半主动悬架常见控制（共6篇）
半主动悬架常见控制 篇1
近年来, 国内外学者应用控制理论在汽车半主动悬架系统的研究方面做了大量的工作。研究表明, 采用不同的控制策略和数学模型, 所获得的悬架特性是不一样的, 因此研究不同的控制策略与悬架特性对应的关系是半主动悬架研究的一个重要方面[1—3]。本文基于模糊控制策略, 在Matlab/Simulink软件环境下开发一种空气悬架系统的模糊控制器, 并仿真研究该半主动悬架系统的动态特性, 以验证控制算法的有效性, 并为模糊控制半主动空气悬架系统的研究提供参照。
1系统模型的建立
汽车是一个复杂的振动系统。在研究垂直方向上的振动对汽车平顺性的影响时, 可将汽车简化为两自由度的线性振动分析模型[4]。建模时, 将车厢、底盘和载荷等近似处理为只有质量而无弹性的刚体;忽略轮胎变形过程中的阻尼, 用线性弹簧代替弹性轮胎。1/4汽车空气悬架力学模型如图1所示。
该模型的动力学微分方程如式 (1) 、式 (2) 所示。
式中, kt代表轮胎径向刚度;k为空气弹簧刚度 (对于半主动悬架其值可调, 对于被动悬架其值固定) ;c为减振器阻尼系数;m1、m2分别代表非簧载质量和簧载质量, q, z1, z2分别表示路面激励、非簧载质量位移以及簧载质量位移。
根据式 (1) 、式 (2) , 在Matlab/Simulink里建立系统的动力学模型, 如图2所示。
2模糊控制器的设计
模糊控制器的设计主要包括模糊输入输出变量及其论域的确定、模糊控制规则的确定、模糊化和解模糊化方法的确定等内容[5]。
本文选用了双输入单输出的模糊控制器。由于车身的振动加速度是评价汽车平顺性的最主要的指标之一, 选取参考输入加速度的均方根值与响应加速度的均方根值的偏差e及其变化率ec作为模糊控制器的输入量, 以空气悬架系统空气弹簧刚度的变化u作为模糊控制器的输出变量。输入输出变量均取7个语言值, 即正大 (PB) 、正中 (PM) 、正小 (PS) 、零 (ZE) 、负小 (NS) 、负中 (NM) 、负大 (NB) , 共49条控制规则。输入变量和输出变量的模糊子集均采用三角形隶属函数。隶属函数论域均取[-3, 3]。
若用E、EC和U分别代表控制器输入的误差和误差变化率的模糊集合以及输出的模糊集合, 所设计的模糊控制器的控制规则如表1所示。
本文的模糊推理和去模糊化方法均采用min-max重心法。
3模糊控制系统仿真与分析
3.1路面模型的建立
作为车辆振动输入的路面不平度, 主要采用路面功率谱密度描述其统计特性。产生随机路面不平度时间轮廓 (路面粗糙度) 常有两种方法, 即由白噪声通过一个积分器产生或由白噪声通过一阶滤波来模拟。本文采用第二种方法, 即滤波白噪声随机路面输入, 其时域模型可描述为[6]
式 (3) 中, q (t) 为车轮所受的路面随机激励;α为路面不平度系数;v为汽车前进速度;w (t) 为高斯分布的白噪声。
设车辆以v=50 km/h的速度驶过B级路面, 取路面不平度系数为0.130 3。在Simulink里, 得到图3所示路面仿真模型。
3.2悬架系统的参数及仿真模型
针对某型客车, 利用Matlab/Simulink和Fuzzy工具箱对建立的模糊控制悬架模型进行仿真。所用车型的相关参数为:非簧载质量m1=468 kg;簧载质量m2=3 490 kg;轮胎刚度Kt =3 000 (kN·m-1) ;阻尼器系数c=7 400 (N·m·s-1) ;空气弹簧的工作刚度可通过调节节流孔面积的大小, 使其在50 (kN·m-1) —110 (kN·m-1) 之间变化, 以适应不同路况。模糊控制悬架系统模型, 如图4所示。
3.3仿真结果及分析
结合所建模型, 参考国际标准ISO 2631人体对振动反应的“疲劳-工效降低界限”, 选取参考车身加速度均方根值0.5 (m·s-2) 为设定值, 对所建模糊控制半主动悬架模型和被动悬架模型进行对比仿真, 仿真时忽略空气弹簧的时滞影响[7]。
图5、图6和图7分别为半主动悬架和被动悬架在同一时间段、相同工况下轮胎动载荷、车身垂向加速度响应的均方根值和悬架动挠度的比较。
由图5、图6和图7可见, 当路面激励为白噪声信号时, 模糊控制半主动悬架汽车的车身垂直加速度明显小于被动悬架;悬架动扰度变化并不明显;轮胎动载荷与被动悬架的变化幅度基本一致。
4结论
本文对基于模糊控制的某型客车半主动悬架系统进行了仿真研究。研究结论表明, 与被动悬架相比较, 基于模糊控制的半主动悬架能有效降低车身垂向加速度, 在一定程度上提高汽车的行驶平顺性, 但在减小轮胎动载荷及悬架动挠度方面效果不明显。因此, 模糊控制方法有待与其它控制方法组合后对悬架系统进行联合控制, 以取得更佳的振动控制效果。
参考文献
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[7]刘宏伟, 雷海蓉, 陈燕虹, 等.空气悬架系统模糊控制仿真分析.汽车技术, 2003; (7) :1—4
半主动悬架常见控制 篇2
半主动悬架工作时几乎不消耗发动机的功率,不需向悬架系统施加外部能源,只需适时地改变悬架的阻尼元件或弹性元件的参数即可,结构简单,造价低,而减振效果接近于主动悬架,因此半主动悬架的性能价格比高,具有更为现实的应用价值,受到国际上各大汽车公司和研究人员的广泛重视[1,2],并且根据路面来适时的调节悬架的软硬程度,将有着重要的意义[3]。
1 半主动悬架控制要求及其控制策略
本系统主要考虑振动加速度、悬架动行程、以及减振器的发热功率这些悬架性能的主要评价指标[4]。基于上述几个性能指标,控制系统根据所采集的数据,包括车身振动加速度,油气悬架气体压力,减振器的温度,来实时地改变悬架阻尼系数。为了实现实时的控制,系统只设软、中、硬三个档位。执行机构采用电液比例阀,即通过控制通过电磁阀的电流来控制节流孔开度,以实现对阻尼力的调节。
2 半主动悬架控制器的硬件研发
半主动悬架控制器系统如图1所示,主要包括电源驱动板、主控板和温度变送板。
由于车辆电源为24伏,必须通过电源驱动板中的电压变换模块将24V变换成所需要的电压。电压变换模块采用三块电源模块,其中两块SF24S5-5W,实现24V转换成5V,但两块电源模块相互不共地。一个采用数字地,给主控板供电,一个采用模拟地,给输出模块供电。另一块电源模块为SF24S15-10W,实现24V转换为正负15V,给电源互感器供电。电源驱动板包括电源变换模块、PID恒流闭环调节模块、驱动模块等。
主控板包括如下功能模块:微处理器(单片机)、数据采集系统(采集加速度、油气悬架气体压力、各减振器的温度)、试验数据存储模块、看门狗抗干扰模块,时钟模块、上位机监控模块,ISP系统、MIC总线通讯模块,系统机构如图2所示。
微处理器采用PHILIPS公司的51单片机系列P89V51RD2,该单片机采用8位处理器,包含64kFLASH和1024字节的RAM。FLASH程序存储器支持并行和串行在系统编程系统,内设三个计数/定时器和一个看门狗定时器,具有PWM输出功能[5]。
数据采集系统采集振动加速度、悬架气缸压力、以及悬架温度三个信号。模拟量采集进来经A/D转换送入单片机,A/D转换采用PHILIPS公司的A/D芯片PCF8591,该芯片采用I2C数据总线协议。由于有多路压力和温度信号,因此用两片4051实现压力和温度信号的选线。
试验数据存储采用芯片24c256,该芯片采用I2C数据总线协议。存储空间大小为32K,控制器每隔1分钟对当前的状态信息进行存储。按每天跑车八小时计算,可以存储三天的实验数据。该存储模块的使用极大的方便了实验数据的采集和记录。
时钟模块纪录试验的时间,采用芯片DS1302。该芯片采用涓流充放电技术,节省芯片的耗电量,即使在系统断电的情况下,也能正常的工作。实验证明该芯片准确度相当高。
看门狗芯片采用X25045,以防止程序“跑飞”。看门狗需要主程序对其定期的“喂狗”,否则将产生复位信号是主程序复位。当程序受外界的干扰或进入非正常的死循环时,主程序不对看门狗进行“喂狗”操作,这是看门狗复位主程序,使其正常的运行。
ISP在系统编程系统以及上位机监控系统都是通过串口通讯实现。用MAXIN232芯片来实现电平的转换,完成于上位机的接口。ISP系统为烧写程序提供了很大的方便,不需要把芯片拔出来插在仿真器上烧写,直接可以进行在线的修改。上位机监控系统可以实现对试验数据在线和离线的读取,极大的方便了试验数据的纪录,以及故障现象的分析。
通过MIC总线可以将悬架当前的运行状况上传到上一级控制器,并从总线上获得车速等信号,实现了与车辆其他分系统信息的共享。
温度变送板中的温度传感器采用铂电阻温度传感器pt100。此传感器电阻阻值随着外界温度的升高而增大,具有灵敏度高,工作可靠的特点。但其线性度不好,需要变送电路来改善其线性度。电路图3所示。该电路采用正反馈进行线性补偿。PT端接温度传感器pt100。通过电桥,把电阻变化转化成电压的变化,并经过运放LM224进行放大处理。VT为输出,并把一定的正反馈量引入到电源输入端,经过加法器和电压跟随器,给电桥供电。经过实际的检验,此温度变送器具有较高的线性度。
本控制系统通过PWM输出来控制通过电磁阀的电流。但是当长时间使用时,电磁阀过热,其电阻增加,从而导致通过电流阀的电流减小,偏离控制目标,势必影响悬架的控制性能。通过电流互感器可以测得通过电磁阀的电流,并把测得的数据送入单片机,通过PID控制算法调整PWM的参数设定,以实现电磁阀恒流输出,电路图如图4所示。LH1为霍尔传感器,f1端接负载。当pt1端注入PWM脉冲时,负载电路就能够适时的接通和断开。霍尔传感器可以感应负载电路的电流,通过电位器将其转化成电压信号i/v1,经A/D转化后送入单片机。此模块还有故障诊断的功能,电路中接入了熔断电阻,当电磁阀短路时,输出电流过大,导致熔断断开,时输出电流为零,流互感器能及时检测到此信息并送给单片机。
3 半主动悬架控制器的软件设计
半主动控制的软件设计分为如下几个模块构成:MIC总线通讯模块实现MIC的读写操作,I2C总线通讯模块,实现对数据存储器24C256的读写以及A/D转换器PCF8591的读写;PWM输出模块,通过设置寄存器的参数,来适时的改变PWM输出;时钟模块,完成对时钟芯片的读写操作;串口通讯模块,主要实现ISP功能以及上位机监控功能;PID控制模块,实现数字PID算法,以适时的调节PWM参数,以控制通过电磁阀的电流;主程序模块,将各模块通过接口连接起来,实现整个控制功能。
4 结论
所有的软件均经过调试运行,从台架试验和实际的跑车试验的结果来看,控制器实现了对减振器阻尼的预期控制目标,并实现了控制系统与PC机的数据通信。在系统编程功能和对试验数据的在线和离线采集功能,极大的方便了程序的修改和实验数据的读取。实验结果表明:控制器的软、硬件设计完全符合军标要求。
参考文献
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[4]俞德孚.车辆悬架减振器的理论和实践[M].北京:兵器工业出版社,2003.
半主动悬架常见控制 篇3
关键词：车辆工程,悬架优化控制,半主动控制策略,道路友好性,平顺性
0 引言
汽车悬架不仅缓冲和吸收来自车轮的振动,传递与路面的驱动力和制动力,而且在汽车转向时承受来自车身的侧倾力,在汽车启动和制动时抑制车身的俯仰和点头。半主动悬架不但能更好的改善汽车行驶的平顺性和道路友好性,而且有成本相对主动悬架较低、能耗小、结构紧凑等优点。
现今半主动悬架多运用在轻载轿车上,在重载上运用很少,且重载车行驶环境弯道多、破路多、转弯半径小,车辆行驶过程中频繁转向和制动,长期在满载、振动与冲击载荷下工作,用户在追求重载货车在行驶.过程中的平顺性和舒适性的同时,也应考虑到汽车在行驶过程中对道路的友好性。汪若尘等[1]在仿真的基础上,进行了可调阻尼减震器试验与半主动空气悬架系统1/4模型台架试验,分析了半主动空气悬架及其控制系统对车辆动态性能的影响,提出了一种模糊控制的半主动空气悬架控制策略,提高了车辆乘适性;闫海敬等[2,3]采用多体动力学软件ADAMA建立车辆多体动力学模型,构建粒子群最优控制器,建立一个半主动悬架控制策略的集成环境,并进行了车辆的联合的仿真,证明该控制策略能有效地提高半主动悬架系统的减振性能;吴光强等[4]以装备空气悬架的1/2 汽车非线性模型为研究对象,在时域上对比分析整数阶和分数阶天棚阻尼控制的控制效果,验证了分数阶微积分的应用效果,分析了悬架能够改善乘坐舒适性;M.Zapateiro等[5]应用神经网络和反推技术对汽车半主动悬架进行了分析研究,分析该悬架的减振效果;Francesc Pozo等[6]研究了半主动悬架在车辆中的减振性能相对于被动悬架的优越性。从国内外的研究现状来看,多以实现车辆在行驶中的平顺性和操纵稳定性[7,8,9],对道路友好性考虑的较少,而重载车对道路的破坏性最大。
本文建立重载汽车1/2车模型,列出其运动学微分方程,采用最优控制[10],通过建立数学模型,利用Matlab/Simulink求出控制力,并对其进行仿真分析,将分析结果与参数相同的被动悬架比较,得出使用半主动悬架可以改善车辆的道路友好性和平顺性的结论。
1 重载汽车半主动悬架模型建立
1.1 重载汽车动力学模型
1/2重载汽车主动悬架模型见图1。该模型为7个自由度,具有独立式平衡悬架的三轴重载汽车模型。
图1七自由度具有独立式平衡悬架的三轴车模型Fig.1 Seven DOF tri-axle vehicle model with independent balanced suspension
模型中的各个参数符号说明:
mb为驾驶室质量;ms为车体质量;mc为平衡杆质量;Iθ1和Iθ2分别为车体和平衡杆俯仰转动惯量;mf,mm和mr分别为转向悬架、平衡悬架前桥和平衡悬架后桥非簧载质量;kc1和kc2分别为驾驶室前悬置和后悬置刚度;cc1和cc2分别为驾驶室前悬置和后悬置阻尼;kf和cf分别为转向悬架钢板弹簧刚度和减振器阻尼;kr和cr分别为平衡悬架钢板弹簧刚度和减振器阻尼;ktf和ctf分别为转向悬架轮胎的刚度和阻尼;ktm和ctm分别为平衡悬架处中桥轮胎的刚度和阻尼;ktr和ctr分别为平衡悬架处后桥轮胎的刚度和阻尼;qf,qm和qr分别为转向悬架轮胎、平衡悬架中桥和平衡悬架后桥轮胎在垂直方向上的位移激励;a为前桥至车辆质心处的距离;b为中、后桥距离;c为驾驶室前悬置至驾驶室质心的距离;d为驾驶室后悬置至驾驶室质心的距离;e为驾驶室质心至车辆质心距离;f为平衡悬架中心处至车辆质心距离;Zb,Zs,Zf,Zm,Zr分别为驾驶室、车体、转向悬架车桥、平衡悬架中桥和后桥垂向振动;θ1和θ2分别为车体与平衡悬架中平衡杆的俯仰振动。
首先,建立动力学微分方程,驾驶室运动微分方程为
车体垂向运动微分方程为
车体俯仰运动微分方程为:
转向悬架非悬挂质量垂向运动微分方程为
平衡悬架处平衡杆垂向运动微分方程为
平衡悬架处平衡杆俯仰运动微分方程为
重型卡车半车模型的其他参数见文献[11]。
1.2路面激励模型建立
假设汽车前中后轮在相同轮辙行驶,中、后轮受到的路面激励分别会滞后τ1和τ2时间。滞后时间τ1和τ2由车轮轴距和车行驶速度u决定。
即,中、后轮滞后时间分别为
前、中、后轮的路面激励分别是qf,qm,和qr,则前、中、后轮处的路面激励关系为
其路面激励的时域数学模型可以由下式来描述:
式中:q(t)为车轮所受到的路面随机位移激励,m;w(t)为数字期望为零的高斯白噪声;u为车速,m/s;f0为下截止频率,Hz。
本文中所采用的路面激励为国家标准C级路面[12,13],车速为20 m/s。使用Matlab/Simu-link仿真得到的C级路激励见图2。
2 控制方案设计
当前,由于现代控制理论发展的很快,已有很多控制方式应用于汽车悬架的半主动控制,可以说半主动悬架的研究是和现代控制理论的发展分不开的。本研究通过半主动悬架和被动悬架对比,检验半主动悬架的控制效果。下面采用基于最优控制模型,则系统动力学微分方程⑴~⑹可以写成:
其中状态向量
采用无限时间调节器的输出反馈时,半主动悬架的性能指标函数选取为
式中:Q为加权矩阵,将Y=CZ+DU代入目标函数可得
式中:Q′=CTTC,R′=DTQD+R,N=CTQD
哈密尔顿函数为
由此可推出协态方程
耦合方程为
可推出
令λ(t)=P(t)Z(t),则式(14)可转化为
将式(15)代入式(8)得
将λ(t)=P(t)Z(t)和式(15)代入式(13)得
对λ(t)=P(t)Z(t)求导可得
将式(16)和式(17)代入式(18)得
忽略W(t)的影响[14]。
化为里卡迪(Riccati)方程形式为
可求得正定解P,进而求得U(t)=KZ(t)。
式中:K=-(R′)-1(BTP+NT)。
3 系统仿真
基于已建立的模型和控制策略,使用Mat-lab/Simulink对载重汽车主动悬架和被动悬架进行计算机仿真,仿真结果见图3~7。
图3为半主动悬架的控制力,图4为主动悬架和被动悬架车体垂直振动加速度比较图。主动悬架和被动悬架车体垂直加速度有效均方根值分别为0.4 941m/s2和0.5 283m/s2。主动悬架车体垂直振动加速度比被动悬架车体垂直振动加速度减少了3.42%,从而在汽车行驶过程中,减少对货物的损害,提高了平顺性。
图5为主动悬架和被动悬架车体振动角加速度比较图。主动悬架车体振动角加速度和被动悬架车体振动角加速度有效均方根值分别为0.124 0rad/s2和0.245 9rad/s2。主动悬架通过控制力来改变车体振动角加速度,纵向水平振动降低了49.6%,在汽车行驶过程中,减轻了货物因颠簸带来的损害。
图6为主动悬架和被动悬架驾驶室垂直加速度比较图。主动悬架驾驶室垂直加速度和被动悬架驾驶室垂直加速度有效均方根值分别为0.284 2m/s2和0.530 1m/s2。主动悬架驾驶室垂直加速度比被动悬架减少了46.4%,从而在汽车行驶过程中,减轻了驾驶员对振动的敏感性。
图7为主动悬架和被动悬架胎力对比图,由于在对汽车胎力分析时,发现中轮的胎力最大,前轮胎力最小,后轮次之。在保证整车平顺性与中轮和后轮胎力均有所减小时,前轮的胎力略微有所增大,因此本文仅对中轮胎力进行分析,它们的有效均方根值分别是2.841 8kN和2.782 0kN。在车辆行驶过程中,轮胎对路面的破坏减少了2.10%,体现了道路的友好性。
4 结束语
半主动悬架常见控制 篇4
可控悬架已成为车辆悬架技术发展的方向。根据工作机理及调节对象的不同,可控悬架又可分为半主动悬架和主动悬架。半主动悬架介于被动悬架和主动悬架之间,具有与主动悬架较为接近的控制效果[1,2]。然而,时滞问题一直是影响可控悬架动态性能的主要因素之一,包括以下几个方面:①传感器采集信号过程的时滞;②信号由传感器传送到控制器的时滞;③控制器计算的时滞;④控制信号由控制器传送到作动器的时滞;⑤作动器建立控制作用的时滞;⑥作动器动作的时滞。时滞不仅会影响悬架系统的性能,而且可能导致严重的“轮跳”现象致使悬架系统失稳,从而严重影响车辆安全性。
国内外学者先后开展了对可控悬架时滞稳定性问题的研究[3,4,5]。文献[6,7]针对基于可调阻尼减振器的半主动悬架设计了时滞补偿控制器,以解决半主动悬架控制中的“不合拍”问题;文献[8]提出了一种综合考虑系统输入时滞和控制器摄动的输出反馈控制器的设计方法,使悬架仍然能保证自身的性能。
本文提出了基于电动静液压作动器(electrohydrostatic actuator,EHA)的车辆半主动悬架结构[9],并开展其力学特性试验,考虑EHA半主动悬架控制时滞,计算EHA半主动悬架系统的临界时滞,分析时滞对EHA半主动悬架幅频特性和减振效果的影响,采取Smith预估补偿策略对EHA半主动悬架进行模糊时滞补偿控制。
1 EHA半主动悬架结构
1.1 EHA半主动悬架的工作原理
EHA半主动悬架的基本结构如图1所示。该半主动悬架主要由EHA作动器和弹簧组成,其中,EHA作动器由无刷直流电机(发电机)、液压泵(液压马达)、液压缸及控制器、传感器、驱动电路、蓄能电路、蓄能电源等构成。
1.电源2.控制器3.车轮4,8.传感器5.车桥6.弹簧7.车身9.液压缸10.液压泵11.无刷电机
当切断电源供电或电源电量不足时,在车身振动作用下液压缸随动工作,液压泵作为液压马达工作,直流电机作为发电机工作,把振动的能量转化为电能,存储在蓄电电容或电池中,同时可通过控制电磁阻力,产生再生制动力矩,实现悬架的半主动控制。如果接通蓄能电源供电,通过控制直流电机的转向和转速,进而使液压泵的转速和转向也得到控制,从而调节液压缸的阻尼力,也可以实现主动控制功能。
1.2 EHA作动器的力学特性
为了验证EHA半主动悬架作动器的可行性及力学特性,试制了EHA作动器原理样机,并按照国家标准QC/T545-1999《汽车筒式减振器台架试验方法》,进行了半主动悬架作动器的力学特性试验,如图2所示。
将振动台激励设置为正弦输入:激振频率为1Hz,振幅为15mm。为了实现EHA作动器的可控阻尼力,通过分别为直流电机串联0.5"、0.65"、0.75"、0.85"电阻以及断开电路,起到改变作动器阻尼力的作用。图3和图4所示分别为EHA作动器的示功图特性和速度特性曲线。
从图3和图4中可以看出,当直流电机串接电阻R为0.5"时,其阻尼力可达4kN。随着直流电机外接电阻值的增大,EHA作动器的阻尼力变小,主要是因为随着外接电阻值增大,直流电机的电流变小,由于直流电机的扭矩与电流成正比,故阻尼力变小。当电路为开路时,电机不再起作用,此时作动器中仅有黏滞阻尼力发挥作用。
由EHA作动器力学特性试验分析可以看出,通过改变外接负载阻值可以改变作动器阻尼力,因此,EHA作动器具有良好的阻尼可调特性,从而保证了EHA半主动悬架功能实现的可行性。
2 含时滞的EHA半主动悬架模型的建立
2.1 含时滞的EHA半主动悬架力学模型
根据图1所示的半主动悬架基本结构,建立1/4汽车二自由度半主动悬架力学模型,如图5所示。
悬架作动器的阻尼力u由黏滞阻尼力Fs和可控阻尼力Fr组成。本文主要考虑可控阻尼力产生的时滞作用。设系统黏滞阻尼系数为cs,可控阻尼系数为cr,系统时滞为τ,则有
按照牛顿运动定理,得出含时滞的半主动悬架动力学方程:
式中,ms为簧载质量;mu为非簧载质量;kt为轮胎刚度;ks为悬架刚度;z为路面激励;x1为非簧载质量位移;x2为簧载质量位移。
2.2 EHA半主动悬架系统键合图模型的建立
EHA半主动悬架是包含直流电机、液压系统、机械结构的复杂机电液一体化系统。如果采用传统的建模方法,建模难度大,准确性低。本文利用键合图进行建模,将机电部分和液压部分的复杂物理关系统一用势、流等变量来表示,同时按照能量单元之间的实际存在关系用一组相当少的物理元件相互连接,最终组成系统动态综合模型。
按照键合图的建模方法分别建立直流电机、液压泵、液压缸等键合图模型,最终得到EHA作动器键合图模型[10]。在建立半主动悬架系统键合图模型的基础上,将EHA作动器和悬架系统的键合图模型进行耦合,最终得到EHA半主动悬架系统的键合图模型。按照键合图的求解方法,进一步得到EHA半主动悬架的方框图,然后根据系统方框图在MATLAB中建立系统仿真模型。
3 EHA半主动悬架统临界时滞计算
临界时滞是时滞系统由渐进稳定状态转变为不稳定状态的临界点,是表征时滞系统保持稳定状态时所能够允许的最长迟滞时间。按照含时滞的线性常微分方程理论,半主动悬架系统的微分方程(式(4))解的形式如下:
式中,Xi为xi经过拉氏变换的变量,i=1,2。
将式(5)代入式(4),并根据微分方程非零解的存在条件得到特征方程:
半主动悬架系统渐进稳定的充分必要条件是式(6)所有的根都有负实部。系统失稳的临界条件是式(6)有纯虚根λ=iω,系统失稳后将以ω为基频做自激振动。为了计算系统失稳的临界条件,将λ=iω代入式(6),分离实部和虚部得到方程有纯虚根的条件[11]:
如果式(7)没有实根,则EHA半主动悬架系统在任何时滞条件下都处于稳定状态。计算可得系统的临界时滞计算公式:
当EHA半主动悬架参数一定时,根据式(8)可以得到可调阻尼cr与临界时滞τ的关系,如图6所示。可以看出:当基值阻尼cs一定时,临界时滞τ随可控阻尼cr的增大而减小;当可控阻尼cr足够小时,系统进入全时滞稳定状态。
图7所示为当系统基值阻尼变化时基值阻尼cs与可调阻尼cr之间的对应关系,同时,图7还给出了基值阻尼与可控阻尼对系统全时滞稳定区域的影响。由图7可以看出:当基值阻尼cs大于可控阻尼cr时,悬架系统进入全时滞稳定状态。
图8所示为临界时滞、可控阻尼和基值阻尼三者之间的关系。
4 EHA半主动悬架的时滞补偿控制器设计
4.1 EHA半主动悬架模糊控制器
模糊控制是目前工业领域内应用较为广泛的一种控制策略,具有很好的鲁棒性和非线性系统适应性。模糊控制系统的核心是模糊控制器。图9为模糊控制系统的结构图。
由于EHA半主动悬架是通过控制直流电机的转速来实现对液压缸控制的,故本文选择模糊控制输出量为占空比α,输入量为簧载质量的位移偏差e及其变化率ec,同时选择7个模糊集合对输入和输出状态进行描述,即正大(PB)、正中(PM)、正小(PS)、零(ZE)、负小(NS)、负中(NM)和负大(NB),设输入量的论域均为[-6,6],输出变量U的论域为[-6,6],同时在满足控制精度的前提下选择三角形隶属度函数。在MATLAB软件中设计EHA半主动悬架系统模糊控制器,同时得到输入量e、ec以及输出量u之间的关系,如图10所示。
图11所示为含时滞的模糊控制半主动悬架Simulink仿真模型。
4.2 EHA半主动悬架的预估时滞补偿控制器
4.2.1 Smith预估时滞补偿原理
Smith预估补偿控制策略是目前工业领域应用较为广泛的时滞控制策略[12],如图12所示。该方法的基本原理是给系统的控制回路引入一个与悬架系统相并联的反馈环节,即预估补偿器,该环节由预测单元G0(s)和超越单元eτs组成。预测单元提前预测出半主动悬架的动态模型,然后经由超越单元eτs将被延迟了时间τ的被控量提前送入控制器,从而使得悬架作动器提前动作,抵消时滞对于半主动的影响,提高系统的稳定性[13,14]。
由于EHA半主动悬架的可控阻尼力是时变的,反馈环节中的Smith预估补偿单元的时滞τ应该根据EHA半主动悬架实时可控阻尼的大小和临界时滞计算公式得出,从而取得动态控制EHA半主动悬架的效果。
4.2.2 EHA半主动悬架时滞补偿控制器模型
利用键合图的求解方法得到EHA半主动悬架Simulink仿真模型,并与图11所示的模糊控制器联立。根据图12所示的Smith预估补偿控制原理,在该模糊控制悬架系统中设计时滞预估补偿器,最终得到具有时滞补偿的模糊控制EHA半主动悬架Simulink仿真模型,如图13所示。
5 EHA半主动悬架预估时滞补偿控制仿真
5.1 时滞对EHA半主动悬架的影响
5.1.1 时滞对EHA半主动悬架幅频特性的影响
根据二自由度弹簧质量阻尼系统的幅频特性求法,首先应求出EHA半主动悬架系统的频率响应函数[15]。对式(4)的EHA半主动悬架动力学方程进行傅里叶变换:
由式(9)得到路面激励对簧载质量位移的幅频特性:
根据式(10)即可得到在不同时滞下的EHA半主动悬架幅频特性曲线,如图14和图15所示。
由图14可以看出:随着时滞的增大,EHA半主动悬架系统的一阶和二阶主振型的振动幅值明显增大;同时,一阶主振型的共振频率逐渐增大,二阶主振型共振频率逐渐减小。
由图15可以看出:当时滞继续增大时,振动系统会出现多个振峰,车辆会因此而出现“轮跳”现象,从而影响了汽车的行驶平顺性和安全性。
5.1.2 时滞对EHA半主动悬架减振性能的影响
EHA半主动悬架参数如下:kt=160kN/m,ks=16kN/m,mu=30kg,ms=210kg,cs=1kN·s/m。EHA作动器的参数如下:K=0.0135,q=4×10-6m3/rad,L=60.5μH,R=0.5Ω,Ra=0.1Ω,A=7.6576×10-4m2。
利用图11所示的时滞控制EHA半主动悬架系统仿真模型,进行模糊控制和时滞响应仿真分析,结果如图16和图17所示。
图16和图17结果表明,不含时滞时模糊控制EHA半主动悬架的簧载质量加速度下降32.38%,汽车平顺性有了大幅提升。随着时滞的增大,EHA半主动悬架的减振性能明显降低。
5.2 EHA半主动悬架时滞补偿控制仿真
利用图13所示的具有时滞补偿的模糊控制EHA半主动悬架仿真模型,采用C级白噪声路面谱输入,汽车行驶速度设为40km/h,对含时滞补偿和不含时滞补偿的模糊控制EHA半主动悬架性能进行对比分析,结果如图18~图21所示。
表1给出了含时滞补偿和不含时滞补偿的模糊控制EHA半主动悬架簧载质量加速度和轮胎动载荷的均方根值。
由图18~图21的仿真结果以及表1可以看出:在相同的随机路面输入的情况下,时滞越大,悬架系统的减振效果越差;带有时滞补偿的模糊控制半主动悬架的簧载质量加速度和轮胎动载荷都小于不含时滞补偿的模糊控制半主动悬架的簧载质量加速度和轮胎动载荷,说明时滞补偿能够有效提高模糊控制半主动悬架的减振性能。通过时滞补偿控制,EHA半主动悬架的簧载质量加速度下降约30%,轮胎动载荷减小约20%。
6 结论
(1)本文设计了一种EHA电动静液压半主动悬架结构,该悬架在簧载质量随动工况下,液压泵作为液压马达工作,直流电机作为发电机工作,通过控制调节电磁阻力,实现悬架的半主动控制功能。通过为直流电机串接电阻,实现了EHA半主动悬架的阻尼力可调。试验结果表明,随着直流电机的外接电阻值增大,EHA作动器的阻尼力变小。
(2)计算出EHA半主动悬架统的临界时滞,获得了基值阻尼、可控阻尼与临界时滞的关系曲线。结果显示,当基值阻尼cs大于可控阻尼cr时,悬架系统进入全时滞稳定状态。
(3)应用键合图法建立了EHA时滞模糊半主动悬架模型,分析了时滞对EHA半主动悬架的影响。结果显示,时滞降低了EHA半主动悬架的减振性能,尤其对于大时滞情况,当时滞增大时,振动系统会出现多个振峰,车辆会出现“轮跳”现象,严重影响其平顺性和操纵稳定性。
(4)将Smith预估时滞补偿法应用于EHA半主动悬架中,设计了时滞补偿控制器,并进行了时滞补偿仿真分析。结果表明,EHA半主动悬架时滞补偿控制能够明显减小时滞对悬架性能的影响,为EHA半主动悬架深入研究打下了基础。
摘要：为了改善车辆行驶的平顺性和操纵稳定性,设计了一种基于电动静液压作动器(EHA)的车辆半主动悬架结构。进行了EHA作动器的性能试验分析,建立了EHA半主动悬架的键合图模型,计算了EHA半主动悬架系统的临界时滞,分析了时滞对EHA半主动悬架幅频特性和减振性能的影响,设计了Smith预估时滞补偿控制器,进行了EHA模糊控制半主动悬架的时滞补偿仿真分析。结果表明,EHA半主动悬架具有较好的阻尼可控性;然而随着时滞的增大,悬架系统会出现“轮跳”现象;在Smith时滞预估补偿控制下,EHA半主动悬架的簧载质量加速度减小约30%,轮胎动载荷减小约20%。
半主动悬架常见控制 篇5
车辆座椅是车辆减振系统的一个重要隔震装置,其性能的好坏对乘客的舒适性及驾驶员的健康状况具有重要影响。大量研究结果表明,高强度全身振动会对人体的腰椎、脊柱、胃和肾脏等器官造成伤害[1],最易遭受这类振动伤害的是农用车辆、林用车辆以及工程车辆等非公路车辆的驾驶员。所以改善驾驶员座椅的减振性能对提高驾驶员的乘坐舒适性,保证其健康具有十分重要的意义。
座椅悬架是驾驶员座椅的关键组成部分,而半主动座椅悬架兼有主动悬架减振性能良好和被动悬架结构简单、成本低的优点[2,3],是座椅悬架的发展方向之一。目前,国外对半主动座椅悬架的理论和工程应用进行了大量的研究。Load公司开发了磁流变阻尼器,并应用于座椅悬架中,大大降低座椅低频共振时悬架与限位块的撞击频率和撞击强度[4]。比利时的I.Hostens等人对座椅用空气悬架系统进行了理论分析和实验研究,发现空气悬架系统比传统的被动悬架有更好的振动衰减能力,使驾驶员乘坐更舒适[5,6]。国内,仅吉林大学、重庆大学等少数高校和科研单位对半主动驾驶员座椅悬架进行了研究。
本文在目前国内外现有半主动悬架座椅研究基础上,选用磁流变阻尼器、空气弹簧、比例流量阀等元件自行设计生产了一种带附加气室的半主动悬架座椅。并利用台架实验的方法,研究了激励频率,磁流变减振器阻尼力,空气弹簧刚度对座椅振动特性的影响,为带附加气室半主动悬架座椅的设计和控制提供理论依据。
1半主动悬架座椅设计
1.1座椅悬架系统的建模
座椅悬架实际上是多自由度非线性系统,但对多自由度系统的数学建模和分析往往很复杂,座椅悬架振动的本质特性会被复杂的模型和计算所掩盖。本文把人体看作一个刚体揉合到座椅运动质量中而建立单自由度的座椅乘坐模型,并且视座椅悬架系统为一个单独的线性系统,建立座椅悬架系统的动力学模型(图1)。
根据牛顿定律,得到如下动力学方程:
上式可变为:
式(1)中:m—座椅等效簧载质量,
c—悬架阻尼系数,
k—悬架刚度系数,
x—座椅输出位移,
y—座椅输入位移。
定义如下参数,系统固有频率、衰减系数分别为:
将式(2)中两参数代入式(1)可求得椅面与下底板的传递函数为:
式(3)中:ω—系统振动圆频率
由式(2)、式(3)可知,在座椅等效簧载质量m不变的情况下,调节座椅悬架的刚度系数k、阻尼系数c,可以改变座椅的固有频率、位移传递率等特性参数。本文通过选用刚度可变的带附加气室的空气弹簧、阻尼可变的磁流变减振器等元件,设计一种半主动悬架座椅,进行振动特性试验研究。
1.2半主动悬架座椅结构设计
图2为半主动悬架座椅的基本结构简图。座椅上板与底板通过相互铰接于O点的剪杆2和剪杆4连接。剪杆2下端铰接于座椅底板左侧,其上端点可在座椅上板右侧的直线滑槽内滑移,剪杆4与座椅上板左侧铰接,其下端点可在座椅底板右侧的直线滑槽内沿水平方向滑移。弹性元件为带附加气室的空气弹簧,空气弹簧的上下两端分别通过U型块及支撑件与座椅上板和底板连接。附加气室固定在底板上,通过软管与空气弹簧连接。节流孔控制阀为比例流量阀,固定于底板上,调节空气弹簧和附加气室之间通路大小。阻尼元件为磁流变减振器,通过铰接倾斜安装于座椅上板与底板之间。
1.3弹性元件的选定
空气弹簧主要根据其所承受的载荷,即簧载质量和在座椅悬架中的布置方式选定。本文所设计座椅的最大行程达到85 mm,空气弹簧设计为垂直固定,结合簧载质量,选用德国ContiTech公司的SZ35—11型袖式空气弹簧。实验表明:附加气室与空气弹簧本体容积之比为1.5—2时效果最佳[7]。由于附加气室固定在座椅底板上,考虑到其在整个座椅结构中的空间布置,设计附加气室容积约为空气弹簧工作容积的1.8倍。根据文献[8]的实验结果,面积在(0～20)mm2之间的节流孔开闭状态对带附加气室空气弹簧系统的刚度影响较大,故选择日本SMC公司的比例电磁铁型直动式比例阀VEF2131-1-03,通过改变输入电压大小调节其通流面积。
1.4阻尼元件的选定
阻尼元件的行程应满足座椅的工作行程,同时应符合悬架系统的阻尼比要求。由上文可知,改变座椅的阻尼系数,可以使座椅的特性发生变化。为了实现非公路车辆的半主动控制,必须使座椅悬架的阻尼系数可调。结合上述要求,选择LORD公司的RD-1005-3型磁流变减振器,其工作电流为(0～1)A,通过改变输入电流的大小调节其阻尼系数。
2实验系统构建及方案设计
2.1实验系统构建
实验系统如图3所示。实验以本文设计制造的半主动悬架座椅为研究对象,系统主要由振动试验台、声振分析仪、计算机等装置组成。半主动悬架座椅利用螺栓固定在振动试验台上,实验台可以产生(0～20)Hz的正弦激励以及±35 mm的最大振幅。簧载质量由标准砝码及支撑架组成,对称安装在座椅上方,模拟驾驶员的体重。磁流变减振器及比例流量阀分别利用直流稳压电源调节电流大小和电压大小。试验中,空压机通过带流量计的供气阀门向带附加气室的空气弹簧中充放气来控制所需的弹簧内压以及合适的座椅高度。用NSWDC—75D型位移传感器测试座椅垂向姿态变化;两个CA-YD-185TNC型压电式加速度传感器分别测试系统的激励与响应加速度信号;采集的信号直接经LMS声振分析仪处理后输入计算机。计算机利用预先安装的与LMS声振分析仪配套的测试软件LMS Test.Xpress实时显示并存储采集的位移和加速度信号。
2.2实验方案设计
座椅悬架的位移传递率及加速度是评价座椅平顺性的重要指标。试验中在簧载质量一定的情况下,通过改变激励频率、节流孔开度及磁流变减振器输入电流来测取不同参数组合下座椅的位移和加速度,并以此为基础计算系统的位移传递率和加速度均方根值。
本文选定簧载质量为55 kg。根据文献[9],作用于座椅悬架系统上的等效簧载质量是驾驶员体重的75%和座椅自身簧上质量的和,可估算当簧载质量为55 kg时对应驾驶员体重约为65 kg。为了使空气弹簧始终在推荐工作高度附近振动,此时需利用空压机向带附加气室的空气弹簧中充入0.34 MPa的绝对大气压力。
激励振幅的设置和激励频率的改变可通过调节振动试验台变速电机的控制系统来实现,本文激励振幅设定为5 mm。根据文献[10],保证驾驶员身体健康和改善乘坐舒适性的主要目标可归结为尽可能衰减或隔离(3～5)Hz范围的垂直振动。实验过程中,频率范围选择(1～7)Hz,其中(3～5)Hz范围间隔0.5 Hz进行一次实验,其余范围间隔1 Hz进行一次实验。
节流孔开度由比例流量阀调节,通过改变输入电压大小调节通流面积。由上文可知,面积在(0～20)mm2之间的节流孔开闭状态对带附加气室空气弹簧系统的刚度影响较大。本研究选定6种不同的通流面积,输入电压与通流面积的对应关系如表1所示,其中选定一个2 mm2的小孔径通流面积,研究附加气室瞬间开启状态对半主动悬架座椅特性的影响。阻尼系数通过磁流变减振器输入电流调节,设置5种典型阻尼系数(表2)。各试验因素水平表如表3所示。循环改变各因素分别测取座椅的位移和垂向加速度。
3试验结果与分析
3.1位移幅频特性
图4描述了簧载质量为55 kg,比例阀不同的输入电压、磁流变减振器不同的输入电流下半主动悬架座椅位移传递率随激励频率的变化曲线。由图可知,在两种主要因素影响下的位移传递率的变化规律基本相同,随激励频率的增加,位移传递率先急剧增加,到达最大值后又迅速下降,当超过4 Hz时,位移传递率大都低于0.2。传递率最大值所对应的激励频率对应座椅的固有频率,此时系统发生共振,隔振区为位移传递率小于1的区域。
由图4(a)可以看出,系统的共振区为(1.5～3)Hz之间,比例阀输入电压为0(节流孔关闭)对应的位移传递率在2.5 Hz左右达到峰值,其余电压值对应的位移传递率均在2 Hz左右达到峰值,即随着比例阀输入电压的增大,系统的共振频率降低。比例阀输入电压为2 V时,即节流孔开度为2 mm2,位移传递率迅速下降,由此可见附加气室的开启能够极大地降低悬架系统的位移传递率。随着比例阀输入电压的增大,位移传递率逐渐衰减,最终趋向于一个恒定值,主要因为比例阀输入电压的增大,系统刚度先缓慢减小之后又趋于平稳。
图4(a)～(e)为磁流变减振器不同的输入电流下半主动悬架座椅的位移幅频特性。当簧载质量、比例阀输入电压不变时,磁流变减振器输入电流越大,系统的位移传递率越大。而在人体十分敏感的(3～5)Hz范围内,位移传递率均低于1,能够提高驾驶员座椅的平顺性。
3.2加速度均方根值
图5所示为簧载质量55 kg,比例阀不同的输入电压、磁流变减振器不同的输入电流下座椅加速度均方根值随激励频率的变化曲线。从图中可以看出,随激励频率的增加,加速度均方根值先缓慢增加,当超过3 Hz时,突然增大,到达最大值后缓慢降低,并在超过6 Hz时又缓慢增加。由上文可知,座椅的共振频率范围为(1.5～3)Hz,此时座椅的加速度均方根值变化并不明显。
对比图5(a)～(e),在磁流变减振器输入电流一定的情况下,随着比例阀输入电压的增大,加速度均方根值减小,当超过3.2 V时,加速度均方根值基本不变化,这是因为节流孔面积增大到一定程度后系统的等效刚度和等效阻尼变化微小。座椅处于低频振动即激励频率小于3 Hz时,加速度均方根值均低于1.5 m/s2;当超过3 Hz时,磁流变减振器输入电流大小对加速度均方根值产生很大的影响,随着输入电流的增大,响应加速度均方根值增大,且输入电流为1 A的加速度均方根值接近输入电流为0时的2倍。
4结论
(1) 建立了半主动悬架座椅的线性理论模型,计算结果表明,调节座椅悬架的刚度和阻尼,可以改变座椅的固有频率、位移传递率等特性参数。
(2) 根据非公路驾驶员座椅的设计要求,设计制造了一种刚度和阻尼均可以调节的半主动悬架座椅,并计算出了相对应的调节参数。
(3) 通过试验对半主动悬架座椅进行了振动特性研究,分析比较了激励频率、比例阀输入电压及磁流变减振器输入电流对座椅位移传递率和加速度均方根值的影响规律,为半主动悬架座椅控制系统的方案设计提供了理论依据。
摘要：为改善非公路驾驶员座椅的乘坐舒适性,设计制造了一种基于带附加气室空气弹簧和磁流变减振器的半主动悬架座椅。通过控制比例阀输入电压和磁流变减振器输入电流调节座椅悬架系统的刚度和阻尼,构建了座椅的振动特性实验系统。试验研究了激励频率、比例阀输入电压及磁流变减振器输入电流对座椅振动特性的影响规律。研究结果表明,座椅悬架的固有频率、位移传递率及加速度均方根值均随比例阀输入电压的增大而减小;在高频振动区,磁流变减振器的输入电流对加速度均方根值影响较大。
关键词：驾驶员座椅,空气弹簧,磁流变减振器,振动特性,实验
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半主动悬架常见控制 篇6
关键词：车辆工程,变刚度,变阻尼,频域分析,AMESim/Simulink
汽车悬架是连接车架和车轮的重要部件, 它设计的好坏直接影响汽车的多种性能。由于主动悬架虽然能较好的缓和地面的冲击[1], 但是其消耗较多的能量, 近年来半主动悬架成为了一个研究的重要课题, 它不仅能明显的改善汽车的舒适性结果而且几乎不消耗能量, 是一个具有前景的改良方法。然而, 很多学者的研究都是建立在通过改变悬架的阻尼系数来适应变化, 很少有学者对悬架变化刚度来改善性能的方法进行研究, 一般只是建立在只如何改变弹簧的刚度上, 或者并非应用于汽车上, 或者并未考虑到减震器阻尼如何跟改变后的刚度进行匹配[2—6]。
基于上述原因, 首先对匹配原理进行了解释, 后对汽车悬架在不同路况, 不同速度下的表现进行了分析;以及对主动悬架、被动悬架、新型半主动悬架的平顺性进行了比较。结果表明, 这种新型半主动悬架在改善汽车平顺性上具有较好的表现。
1 模型建立
1.1 二自由度模型建立及分析
四分之一车模型由于简单实用, 广泛的应用于研究不同结构的汽车悬架的系统中, 它减少了描述参数, 并且可以合理的反映出悬架的性能指标。
如图1所示, 为典型的汽车二自由度模, 其振动微分方程表示为
式中, ms代表簧载质量;mu代表轮胎质量;k代表弹簧刚度;kt代表轮胎刚度;cs代表减震器阻尼力系数;zs代表车身位移;zu代表轮胎中心位移;z表示路面激励。
对上两式做傅里叶变换得到求得车身对路面不平度频响函数为
进一步求得车身加速度对路面不平度速度的频响函数为
当车辆在不同级别的路面行驶的时候, 可以将路面速度输入谱看作白噪声[7,8], 即
由随机振动理论, 得到车身加速度均方值为
由式 (3) ~式 (6) 得到
的时候, 车身加速度响应均方值最小。
1.2 可变刚度系统设计
正常情况下, 为了使得到较高的车辆综合性能, 要求是在低速的时候因为车身垂向加速度较小, 为保证乘坐舒适性, 于是应该有相对较大的弹簧刚度, 而在高速工况下, 要考虑到行驶的安全性, 应使弹簧的刚度较低, 中速下应处于一种折中的状态。
设计变刚度同时阻尼可变的系统如图2所示。
图2中, cc和cs为可变阻尼。由上文知, 在某一个刚度下都有相应合适的cs使车身加速度达到最小, 而当cc→0的时候, 该系统可以近似的看成是k1和k2的串连, 当cc→!的时候, 可以看作其将k1隔离, 此时系统的刚度近似的为k2, 而当cc处于上述两种情况之间的时候, 可以使系统弹簧刚度近似的在k1k2/ (k1+k2) ~k2内变化, 若同时相应的使cs值相应匹配将会达到最佳的减震效果。由牛顿定律其运动学方程如下:
1.3 主动悬架系统模型
主动悬架的基本原理是在簧载质量和非簧载质量之间加入一个作动器以产生控制力对系统性能进行更好的协调, 其数学模型如图3所示。
其运动微分方程为
式中, Fa为作动器产生的力以消减车身振动, 一般的Fa=-cskyzs·以控制车身的振动, 其中csky为作动器的力控制系数。
1.4 路面激励模型设计
目前随机路面建立的基本方法包括线性滤波法, 谐波叠加法, 由于线性滤波法简单易行, 且可以为人和座椅系统提供准确的仿真输入故而本文采取时域路面不平度的线性滤波法建立模型。其思想是对路面功率谱进行计算处理得到数值滤波器, 然后令计算机生成的正态随机数通过该滤波器得到路面波形[9]。其微分方程如下:
式 (14) 中, f0=0.011 Hz, 为下线截止频率;y (t) 为路面不平度幅值, w (t) 为强度为1的白噪声;u为速度;n0为参考空间频率;Gq (n0) 为路面不平度系数, 其数值与路面情况有关为常数, B级路面Gq (n0) =64×10-6m3。由该微分方程通过Simulink建立路面输入激励以备用 (图4) 。
2 阻尼变化控制
由前文所述, 两个待控制的阻尼应是随着车速而相应改变的, 一般而言车辆长时间低速行驶, 说明汽车在一种不良路面上行驶, 此时c'c起到使整体刚度变小的作用, 故而这个时候应较小, 相应的高速的时候值应较大起到隔离作用, 以增加系统的刚度改善汽车的稳定性, 而c's变化应根据公式 (9) 和工况进行相应的匹配, 低速的时候, 考虑舒适性应用公式进行匹配, 高速的时候, 最主要的应是安全性, 此时该值应稍大一些, 二者具体的控制方法简略框图如图5、图6所示。
设定低速为15 km/h以下, 设定快速为60 km/h以上, 通过车上的速度传感器测量数据作为输入以实时的控制两个减震器的阻尼系数以满足系统要求。
对于图5, 当汽车处于低速状态下的时候, 以车速的大小作为阻尼输出, 即阻尼很小, 当汽车处于高速的时候, 以车速与一个很大增益乘积作为阻尼输入, 即阻尼很大, 当车速处于中速的时候, 则应实时的根据PID控制器来控制阻尼处于折衷状态以满足所需如图7所示。
对于图6, 应配合图5中的情况, 在相应的时间段来根据最佳的阻尼系数进行相应的匹配, 以得到理想的效果。
3 方案验证及实例分析
AMESim软件是一种能够简化建模过程, 使建模更加直观化, 更加准确的软件, 其与Simulink的联合仿真在汽车工业上具有很好的应用价值[10]。根据上述过程基于AMESim/Simulink对三种情况下的模型进行搭建, 仿真中的各个参数设定见表1。
基于AMESim和Simulink建立联合仿真如图8、图9所示。
根据实际情况, 假设在E级别路面, 即当Gq (n0) =4 096×10-6m3, 即不良路面上行驶的时候, 此时在10 km/h和40 km/h速度下进行模拟仿真实验得到如图10、图11所示结果。
同样的, 在B级路面上, 即工况良好的路面对高速条件下 (100 km/h和40 km/h) , 进行模拟结果如图12~图15所示。
由以上图像输出的结果可以看出当汽车在不良路面上行驶的时候, 该新型半主动悬架有效的衰减了来自于地面的冲击, 其性能可以与主动悬架相媲美, 改善了汽车的乘坐舒适性, 在高速的时候, 能够降低车轮动载荷, 以增大轮胎的接地力, 改善了汽车的行驶稳定性, 虽然高速的时候舒适性略微有所降低, 但由于本身行驶在良好路面上车身加速度并不是很高, 故而对舒适性影响甚微, 故而有前面得到的图像可以说明, 这种新型悬架从整体上改善了汽车的平顺性。
4 结论
通过前文的讨论分析, 应用变刚度变阻尼半主动悬架在改善汽车乘坐舒适性上具备以下优点:
(1) 提出的这种新系统可以在需要改善舒适性的时候大多数工况下达到与主动悬架相似的性能, 甚至优于主动悬架, 并且相比于主动悬架消耗了较少的能量, 另外该悬架在高速的时候兼顾了车辆行驶的稳定性, 从整体上提高了汽车的平顺性。
(2) 由于控制变量的阻尼控制是经过车速传感器的输入进行控制输出的, 这样可以实时的对不同工况下车辆控制以保持最佳状态。
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