光電設(shè)備載車懸架系統(tǒng)匹配設(shè)計與動態(tài)測試

趙勇志，曹玉巖，王志臣

（中國科學院長春光學精密機械與物理研究所，長春　130033）

光電設(shè)備載車懸架系統(tǒng)匹配設(shè)計與動態(tài)測試

趙勇志，曹玉巖，王志臣

（中國科學院長春光學精密機械與物理研究所，長春130033）

為了提高光電設(shè)備載車行駛的平順性和設(shè)備安全性，研究了載車懸架系統(tǒng)匹配設(shè)計方法。首先，在忽略油氣/空氣彈簧非線性特性條件下，推導了載車被動懸架系統(tǒng)的剛體動力學模型，得到了車身位移與路面輸入之間的傳遞函數(shù)。其次，基于統(tǒng)計特性給出了隨機路面的頻域模型，并利用諧波疊加法對路面模型進行重構(gòu)，進而得到路面時域模型用于仿真分析。然后，基于車體位移傳遞函數(shù)和路面輸入模型，推導了車體均方根加速度的表達式，并采用定量分析方法對懸架系統(tǒng)參數(shù)進行匹配設(shè)計。最后，對懸架系統(tǒng)進行數(shù)值仿真，并對整個系統(tǒng)進行動態(tài)測試。理論仿真與實測結(jié)果基本一致，且均方根加速度值均能滿足小于0.2g的指標要求，表明推導的動力學模型能夠準確描述載車動力學性能。

光電設(shè)備；載車；懸架系統(tǒng)；隨機路面；均方根加速度

隨著光電測量技術(shù)的飛速發(fā)展，對設(shè)備提出的測量需求與任務(wù)越來越多，同時要求不斷提高，固定站的光電測量設(shè)備已經(jīng)不能滿足實際需求。為了擺脫固定站的條件限制，拓寬設(shè)備測量范圍，以使其便于對靈活目標如機動導彈等的彈道測量，未來光電測量設(shè)備趨于大型化、機動化。在車載光電設(shè)備中，載車不僅為設(shè)備的運輸平臺，而且為設(shè)備工作平臺，與傳統(tǒng)僅實現(xiàn)車載運輸?shù)穆涞販y量相比，省去了煩瑣的就位過程，實現(xiàn)了機動式不落地測量［1，2］。

光電設(shè)備屬于高精度系統(tǒng)，載車是承載設(shè)備重量的主體，在運輸過程中過大的振動和沖擊將對設(shè)備元件尤其是光學元件等產(chǎn)生不利影響，為了保證光電設(shè)備安全及功能，要求載車平臺運輸過程中具有良好的減震性能，同時具有足夠的剛度，以保證設(shè)備在定位后不會產(chǎn)生過大位置偏差。載車懸架系統(tǒng)是影響整個系統(tǒng)動態(tài)性能的主要因素［3，4］。已有研究表明懸架系統(tǒng)建模是非常復雜的問題，尤其是考慮了彈簧及阻尼系統(tǒng)的非線性特性情況［5-12］，而行駛中的載車對光電設(shè)備沖擊的大小主要取決于油氣懸架和空氣懸架的剛度及阻尼特性。為此有必要對載車懸架系統(tǒng)進行深入研究，通過合理的匹配設(shè)計，使結(jié)構(gòu)的動態(tài)性能滿足運輸光電設(shè)備的要求。

本文首先推導了載車被動懸架系統(tǒng)的剛體動力學模型，得到了車體加速度與路面輸入之間的傳遞函數(shù)。其次，基于統(tǒng)計特性給出了隨機路面的頻域和時域模型，并基于車體位移傳遞函數(shù)推導了均方根加速度的表達式，并采用定量分析方法進行懸架系統(tǒng)參數(shù)進行匹配設(shè)計。最后，對懸架系統(tǒng)進行數(shù)值仿真，并對整個系統(tǒng)進行動態(tài)測試。

1　懸架系統(tǒng)匹配設(shè)計

1.1光電設(shè)備載車結(jié)構(gòu)概述

光電設(shè)備載車總體結(jié)構(gòu)如圖1所示，由牽引車和半掛車組成，其中牽引車主動輪采用雙輪空氣懸架系統(tǒng)，半掛車從動輪采用雙輪油氣懸架系統(tǒng)。懸架組件如圖2所示，包括輪胎、油氣彈簧及擺臂等，其中油氣/空氣彈簧是載車結(jié)構(gòu)減震的主要元件。

圖1　光電設(shè)備載車結(jié)構(gòu)

圖2　懸架組件

1.21/4懸架系統(tǒng)動力學建模

車身垂直加速度是評價懸架系統(tǒng)減振特性的重要參數(shù)，為此需要建立路面激勵與車身垂直加速度的傳遞函數(shù)，進而優(yōu)化系統(tǒng)性能及參數(shù)。為了簡化系統(tǒng)模型，作如下假設(shè)：i）僅考慮載車垂直方向的振動；ii）輪胎始終保持與地面接觸；iii）忽略非線性因素的影響。

載車懸架系統(tǒng)動力學模型如圖3所示，車輪簡化為彈簧，懸架系統(tǒng)等效為兩個彈簧及一個阻尼器的組合。在實際中，懸架油氣或空氣彈簧的剛度和阻尼具有較強的非線性特性。為了簡化，在此將彈簧及阻尼器以線性模型表示。如圖3中，M為懸架所承擔的車體及載荷質(zhì)量，mj為輪胎j的質(zhì)量，Ksj及Ktj分別為油氣/空氣彈簧系統(tǒng)j的剛度及輪胎j的等效剛度，Csj為懸架阻尼，下標表示車輪1和2，x，xwj及xrj分別為車身位移、輪胎j的位移及路面對輪胎j的激勵位移。以f1j表示路面對輪胎j的作用力，f2j表示車體及載荷對油氣彈簧/空氣系統(tǒng)j的作用力，j=1，2。

圖3　被動懸架動力學模型

在時域內(nèi)，載車懸架系統(tǒng)動力學模型可表達為

對式（1）～（4）進行拉氏變換得

式（5）～（8）相互耦合，為了簡化，假設(shè)懸架及載荷系統(tǒng)對油氣/空氣彈簧系統(tǒng)1和2的載荷一致，即

輪胎1和2及油氣/空氣彈簧系統(tǒng)1和2的型號完全一致，即

輪胎1和2間的距離與車體跨度相比非常小，近似地面對兩輪胎的激勵位移一致，即

將式（14）代入式（2）得

將式（9）代入式（8）得

由式（5）～（8）可得載車懸架系統(tǒng)的位移傳遞函數(shù)Hd（s）為

根據(jù)位移傳遞函數(shù)Hd（s）即式（18）和拉氏變換的性質(zhì)，可得懸架系統(tǒng)的加速度傳遞函數(shù)Ha（s）為

1.3隨機路面數(shù)值建模

路面不平度是影響載車運動平順性的重要影響因素，是載車振動的主要激勵源，為了準確估計光電設(shè)備載車運輸過程中的振動響應，需對路面不平度進行時域和頻域內(nèi)的準確模擬。假設(shè)在一段足夠長的直線內(nèi)，載車行使的路面整體水平，其垂直路面方向上的不平度可認為是一個空間平穩(wěn)隨機過程。路面不平度通常采用功率譜密度函數(shù)來表達，即［13］：

式中，n（m-1）為空間頻率；n0=0.1m-1為參考空間頻率；Gd（n0）表示在空間頻率n0下路面的功率譜密度值，各等級路面的Gd（n0）如表1所示；p為頻率指數(shù)，通常p=2。

表1　各等級路面Gd（n0）數(shù)值

空間頻率n與時間頻率f的關(guān)系為

式中，v為車速。

由式（20）和（21）可得時域功率譜Gd（f）為

路面不平度的常用模擬方法主要有隨機諧波疊加法［14］、偽白噪聲法［15］和隨機序列法等，其中隨機諧波疊加法簡單易實現(xiàn)而且模擬較為準確，其基本原理為將路面的不平度表示為一系列具有隨機相位的正弦波的疊加。隨機諧波疊加法實現(xiàn)過程如下：

假設(shè)載車行駛的道路為窄帶隨機過程，在時域頻帶f1＜f＜f2內(nèi)的道路功率譜密度為Gd（）f，利用平穩(wěn)隨機過程的性質(zhì)，路面不平度的方差為［14］

將區(qū)間（f1，f2）分割為若干子區(qū)間，以每個子區(qū)間中心頻率fmid-i（i=1，2，…）處的Gd（fmid-i）值代替整個子區(qū)間內(nèi)的Gd（f）值，則式可近似為

式中，θi在［0，2π］上服從均勻分布。

以C級路面為例，車速為v=30km/h，路面位移輸入的時域模型如圖4所示。

圖4　C級路面位移輸入時域模型

1.4懸架匹配設(shè)計

如圖1所示，懸架系統(tǒng)中油氣彈簧和空氣彈簧的剛度及阻尼特性對載車行駛中的振動特性有重要影響，行駛中載車對光電設(shè)備沖擊主要取決于系統(tǒng)動態(tài)性能，為此需要通過合理的匹配設(shè)計，使結(jié)構(gòu)的動態(tài)性能滿足運輸光電設(shè)備的要求。

假設(shè)載車懸架以上部分及光電設(shè)備的重心距離主動輪和從動輪的距離分別為L1和L2，載車及光電設(shè)備的總質(zhì)量為M，根據(jù)力平衡和力矩平衡關(guān)系可得到空氣懸架和油氣懸架承擔的載荷分別為

式中，1/2表示懸架以上載荷部分具有對稱性。

將式（26）或（27）及（22）代入式（18）中可得加速度輸出的功率譜密度為

加速度均方值aˉ可表達為

對式（29）求積分得

通過對光電設(shè)備的分析，已經(jīng)得到了在運輸過程中，要求載車垂直加速度均方根值小于0.2g，否則將對設(shè)備性能造成影響，由于計算過程非常繁瑣，在此不再贅述。

由式（30）可得載車行駛中動態(tài)性指標條件為式中，輪胎選定及氣壓確定后μ，ωk為固定常數(shù)，載車及設(shè)備質(zhì)量確定后，懸架載荷為固定常數(shù)，ω0及阻尼系數(shù)ξ為未知量，需要對其進行匹配設(shè)計。

動態(tài)性能指標匹配設(shè)計條件，即式（31），形式非常復雜，對油氣/空氣彈簧剛度Ks（或ω0）及阻尼系數(shù)ξ進行最優(yōu)匹配設(shè)計需要較復雜的優(yōu)化算法，在此本文采用了一種定量的分析方法，首先分析載車均方根加速度與阻尼系數(shù)及彈簧剛度系數(shù)之間的變化關(guān)系，進而選擇合適的系數(shù)作為載車懸架設(shè)計參數(shù)。載車及光電設(shè)備載荷及距離參數(shù)如表2所示，輪胎選用12.00-R20中型載重輪胎，每個輪胎當充氣壓力770kpa時可承載3.52噸，足以滿足承載要求，由式（26）和（27）可得到油氣和空氣彈簧懸架的承載質(zhì)量分別為10922kg和7078kg。

表2　載車及設(shè)備相關(guān)參數(shù)

以一個懸架為例，分析1/4車體的動態(tài)性能，令阻尼系數(shù)ξ=0.3，油氣及空氣彈簧懸架下載車的均方根加速度隨剛度系數(shù)變化情況如圖5和6所示。

圖5　油氣彈簧剛度與均方根加速度關(guān)系

圖6　空氣彈簧剛度與均方根加速度關(guān)系

從圖5和6中可發(fā)現(xiàn)，載車的均方根加速度值隨著彈簧剛度的增大而增大，即彈簧剛度越大，載車對光電設(shè)備的沖擊越大。此外，彈簧剛度決定了載車的靜態(tài)撓度及諧振，為了使結(jié)構(gòu)盡可能穩(wěn)定又不至于影響結(jié)構(gòu)性能，應在滿足均方根加速度的前提下盡量提高彈簧剛度。

同樣，分析1/4車體的動態(tài)性能，令油氣彈簧剛度系數(shù)為1.22×106N/m及空氣彈簧剛度系數(shù)為0.775×106N/m，載車的均方根加速度隨阻尼系數(shù)變化情況如圖7和8所示。

圖7　油氣彈簧剛度與均方根加速度關(guān)系

圖8　空氣彈簧剛度與均方根加速度關(guān)系

從圖7和8中可發(fā)現(xiàn)，均方根加速度值隨著阻尼系數(shù)的增大而減小。通過對圖5～8的分析比較及反復核算，最終確定油氣彈簧及空氣彈簧的剛度系數(shù)分別為Ks=1.22×106N/m和Kt=0.775×106N/m，阻尼系數(shù)均為0.32。

2　數(shù)值仿真與動態(tài)測試

2.1數(shù)值仿真

考慮如圖1所示的載車結(jié)構(gòu)，首先以隨機諧波疊加法產(chǎn)生的隨機路面模型作為輸入條件（如圖4所示），分別對油氣及空氣彈簧懸架下1/4車體的動態(tài)性能進行數(shù)值仿真，相關(guān)參數(shù)如表2所示。油氣及空氣懸架下，載車振動加速度響應如圖9和10所示，加速響應的均方根值分別為0.177g和0.178g，滿足了均方根加速度小于0.2g的要求。

圖9　油氣彈簧懸架加速度響應

圖10　空氣彈簧懸架加速度響應

2.2動態(tài)測試

對載車及設(shè)備整體結(jié)構(gòu)進行跑車測試，載車以30km/h的速度在C級公路上行駛，采用加速度計測試垂直加速的變化情況。在載車兩端即空氣及油氣懸架位置處各放置一個加速度計，如圖11和12所示，加速度計測試結(jié)果如圖13所示。

圖11　傳感器固定位置

圖12　載車及設(shè)備動態(tài)測試

圖13　振動加速度測試曲線

根據(jù)加速度計的測試數(shù)據(jù)，經(jīng)過計算處理得到加速度均方根及均值如表3所示，兩加速度計測量的加速度均值接近于零，均方根值均小于0.2g，滿足運輸光電設(shè)備的要求。

表3　加速度計測試

3　結(jié)論

研究了光電設(shè)備載車懸架系統(tǒng)匹配設(shè)計問題，推導了載車被動懸架系統(tǒng)的剛體動力學模型，基于隨機路面的頻域和時域模型，推導了車體豎向均方根加速度的表達式，并采用定量分析方法進行懸架系統(tǒng)參數(shù)進行匹配設(shè)計，對懸架系統(tǒng)進行數(shù)值仿真和系統(tǒng)動態(tài)測試。

結(jié)果表明，理論仿真與實測均方根加速度值基本一致，且均方根加速度值均能滿足小于0.2g的指標要求，表明推導的動力學模型能夠準確描述載車動力學性能，為光電設(shè)備載車懸架系統(tǒng)設(shè)計提供理論依據(jù)。

［1］Albertine JR.History of Navy HEL technology developmentandsystemstesting［J］.LaserAnd Beam Control Technologies.2002；4632：32-37.

［2］Ruffatto D，Brown D，Pohle R，Reiley M，Haddock D.Stabilized high-accuracy optical tracking system（SHOTS）［J］.Proceedings of SPIE.2001；4365：10-18.

［3］Turkay S，Akcay H.Aspects of achievable performance for quarter-car active suspensions［J］.Journal of Sound and Vibration.2008；311：440-460.

［4］Gordon TJ.nonlinear optimal-control of a semiactive vehicle suspension system［J］.Chaos Solitons &Fractals.1995，5：1603-1617.

［5］尹萬建，韓鷹，楊紹普.空氣彈簧懸架系統(tǒng)在強迫振動下的動力學分析［J］.中國公路學報，2006，19（03）：117-121.

［6］尹萬建，楊紹普，申永軍，等.空氣彈簧懸架的振動模型和剛度特性研究［J］.北京交通大學學報，2006，30（01）：71-74.

［7］陳燎，周孔亢，李仲興.空氣彈簧動態(tài)特性擬合及空氣懸架變剛度計算分析［J］.機械工程學報，2010，46（04）：93-98.

［8］袁春元，周孔亢，吳琳琪，等.車用空氣彈簧有限元分析方法［J］.機械工程學報，2009，45（06）：262-266.

［9］Eski I，Yidirim S.Vibration control of vehicle active suspension system using a new robust neural networkcontrolsystem［J］.SimulationModelling Practice and Theory，2009，17：778-793.

［10］李杰，秦玉英，趙旗.汽車隨機振動的建模與仿真［J］.吉林大學學報：工學版，2010，40（02）：316-319.

［11］周曉兵，姜玉波，周永福，等.基于平順性的汽車懸架主要參數(shù)設(shè)計方法［J］.長春理工大學學報：自然科學版，2014，37（02）：46-48.

［12］陳廣秋，孫蕙蓮.汽車懸架性能測試系統(tǒng)的研究與設(shè)計［J］.長春理工大學學報：自然科學版，2009，32（03）：388-392.

［13］段虎明，石峰，謝飛，等.路面不平度研究綜述［J］.振動與沖擊，2009，28（09）：95-101，216.

［14］常志權(quán)，羅虹，褚志剛，等.諧波疊加路面輸入模型的建立及數(shù)字模擬［J］.重慶大學學報：自然科學版，2004，27（12）：5-8.

［15］張永林，鐘毅芳.汽車道路雙輪轍多點隨機激勵建模與仿真研究［J］.系統(tǒng)仿真學報，2004，16（06）：1147-1149，1154.

Matching Design and Dynamic Test for the Suspension System of Vehicle Optical-electric Equipment

ZHAO Yongzhi，CAO Yuyan，WANG Zhichen
（Changchun Institute of Optics，F(xiàn)ine Mechanics and Physics，Chinese academy of sciences，Changchun 130033）

In order to improve the ride comfort and security of vehicle，the matching design method for the suspension system of vehicle is investigated.Firstly，the rigid body dynamic model of the suspension system is derived based on the assumption that the nonlinearity of oil-gas spring or air spring is omitted，and then the transfer function between the body acceleration and the road input is obtained.Secondly，the frequency domain model of stochastic roads is introduced based on the statistics property and is reconstructed using harmony superposition method，and then the time domain model of that road is obtained and used to simulation.Then，based on the transfer function and the model of stochastic road，the expression of mean square root acceleration of body is derived and the matching design of the parameters of suspension system is presented using quantitative methods.Finally，the numerical simulation of the suspension system is given and the dynamical test is processed.The results between the simulation and test have a good consistence，and the mean square root acceleration of body is less than the criteria constrain that＜0.2g，which indicate that the derived model can be used to precisely depict the dynamical property of vehicle.

optical-electric equipment；vehicle；suspension system；stochastic roads；mean square root acceleration

TP13

A

1672-9870（2016）04-0097-06

2016-03-16

國家自然科學基金（11403023）

趙勇志（1979-），男，博士，副研究員，E-mail：13504314756@126.com