车辆悬架（精选8篇）
车辆悬架 篇1
摘要：为提高车辆座椅悬架减振性能, 建立了简化的三自由度车辆座椅悬架模型, 提出了座椅悬架模糊控制方法。该方法中将座椅垂直振动速度误差及误差变化率作为模糊控制器的输入变量, 利用模糊控制规则得到座椅悬架的控制力。以C级路面白噪声随机信号为输入, 利用MATLAB/Simulink对模糊控制器进行了仿真, 结果表明:基于模糊控制的座椅垂向速度、垂向加速度、悬架动挠度和轮胎动载荷等评价指标较被动控制及PID控制方式有明显改善, 说明该方法能有效抑制车辆座椅悬架的振动。
关键词：座椅悬架,模糊控制,白噪声,仿真
0 引言
车辆座椅悬架系统是一个复杂的多自由度振动系统, 是车辆减振系统的重要组成部分, 可减少司乘人员所受的振动[1,2]。重型货车、农用车和工程车辆由于其工作环境和悬架性能相对较差, 使得其在行驶时产生剧烈的振动。这些车辆的驾驶员座椅悬架大多采用被动悬架, 其阻尼系数和刚度系数不可调, 驾驶员长时间承受激烈振动。并联式主动座椅悬架在提高座椅减振性能方面方便易行, 且座椅动态参数的改变对车辆其他性能影响较小[3,4]。因此, 研究和改善座椅悬架动态特性对于提高车辆乘坐舒适性有着重要的意义。目前, 国内外学者已将最优控制、PID控制、滑模变结构控制、模糊控制和神经网络控制等理论应用于座椅悬架系统的振动控制[2~6], 使其控制技术日趋完善。
本文针对座椅悬架系统中存在时变性和非线性的特性, 建立了人体-座椅-车辆模型, 设计了模糊控制器, 并利用MATLAB/Simulink对三自由度系统模型进行了仿真分析。该控制系统可根据路面激励的变化、轮胎载荷和行驶工况要求实时调节控制器的控制力, 从而有效地控制座椅悬架系统, 提高车辆的乘坐舒适性。
1 系统模型的建立
1.1 座椅悬架的动力学模型
在车辆减振系统中, 振动最终通过座椅传递给人体。文献[5]通过研究人体对车辆振动的响应, 得知垂直方向上的振动对人体舒适性影响最大, 本文在此基础上提出了三自由度车辆座椅悬架系统简化模型, 选取了座椅质心处垂直振动速度的误差及其变化率为控制参量, 设计了座椅模糊控制器。其座椅悬架简化模型如图1所示。
图1中, m1、m2、m3分别为轮胎、车身、座椅 (含人体) 的质量;k1、k2、k3分别为轮胎、车身、座椅的等效刚度;c2、c3分别为车身、座椅的等效阻尼;u为控制器控制力。zq、z1、z2、z3分别为路面、轮胎、车身和座椅质心处的垂直位移。
根据牛顿第二定律建立系统的动力学方程为:
系统的状态变量为:
系统的输出变量为:
式中:3z (5) 、3z (5) (5) 分别为座椅悬架质心处垂直振动速度和垂直振动加速度, (z3-z2) 为悬架动挠度;k1 (z1-zq) 为轮胎动载荷。
由上可得系统的状态方程:
式中:A为系统向量矩阵;B为控制向量矩阵;C为输出矩阵;D为传递矩阵;E、F为输入向量矩阵。
1.2 路面输入模型
路面不平度是影响座椅悬架动力学特性和引起车辆行驶振动的外部原因。本文采用高斯白噪声来模拟C级路面, 其时域模型见式 (3) 所示, 路面仿真结果如图2所示。
式中:标准空间频率n0=0.1m-1, C级路面不平度系数Gq (n0) =256×10-6m2/m-1, w (t) 为零均值单位白噪声, 车速v=20m/s。
2 模糊控制器的设计
模糊控制器是模拟人类控制特征的一种语言控制器, 其设计主要包括控制器结构的选择、控制器输入与输出变量的模糊化、模糊控制规则的选取以及解模糊化等[7,8]。
2.1 模糊控制器的结构
根据座椅悬架的性能要求和控制特性, 采用二维模糊控制器, 结构如图3所示。
选取座椅垂直振动速度与其理想速度值的差值视为误差信号e, 座椅垂直振动加速度与其理想加速度值的差值视为误差变化率ec, 控制器的控制力u视为输出值。
2.2 模糊控制器参数的选取
利用MATLAB提供的模糊逻辑工具箱编辑模糊子集的隶属函数和控制规则表 (表1所示) , 设输入变量e的论域为[-1.5, 1.5], ec的论域为[-2.5, 2.5], 输出变量u的论域为[-1, 1]。输入输出变量的模糊子集均为{负大, 负中, 负小, 零, 正小, 正中, 正大}, 用{NB, NM, NS, ZE, PS, PM, PB}表示, 各模糊子集均采用高斯隶属函数, 模糊推理采用Mamdani法。
2.3 控制器输出变量的解模糊化
模糊判决的方法很多, 常用的方法有最大隶属度法、取中位数法和重心法[9,10]。重心法由于能使系统输出更为平滑而被广泛采用, 因此, 本文采用重心法对输出量进行解模糊化。
3 仿真结果及分析
为验证控制策略的有效性, 在Matlab/Simulink环境下构建系统仿真模型并对其进行仿真研究, 设置仿真时间为20s, 选取C级路面, 行驶车速为20m/s, 座椅悬架模型参数如表2所示。
图4~图7分别为被动控制、PID控制和模糊控制下的座椅垂向速度、座椅垂向加速度、座椅悬架动挠度和轮胎动载荷的响应曲线对比图。
为验证模糊控制器在座椅悬架控制中的优越性, 在相同的仿真环境下, 同时选取被动悬架和PID控制器的座椅悬架性能进行对比分析, 仿真结果如表3所示。
由图4~图7以及表3可以看出, 采用模糊控制能够使座椅的垂向速度、垂向加速度、悬架动挠度和轮胎动载荷等性能评价得到明显改善, 控制效果理想, 提高了系统的平顺性, 表明该方法在提高车辆的乘坐舒适性方面有着显著效果。
4 结论
本文对三自由度车辆座椅悬架进行了模糊控制方法研究及其Simulink仿真, 结果表明, 本文所建立的系统模型是有效的;采用主动控制技术设计的模糊控制器是可行的, 达到了预期的目的和控制效果。该座椅悬架的模糊控制系统结构简单, 减振效果好, 稳定性和鲁棒性高, 可用于各种车辆座椅减振系统, 可为司乘人员提供安全舒适的环境, 具有广阔的应用前景。
参考文献
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[10]夏奇.汽车磁流变半主动悬架控制方法研究[D].重庆:重庆大学, 2012.
车辆悬架 篇2
车辆主动悬架的模型跟踪变结构控制研究
主动悬架是未来悬架的发展方向.将模型跟踪变结构控制理论应用于主动悬架系统的`控制器设计中,研究了模型跟踪变结构控制系统的跟踪条件;用极点配置法设计了滑模切换函数,用指数趋近率改善滑模运动的动态品质.在1/4车辆动力学模型的基础上,利用matlab/simulink对该控制算法进行了计算机仿真,仿真结果表明:该控制器控制效果明显,能较好地改善车辆的乘坐舒适性.
作 者：王亮 任传波 赵真 孙林 WANG Liang REN Chuan-bo ZHAO Zhen SUN Lin 作者单位：山东理工大学,交通与车辆工程学院,山东,淄博,255049 刊 名：山东理工大学学报（自然科学版） 英文刊名：JOURNAL OF SHANDONG UNIVERSITY OF TECHNOLOGY(NATURAL SCIENCE EDITION) 年，卷(期)： 23(2) 分类号：U463.33 关键词：主动悬架 模型跟踪 滑模变结构 仿真车辆ISD悬架系统网络综合研究 篇3
2003年剑桥大学学者Smith[1]基于机电相似理论创造性地提出了一种无接地约束的与电容完全相似的理想元件——惯容器, 其出现解决了电子网络与机械网络不完美对应的问题。
本文通过建立机械阻抗形式表示的ISD悬架结构的1/4车辆模型, 来推导振动响应量的传递函数, 采用正实综合的方法寻找以舒适性为导向的新型悬架结构, 然后采用量子遗传算法对得到的ISD悬架结构进行参数优化, 并进行仿真分析。
2 悬架系统模型
1/4车辆模型如图1所示, 弹簧ks为已知部分, 未知结构部分用一正实控制器K (s) (速度阻抗) 表示, sm、um分别为簧上质量和簧下质量, ks、kt分别为已知弹簧刚度和轮胎刚度, zs、uz、zr分别表示簧上质量位移、簧下质量位移和路面位移, F代表悬架未知结构部分产生的作用在簧上质量和簧下质量的等大反向的力。
其动力学方程为
3 正实鲁棒控制器
用一正实控制器K (s) 来表示悬架未知部分。对于线性定常系统, 无源性即正实性, 正实引理建立了频域框架下系统的正实性条件和时域里状态空间相应正实性条件的等价关系[2]。利用正实引理, 将求解悬架结构的问题转化为求解正实鲁棒控制器的问题。
基于LMI的正实H2控制问题即设计一个控制器K (s) , 使之具有以下状态空间实现形式:
式中:kx为控制器的状态向量, yk表示控制器输出, uk表示控制器输入, kA、kB、kC、kD为待确定的正实控制器参数矩阵。
利用遗传算法和LMI算法结合求解, 在给定的范围内初始化控制器, 对于给定的控制器样本, BMI退化为LMI, 可利用LMI方法直接求解。
4 正实综合
性能指标采用文献[3]中采用的性能指标, 车身加速度对路面输入的均方根值可表示为:
簧载质量为sm=317.5kg, 非簧载质量为mu=45.4kg, 悬架弹簧刚度为ks= (10-40) k N/m, 轮胎刚度为kt=192k N/m, 假设车辆以速度v=25m/s驶过路面不平度系数为0G=6.4xm3/cycle的地面。利用LMI列写矩阵不等式约束并确定目标函数, 用遗传算法求解二阶控制器。取ks=18000N/m, 求得二阶控制器为:
根据三种元件的速度阻抗以及阻抗的串并联特性, 进行物理实现, 如图2 (a) 。元件参数值见表1, 因2c值比较小, 可以忽略, 从而得到如图2 (b) 的结构。
5 动态仿真
优化后的ISD悬架系统如图3所示。1Z为两级间公共端点位移, 路面输入模型采用积分白噪声的时域表达式, 其输入方程为:
式中: (tw) —均值为零的Gauss白噪声。
设汽车以v=20m/s速度行驶在0G=5×m3/cycle的路面上, 优化后的各元件相关参数:惯容器惯容系数为339.1kg, 悬架刚度为22k N/m, 悬架阻尼系数为1.5k N·s/m, 系统输出功率谱响应如图4所示。
对比仿真结果:相比于传统被动悬架系统, 含液力可调式惯容器的悬架系统在小幅度牺牲悬架动载荷增加的基础上其性能得到了提升和改善。其中, 车身加速度功率谱密度降低了13.8%;轮胎动载荷功率谱密度降低了10.1%。
6 结论
与传统悬架系统相比, 通过网络综合的方法得到的ISD悬架系统能够明显改善车辆低频段的乘坐舒适性和行驶安全性。
参考文献
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[5]SMITH M C.Synthesis of Mechanical Networks:The Inerter[J].IEEE Transactions on Automatic Control, 2002, 47 (10) :1648-1662.
车辆悬架 篇4
悬架系统是重型工程车辆的重要组成部分之一,它与悬挂质量、非悬挂质量构成了一个振动系统,该振动系统的特性在很大程度上决定了汽车的行驶平顺性。重型工程车辆一般多应用于非公路上的运输,地面变形对于车辆的影响不可忽略,变形地面的汽车模型与点接触模型的动力学特性有比较明显的差异,为了使整车在非路面工况上保持稳定而良好的平顺性,这就要求对车辆悬架系统进行相关优化,再与点接触模型进行对比,进一步揭示几种模型之间的差别。
目前对集中质量参数非线性被动式悬架优化的参考文献并不多见,因此合理选择优化方法、建立适用的优化模型以保证橡胶悬架参数的优化效果具有重要的理论和应用价值。
遗传算法(genetic algorithm)是J.Holland教授基于达尔文生物进化论,提出和发展的一种有效的随机化搜索技术。遗传算法简单通用、鲁棒性强,具有良好的全局探索性,因而将其应用于工程结构优化当中,不仅具有理论意义还有实用价值[1]。
针对铰接式自卸车,建立了基于变形地面的铰接式自卸车9自由度模型,通过Matlab对所建车辆模型进行仿真,运用遗传算法对车辆悬架进行优化。
1 建立模型
点接触8自由度非线性模型主要包括前、中、后悬架下质量的垂直振动,车身的垂直和俯仰振动,平衡梁俯仰振动,以及驾驶室垂直和俯仰振动,最后加上轮胎与地面接触模型部分。铰接式自卸车前悬架系统和中、后悬架系统都具有非线性特性,在建模时也要考虑。9自由度非线性动力学模型主要包括前、中、后悬架下质量的垂直振动,车身的垂直和俯仰振动,平衡梁俯仰振动,以及驾驶室垂直和俯仰振动,最后加上轮胎与地面接触模型部分。
a) 基于刚性路面的点接触8自由度非线性模型如图1所示:
b) 当pi+pc>pg时,充气轮胎像刚性轮一样在地面上滚动。建立基于刚性轮与变形地面接触模型的9自由度非线性动力学模型,如图2所示,此模型适用于在松软路面进行仿真。
图中q1为路面不平度激励输入,q2, q3为有效路面不平度激励输入,Z9为轮胎最低点的垂直位移。
c) 当pi+pc
其中,若是基于刚性轮与变形地面接触模型,地面对轮胎的力
undefinedundefined
undefined
undefined×
1-exp-Rundefined-(1-sr)
undefined/kundefined(1)
若是基于弹性轮与变形地面接触模型,则
本文所建立的9自由度半车模型主要参数如表1所示,土壤参数[2]如表2所示,软硬路面上充气轮胎临界压力如表3所示。
根据表3比较可知,在松软地面上仿真时,pg
2 仿真分析
本文以GB D级路面为激励,满载工况下,通过Matlab运用4阶龙格-库塔法分别对点接触车辆模型、基于弹性轮与变形地面接触车辆模型进行仿真、基于刚性轮与变形地面接触车辆模型,三种模型分别对应刚性路面、硬路面及松软路面。
轮胎与变形地面相互作用过程中,轮胎对地面的高频波动有滤波作用。因此轮胎与变形地面相互作用而产生的有效激励为有效路面不平度,本文以轮胎最低点位移为有效路面不平度激励。
图4分别表示了刚性路面、硬地面、松软地面有效不平度时域及频域对比图。从图4中可以看出,随着地面硬度降低,有效路面不平度越来越光滑,这说明了由于轮胎包容特性,原始路面不平度的高频分量被滤去。同时,有效路面不平度的振动幅值有所增大,相位也有所滞后,这说明了随着地面硬度降低,由地面变形所引起的非线性影响越发明显。图5从频域中反映了不同硬度土壤的有效谱的差异。从图5中可以看出,地面变形使得有效路面功率谱密度在低频段被放大,高频段则被抑止而变小,且这种效果随着地面硬度降低越发明显。这表明,影响有效路面不平度不仅仅只是轮胎包容特性这个因素,因为轮胎包容特性主要是滤去了来自地面高频部分激励,对低频部分并无放大作用。而地面变形将低频段地面激励的能量放大,因此地面变形对有效路谱的形成有比较大的影响。
GB D级不同硬度路面下的驾驶室垂向加速度时间历程及相应的功率谱密度对比如图6～图9所示。
图6～图8分别为刚性路面、硬路面以及松软路面上驾驶室垂向加速度时域曲线图,从图中可以看出,考虑地面变形及轮胎影响后,加速度时域变化趋势比较慢,而且随着路面硬度降低,变化越来越慢。
图9为驾驶室垂向加速度功率谱密度对比,考虑轮胎与地面变形作用之后,驾驶室垂直振动能量在低频部分被放大,峰值对应的优势频率降低,而在高频部分,垂直振动能量则被削弱,且随着地面硬度降低,效果越明显。这主要还是因为轮胎包容特性及有效不平度激励差异造成的。
图10～图12分别为刚性路面、硬路面以及松软路面上驾驶室俯仰加速度时域曲线图,从图10～12中可以明显看出,驾驶室俯仰加速度时域变化趋势随着路面硬度降低,而越来越慢。
图13为驾驶室俯仰加速度功率谱密度对比,同垂向加速度一样,考虑轮胎与地面变形作用之后,振动能量在低频部分被放大,高频部分则被削弱。
汽车平顺性分析用到的主要评价指标除驾驶室加速度外,还包括悬架弹簧动挠度fd以及车轮与地面之间的相对动载Fd。悬架动挠度fd与其许用限位行程[fd]有关,它们配合不当时会增加撞击限位行程的概率。车轮与路面之间的相对动载Fd影响车轮与路面的附着效果,与行驶安全性有关[3]。图14～图16是GB D级不同硬度路面下仿真所得到的前悬动挠度结果,图17～图19是GB D级不同硬度路面下仿真所得到的前轮动载荷结果。
由图14～图16可以看出,随着路面变软,前悬动挠度幅值变大,但基本在±12mm之间,没有超过许用动挠度范围;由于中、后悬弹簧较硬,其动挠度数值较小。表4列出了各种路面下振动响应的均方根值,可以看出前悬相对动载荷没有超过1/3,保证了车辆行驶时的操纵稳定性。同时可以看出软路面下驾驶室动挠度比刚性路面下大11.1%,这会影响驾驶员的乘坐舒适性。
从以上分析可以看出,悬架系统的动挠度以及车轮承受的动载荷都在许用范围之内,因此悬架的刚度和阻尼参数仍有继续优化的空间。
3 优化分析
3.1 单工况优化
借助遗传算法,利用9自由度平面整车模型的悬架参数进行优化。优化时遗传算法采用的操作参数为:种群数40,代数100,轮盘选择,多点交叉(交叉率0.7),离散变异(变异率0.1)。
前悬架刚度优化结果如表5所示,从中可以看出在许用条件下前悬弹簧的刚度参数无论是在硬地面还是软地面都变小,这样使得车辆在各种路面上车身固有频率降低,有利于悬架充分发挥低频隔振作用。而前悬阻尼参数如表6所示,随着地面变软而逐渐变大,这说明了在较软路面上行驶时,需要更大的悬架阻尼才能使得车辆保持良好的平顺性。
表7是各工况下驾驶室评价指标优化前/后结果对比,表8是GB D级路面、满载各车速下优化前后约束条件比较分析。由表7可以看出,经过分别在各种路面上进行优化而得到各路面下最优悬架参数值后,驾驶室垂向的加速度均方根值都得到了有效降低,提高了重型工程车辆的整车行驶平顺性。表8表明随着前悬刚度的减小,前悬动挠度值有所增加,但该值还在悬架动挠度许用范围内,不会对车辆的侧倾带来很大影响;车轮相对动载荷也没有超出保持车辆操纵稳定性的许用相对动载荷(<33.3%)的影响,以上分析表明优化结果是合理可行的。
图20和图21分别表明了各种路面下最优的K41、 C4值曲线。由图20和21中可以清楚看到,K41在各路面上最优值非常接近,而C4却随着地面变软而变大,因此存在一个最优C4值,使得车辆在各种路面上综合平顺性最好。故需要以多种路面下的平顺性最佳为目标函数来进行多工况优化。
3.2 多工况优化
选用GB D级硬路面以及GB D级松软路面2种工况下进行悬架参数的优化设计。由于本文所研究对象重型工程车辆大部分路况都为较松软路面,故松软路面加权系数取0.7,硬路面加权系数取0.3,将多目标优化问题转化为单目标优化问题。多工况目标优化设计变量取前悬阻尼C4,变量范围同样为[25900, 300000],约束条件不变,优化时遗传算法采用的操作参数:种群数40,代数100,轮盘选择,多点交叉(交叉率0.7),离散变异(变异率0.1)。
将得出最优C4值带入模型,计算车辆平顺性评价指标,由表9可以看出,在GB D变形路面上行驶时,加权加速度<0.630m/s2,人的主观感觉降低到稍不舒服,而优化前为不舒适。因此所进行的平顺性优化还是取得了一定效果。
图22、图23分别是GB D级松软路面及硬路面驾驶室加速度优化结果时域对比图。
图24、图25分别是GB D级松软路面及硬路面驾驶室加速度功率谱密度优化结果对比图。由这几幅图可以看出,经过遗传算法优化后,驾驶室加速度值和谱峰值都明显降低。
4 结束语
针对铰接式自卸车,建立了基于变形地面的铰接式自卸车9自由度模型,并对所建车辆模型进行仿真,运用遗传算法,通过多工况目标优化,对车辆悬架进行优化,确定了最优悬架阻尼,较为全面地提高了悬架的减振能力。
摘要：针对铰接式自卸车,建立基于变形地面的铰接式自卸车9自由度模型,借助Matlab软件对所建模型进行了仿真;找出了影响工程车辆平顺性的最大因素所在,并运用遗传算法对其进行了优化,得出最优参数。
关键词：平顺性,仿真,优化
参考文献
[1]雷英杰.Matlab遗传传算法工具箱及应用[M].西安:西安电子科技大学出版社,2005.
[2]Park S,Popov A,Cole D J.Influence of soil deformation on off-road heavy vehicle suspension vibration[J].Journal of Terrame-chanics,2004,41:41-68.
车辆悬架 篇5
关键词：非公路车辆,驾驶员座椅悬架,动态特性,试验研究
对于长期作业和行驶在恶劣环境中的农用车辆、林用车辆以及工程车辆等非公路车辆,采用座椅悬架提高其乘坐舒适性是最为简单直接和经济的方法[1,2,3,4]。因此,深入研究驾驶员座椅悬架系统,采用切实可行的技术措施,隔离由于地面激励而引起的通过车辆底盘和座椅传递到人体的振动,是提高非公路车辆乘坐舒适性的一个重要而实际的课题。
通过台架试验的方法对目前在载重车上获得广泛应用的一种弹簧水平上置式剪式驾驶员座椅悬架(HY-Z04型)进行了系统研究,以期为此类产品的动态特性改进设计提供依据。
1 剪式座椅悬架结构
图1为某公司生产的HY-Z04型剪式座椅悬架结构简图。
图中,1为座椅悬架上板,2、3为剪杆,4为座椅底板。座椅上板与底板通过相互铰接于O点的剪杆2和3连接。剪杆2与座椅悬架上板1铰接于点A,其下端即点B可在座椅底板右侧的直线滑槽内沿水平方向滑移。剪杆3的下端与座椅底板铰接于点C,其上端点D可在座椅上板右侧的直线滑槽内滑移。弹簧5为线性螺旋弹簧,刚度为k,其一端与剪杆2的上端点E连接,另一端与座椅悬架上板右侧相连。减振器6以一定的倾角安装于座椅上板与底板之间,其阻尼系数为c。以65 kg的等效簧载质量[5]作用于座椅悬架上时其几何与力学参数见表1。
2 试验研究
2.1 试验装置及试验方案
图2为座椅悬架动态特性测试的试验装置简图。图中的质量块M为人体与座椅悬架上板的当量质量,即等效簧载质量m。由于本试验的目的是测量座椅悬架系统的动态特性,故为简单起见,将人体简化为一个单一的质量块,而不考虑其刚度和阻尼。座椅悬架下板与激振台固定联接在一起,质量块M与悬架上板固定联接。位移传感器用于测取悬架上板的位移响应,所测得的位移信号经端子板和数据采集卡后输入PC机中;2个加速度传感器分别用于测量激励(激振台)和响应(质量块)的加速度信号,此两路信号经电荷放大器、端子板和数据采集卡后输入PC机中。振动测试系统为基于虚拟仪器的测试系统,通过由Labview编写的数据采集程序来控制数据的采集,显示与存储。
试验方案:本试验旨在研究座椅悬架在不同激振幅值、不同等效簧载质量下的动态响应及其变化趋势,鉴于试验条件的限制,只选取了2组激振幅值。考虑到人体对垂向振动最为敏感的频率范围为4~8 Hz,以及当前座椅悬架固有频率的取值情况,试验中选取的激振频率范围为0.5~8 Hz。有关等效簧载质量的取值参看文献[5]。具体试验步骤如下:
(1)简谐激励的激振幅值取为5 mm,改变等效簧载质量m,分别取作55 kg、65 kg、75 kg、85 kg、95 kg,同时调节水平弹簧的预紧力,保证在不同质量m作用下悬架的静平衡位置相同;在0.5~8 Hz范围内改变激振台的激振频率,间隔0.25 Hz,采集不同激振频率作用下激振台和质量块的加速度信号,以及悬架上板的位移响应信号;
(2)改变位移激振幅值,使其为10 mm,重复上述试验过程。
2.2 试验仪器及设备
试验过程中所用到的主要仪器及设备如下:
(1)HY-Z04型剪式座椅悬架;(2)机械式振动试验台,可产生0~20Hz稳定简谐激励;(3)GD1732-W302型双路直流稳压电源1台;(4)YE5853型多通道组合式电荷放大器1台;(5)CA-YD型压电式加速度传感器2只;(6)NSWDC-75D型位移传感器1只(量程为±75 mm);(7)基于虚拟仪器的振动测试系统以及由Labview编写的试验数据采集程序。
2.3 试验结果及分析
对采集的位移信号分析处理可得图3所示的座椅悬架的位移传递率曲线。
由图可见,位移传递率η在振动放大区随等效簧载质量m的增大而增大,在隔振区则随m的增大而减小。
比较图3(a)和图3(b)不难看出,同一质量不同激振幅值下位移传递率的峰值频率并不相同,随激振幅值的增大而减小。这主要是因为座椅悬架各铰接点间存在干摩擦,两对剪杆及其连接杆都具有一定的质量和转动惯量,当激振幅值较小且激振频率较低时,由于激振强度较小,剪杆及其连接杆不能克服自身的重量及铰接点间的摩擦而振动起来;而当激振幅值增大后,剪杆及其连接杆由于在较低激振频率下也能获得足以克服其自身重量和各铰接点间摩擦所需的激振强度,因而在大振幅激振下各质量所对应的位移传递率的峰值频率均小于小振幅激振时的值。
对于上述现象,Wu与Griffin在文献[6]中作出这样的解释,他们认为座椅在其底板所受激振强度逐渐增加的过程中会出现5个响应阶段:第1阶段由于振动强度较小,座椅因摩擦而处于“锁止”状态;第2阶段,随着激振强度的增加,座椅开始“脱离”并使椅面颠簸摇晃,同时引起“SEAT(座椅有效振幅传递率)”值增加;第3阶段,座椅处于期望的衰减椅面振动的工作状态,由于此时摩擦力对座椅运动状态的影响减弱,“SEAT”值也减小;第4和第5阶段,振动强度的进一步增加导致悬架运动至其极限行程而与限位块发生撞击,此时“SEAT”值急剧增加。
根据上述解释,以m=95 kg为例,当激振幅值A0=5 mm时,激振频率在2 Hz以下时座椅悬架一直处于“锁止”状态;而当激振幅值为A0=10 mm时,座椅悬架被锁止的临界频率减小为1.3 Hz左右。正因为此,在大激振幅值下,座椅悬架能在激振频率较低时就进入其第2和第3响应阶段,从而使其位移传递率的峰值频率也相应变低。
图4为等效簧载质量m=65 kg时,位移传递率的试验结果与理论分析结果[5]的比较。
从图中可见,试验测得的2种激振幅值下座椅悬架位移传递率的峰值频率均大于理论分析所得位移传递率的峰值频率。这主要是因为在文献[5]中建立理论模型时,忽略了剪杆及其连接杆的重量和转动惯量,以及各铰接点间的摩擦力,因而座椅悬架能在较低频率下跳过响应的第1阶段,进入其第2和第3阶段,这就使其位移传递率的峰值频率低于试验值。此外,座椅悬架中所用的减振器,它不仅具有粘性阻尼,而且其活塞与减振器筒壁间以及其与座椅悬架的连接点处都存在摩擦力,这也在一定程度上增加了试验过程中座椅悬架的动刚度,从而使试验时的位移传递率峰值频率大于理论值。
需要指出的是,此处所研究的剪式座椅悬架主要被用于重型卡车与非路面车辆上,其通常用于隔离低频大振幅的振动。从图5中2种激振幅值下位移传递率的峰值频率变化可以推断,随着激振幅值的增加,位移传递率的峰值频率会继续减小(由于试验条件限制,本试验未能进一步研究),因为在激振强度较大时,座椅悬架在频率较低时就可能进入响应的第二步和第三步。
图5为位移激振幅值A0=10 mm时座椅悬架上板的响应加速度均方根值随等效簧载质量m的变化情况。当激振频率较低时,由于悬架上板未能振动起来,所以质量m对加速度均方根值几乎没有影响;当激振频率增大到一定值后,质量m对加速度均方根值产生明显的影响,随着m的减小,响应加速度均方根值明显增大。
3 结论
(1)等效簧载质量m对座椅悬架系统的位移传递率η和响应加速度均方根值均具有明显的影响。m越大振动系统在振动放大区的位移传递率η越大,在隔振区的位移传递率η越小;m越小时,情况正好相反。响应加速度均方根值在激振频率增大到一定值后,随m的减小明显增大。
(2)由于座椅悬架中各运动构件间存在较大的摩擦,以及剪杆和连接杆自身的重力和转动惯量的影响,试验过程中座椅悬架在低频小振幅激振时出现“锁止”现象,其位移传递率的峰值频率随激振幅值的增加而减小,在位移激振幅值较小时,试验测得的位移传递率的峰值频率大于理论研究结果。
参考文献
[1]武丽杰,陈力,马龙滨.全身振动对林业集、运材作业工作的职业危害作用[J].森林工程,1998,14(1):20-22.
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[4]熊敏如,吴维生,何兴轩,等.全身振动对农用拖拉机驾驶员心血管系统影响的研究[J].职业医学,1994,21(3):24-26.
[5]徐晓美,朱思洪.一种剪式座椅振动特性的理论分析[J].中国机械工程,2006,17(8):802-804.
车辆悬架 篇6
农用运输车工作在较为恶劣的环境,因此行驶过程中受路面凹凸不平随机激励产生强烈的振动,容易造成驾驶员身体不适以及车辆操纵性能变差。要想提高农用车辆行驶平顺性,农用车辆悬架弹簧与减震器的设计至关重要。目前,针对农用车悬架方面的研究较多。例如,一针对农村路面崎岖不平、农用车驾驶员对乘坐舒适性要求提高等问题,以减振理论为基础,通过非线性随机振动理论,建立农用车多自由度“人一椅一路面”非线性振动系统数学模型[1];基于非线性随机振动理论,建立了6自由度的“人-椅-路面”农用车辆非线性振动系统数学模型,通过正交回归设计方法优化车辆座椅的各参数[2]。
各类研究为农用车辆在不平路面上行驶提供了明确和可行的数学模型。然而在工程实践中,针对悬架弹簧与减震器连接关系的研究尚不多。本文利用AMESim软件设计了农用车辆前后轮采用不同悬架弹簧与减振器连接形式、采用或未采用悬架参数自整定PID调节的模型,并根据模型得到不同的悬架振动位移图。
1 悬架模型构建与振动曲线测取
AMESim 为多学科领域复杂系统建模仿真解决方案,引领着世界协同仿真之路。AMESim提供了一个系统工程设计的完整平台,使得用户可以在一个平台上建立复杂的多学科领域系统的模型,并在此基础上进行仿真计算和深入分析。用户可以在AMESim平台上研究任何元件或系统的稳态和动态性能。
AMESim软件为便于用户的设计开发,在软件内集成了大量的应用库。这些应用库包含了液压元件库、汽车制动系统元件库、机械库、IFP整车性能库/驾驶库、IFP发动机库、IFP排放库和IFP C3D三维燃烧计算功能、平面机构库、动力传动库以及车辆动力学库等。这些库都为农用运输车悬架模型的构建提供了完整的平台。
图1所示为两种不同悬架的AMESim模型图。其中,图1(a)的车辆前后轮悬架弹簧与减振器均采用独立式结构,即悬架弹簧与减振器振动时的行程相互间不构成影响;图1(b)的前轮悬架弹簧与减振器采用分开式,而后轮的悬架弹簧与减振器做成整体式。考虑车辆在行驶过程中受到随机干扰,选择XVLC01模块作为轮胎模型,仿真输出轮胎的振动量和振动速度,选择UD00 模块作为干扰源。
图1(a)中,设置前悬架负重750kg,后悬架负重650kg,前后悬架弹簧屈服系数均为15 000N/m,减振器阻尼系数均为2 000N/m。受到干扰后,前后悬架的振动位移如图2所示。从图2可见,前悬架负荷大于后悬架,因此其振幅较后悬架大,且达到振幅的时刻较后悬架晚,在悬架达到平衡位置时间接近于6s。
采用图1(b)的悬架布置形式时,前后悬架的振动位移如图3所示。从图3可见,当后悬架采用整体式结构时,其振幅较采用分开式时减小了6.6cm,而震荡次数却较分开式结构悬架大幅增多,同时达到平衡位置的时间变长,不利于乘坐的舒适性。
(a) 独立式结构 (b) 前后轮不同悬架结构
从图2和图3可知:采用分开式的悬架弹簧与减振器布置形式时,悬架受到随机干扰后,达到平衡位置的时间较短,但振幅较大;而采用整体式悬架结构时,虽然振幅减小,但达到平衡位置时间较长,不利于乘坐舒适性。为此,考虑选择分开式的布置形式,需要减小收到外界随机干扰后的悬架振幅,才使乘坐舒适性更佳。
2 参数自整定PID调节后的AMESim模型
传统的PID调节虽然能够使车辆悬架振动的幅值及震荡次数减少,但由于农用运输车行驶路面多具有时变非线性特性,而PID调节在控制非线性、时变、耦合及参数和结构不确定的复杂过程时,控制系统总是受路面附着系数、道路坡度、悬架连接形式及刚度等问题的影响,若控制系统控制不当,会使悬架振幅在小幅衰减后,接着大幅增加,从而造成系统的不稳定,影响驾驶员的乘坐舒适性[3]。
自动整定或自身整定的PID控制器可以有效解决传统PID调节在悬架调节中不能解决的问题。 PID的数学模型为[4,5]
undefined
undefined
式中 KP—比例系数;
KZ—积分系数,KZ=T/Tt;
KD—微分系数,KD=TD/T;
T—采样周期;
e(k)—误差;
de(k)—误差率。
这些参数对于悬架振动位移控制至关重要。由于本研究所采用的PID自整定调节是基于控制律的,为了把由负载干扰引起的影响和过程动态特性变化引起的影响区分开来,避免因受到干扰影响的控制器产生超调,从而产生一个不必要的自适应转换[6,7,8,9],在测试过程中,要考虑比例系数的自整定。当悬架位移波动值较大时,首先调整KP,在PID调节中引入比例修正参数λ1,并根据所选悬架参数模型设置λ1的值,使KP=nλ1;再考率悬架的振荡次数,选择积分修正系数λ2和微分修正系数λ3,并存在如下关系:Kt=λ2KP,KD=λ3KP。
图4为利用参数自整定PID原理调节悬架幅值的AMESim模型。其中,在前悬架的车身质量块加入位移传感器,通过位移传感器检测出悬架的振幅,并反馈至控制系统前端,进行参数自整定PID调节。为观测悬架振幅PID调节后的效果,后悬架未采用参数自整定PID调节方式。
为了选择合适的比例修正参数λ1、积分修正系数λ2和微分修正系数λ3,可进行对比仿真模拟。考虑到驾驶员乘坐舒适性,车辆悬架在振动时应具有一定振幅,为此选择悬架振动一阶响应的振幅为4cm。分别选择不同的修正系数,且满足λ1<λ2<λ3的关系,λ1的取值范围为0.1～0.3,λ2的取值范围为0.4～0.5,λ3的取值范围为0.5～0.6,得到的振幅如表1所示。
根据表1可知,当选择λ1为0.3、λ、2为0.5、λ3为0.6时,悬架振幅接近于理想振幅0.4cm。
图5为采用参数自整定PID调节后前悬架振幅与后悬架振幅对比图。从图5可见,前悬架一阶振幅为4cm,较未采用参数自整定PID调节前减小了4cm,同时到达平衡位置时间由原来的6s减少至3.6s。由此可见, 采用参数自整定PID调节后的车辆悬架系统,无论是乘坐的舒适性,还是对路面的动载,都得到了很好的改善。
3 结论
本文利用AMESim软件设计了农用车辆前后轮不同悬架弹簧与减振器连接形式、悬架参数自整定PID调节的模型,并根据模型得到了悬架振动位移图。通过仿真分析,采用分开式的悬架弹簧与减振器连接形式以及采用参数自整定PID调节的农用车辆悬架,无论是乘坐的舒适性,还是对路面的动载,都得到了很好的改善,控制效果显著。
本系统所选择的比例修正参数λ1、积分修正系数λ2和微分修正系数λ3都是界定在一定参数范围内,且通过仿真试验可知,λ1,λ2和λ3越大,振幅越接近于理想值。然而在所给定范围以外的状况,需应进一步进行仿真分析才能得知,或者通过正交试验方法得到。
文中所用的方法除适用于对农用运输车悬架系统进行分析外,还适用于轿车或客车悬架系统的结构分析和优化。
参考文献
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[8]杨叔子.机械工程控制基础[M].武汉:华中科技大学出版社,2002.
车辆悬架 篇7
关键词：K&,C试验,操控性能,DOE试验设计
引言
悬架系统特性参数主要是指悬架的K&C特性参数。所谓K特性即悬架运动学特性,是指车轮在垂直方向上往复运动的过程中由于悬架导向机构的作用而导致车轮平面和轮心点产生角位移和线位移变化的特性,C特性即悬架弹性运动学特性,是指地面作用于轮胎上的力和力矩所导致的车轮平面和轮心产生角位移和线位移变化的特性[1]。悬架K&C特性是
整车操控客观评价指标是整车操控性评价的重要部分,其通过特定的测试设备在特定的试验场地、试验条件下,按一定的试验方法对车辆的相关指标进行测量,并经过数据处理得到表征车辆特性的相关指标的特征量[2]。汽车操纵稳定性试验方法包括了体现车辆稳态响应、瞬态响应以及闭环综合动态品质和转向系统特性试验,形成了一套较完整的客观评价体系。
本文基于某A级车的悬架K&C试验数据,依托整车参数化仿真平台CarSim,通过大量的统计学分析和仿真试验,探索悬架K&C特性影响整车操控性能的规律。由于车辆操控客观评价指标较多,文中仅对体现车辆稳态响应的不足转向度、瞬态响应的横摆角速度超调量、谐振频率以及转向回正试验中残余横摆角速度这4个指标进行分析。
1、悬架K&C特性参数选取
悬架K&C的特性主要包括轴跳动、轴侧倾、纵向力加载、侧向力加载和回正力矩加载5大工况,其中每种工况下都有若干项参数指标。但是各项K&C参数对整车转向特性的各项指标的影响程度并不相同。经过多次仿真与数据处理,我们得到对整车操纵稳定性影响较大的1 1个K&C特性参数。构成本文所研究的悬架K&C特性参数,分别分析这11个参数发生变化后整车操控性能的影响。见表1[3]。
2、悬架K&C特性对操控性能影响的分析
2.1 DOE试验设计
DOE (Design Of Experiments)是一系列试验及分析方法集,通过有目的的改变一个系统的输入来观察输出的改变情况。试验设计主要对试验进行合理安排,以较小的试验规模(试验次数)、较短的试验周期和较低的试验成本,获得理想的试验结果以及得出科学的结论。利用该方法可以保证参与试验的各项影响因素的概率均等性(正交性)。DOE是目前国际工程设计开发领域广泛应用的一种系统优化方法。
由于悬架K&C试验的基本原理就是将作用于轮胎上相互耦合的6个分力及其所产生的相互耦合的车轮平面运动解耦为每个单独的力或力矩作用下车轮平面的角位移和线位移的变化量,同时本研究并不考虑上文中1 1个悬架K&C特性参数之间的耦合关系对仿真结果的影响。因此本文将参数发生正负变化和未发生变化作为这11个参数变化的2个水平,选用无交互作用的正交试验表进行仿真试验设计,对所有仿真结果的操控性能指标进行分析进而得到显著性主效应指数。表2给出了本研究16次仿真分析的试验规划,按照该规划进行仿真分析,得到各方案的仿真结果,见表3。表4为各参数在发生正负变化和未发生变化两个水平下对结果的影响(1代表变化后,2代表无变化)[4]。
2.2 主效应分析
由表4的数据分析可得到A级车悬架总成特性的11个因素分别对4个整车指标影响的主效应影响,即一个因素变化所引起的响应变化,见表5。
3、悬架K&C特性对操控性能的影响
3.1 不足转向度
不足转向度是车辆在稳态状态下保持稳定的重要指标,适当的不足转向度在保证车辆安全驾驶的同时可以提供驾驶员丰富的驾驶乐趣,由表5可以看出,前后悬架转向角随侧向力变化率对不足转向度产生负面影响,且后悬架转向角随侧向力变化率特性对不足转向度的负面影响最为显著,即后悬架转向角随侧向力变化率越大,车辆的不足转向特性越差。
3.2 谐振频率
方向盘角脉冲试验数据中得到的谐振频率指标描述了车辆接受脉冲信号激励而趋于稳态过程中,其频率响应的对数幅频特性上峰值处对应的频率,表示可以引起车辆系统谐振的频率,因谐振频率引起的振动可能对车辆造成更激励的响应,车辆谐振频率应尽可能高一些,避免因驾驶员的快速操作引起车辆的过度反应,但是谐振频率不宜过高,过高会造成其他频率成分对车辆的扰动。
由表5可以看出,大部分悬架总成参数都对谐振频率有正面影响,少数参数有负面影响,后悬架转向角随侧向力变化率特性对谐振频率的负面影响最为显著。
3.3 横摆角速度超调量
方向盘角阶跃试验数据中得到的横摆角速度超调量指标描述了车辆接受阶跃信号激励而趋于稳态过程中,其横摆角速度峰值与横摆角速度稳态值之间的差值,再除以稳态值,表示了车辆响应过程中横摆角速度的平稳性,超调量越大,横摆角速度的平稳性越差,因此希望超调量越小越好。
由表5可以看出,大部分悬架总成参数都对横摆角速度超调量有正面影响,少数参数由负面影响,而后悬架转向角随侧向力变化率特性对谐振频率的负面影响最为显著。
3.4 残留横摆角速度
方向盘低速转向回正试验数据中得到的残留横摆角速度描述了低速、小侧向加速度状态下,车辆系统在外界扰动撤除后,向稳定状态过渡时,最终接近直线行驶状态的程度。指标越小,则性能越好,该指标描述车辆系统的低速回正能力。
由表5可以看出,前悬架后倾角随轮跳变化率对残留横摆角速度有较明显的正面影响,而前悬架前束随轮跳变化率对残留横摆角速度有较明显的负面影响。
4、结论
由上面的分析可知,该车型后悬架转向角随侧向力变化率对车辆稳态和瞬态响应特性影响显著,因为在车辆受到激励产生响应时,悬架导向杆系在各种力、力矩作用下发生变形,影响前后轮侧偏刚度,同时由于轮胎在载荷变化下产生的外倾推力方向、大小可以与施加于车轮上的侧向力共同影响轮胎与地面之间总的侧向力,进而影响车辆响应[3]。
前后轮侧偏刚度的匹配是影响车辆转向特性的根本因素。考虑了悬架总成的参数化车辆模型,其前、后轮侧偏角加入了由于悬架导向机构和弹性元件所产生的附加车轮转向角成分,即K&C特性中侧向力转向率特性的部分,因此侧向力转向率特性会显著影响车辆操控性能的仿真结果[4]。
在转向回正的过程中,整车上侧向力很小,而车轮转角很大,会在内外侧前轮轮上形成强制的侧偏角,在一个极限范围内,会导致一个向内侧转的转向力矩,为使车辆能够自己回正,就需要借助于重力回正,而车轮抬起的高度取决于主销的位置,因此主销的参数变化显著影响了车辆低速回正性能[6]。
5、结束语
1.通过DOE试验设计方法得到了某A级车悬架总成特性参数对整车操纵稳定性的影响指数规律,分析结果支持车辆操控基础理论的预测,基于该方法可以进行更深一步结构和性能方面的系统优化设计。
2.后悬架是操纵稳定性的核心,尤其是后悬架转向角随侧向力变化,即侧向力转向率部分显著影响了整车操纵稳定性仿真的结果[7]。在进行悬架设计时,应把侧向力转向率这一类特性作为影响操控性能的主要因素考虑。
3.本文仅仅对悬架总成特性部分参数影响整车操控性能的规律进行了总结,汽车底盘是一个复杂的操控系统,各项性能之间还存在相互关联,在对其进行分析设计时,需要综合考虑各项性能。
参考文献
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车辆悬架 篇8
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%。