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串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力車輛節(jié)能控制策略

文檔作者：伍迪1,2 姚進(jìn)1 韓嘉驊1 李華1 文檔來(lái)源： 1. 四川大學(xué)制造科學(xué)與工程學(xué)院 2. 西昌學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院		點(diǎn) 擊數(shù)：	更新時(shí)間： 2021年04月27日
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第29 卷第4 期農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)Vol.29 No.4
2013 年2 月Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering Feb. 2013 45
串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力車輛節(jié)能控制策略
伍迪1,2，姚進(jìn)1※，韓嘉驊1，李華1
（1. 四川大學(xué)制造科學(xué)與工程學(xué)院，成都610065； 2. 西昌學(xué)院工程技術(shù)學(xué)院，西昌615000）
摘要：為了解決采用串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)車輛節(jié)能控制問(wèn)題，該文在對(duì)串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)工作原理
進(jìn)行分析的基礎(chǔ)上，考慮到系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性和液壓儲(chǔ)能器氣體溫度與熱傳遞對(duì)儲(chǔ)能器工作狀態(tài)的影響，建立了系
統(tǒng)數(shù)學(xué)模型。根據(jù)車輛行駛理論，考慮到車輛制動(dòng)能的回收與再利用和串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配
問(wèn)題，設(shè)計(jì)了一種串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)綜合控制策略，該控制策略通過(guò)主控制單元、液壓泵控制單元、二次
元件控制單元和發(fā)動(dòng)機(jī)控制單元相互配合實(shí)現(xiàn)。運(yùn)用Matlab/Simulink 進(jìn)行了控制系統(tǒng)仿真分析，仿真結(jié)果表明所
設(shè)計(jì)的控制策略能準(zhǔn)確實(shí)現(xiàn)駕駛員行駛車速要求，液壓儲(chǔ)能器能有效回收車輛制動(dòng)能，在減速結(jié)束時(shí)能及時(shí)釋放
儲(chǔ)能器能量以節(jié)約發(fā)動(dòng)機(jī)所消耗的燃油，并能夠使儲(chǔ)能器能量耗盡時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)及時(shí)介入保證車輛正常行駛。研究結(jié)
果可為靜液壓傳動(dòng)車輛節(jié)能減排設(shè)計(jì)提供參考。
關(guān)鍵詞：車輛，液壓儲(chǔ)能器，模型，混合動(dòng)力系統(tǒng)，二次元件，液壓泵，控制策略
doi：10.3969/j.issn.1002-6819.2013.04.006
中圖分類號(hào)：TH137.1 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號(hào)：1002-6819(2013)-04-0045-10
伍迪，姚進(jìn)，韓嘉驊，等. 串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力車輛節(jié)能控制策略[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)，2013，29(4)：45－54.
Wu Di, Yao Jin, Han Jiahua, et al. Control strategy of energy-saving for a series connected hydraulic hybrid vehicle[J].
Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2013, 29(4): 45－54. (in
Chinese with English abstract)
0 引言?
隨著全球環(huán)境的不斷惡化和能源短缺問(wèn)題的
日益嚴(yán)重，提高車輛能源使用效率和減少排放已成
為當(dāng)前車輛工程領(lǐng)域研究的熱點(diǎn)。液壓混合動(dòng)力技
術(shù)，憑借著易于對(duì)現(xiàn)有車輛傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行改裝、能
量回收利用效率高等特點(diǎn)，成為國(guó)內(nèi)外車輛節(jié)能減
排技術(shù)研究的重點(diǎn)。美國(guó)福特公司[1]、Altair 公司[2]
和英國(guó)Ricardo 公司[3]等分別開(kāi)發(fā)了相應(yīng)的液壓混
合動(dòng)力車輛，并對(duì)系統(tǒng)節(jié)能效率和系統(tǒng)中各參數(shù)對(duì)
系統(tǒng)工作性能的影響進(jìn)行了理論研究[4-6]。研究結(jié)果
表明，運(yùn)用液壓混合動(dòng)力的車輛，其燃油經(jīng)濟(jì)性比
傳統(tǒng)車輛提高了30%左右。國(guó)內(nèi)對(duì)液壓混合動(dòng)力技
術(shù)研究起步較晚，與國(guó)外相比存在較大差距，如北
京理工大學(xué)[7]、南京理工大學(xué)[8]、清華大學(xué)[9]和浙江
大學(xué)[10]等分別對(duì)液壓混合動(dòng)力技術(shù)進(jìn)行了研究，其
主要是針對(duì)液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方案分析、節(jié)
收稿日期：2012-09-25 修訂日期：2013-01-17
基金項(xiàng)目：國(guó)家自然科學(xué)基金（51077096）；四川省科技廳科技支撐項(xiàng)
目（2010GZ0173）；西昌學(xué)院自然科學(xué)基金（XY09-2A03）
作者簡(jiǎn)介：伍迪（1982－），男，博士生，主要研究方向機(jī)械傳動(dòng)與
液壓傳動(dòng)技術(shù)，成都四川大學(xué)制造科學(xué)與工程學(xué)院/西昌西昌學(xué)院工
程技術(shù)學(xué)院，615000。Email：zhediwubowen@126.com。
※通信作者：姚進(jìn)（1958－），男，教授，博士生導(dǎo)師，主要從事機(jī)
械傳動(dòng)與驅(qū)動(dòng)，機(jī)器人與機(jī)電一體化，CAD/CAE/CAM;。成都四川
大學(xué)制造科學(xué)與工程學(xué)院，610065。Email：zhediwubowen@126.com
能效果和系統(tǒng)效率等方面的理論研究。
迄今為止國(guó)內(nèi)外對(duì)液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)的研究
主要是關(guān)于并聯(lián)型混合動(dòng)力系統(tǒng)，對(duì)串聯(lián)型液壓混
合動(dòng)力系統(tǒng)研究較少。由于并聯(lián)式混合動(dòng)力系統(tǒng)由
2 套相互獨(dú)立的動(dòng)力系統(tǒng)組成，一路是傳統(tǒng)的車輛
傳動(dòng)系統(tǒng)，另一路動(dòng)力系統(tǒng)由液壓儲(chǔ)能器供能，并
通過(guò)獨(dú)立的二次元件和齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)與傳動(dòng)車輛
動(dòng)力系統(tǒng)并聯(lián)，其在原有傳動(dòng)系統(tǒng)中加入了二次元
件和齒輪傳動(dòng)裝置使得并聯(lián)式混合動(dòng)力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)
復(fù)雜、不利于對(duì)現(xiàn)有車輛進(jìn)行改裝。串聯(lián)型液壓混
合動(dòng)力系統(tǒng)是在傳動(dòng)的靜液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中加入液
壓儲(chǔ)能器，液壓儲(chǔ)能器與原有的靜液壓系統(tǒng)中二次
元件串聯(lián)，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低廉，便于實(shí)現(xiàn)對(duì)
現(xiàn)有靜液壓傳動(dòng)車輛改裝的特點(diǎn)。因此本文針對(duì)串
聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)，在對(duì)系統(tǒng)工作原理研究的
基礎(chǔ)上，考慮到系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性、駕駛員操作意圖
和發(fā)動(dòng)機(jī)匹配，提出一種串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力車
輛綜合控制策略，以解決串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力車
輛制動(dòng)能回收與再利用控制問(wèn)題。為更準(zhǔn)確的描
述液壓混合動(dòng)力控制系統(tǒng)各控制模塊輸入與輸
出之間的動(dòng)態(tài)關(guān)系，本文首先建立了串聯(lián)型液壓
混合動(dòng)力系統(tǒng)各液壓元件數(shù)學(xué)模型，以此為基礎(chǔ)
設(shè)計(jì)了液壓混合動(dòng)力車輛控制策略，該控制策略
通過(guò)主控制器識(shí)別車輛起步、制動(dòng)和行駛信號(hào)，
并對(duì)系統(tǒng)方向控制閥進(jìn)行控制，通過(guò)液壓泵和二
46 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)2013 年
次元件控制器控制液壓泵和二次元件排量比，從
而控制液壓系統(tǒng)高低壓差和二次元件轉(zhuǎn)速，通過(guò)
發(fā)動(dòng)機(jī)控制器控制發(fā)動(dòng)機(jī)油門開(kāi)度，使得發(fā)動(dòng)機(jī)
始終工作在最佳燃油或最佳動(dòng)力工作點(diǎn)上。
1 串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)工作原理
串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)是在傳統(tǒng)的靜液壓
傳動(dòng)系統(tǒng)上添加了2 個(gè)方向控制閥、一個(gè)高壓液壓
儲(chǔ)能器和一個(gè)低壓液壓儲(chǔ)能器，如圖1 所示。
1. 低壓儲(chǔ)能器Low pressure accumulator；2. 高壓儲(chǔ)能器High pressure
accumulator；3、15、16. 溢流閥Flood valve；4、10. 方向閥Direction valve；
5. 發(fā)動(dòng)機(jī)Engine；6. 液壓泵Hydraulic pump；13. 二次元件Secondary
element；7、11. 控制油缸Control cylinder；8、12. 三向四通電磁換向
閥Electromagnetic proportional valve；17、18、19、20. 單向閥Check valve；
9. 油泵Oil pump；14. 車輪Wheel；21. 油箱Tank。
注：u1，u2，u3，u4，u5 分別為電磁閥8、電磁閥12、方向閥10、方向
閥4 和發(fā)動(dòng)機(jī)控制信號(hào)，V。下同。
Note: u1, u2, u3, u4and u5 are the control signal of the system，V. The same bellow.
圖1 串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)
Fig.1 Series hydraulic hybrid system
高壓液壓儲(chǔ)能器的作用是儲(chǔ)存車輛制動(dòng)能和
發(fā)動(dòng)機(jī)多余的能量，并在車輛起步或發(fā)動(dòng)機(jī)輸出能
量小于車輛需求能量時(shí)釋放能量。低壓液壓儲(chǔ)能器
的作用是在車輛制動(dòng)過(guò)程中為工作在泵工況下的
二次元件13 供油，并在車輛行駛過(guò)程中為系統(tǒng)補(bǔ)
油和吸收系統(tǒng)中多余液壓油。2 個(gè)方向控制閥對(duì)系
統(tǒng)工作狀態(tài)進(jìn)行控制。當(dāng)車輛制動(dòng)時(shí)，方向控制閥
10 打開(kāi)、4 關(guān)閉，液壓泵6 關(guān)閉，液壓泵輸出流量
為0，發(fā)動(dòng)機(jī)處于怠速狀態(tài)，二次元件13 工作在泵
工況，車輛的動(dòng)能轉(zhuǎn)化為液壓能儲(chǔ)存在高壓液壓儲(chǔ)
能器中。當(dāng)車輛起步加速時(shí)，為了避免發(fā)動(dòng)機(jī)在低
效工作點(diǎn)工作，液壓泵6 關(guān)閉，發(fā)動(dòng)機(jī)不工作，方
向控制閥10 關(guān)閉、4 打開(kāi)，二次元件13 工作在馬
達(dá)工況，高壓液壓儲(chǔ)能器釋放能量驅(qū)動(dòng)車輛起步加
速。當(dāng)車輛加速到一定速度時(shí)，液壓泵6 打開(kāi)，發(fā)
動(dòng)機(jī)開(kāi)始工作，由于此時(shí)車速較高，因此避免了車
輛起步時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)因轉(zhuǎn)速過(guò)低而工作在低效工作點(diǎn)。
車輛在行駛過(guò)程中液壓泵6 打開(kāi)，發(fā)動(dòng)機(jī)工作。當(dāng)
車輛負(fù)載變化造成車輛需求功率小于發(fā)動(dòng)機(jī)輸出
功率時(shí)，方向控制閥4 打開(kāi)，高壓液壓儲(chǔ)能器吸收
發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的多余能量，當(dāng)車輛負(fù)載變化造成車輛
需求功率大于發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率時(shí)，方向控制閥4 打
開(kāi)，發(fā)動(dòng)機(jī)和高壓儲(chǔ)能器同時(shí)供能，從而保證了車
輛行駛平穩(wěn)。
2 串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型
由于泄漏間隙寬度非常小，間隙的長(zhǎng)度相對(duì)
其寬度非常長(zhǎng)，液壓油在高壓情況下黏度較大，
因此建模假設(shè)液壓系統(tǒng)中泄漏為層流，不考慮流
量脈動(dòng)對(duì)整個(gè)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性影響，并假設(shè)系統(tǒng)
補(bǔ)油無(wú)滯后。
2.1 液壓儲(chǔ)能器數(shù)學(xué)模型
以往的研究中通常將液壓儲(chǔ)能器中氣體看成
是理想氣體[11-12]，采用理想氣體狀態(tài)方程建立液壓
儲(chǔ)能器數(shù)學(xué)模型，并沒(méi)有考慮到儲(chǔ)能器中氣囊與儲(chǔ)
能器器壁之間的熱傳遞以及儲(chǔ)能器中氣體溫度對(duì)
儲(chǔ)能器中氣體壓力和儲(chǔ)存能量的影響。為了更準(zhǔn)確
的描述液壓儲(chǔ)能器的工作狀態(tài)，本文在建立液壓儲(chǔ)
能器數(shù)學(xué)模型時(shí)充分考慮了儲(chǔ)能器中氣體溫度和
熱傳遞對(duì)儲(chǔ)能器中氣體狀態(tài)的影響。由于液壓儲(chǔ)能
器中氣囊的表面積大而且氣囊厚度很薄，所以氣囊
的溫度可以被認(rèn)為始終與其中氣體溫度相同[13-15]，
因此儲(chǔ)能器中的氣體能量變化可描述為
d d d ? ?
d d d g f f w w
U p V m c T hA T T
t t t
? ? ? ? ? （1）
式中，U 為儲(chǔ)能器中氣體的內(nèi)能，J；t 為時(shí)間，s；
pg 為儲(chǔ)能器中氣體的絕對(duì)壓力，Pa；mf 為氣囊質(zhì)量，
kg；cf 為氣囊比熱，J/kg·K；T 為氣體的絕對(duì)溫度，
K；h 為氣囊與儲(chǔ)能器器壁的熱傳遞系數(shù)，J/m·K·s；
Aw 為儲(chǔ)能器器壁有效熱傳遞面積，m2；Tw 為儲(chǔ)能
器器壁溫度，K；V 為液壓儲(chǔ)能器中氣體體積，m3。
對(duì)于實(shí)際氣體，其具有的內(nèi)能可表示為
d d d
d d d
g
v g
V
U T p V mc T p
t t T t
? ? ? ? ?
? ? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ??
（2）
式中，m 為氣體質(zhì)量，kg；cv 為氣體的定容比熱，
J/kg·K。
根據(jù)式（1）和（2）可以推得
d d
d d
f f g
w
w v V
m c T T p V T T
hA t c m T t
?
?
? ? ?? ?
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?
（3）
式中，τ為熱時(shí)間常數(shù)，τ=mcv/(hAw)，該時(shí)間常數(shù)
可通過(guò)測(cè)試相應(yīng)液壓儲(chǔ)能器的給定工況得出。
由于液壓儲(chǔ)能器中所充氣體通常為氮?dú)猓?
據(jù)研究表明Beattie-Bridgman 方程可以準(zhǔn)確描述氮
氣氣體狀態(tài)，所以本文運(yùn)用Beattie-Bridgman 方程
描述液壓儲(chǔ)能器中氣體壓力與溫度、質(zhì)量和體積的
關(guān)系為
第4 期伍迪等：串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力車輛節(jié)能控制策略47
2
3 0 0
4
1 1 1
g p
m RT mC V B mb A ma
V VT m V V
?
? ? ? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ? ? ? ??
（ ）
式中，A0、B0、a、b、R 和C 分別為氣體特征參數(shù)，
由經(jīng)驗(yàn)回歸而得。其關(guān)于溫度的偏導(dǎo)數(shù)為
2 3
0 0
2 3
2 3 4
0 0
2 3 3 3 4 3
2 2 2
g
V
p mR m B R m RB b
T V V V
m CR m B CR m CRB b
V T V T V T
?? ?
? ? ? ? ? ? ? ? ?
? ?
（5）
根據(jù)式（3）和式（5）可以推得液壓儲(chǔ)能器中
氣體溫度與體積關(guān)系為
? ?
2 3 2 3 4
0 0 0 0
2 3 2 3 3 3 4 3
d 1 2 2 2
d w
w w v
T T T T mR m B R m RB b m CR m B CR m B CRb
t c m V V V V T V T V T
?
? ?
? ?
? ? ? ? ? ? ? ? ? ?
? ?
（6）
式中，
w
f f
w hA
m c
? ?? ? 。
2.2 二次元件數(shù)學(xué)模型
二次元件在車輛行駛時(shí)作為液壓馬達(dá)將液壓
泵和高壓液壓儲(chǔ)能器所輸出的液壓能轉(zhuǎn)化為動(dòng)能
輸出，在車輛制動(dòng)時(shí)作為液壓馬達(dá)將車輛動(dòng)能轉(zhuǎn)換
為液壓能儲(chǔ)存到高壓液壓儲(chǔ)能器中。當(dāng)二次元件工
作在馬達(dá)工況時(shí)，其力矩平衡方程[16-20]為
? ?
? ?
1 2 max
1 2 max
d
d
m
m m m m m m m
m f m m m m
p p e D J f
t
T C p p e D
?
? ? ? ? ?
? ?
（7）
式中，ωm 為二次元件轉(zhuǎn)速，rad/s；em為二次元件排量
比；Dmmax 為二次元件的最大排量，m3/rad；pm1、pm2
分別為二次元件高壓側(cè)壓力和低壓側(cè)壓力，Pa；fm 為
二次元件阻尼系數(shù)，N·s/m2；Jm 為車輛等效到二次元
件輸出轉(zhuǎn)軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（Jm=mtrw
2/(i0
2ig
2)），kg·m2；
Cf為機(jī)械摩擦損失系數(shù)；i0 為二次元件輸出軸與輪邊減
速器輸入軸之間的傳動(dòng)比；ig 為輪邊減速器傳動(dòng)比；
mt 為車輛質(zhì)量，kg；rw 為車輪半徑，m。Tm 為二次元
件所受到的負(fù)荷轉(zhuǎn)矩
（Tm=rw[mtgfcosα+mtgsinα+0.5ρa(bǔ)ircxAx(Vc+Vwind)2]/(i0ig)），
N·m；α為車輛爬坡角，（°）；f 為路面滾動(dòng)摩擦
系數(shù)；ρa(bǔ)ir 為空氣密度，kg/m3；cx 為空氣滲透系數(shù)；
Vc 為車輛行駛速度，m/s；Vwind 為車輛行駛時(shí)的風(fēng)
速，m/s?？紤]流體壓縮性，二次元件流量平衡方
程為
? ?
? ?
max max 0 1 2
int
1 2 1
d
2π 2π d
p p p m m m m m
y
ext
m m m
e D e D V p p
E t
C p p C p Q
? ?
? ?
?
? ? ?
? ? ?
（8）
式中，ωp 為液壓泵轉(zhuǎn)速，rad/s；ep 為液壓泵排量比；
Dpmax 為液壓泵最大排量，m3/rad；V0 為油液工作總
容積，m3；Ey 為油液體積模量，Pa；μ為油液動(dòng)力
黏度，Pa·s；Cint 為液壓系統(tǒng)內(nèi)泄漏系數(shù)，m3/N·s；
Cext 為液壓系統(tǒng)外泄漏系數(shù)，m3/N·s；Qa 為液壓儲(chǔ)
能器流量，m3/s，當(dāng)液壓儲(chǔ)能器釋放能量時(shí)Qa 為正、
儲(chǔ)存能量時(shí)Qa 為負(fù)。當(dāng)車輛制動(dòng)時(shí)，二次元件工
作在泵工況，其力矩平衡方程[20-24]為
? ?
? ?
1 2 max
1 max 1 2
d
d
m
m f m m m m
m m m m m m m
J C p p e D
t
T M e D p p f
?
?
? ? ? ?
? ? ? ?
（9）
式中，M1 為剎車片所提供的制動(dòng)力矩，N·m。
考慮流體壓縮性，其流量平衡方程為
? ?
max
0 1 int
1 2 1
d
d 2
d
d
m m m
m ext
m m m
y
V e D
t
V p C p p C p
E t
?
?
? ?
? ?
? ? ?
（10）
當(dāng)高壓液壓儲(chǔ)能器工作時(shí)候，高壓端壓力
pm1=Pg-λ1l1u2ρg/2d-ξ1u2ρg/2，當(dāng)高壓儲(chǔ)能器不工作
時(shí)，高壓端壓力pm1=pp1-λ2l2u2ρg/2d-ξ2u2ρg/2，式中λ1
為儲(chǔ)能器出口到二次元件入口管路沿程阻力系數(shù)；
λ2
為液壓泵出口到二次元件入口管路沿程阻力系
數(shù)；l1 為高壓儲(chǔ)能器到二次元件入口管路長(zhǎng)度，m；
l2 為液壓泵出口到二次元件入口管路長(zhǎng)度，m；u 為
管路中液壓油流速，m/s；ρg 為液壓油密度，kg/m3；
ξ1
、ξ2 為局部壓力損失系數(shù)；為了分析方便設(shè)低壓
端壓力pm2 與低壓儲(chǔ)能器壓力相等。
2.3 液壓泵數(shù)學(xué)模型
串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)中液壓泵是將發(fā)動(dòng)
機(jī)輸出的動(dòng)能轉(zhuǎn)換為液壓能，通常采用斜盤式軸向
柱塞泵作為液壓泵元件，其力矩平衡方程[25]為
max 1 2
1 2 max
d
( )
d
( )
p
p p p p p p
p p p p p p p
J T e D p p
t
f C p p e D
?
?
? ? ? ?
? ?
（11）
式中，Tp 為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩，N·m；Jp 為液壓泵轉(zhuǎn)
動(dòng)慣量，kg·m2；fp 為液壓泵阻尼系數(shù)，N·s/m2；Cp
為液壓泵機(jī)械摩擦損失系數(shù)；pp1、pp2 分別為液壓
泵高、低壓端壓力，Pa。為了分析方便設(shè)低壓端壓
力與低壓儲(chǔ)能器壓力相等。
3 串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力車輛控制策略與建模
串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力車輛控制策略原理如圖2
所示。發(fā)動(dòng)機(jī)做為系統(tǒng)動(dòng)力源，系統(tǒng)中的壓力傳感
器、流量傳感器和轉(zhuǎn)速傳感器分別將液壓系統(tǒng)的高
48 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)2013 年
低壓側(cè)壓力、液壓儲(chǔ)能器壓力和二次元件進(jìn)口流量
和輸出軸轉(zhuǎn)速反饋到主控制器。主控制器將駕駛員
操作的加速踏板信號(hào)和剎車踏板信號(hào)解釋為車輛
行駛的目標(biāo)車速，并通過(guò)控制方向閥10 和方向閥4
的開(kāi)啟與關(guān)閉實(shí)現(xiàn)車輛制動(dòng)、起步和行駛狀態(tài)下能
量的回收與再利用。發(fā)動(dòng)機(jī)控制單元通過(guò)車輛行駛
過(guò)程中的負(fù)荷轉(zhuǎn)矩和目標(biāo)轉(zhuǎn)速計(jì)算出發(fā)動(dòng)機(jī)最佳
輸出轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩，并根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速傳感器反饋信
號(hào)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)油門開(kāi)度進(jìn)行控制，實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)最佳轉(zhuǎn)
速輸出。液壓泵控制器根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最佳轉(zhuǎn)矩和液壓
系統(tǒng)高低壓壓差調(diào)節(jié)液壓泵排量比，從而調(diào)節(jié)發(fā)動(dòng)
機(jī)負(fù)荷轉(zhuǎn)矩，使發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷轉(zhuǎn)矩與發(fā)動(dòng)機(jī)最佳輸出
轉(zhuǎn)矩一致，以保證發(fā)動(dòng)機(jī)工作在最佳工作狀態(tài)下。
二次元件控制器根據(jù)目標(biāo)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)速傳感器反饋
信號(hào)控制二次元件排量比，使二次元件輸出轉(zhuǎn)速與
目標(biāo)轉(zhuǎn)速一致，從而調(diào)節(jié)車輛行駛速度。
注：P1，P2 為系統(tǒng)壓力，Pa；Pg 為液壓儲(chǔ)能器中氣體絕對(duì)壓力，Pa；M 為剎車片制動(dòng)力矩，N·m；ωr 為目標(biāo)轉(zhuǎn)速，rad/s；Tm 為二次元件阻力矩，N·m；
Tp 液壓泵輸入轉(zhuǎn)矩，N·m；ωp、ωm 分別為液壓泵和二次元件轉(zhuǎn)速，rad/s；Dm 為二次元件排量，m3/rad。下同。
Note: P1 and P2 are pressure of the system，Pa; Pg is pressure of the accumulator，Pa; M is braking torque of the brake pad，N.m; ωr is target rotation speed，
rad/s; Tm is resistance moment of secondary element，N.m; Tp is input torque of hydraulic pump，N.m; ωp and ωm is rotation speed of hydraulic pump and
secondary element respectively，rad/s; Dm is secondary element displacement，m3/rad。The same bellow.
圖2 串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力車輛控制策略原理
Fig.2 Control structure schematic of series hydraulic hybrid system
車輛制動(dòng)時(shí)，液壓泵控制器將液壓泵排量比調(diào)
節(jié)為0，液壓泵空轉(zhuǎn)，發(fā)動(dòng)機(jī)工作在怠速工況，二次
元件以泵工況工作，將車輛制動(dòng)能轉(zhuǎn)化為液壓能儲(chǔ)
存在液壓儲(chǔ)能器中，主控制器根據(jù)駕駛員剎車踏板
信號(hào)計(jì)算車輛需求制動(dòng)力矩，并根據(jù)反饋回來(lái)的儲(chǔ)
能器壓力和低壓側(cè)壓力計(jì)算二次元件所提供的制動(dòng)
力矩，當(dāng)二次元件所提供的制動(dòng)力矩不能滿足車輛
制動(dòng)要求時(shí)，剎車控制器控制剎車片工作，以滿足
車輛制動(dòng)力矩需求。車輛在制動(dòng)時(shí)二次元件排量比
最大（即em=1），此時(shí)所提供的制動(dòng)力矩最大，因
此由式（9）可得到，當(dāng)二次元件所提供的制動(dòng)力矩
不能滿足車輛制動(dòng)要求時(shí)剎車片制動(dòng)力矩為
? ?? ? 1 1 2 max 1
d
d
f m m m
r
m m m m
M C p p D
f T J
t
?
?
? ? ? ?
? ?
（12）
車輛起步或加速時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)不輸出功率，即液
壓泵排量比為0，液壓儲(chǔ)能器釋放能量，二次元件
控制器通過(guò)調(diào)節(jié)二次元件排量比改變其輸出轉(zhuǎn)矩
以滿足車輛行駛加速，為了保證液壓儲(chǔ)能器能量即
將耗盡時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)能及時(shí)供能，本文根據(jù)液壓儲(chǔ)能器
壓力比SoC 值（SoC=(pg-pgmin)/(pgmax-pgmin)）來(lái)判斷
儲(chǔ)能器儲(chǔ)能狀態(tài)，主控制器根據(jù)液壓儲(chǔ)能器壓力傳
感器反饋信號(hào)計(jì)算出儲(chǔ)能器SoC值，當(dāng)SoC≤SoClow
時(shí)，液壓儲(chǔ)能器所儲(chǔ)存的能量即將耗盡，主控制器
控制發(fā)動(dòng)機(jī)控制器和液壓泵控制器工作，發(fā)動(dòng)機(jī)控
制器和液壓泵控制器控制發(fā)動(dòng)機(jī)油門開(kāi)度和液壓
泵排量比，以滿足車輛行駛要求。另外在車輛加速
過(guò)程中，液壓儲(chǔ)能器釋放能量使得儲(chǔ)能器工作壓力
不斷減小，當(dāng)液壓儲(chǔ)能器工作壓力不能滿足車輛加
速要求時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)應(yīng)及時(shí)介入以保證車輛加速需
求，由于二次元件排量比最大時(shí)所輸出的轉(zhuǎn)矩最
第4 期伍迪等：串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力車輛節(jié)能控制策略49
大，因此根據(jù)式（7）可以得到液壓儲(chǔ)能器滿足車
輛加速要求的臨界壓力為
1 ? ? 2
max
d
d
1
r
m m m m
g m
f
J f T
p t p
C D
?
? ? ?
? ?
?
（13）
車輛行駛時(shí)主控制器控制策略如圖3 所示。
整個(gè)控制策略根據(jù)車輛行駛狀態(tài)和液壓儲(chǔ)
能器儲(chǔ)能狀態(tài)選擇工作模式，當(dāng)液壓儲(chǔ)能器的
SoC≥SoClow 并且其所儲(chǔ)存的能量能夠滿足車輛
行駛需求時(shí)，控制策略采用純液壓儲(chǔ)能器驅(qū)動(dòng)工
作模式，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)處于關(guān)閉或怠速狀態(tài)來(lái)節(jié)約
燃油。當(dāng)液壓儲(chǔ)能器的SoC≥SoClow 但其工作壓
力不能滿足車輛行駛要求時(shí)，或者液壓儲(chǔ)能器能
量耗盡時(shí)（即SoC≤SoClow），工作模式采用混
合驅(qū)動(dòng)或純發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，此時(shí)車輛驅(qū)動(dòng)模式與傳
統(tǒng)靜液壓驅(qū)動(dòng)一致。當(dāng)車輛減速制動(dòng)時(shí)，采用制
動(dòng)儲(chǔ)能模式，發(fā)動(dòng)機(jī)不工作，液壓儲(chǔ)能器回收車
輛制動(dòng)能，為下一次釋放能量做準(zhǔn)備。系統(tǒng)功率
流如圖4 所示。
4 仿真結(jié)果與分析
4.1 參數(shù)設(shè)置條件
建立仿真模型時(shí)，預(yù)設(shè)路面滾動(dòng)摩擦系數(shù)
f=0.06，車輪半徑rw=0.25 m，車輛爬坡角α=0，空
氣滲透系數(shù)cx=0.3，車輛質(zhì)量mt=10 t，車輛行駛時(shí)
的風(fēng)速Vwind=0，傳動(dòng)比i0=3.5，ig=4.105，液壓儲(chǔ)能
器最低工作壓力為1.6×107 Pa，液壓儲(chǔ)能器最高工
作壓力為3.2×107 Pa，液壓儲(chǔ)能器的公稱容量為
40 L，儲(chǔ)能器中氣體質(zhì)量m=7.35 kg，相關(guān)參數(shù)如
表1 所示。
注：Pg1 液壓儲(chǔ)能器滿足車輛行駛需求的臨界壓力，Pa；SoC 為液壓儲(chǔ)能器壓力比；SoClow 為液壓儲(chǔ)能器最低壓力比。
Note: Pg1 is the gas critical pressure that the vehicle need, Pa; SoCis the pressure ratio of hydraulic accumulator; SoClow is the lowest pressure ratio of hydraulic accumulator.
圖3 主控制器控制策略
Fig.3 Control strategy of main controller
50 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)2013 年
注：實(shí)線箭頭表示功率流流向，虛線箭頭表示流體流動(dòng)方向。
Note: Solid arrow describe power flow direction of the system and dotted arrow describe fluid flow direction of system.
圖4 液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)功率流
Fig.4 Power flow status of series hydraulic hybrid system
表1 二次元件、液壓泵和液壓儲(chǔ)能器所充氣體相關(guān)參數(shù)
Table 1 Parameters of hydraulic pump, secondary element
and hydraulic accumulator
參數(shù)Parameter 參數(shù)值Value
阻尼系數(shù)fm/(N·s·m-2) 0.02
轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Jp=Jm/(kg·m-2) 0.7
最大排量Dpmax=Dmmax/(m3·rad-1) 32.36×10-6
液體體積模量Ey/Pa 1×109
液油工作總?cè)莘eV0/m3 6×10-3
液體黏度系數(shù)μ/(Pa·s) 0.045
內(nèi)泄漏系數(shù)Cint/(m3·N-1·s-1) 1.3×10-12
外泄漏系數(shù)Cext/(m3 N-1·s-1) 0.35×10-12
氣體特征參數(shù)R/(J·kg-1·K-1) 296.77
氣體特征參數(shù)a/(m3·kg-1) 9.33752×10-4
氣體特征參數(shù)b/(m3·kg-1) -2.47359×10-4
氣體特征參數(shù)A0/(J·m3·kg2) 1.74116×10-2
氣體特征參數(shù)B0/(m3·kg-1) 1.8007×10-3
氣體特征參數(shù)C/(m3·K3·kg-1) 5.0948×10-4
氣體定容比熱Cv/(J·kg-1·K-1) 754.72
時(shí)間常數(shù)τw/s 90
串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)的二次元件和液壓
泵排量控制器采用傳統(tǒng)的PID 控制器，由于液壓泵
和二次元件排量調(diào)節(jié)電磁比例伺服系統(tǒng)其固有頻
率遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于液壓泵和二次元件固有頻率，并且其響
應(yīng)速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于液壓系統(tǒng)本身的響應(yīng)速度，因此電
磁比例閥對(duì)系統(tǒng)本身的影響較小，可以將其看成一
個(gè)延遲環(huán)節(jié)[26-27]。
根據(jù)式（4）至式（13）和表1、表2，運(yùn)用
Matlab/simulink 建立車輛液壓混合動(dòng)力控制系統(tǒng)仿
真模型如圖5 所示。
在對(duì)串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)仿真時(shí)，設(shè)車輛
初始速度為0，儲(chǔ)能器器壁溫度始終與周圍大氣溫
度相同，即Tw=293 K。
注：Vcc 為二次元件排出的液壓油體積，m3；Tl 為車輛行駛阻力矩，N·m；δ為發(fā)動(dòng)機(jī)控制單元輸出控制信號(hào)。
Note: Vcc is the discharge oil volume of secondary element, m3; Tl is resistance moment of vehicle, N·m; δis control signal of engine.
圖5 串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力控制系統(tǒng)仿真模型
Fig.5 Simulation model for series hydraulic hybrid system
第4 期伍迪等：串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力車輛節(jié)能控制策略51
4.2 結(jié)果與分析
4.2.1 車速仿真結(jié)果分析
串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力控制系統(tǒng)根據(jù)車輛目標(biāo)
車速對(duì)整個(gè)系統(tǒng)進(jìn)行控制。當(dāng)車輛加速行駛時(shí)，主
控制器根據(jù)液壓儲(chǔ)能器儲(chǔ)能情況和車輛加速要求
選擇車輛供能方式；車輛在穩(wěn)態(tài)行駛過(guò)程中，主控
制器根據(jù)液壓儲(chǔ)能器儲(chǔ)能情況選擇供能方式；車輛
在減速制動(dòng)過(guò)程中，液壓泵控制器調(diào)節(jié)液壓泵排量
比為0，液壓儲(chǔ)能器回收車輛制動(dòng)能。在整個(gè)車輛
行駛過(guò)程中，二次元件控制器和液壓泵控制相互配
合，通過(guò)對(duì)二次元件排量比和液壓泵排量比的不斷
調(diào)整以實(shí)現(xiàn)駕駛員行駛要求，并保證發(fā)動(dòng)機(jī)始終工
作在最佳工作曲線上。圖6 為車速的仿真分析結(jié)果，
從圖6 可看出，車輛的實(shí)際行駛車速與駕駛員目標(biāo)
車速幾乎一致,控制策略能夠滿足駕駛員對(duì)車輛的
車速要求。
圖6 車速仿真曲線
Fig.6 Vehicle speed simulation curve
4.2.2 行駛過(guò)程仿真結(jié)果分析
車輛行駛過(guò)程中的需求功率、發(fā)動(dòng)機(jī)輸出功率
和液壓儲(chǔ)能器中氣體的壓力、體積及溫度變化仿真
曲線分別如圖7 所示。車輛在前60 s 做起步加速行
駛，中間有短暫的平穩(wěn)行駛階段，60～80 s 期間為
平穩(wěn)行駛階段，80 s 以后車輛出現(xiàn)反復(fù)的減速、加
速行駛一直到150 s 完成一個(gè)工作周期。車輛在起
步加速過(guò)程中，一開(kāi)始液壓儲(chǔ)能器所儲(chǔ)存的液壓能
較高能夠滿足車輛起步加速需求，液壓儲(chǔ)能器放
能，發(fā)動(dòng)機(jī)不輸出功率以節(jié)約燃油；當(dāng)車輛起步到
7 s 左右時(shí)液壓儲(chǔ)能器中能量耗盡（即SoC≤
SoClow），發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)始輸出功率驅(qū)動(dòng)車輛行駛；當(dāng)
車輛行駛到80 s 左右時(shí)，車輛減速行駛，此時(shí)控制
器控制液壓泵排量比為0，發(fā)動(dòng)機(jī)不輸出功率，液
壓儲(chǔ)能器回收車輛減速制動(dòng)能為車輛行駛儲(chǔ)備能
量；當(dāng)車輛行駛到90 s 時(shí)，車輛由減速制動(dòng)行駛轉(zhuǎn)
為平穩(wěn)行駛，此時(shí)控制器控制液壓儲(chǔ)能器釋放能
量，發(fā)動(dòng)機(jī)不輸出功率以節(jié)約燃油；當(dāng)車輛行駛到
93 s 左右時(shí)儲(chǔ)能器能量耗盡不能滿足車輛行駛要
求，控制器控制液壓泵排量比不為0，發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)始
向車輛供能，以后的情況以此類推。另外根據(jù)車速
響應(yīng)曲線（圖6）可以看出，車輛在起步加速過(guò)程
中能很快的實(shí)現(xiàn)駕駛員預(yù)期目標(biāo)車速，不存在啟動(dòng)
緩慢的問(wèn)題，其主要原因是液壓儲(chǔ)能器具有較大的
功率密度，能夠在車輛起步加速過(guò)程中快速釋放所
儲(chǔ)存的能量，并且控制策略能夠保證發(fā)動(dòng)機(jī)在液壓
儲(chǔ)能器能量耗盡前及時(shí)介入。
圖7 系統(tǒng)仿真曲線圖
Fig.7 Simulation curve of system
4.2.3 節(jié)能效果分析
圖8 給出了車輛行駛過(guò)程中發(fā)動(dòng)機(jī)輸出能量與
車輛需求能量曲線，可以看出車輛在整個(gè)行駛過(guò)程
中可節(jié)約能量20%左右。
4.2.4 系統(tǒng)工作效率分析
車輛起步加速時(shí)總是儲(chǔ)能器先放能，待儲(chǔ)能器
能量幾乎耗盡時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)才介入，這樣可以避免發(fā)動(dòng)
機(jī)在車輛起步開(kāi)始階段轉(zhuǎn)速較低工作在低效點(diǎn)，從
而提高發(fā)動(dòng)機(jī)起步階段工作效率。圖9 為液壓泵和
二次元件在車輛行駛1 個(gè)周期內(nèi)的工作效率曲線，
可以看出整個(gè)車輛行駛過(guò)程中液壓泵工作效率維
持在90%左右，主要原因是為了使系統(tǒng)高效，控制
52 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)2013 年
策略在保證系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配的同時(shí)盡量保持液
壓泵排量比最大，以提高系統(tǒng)效率，而二次元件工
作效率在85%上下浮動(dòng)，最低可達(dá)70%，這主要是
為了使得車輛行駛速度與駕駛員目標(biāo)車速一致，二
次元件排量比變化所致。
圖8 系統(tǒng)節(jié)能特性
Fig.8 Energy saving character of system
圖9 系統(tǒng)效率曲線
Fig.9 Efficiency curve of system
5 討論
通過(guò)分析可以看出，為了在車輛行駛過(guò)程中最
大限度的節(jié)約燃油，保證車輛減速制動(dòng)能的回收與
再利用，控制器在每一次車輛減速制動(dòng)完成后都優(yōu)
先控制儲(chǔ)能器放能，以便為下一次車輛減速制動(dòng)回
收車輛減速制動(dòng)能，在儲(chǔ)能器放能過(guò)程中控制器控
制發(fā)動(dòng)機(jī)不輸出或者小功率輸出以節(jié)約燃油。由圖
8 可以看出，車輛在整個(gè)行駛過(guò)程中，所設(shè)計(jì)的控
制系統(tǒng)都能夠保證儲(chǔ)能器和發(fā)動(dòng)機(jī)按照要求工作，
由于儲(chǔ)能器器壁和氣囊存在熱交換，所以當(dāng)儲(chǔ)能器
釋放完能量等待下一次能量回收的過(guò)程中，儲(chǔ)能器
中氣體溫度會(huì)有所提升，這會(huì)造成儲(chǔ)能器氣體壓力
和體積出現(xiàn)小幅波動(dòng)，但總體影響很小可以忽略。
值得注意的是當(dāng)高壓液壓儲(chǔ)能器工作時(shí)，系統(tǒng)高壓
測(cè)壓力是由高壓儲(chǔ)能器中氣體壓力決定，管路所造
成的壓力損失以及系統(tǒng)本身的泄露是通過(guò)補(bǔ)油泵
進(jìn)行補(bǔ)償。通過(guò)上述分析可以得出，所設(shè)計(jì)的控制
策略能夠保證車輛行駛過(guò)程中減速制動(dòng)能的回收
與再利用，能在液壓儲(chǔ)能器能量耗盡或不能滿足車
輛加速要求時(shí)及時(shí)地使發(fā)動(dòng)機(jī)介入以滿足車輛行
駛要求，并始終保持系統(tǒng)工作效率較高。
有必要指出的是，為了分析方便，本文在仿真
過(guò)程中沒(méi)有考慮到串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)中液
壓儲(chǔ)能器器壁與外界空氣熱交換對(duì)儲(chǔ)能器儲(chǔ)存能
量的影響，且認(rèn)為車輛行駛過(guò)程中始終在同一路況
下行駛。因此對(duì)于復(fù)雜路況行駛的控制問(wèn)題需要進(jìn)
一步研究。
6 結(jié)論
本文在對(duì)串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)工作原理
分析的基礎(chǔ)上，建立了系統(tǒng)中各元件數(shù)學(xué)模型，再
以所建立的數(shù)學(xué)模型為基礎(chǔ)，并考慮到發(fā)動(dòng)機(jī)應(yīng)工
作在最佳工作曲線上，提出了一種串聯(lián)型液壓混合
動(dòng)力系統(tǒng)綜合控制策略，該控制策略通過(guò)主控制單
元、液壓泵控制單元、二次元件控制單元和發(fā)動(dòng)機(jī)
控制單元相互配合實(shí)現(xiàn)，控制器采用傳統(tǒng)PID 控制
器，解決了串聯(lián)型液壓混合動(dòng)力系統(tǒng)控制問(wèn)題。仿
真結(jié)果分析表明，控制系統(tǒng)能準(zhǔn)確實(shí)現(xiàn)駕駛員的行
駛意圖，并能夠有效的回收與再利用車輛減速行駛
制動(dòng)能，控制策略行之有效，具有很高的實(shí)用價(jià)值。
[參考文獻(xiàn)]
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Control strategy of energy-saving for a series connected hydraulic
hybrid vehicle
Wu Di1,2, Yao Jin1※, Han Jiahua1, Li Hua1
(1. School of Manufacturing Science and Engineering, Sichuan University, Chengdu 610065, China;
2. School of Engineering and Technology of Xichang College, Xichang 615000, China)
Abstract: With the rising concerns about global environmental issues, energy saving in automobiles becomes a
very important subject. In recent years, fuel consumption by heavy vehicles grew faster due to the increasing
number of heavy vehicles used for transportation. As a result, it is important to save fuel by improving their
hydraulic system. The series hydraulic hybrid drive system is more effective than the traditional hydraulic system
because of the higher recurperation energy generated by the system. Therefore, in order to reduce energy
consumption and exhaust emissions of the heavy vehicle, the series hydraulic hybrid drive system of the heavy
vehicles was designed to recover and reuse the energy lost in braking. In this paper, in comparison with the
traditional hydraulic drive system, a high-pressure accumulator and a low-pressure accumulator were added in the
series hydraulic hybrid drive system. The high-pressure accumulator works as an energy storage system and a
power supply, and the low-pressure accumulator works as the tank to supply oil to the system. For an exact
description of the working state of the accumulator, the Beattie-Bridgman equation was used to express the
pressure of gas in the accumulator. The mathematical models of the pump and the secondary element were
established to describe the dynamic working process of them in consideration of the compressibility character of
fluid, the pipe pressure loss, the external and internal leakage of the system. According to the higher power
density characteristic of hydraulic hybrid system and the frequent starts/stops operation characteristics of the
heavy vehicle, an integrated control strategy for the heavy vehicle with series hydraulic hybrid system was
proposed. Using the functions of Matlab/Simulink, the simulation block diagram of the control system was set up
based on the mathematical model established and the control strategy designed. The control system consisted of a
main control unit, a displacement controller of hydraulic pump, a displacement controller of secondary element
and an engine control unit. The main control unit as a power management controller used the logic threshold
approach to control the dynamic transitions among various driving modes. The displacement controllers of the
hydraulic pump and a secondary element used a general PID controller to control the angle of the swash-plate of
pump and secondary element for exactly achieving the driver’s target driving speed. The engine control unit
controlled the engine throttle position to maximize engine fuel economy and ensure the system was working in at
a higher efficiency. The simulation was carried out under the supposed frequent starts/stops driving cycle.
Simulation results demonstrated that the heavy vehicle with series hydraulic hybrid drive system effectively
recovered and reused the braking energy, and reduced fuel consumption during the vehicle’s travelling. The
designed control strategy exactly controlled the vehicle speed in accordance with the driving target speed,
reasonably switched among various driving modes of the vehicle and enabled the engine to work in the fuel
economy region.
Key words: vehicles, hydraulic accumulators, models, hybrid system, secondary element, hydraulic pump,
control strategy

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