(k-2)、e₂(k-1)、e₂(k)——最近三次车轮滑移率误差值

$A_{e2}=k_2+k_2\frac{T}{T_{i2}}+k_2\frac{T_{d2}}{T}$

$B_{e2}=k_2+2k_2\frac{T_{d2}}{T}$

$C_{e2}=k_2\frac{T_{d2}}{T}$

T为采样时间。