車輛饋能懸掛系統(tǒng)滑模控制及能量管理策略研究

黃大山， 張進(jìn)秋， 劉義樂， 張建

(裝甲兵工程學(xué)院 裝備試用與培訓(xùn)大隊(duì), 北京 100072)

車輛饋能懸掛系統(tǒng)滑模控制及能量管理策略研究

黃大山， 張進(jìn)秋， 劉義樂， 張建

(裝甲兵工程學(xué)院 裝備試用與培訓(xùn)大隊(duì), 北京 100072)

針對車輛傳統(tǒng)主動懸掛系統(tǒng)高能耗的問題，以半車為研究對象，建立了一種4自由度饋能式懸掛系統(tǒng)；為解決饋能式減振器主動控制與能量回收不能并存的問題，設(shè)計(jì)了一種新型饋能式減振器，采用其力發(fā)生器進(jìn)行主動控制，同時可用其饋能器回收能量。依據(jù)車輛典型行駛條件給出了基于控制執(zhí)行率的車輛懸掛系統(tǒng)能量管理策略，以綜合考慮饋能式懸掛系統(tǒng)的振動控制與能量回收。仿真分析與實(shí)車試驗(yàn)分析表明：與被動懸掛系統(tǒng)相比，所建立的基于滑模控制的饋能式懸掛系統(tǒng)的綜合性能改善了22.7%，說明了該饋能式懸掛系統(tǒng)振動控制的有效性；依據(jù)行駛路面及行駛速度劃分3種典型車輛行駛條件可以用來作為控制執(zhí)行率實(shí)施大小的判別條件。

兵器科學(xué)與技術(shù)； 饋能懸掛； 饋能式減振器； 滑模控制； 能量回收特性； 能量管理策略

0 引言

車輛懸掛系統(tǒng)通常用來緩和路面帶給車體的沖擊并衰減車體的振動。目前，車輛懸掛系統(tǒng)已經(jīng)由傳統(tǒng)的被動懸掛發(fā)展為具有高性能的主動懸掛，如線性二次型調(diào)節(jié)器主動控制[1]、天棚主動控制[2]和H∞主動控制[3]等。主動控制雖然能夠顯著提高車輛各方面的行駛特性，但其高能耗一直是限制其在實(shí)際工程運(yùn)用的主要原因。近些年提出的饋能懸掛能夠回收懸掛系統(tǒng)中原本以熱能形式耗散掉的振動能量，降低主動懸掛的能量消耗。Karnopp[4]給出了車輛懸掛系統(tǒng)能量耗散的過程，并對其能量需求進(jìn)行了分析研究。Nakano等[5]證明了在適當(dāng)?shù)臈l件下，懸掛系統(tǒng)主動控制所需的能量完全可以由其回收的能量來提供，并設(shè)計(jì)了一種自供能式懸掛系統(tǒng)。美國Bose公司[6]研制了一種基于直線電機(jī)的懸掛系統(tǒng)，并通過實(shí)車試驗(yàn)證明了該懸掛的可行性和有效性。黃昆等[7]分析了主動懸掛系統(tǒng)回收振動能量的潛力和可行性，并給出了一種饋能式懸掛系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案。于長淼等[8]運(yùn)用MATLAB和CARSIM建立了饋能式懸掛系統(tǒng)模型，并分析了能量回收的影響因素。方志剛等[9]設(shè)計(jì)了一種液電式饋能懸掛系統(tǒng)，并試驗(yàn)驗(yàn)證了能量回收的可行性。由此可知，饋能懸掛系統(tǒng)是車輛懸掛的未來發(fā)展方向和當(dāng)前研究的熱點(diǎn)問題。

本文首先建立了半車4自由度饋能懸掛系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，然后設(shè)計(jì)了滑模控制算法對該饋能懸掛系統(tǒng)進(jìn)行振動控制。給出了車輛振動控制綜合評價準(zhǔn)則和懸掛系統(tǒng)能量回收特性評價準(zhǔn)則，并設(shè)計(jì)了考慮車輛行駛條件的能量管理策略。對所建立的饋能懸掛系統(tǒng)的主動控制效果、能量回收特性和能量管理策略進(jìn)行仿真分析和實(shí)車試驗(yàn)分析，以檢驗(yàn)所設(shè)計(jì)的滑模控制算法、懸掛系統(tǒng)能量回收及能量管理策略的有效性。

1 饋能懸掛系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

饋能懸掛系統(tǒng)是在車輛原有的傳統(tǒng)被動懸掛系統(tǒng)彈簧- 阻尼減振器的基礎(chǔ)上，并聯(lián)引入或?qū)⑵涮鎿Q成同時具有主動控制和回收能量功能的饋能式減振器，由此形成的一種新型懸掛系統(tǒng)。依據(jù)一定的能量管理策略，可以實(shí)現(xiàn)振動控制與能量回收之間的切換。饋能懸掛系統(tǒng)的饋能式減振器是實(shí)現(xiàn)其振動控制和能量回收的關(guān)鍵部件，既為主動控制裝置，又為能量回收裝置。饋能式減振器設(shè)計(jì)的好壞直接影響懸掛系統(tǒng)的整體性能。目前，國內(nèi)外學(xué)者設(shè)計(jì)了多種結(jié)構(gòu)形式的饋能式減振器，如液壓式[10]、液電式[9, 11]、電磁式[6]等。當(dāng)前所設(shè)計(jì)的各種饋能式減振器需要不停地在振動控制和能量回收兩種工況之間切換，其切換電路設(shè)計(jì)復(fù)雜，并且使得實(shí)際回收的能量有限[12]。本文設(shè)計(jì)了一種新型饋能式減振器，采用兩個旋轉(zhuǎn)電機(jī)和齒輪齒條運(yùn)動方式轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式構(gòu)成的饋能式電磁作動器，如圖1所示。將其中一個旋轉(zhuǎn)電機(jī)作為力發(fā)生器，用于主動控制，另一個旋轉(zhuǎn)電機(jī)作為饋能器，用于能量回收。這樣的結(jié)構(gòu)形式將懸掛系統(tǒng)振動控制與能量回收兩種工況分離開來，即在振動控制的同時也可以進(jìn)行能量回收，互不影響。

圖1 新型饋能式減振器Fig.1 A new energy-regenerative absorber

將新型饋能式減振器與車輛上原有的彈簧- 阻尼減振器并聯(lián)，構(gòu)成新型饋能懸掛系統(tǒng)，這種設(shè)計(jì)具有失效安全特性，即當(dāng)新型饋能式減振器出現(xiàn)故障不能實(shí)現(xiàn)主動控制功能時，可以降級為被動懸掛系統(tǒng)工作，提供減振作用，車輛仍然可以正常行駛。建立半車4自由度的新型饋能懸掛系統(tǒng)模型如圖2所示。

圖2 半車4自由度新型饋能懸掛系統(tǒng)模型Fig.2 Half-car 4 DOF novel energy-regenerative suspension system model

圖2中：mc為懸置質(zhì)量；mtf為前懸掛非懸置質(zhì)量；mtr為后懸掛非懸置質(zhì)量；ksf為前懸掛系統(tǒng)的等效剛度；ksr為后懸掛系統(tǒng)的等效剛度；ktf為前車輪的等效剛度；ktr為后車輪的等效剛度；csf為前懸掛系統(tǒng)的阻尼系數(shù)；csr為后懸掛系統(tǒng)的阻尼系數(shù)；cmmf為前懸掛饋能式電磁作動器中力發(fā)生器的機(jī)械阻尼系數(shù)；Faf為前懸掛饋能式電磁作動器的主動控制力；cmgf為前懸掛饋能式電磁作動器中饋能器的機(jī)械阻尼系數(shù)；cegf為前懸掛饋能式電磁作動器中饋能器的電磁阻尼系數(shù)；cmmr為后懸掛饋能式電磁作動器中力發(fā)生器的機(jī)械阻尼系數(shù)；Far為后懸掛饋能式電磁作動器的主動控制力；cmgr為后懸掛饋能式電磁作動器中饋能器的機(jī)械阻尼系數(shù)；cegr為后懸掛饋能式電磁作動器中饋能器的電磁阻尼系數(shù)；Ic為懸置質(zhì)量的轉(zhuǎn)動慣量；θc為懸置質(zhì)量的俯仰角度；L為車輛前后車輪之間的軸距；a為前車輪與車輛質(zhì)心之間的距離；b為后車輪與車輛質(zhì)心之間的距離；xc為懸置質(zhì)量的絕對位移；xsf為前懸掛等效懸置質(zhì)量的絕對位移；xsr為后懸掛等效懸置質(zhì)量的絕對位移；xtf為前懸掛非懸置質(zhì)量的絕對位移；xtr為后懸掛非懸置質(zhì)量的絕對位移；xrf為前懸掛路面激勵；xrr為后懸掛路面激勵。

根據(jù)牛頓動力學(xué)定律，可建立新型饋能懸掛系統(tǒng)的運(yùn)動微分方程為

ksr(xsr-xtr)+Faf+Far=0,

(1)

bksr(xsr-xtr)-aFaf+bFar=0,

(2)

Faf=0,

(3)

Far=0,

(4)

式中，caf=csf+cmmf+cmgf+cegf；car=csr+cmmr+cmgr+cegr；主動控制力Faf、Far使懸掛系統(tǒng)懸置質(zhì)量與非懸置質(zhì)量朝著相向的方向運(yùn)動為正。

車輛行駛前輪路面激勵xrf采用濾波白噪聲模型生成[13]，后輪路面激勵xrr與前輪相差一定時長τ，可得

(5)

xrr(t)=xrf(t-τ),

當(dāng)θc較小時，可以近似為

(6)

(7)

式中：A為狀態(tài)矩陣；B為控制矩陣；U為控制力；Γ為擾動矩陣；W為路面輸入。

2 懸掛系統(tǒng)主動控制

2.1 滑模控制算法設(shè)計(jì)

滑模控制算法的設(shè)計(jì)目標(biāo)是在被控饋能懸掛系統(tǒng)和其參考模型之間產(chǎn)生滑動模態(tài)，使得被控饋能懸掛系統(tǒng)對比跟蹤其參考模型的運(yùn)動。由此可以給出懸掛系統(tǒng)的狀態(tài)方程和滑模切換面函數(shù)為

(8)

使X′=TX，則可將(7)式變換成如下標(biāo)準(zhǔn)型：

(9)

由文獻(xiàn)[14]可知，在設(shè)計(jì)滑模切換面的時候，需要忽略路面激勵W的影響；而在設(shè)計(jì)滑模控制律的時候，需要考慮路面激勵W的作用。由此，可得到饋能懸掛系統(tǒng)和滑模切換面函數(shù)為

(10)

滑模控制律由等效控制力和切換控制力兩部分控制力構(gòu)成，即

USM=Ueq+Usw，

(11)

式中：Ueq為等效控制力，是使懸掛系統(tǒng)狀態(tài)沿著滑模切換面運(yùn)動的控制量；Usw為切換控制力，是驅(qū)使懸掛系統(tǒng)狀態(tài)向滑模切換面運(yùn)動的控制量。

(12)

將(12)式代入變換后的饋能懸掛系統(tǒng)狀態(tài)方程(8)式，整理后可得到等效控制力為

Ueq=-(Θ′2B′2)-1[(Θ′1A′11+Θ′2A′21)-

(Θ′1A′12+Θ′2A′22)Θ′2-1Θ′1]X′1-

(Θ′2B′2)-1(Θ′1Γ′1+Θ′2Γ′2).

(13)

設(shè)計(jì)滑模控制律時，為滿足穩(wěn)定性條件，由Lyapunov穩(wěn)定性判據(jù)可知，需使如下不等式成立[15]：

(14)

可以采用等速趨近律來滿足滑模控制律設(shè)計(jì)的存在性和可達(dá)性約束條件，則可以定義切換控制力為

Usw=-εsgn (s),

(15)

由此，可以得到饋能懸掛系統(tǒng)滑模控制律為

U=Ueq+Usw=-(Θ′2B′2)-1[(Θ′1A′11+Θ′2A′21)-

(Θ′1A′12+Θ′2A′22)Θ′2-1Θ′1]X′1-

(Θ′2B′2)-1(Θ′1Γ′1+Θ′2Γ′2)W-εsgn (s).

(16)

考慮饋能式電磁作動器最大出力限制，可以得到修正后的饋能懸掛系統(tǒng)滑模控制律：

(17)

2.2 振動控制特性評價準(zhǔn)則

(18)

式中：RMS表示求均方根值；αx為懸置質(zhì)量加速度調(diào)節(jié)系數(shù)；αθ為俯仰角加速度調(diào)節(jié)系數(shù)；QRC越小越好。

車輪動載荷能夠反映車輛路面附著性，車輪動載荷與車輪動變形相差一個常數(shù)倍數(shù)，因此也可將車輪動變形作為路面附著性的評價準(zhǔn)則，可表示為

QRA=βfRMS{xtf-xrf}+βrRMS{xtr-xrr}，

(19)

式中：βf為前懸掛車輪動變形調(diào)節(jié)系數(shù)；βr為后懸掛車輪動變形調(diào)節(jié)系數(shù)；QRA越小越好。

懸掛動撓度在一定程度上可以同時反映出車輛的行駛平順性和路面附著性，但懸掛動撓度指標(biāo)并不是越小越好，而是可以在許用動行程內(nèi)適當(dāng)?shù)脑龃蟆?/p>

本文在綜合考慮行駛平順性和路面附著性兩項(xiàng)行駛性能的基礎(chǔ)上，還引入了主動控制力評價指標(biāo)，以評價車輛的能耗性能，可以給出饋能懸掛系統(tǒng)主動控制力的均方根為

QEC=ξfRMS{Faf}+ξrRMS{Far}，

(20)

式中：ξf為前懸掛主動控制力調(diào)節(jié)系數(shù)；ξr為后懸掛主動控制力調(diào)節(jié)系數(shù)；QEC越小越好。

據(jù)此建立車輛饋能懸掛系統(tǒng)綜合性能評價準(zhǔn)則，可表示為

(21)

式中：ζRC為車輛行駛平順性調(diào)節(jié)系數(shù)；ζRA為車輛路面附著性調(diào)節(jié)系數(shù)；ζEC為車輛能耗性能調(diào)節(jié)系數(shù)；QRCp、QRAp分別表示被控對象相應(yīng)的被動饋能懸掛系統(tǒng)的行駛平順性和路面附著性的評價指標(biāo)；RECSH表示被控對象在標(biāo)準(zhǔn)天棚主動控制下饋能懸掛系統(tǒng)所需的主動控制力的均方根值。將各評價指標(biāo)分別與其相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)評價指標(biāo)作比較，以消除不同量綱帶來的影響。

3 懸掛系統(tǒng)能量管理

針對車輛不同工作狀態(tài)及性能要求，需要對其進(jìn)行能量管理，以使車輛可以提供滿意的振動控制效果和能量回收量。

3.1 能量回收特性評價準(zhǔn)則

為使饋能懸掛系統(tǒng)的能量回收特性有一定的量化評價標(biāo)準(zhǔn)與分析計(jì)算工具，給出如下4個懸掛系統(tǒng)饋能能力的評價準(zhǔn)則[16]：

(22)

(23)

(24)

3.2 能量管理策略

車輛饋能懸掛系統(tǒng)的能量管理需要綜合考慮懸掛系統(tǒng)振動控制和能量回收兩種功能，使車輛在一定的行駛條件(路面條件和車速條件)及性能要求(行駛性能和能耗性能)下，其饋能懸掛系統(tǒng)能夠工作在與其相適應(yīng)的工作狀態(tài)中，并且對懸掛系統(tǒng)振動控制要有合適的執(zhí)行程度。

無論在哪種工作模式(被動饋能或者主動控制)下，在本文所設(shè)計(jì)的新型饋能懸掛系統(tǒng)中，饋能式電磁作動器的饋能器始終都能夠回收懸掛系統(tǒng)中的能量，而饋能式電磁作動器的力發(fā)生器則會有不同的執(zhí)行方式。由此可知，車輛饋能懸掛系統(tǒng)主動控制施加與否，或主動控制的執(zhí)行程度，決定了車輛的工作模式。將車輛饋能懸掛系統(tǒng)主動控制的執(zhí)行程度，稱作控制執(zhí)行率ηC. 當(dāng)ηC= 0%時，懸掛系統(tǒng)處于被動饋能工作模式；當(dāng)0% <ηC≤100%時，懸掛系統(tǒng)處于主動控制工作模式。

當(dāng)對車輛行駛性能有較高要求時，如護(hù)送戰(zhàn)場傷員或者進(jìn)行行進(jìn)間射擊，車輛懸掛系統(tǒng)控制執(zhí)行率應(yīng)為ηC= 100%；當(dāng)對車輛能耗性能有較高要求時，如需遠(yuǎn)距離機(jī)動或者作為能源保障平臺對外供電，車輛懸掛系統(tǒng)控制執(zhí)行率應(yīng)為ηC= 0%. 當(dāng)對車輛行駛性能和能耗性能無要求時，需要依據(jù)車輛的行駛條件來進(jìn)行能量管理，選取合適的工作模式。考慮車輛行駛路面和行駛車速兩方面的行駛條件，表1給出了在不同行駛條件下合適的控制執(zhí)行率。

表1 控制執(zhí)行率與行駛條件的關(guān)系Tab.1 Relation between the performing rate of active control and the running condition of vehicle

4 仿真實(shí)驗(yàn)分析

本文以某型輪式車輛為研究對象，將其原懸掛系統(tǒng)改裝為饋能懸掛系統(tǒng)，其1/2車輛懸掛系統(tǒng)的基本參數(shù)如表2所示。

表2 懸掛系統(tǒng)基本參數(shù)Tab.2 Parameters of suspension system

4.1 主動控制效果分析

以饋能被動懸掛(PASSIVE)和天棚主動控制(SH)[19]兩種懸掛系統(tǒng)作為對比，對滑模控制(SM)主動懸掛的振動特性進(jìn)行仿真分析。考慮算法以改善行駛平順性為主要目標(biāo)，適當(dāng)提高綜合性能評價系數(shù)中與行駛平順性相關(guān)的系數(shù)。采用極點(diǎn)配置法可得到滑模切換面系數(shù)矩陣，一個有效的系數(shù)矩陣為

(25)

分析滑模主動控制算法對車輛振動特性的影響。假設(shè)車輛在C級路面以10 m/s的速度勻速行駛60 s，可以得到PASSIVE、SH、SM這3種懸掛系統(tǒng)的車輛行駛平順性、路面附著性、主動控制力和綜合性能評價指標(biāo)及相應(yīng)的改善情況，如表3所示。由表3可以看出：1)與PASSIVE懸掛相比，SH算法對車輛行駛平順性和路面附著性兩個指標(biāo)均無改善，使其綜合性能降低了1.6%，說明前輪后輪獨(dú)立的SH主動控制算法對半車4自由度懸掛系統(tǒng)振動控制無效果；2)與PASSIVE懸掛相比，SM算法顯著改善了車輛的行駛平順性，綜合性能提高了15.2%，說明本文設(shè)計(jì)的SM主動控制算法能夠?qū)Π胲?自由度懸掛系統(tǒng)實(shí)施有效的振動控制；3)SH算法和SM算法的主動控制力均方根值十分相近，其最大值分別為832.000 N和976.093 N，說明SM主動控制算法通過提高控制力實(shí)施效率來取得較好的振動控制效果。

表3 懸掛系統(tǒng)評價指標(biāo)改善幅度Tab.3 Assessment index and its improvement of suspension system

4.2 能量回收特性分析

為了研究新型饋能懸掛系統(tǒng)能量回收特性，采用4.1節(jié)給出的饋能被動懸掛和滑模控制主動懸掛兩種懸掛系統(tǒng)，分別作為新型饋能懸掛系統(tǒng)的被動饋能模式和主動控制模式，對各饋能懸掛評價指標(biāo)的響應(yīng)特性進(jìn)行仿真分析。設(shè)定懸掛控制執(zhí)行率ηC= 100%，能量轉(zhuǎn)換效率η=50%.

4.2.1 路面等級影響分析

假設(shè)車輛以10 m/s的速度勻速行駛60 s，可以得到隨著路面等級從A級到H級，新型饋能懸掛系統(tǒng)的饋能潛力、饋能效率、自供能系數(shù)和平均回收能量的變化曲線，分別如圖3～圖6所示。從圖3～圖6可以看出：1)懸掛系統(tǒng)的饋能潛力不隨路面等級的變化而改變；2)懸掛系統(tǒng)的饋能效率隨著路面等級的增大而逐漸減小，說明路面起伏波動增大，主動控制時回收能量的增長幅度小于被動饋能時回收能量的增長幅度；3)懸掛系統(tǒng)自供能系數(shù)隨著路面等級的增大而逐漸增大，說明路面起伏波動越大，懸掛系統(tǒng)回收的能量相對越多，而主動控制力的大小受到新型饋能式減振器硬件結(jié)構(gòu)的限制，使主動控制消耗的能量漲幅相對較小；4)平均回收能量隨著路面等級的增大而呈指數(shù)級增大，而在實(shí)際情況下，由于懸掛系統(tǒng)和饋能裝置等硬件的限制，平均回收能量會小于仿真給出的結(jié)果。

圖3 饋能潛力隨路面等級的變化曲線Fig.3 Energy harvesting capacity vs. road level

圖4 饋能效率隨路面等級的變化曲線Fig.4 Energy harvesting efficiency vs. road level

圖5 自供能系數(shù)隨路面等級的變化曲線Fig.5 Self-energizing coefficient vs. road level

圖6 平均回收能量隨路面等級的變化曲線Fig.6 Average harvested energy vs. road level

4.2.2 車輛速度影響分析

假設(shè)車輛在C級標(biāo)準(zhǔn)路面勻速行駛60 s，可以得到隨著車輛速度從1 m/s 到30 m/s，新型饋能懸掛系統(tǒng)的饋能潛力、饋能效率、自供能系數(shù)和平均回收能量的變化曲線，分別如圖7～圖10所示。從圖7～圖10可以看出：1)懸掛系統(tǒng)的饋能潛力不隨車輛速度的變化而改變，并且始終為27%，與路面等級影響分析結(jié)果一致，說明饋能潛力僅與懸掛系統(tǒng)自身特性有關(guān)，與外界條件無關(guān)；2)懸掛系統(tǒng)的饋能效率隨著車輛速度的增大而逐漸增大，說明車輛行駛越快，主動控制模式時回收的能量越多；3)懸掛系統(tǒng)的自供能系數(shù)隨著車輛速度的增大近于逐漸增大；4)平均回收能量隨著車輛速度的增大而線性增大。

圖7 饋能潛力隨車輛速度的變化曲線Fig.7 Energy harvesting capacity vs. running speed

圖8 饋能效率隨車輛速度的變化曲線Fig.8 Energy harvesting efficiency vs. running speed

圖9 自供能系數(shù)隨車輛速度的變化曲線Fig.9 Self-energizing coefficient vs. running speed

圖10 平均回收能量隨車輛速度的變化曲線Fig.10 Average harvested energy vs. running speed

4.3 能量管理策略分析

為了研究新型饋能懸掛系統(tǒng)能量管理策略的有效性，采用前述給出的饋能被動懸掛和滑模控制主動懸掛兩種懸掛系統(tǒng)，針對3種典型的車輛行駛條件，對各懸掛系統(tǒng)行駛性能進(jìn)行仿真分析；并將兩種懸掛系統(tǒng)分別作為新型饋能懸掛系統(tǒng)的被動饋能模式和主動控制模式，對各饋能懸掛能量回收特性進(jìn)行仿真分析(能量轉(zhuǎn)換效率η= 50%)。

第一種典型的車輛行駛條件：假設(shè)車輛在B級路面以10 m/s的速度勻速行駛60 s，可以得到當(dāng)控制執(zhí)行率分別為0%、50%和100%時，PASSIVE和SM這兩種懸掛系統(tǒng)車輛的各項(xiàng)性能指標(biāo)對比數(shù)據(jù)，如表4所示。由表4可以看出：1)考慮懸掛系統(tǒng)振動控制特性，綜合性能在控制執(zhí)行率為50%時達(dá)到最優(yōu)，為QC= 0.843；2)此時各車輛行駛特性性能指標(biāo)絕對數(shù)值均非常小，實(shí)際的主動控制的作用不大；3)雖然懸掛系統(tǒng)平均回收能量隨著控制執(zhí)行率的升高而增加，但其絕對數(shù)值非常小。由此可以設(shè)定在第一種典型行駛條件下懸掛系統(tǒng)的控制執(zhí)行率ηC= 0%，這樣不會對懸掛系統(tǒng)能量供給產(chǎn)生影響，又可以確保車輛具有可接受的行駛性能。

第二種典型的車輛行駛條件：假設(shè)車輛在C級路面以10 m/s的速度勻速行駛60 s，各懸掛系統(tǒng)評價指標(biāo)數(shù)據(jù)如表5所示。由表5可以看出：1)在此條件下行駛的車輛，其行駛平順性指標(biāo)相對較差，當(dāng)控制執(zhí)行率ηC= 0%時，懸置質(zhì)量加速度均方根值為0.956，表明人體已經(jīng)主觀感受到不舒適[19]，需要實(shí)施主動控制以提高行駛平順性；2)此時ηC= 50%和ηC= 100%兩種情況下懸置質(zhì)量加速度和懸置質(zhì)量俯仰角加速度數(shù)值變化不大，分別為3.676%和8.458%，并且在ηC= 50%時車輛綜合性能最好；3)此時ηC= 50%和ηC= 100%兩種情況均可以實(shí)現(xiàn)懸掛系統(tǒng)的自供能量，而且懸掛系統(tǒng)有一定數(shù)量的回收能量。由此可以設(shè)定在第二種典型行駛條件下懸掛系統(tǒng)的控制執(zhí)行率為ηC= 50%，這樣不僅可以有一定的能量可以存儲，又可以適當(dāng)改善車輛的行駛性能。

表4 車輛在B級路面以10 m/s勻速行駛60 s時懸掛系統(tǒng)評價指標(biāo)對比

Tab.4 Comparison of assessment indexes of suspension system while vehicle runs for about 60 s on B-level road at 10 m/s

性能指標(biāo)ηc/%050100QRC075306130586QRA000312000321000339QC108430859ηp272727ηe723998008596692γ18981016Pl573263417655

表5 車輛在C級路面以10 m/s均速行駛60 s時懸掛系統(tǒng)評價指標(biāo)對比

Tab.5 Comparison of assessment indexes of suspension system while vehicle runs for about 60 s on C-level road at 10 m/s

性能指標(biāo)ηc/%050100QRC150612191154QRA000623000642000679QC108400847ηp272727ηe723997969195747γ19191026Pl229282523830322

第三種典型的車輛行駛條件：假設(shè)車輛在E級路面以10 m/s的速度勻速行駛60 s，各懸掛系統(tǒng)評價指標(biāo)數(shù)據(jù)如表6所示。由表6可以看出：1)在此條件下行駛的車輛，其行駛平順性指標(biāo)非常差，當(dāng)控制執(zhí)行率ηC= 0%時，懸置質(zhì)量加速度均方根值為3.823，表明人體已經(jīng)主觀感受到極不舒適[20]，需要以控制執(zhí)行率ηC= 100%實(shí)施主動控制以盡可能地提高車輛行駛平順性；2)此時ηC=50%和ηC= 100%兩種情況均可以實(shí)現(xiàn)懸掛系統(tǒng)的自供能量，雖然此時懸掛系統(tǒng)平均回收能量十分可觀，并且當(dāng)ηC=50%時還可以有相當(dāng)?shù)哪芰靠梢源鎯ο聛恚珵榱塑囕v具有可以接受的行駛特性性能指標(biāo)，需要在此行駛條件下，將懸掛系統(tǒng)控制執(zhí)行率設(shè)定為ηC= 100%.

表6 車輛在E級路面以10 m/s均速行駛60 s時懸掛系統(tǒng)評價指標(biāo)對比

Tab.6 Comparison of assessment indexes of suspension system while vehicle runs for about 60 s on E-level road at 10 m/s

性能指標(biāo)ηc/%050100QRC602549114616QRA002490025600270QC108440844ηp272727ηe723997855993467γ19291014Pl366853398067473606

5 實(shí)車試驗(yàn)分析

本文研究所基于的某型輪式車輛如圖11所示，車輛原懸掛系統(tǒng)以及改裝后的饋能懸掛系統(tǒng)如圖12所示。

圖11 某型輪式車輛實(shí)物圖Fig.11 A certain type of wheeled vehicle

圖12 車輛懸掛系統(tǒng)實(shí)物圖Fig.12 Photographs of suspension systems

為確保實(shí)車試驗(yàn)對本文所建立的半車模型驗(yàn)證的有效性，將測試人員及各試驗(yàn)測試設(shè)備按其質(zhì)量左右對稱設(shè)置，使車輛左右兩部分質(zhì)量基本相同，如圖13所示。以左半車輛實(shí)車測試數(shù)據(jù)為基準(zhǔn)進(jìn)行模型驗(yàn)證分析。

圖13 實(shí)車試驗(yàn)測試設(shè)備實(shí)物圖Fig.13 Test equipment for vehicle

分析實(shí)車的滑模主動控制對車輛振動特性的影響。車輛在C級路面以10 m/s的速度勻速行駛60 s，可以得到PASSIVE、SM、PASSIVE_E(實(shí)車被動懸掛)、SM_E(實(shí)車主動懸掛)這4種懸掛系統(tǒng)的車輛行駛平順性、主動控制力和綜合性能評價指標(biāo)，如表7所示。由表7可以看出：1)由于測量噪聲及建模誤差的影響，使得由實(shí)測數(shù)據(jù)計(jì)算得到的車輛行駛平順性相對較差，但與PASSIVE_E相比，SM_E的車輛行駛平順性有明顯改善，提高了27.921%；2)與仿真的主動懸掛相比，實(shí)車的主動懸掛振動控制要提供更大的控制力，消耗更多能量；3)由于無法測得車輪與地面的相對位移，無法得到路面附著性數(shù)據(jù)，則在計(jì)算懸掛綜合性能評價指標(biāo)時要略去這一項(xiàng)，這導(dǎo)致其綜合性能指標(biāo)要好于相應(yīng)的仿真數(shù)據(jù)，提高了22.7%.

對新型饋能懸掛系統(tǒng)能量回收特性的實(shí)車試驗(yàn)分析。由于試驗(yàn)條件的限制，這里僅給出B級、C級路面和車輛行駛速度為5 m/s和10 m/s時各項(xiàng)能量回收特性評價指標(biāo)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)的對比，如表8、表9所示。由表8、表9可以看出：1)車輛懸掛系統(tǒng)饋能潛力與仿真數(shù)據(jù)相接近，基本保持不變；2)饋能效率的試驗(yàn)數(shù)據(jù)小于仿真數(shù)據(jù)，但其隨著路面等級增長而降低、隨行駛速度增大而提高的變化趨勢未變；3)自供能系數(shù)有明顯提高，且平均回收能量也顯著增大，主要是由車體與車輪實(shí)際和推導(dǎo)得到的相對速度均增大所致。

表7 懸掛系統(tǒng)振動控制特性評價指標(biāo)試驗(yàn)數(shù)據(jù) 與仿真數(shù)據(jù)對比Tab.7 Experimental data and simulated data of assessment indexes of vibration control performance

表8 能量回收特性評價指標(biāo)試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比(車速為10 m/s)

Tab.8 Experimental data and simulated data of assessment indexes of energy harvesting performance (running speed of 10 m/s)

性能指標(biāo)路面等級BC仿真數(shù)據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)仿真數(shù)據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)ηp27265492727631ηe96692905909574790322γ1016138210261468Pl7655121273032251787

表9 能量回收特性試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比(C級路面)

Tab.9 Experiment data and simulated data of assessment indexes of energy harvesting performance (C-level road)

性能指標(biāo)車速/(m·s-1)5m/s10m/s仿真數(shù)據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)仿真數(shù)據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)ηp27281352727631ηe94882899169574790322γ1017131310261468Pl14958238943032251787

對新型饋能懸掛系統(tǒng)能量管理策略有效性的實(shí)車試驗(yàn)分析。分別給出了車輛在B級和C級路面以10 m/s勻速行駛60 s兩個條件下各懸掛系統(tǒng)評價指標(biāo)試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)的對比，如表10、表11所示。由表10、表11可以看出：1)在B級路面行駛條件下，控制執(zhí)行率不同時，車輛行駛平順性絕對數(shù)值均非常小，實(shí)際的主動控制作用不大，而且懸掛系統(tǒng)平均回收能量絕對數(shù)值也非常小，對平均回收能量影響不大，因此可以設(shè)定此時懸掛系統(tǒng)的控制執(zhí)行率ηC= 0%，與仿真分析相符；2)在C級路面行駛條件下，控制執(zhí)行率不同時，其行駛平順性指標(biāo)均較差，人體已經(jīng)能夠感受到不舒適，需要實(shí)施主動控制以提高行駛平順性，同時隨著控制執(zhí)行率的提高，懸掛系統(tǒng)回收的能量增加明顯，并且絕對數(shù)值相對較大，由此可以設(shè)定此時懸掛系統(tǒng)的控制執(zhí)行率ηC= 50%，在有一定能量回收的同時，又可以使車輛具有較好的行駛性能。

表10 車輛在B級路面以10 m/s勻速行駛60 s時懸掛系統(tǒng)評價指標(biāo)試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比

Tab.10 Experiment data and simulated data of assessment indexes of suspension system while vehicle runs for about 60 s on B-level road at 10 m/s

數(shù)據(jù)來源性能指標(biāo)ηc/%050100QRC075306130586仿真數(shù)據(jù)QC108430859Pl573263417655QRC097708010696試驗(yàn)數(shù)據(jù)QC107850808Pl8328987112127

表11 車輛在C級路面以10 m/s勻速行駛60 s時懸掛系統(tǒng)評價指標(biāo)試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比

Tab.11 Experimental data and simulated data of assessment indexes of suspension system while vehicle runs for about 60 s on C-level road at 10 m/s

數(shù)據(jù)來源性能指標(biāo)ηc/%050100QRC150612191154仿真數(shù)據(jù)QC108400847Pl229282523830322QRC193415131394試驗(yàn)數(shù)據(jù)QC107250773Pl371554199451787

6 結(jié)論

本文設(shè)計(jì)了一種可以同時實(shí)現(xiàn)振動控制與能量回收的新型饋能式減振器，以此建立了一種半車4自由度饋能懸掛系統(tǒng)，并給出了相應(yīng)的數(shù)學(xué)模型；設(shè)計(jì)了懸掛系統(tǒng)的滑模主動控制算法，并給出了行駛平順性、路面附著性和綜合性能3種車輛行駛特性評價指標(biāo)；給出了饋能潛力、饋能效率、自供能系數(shù)和平均回收能量4種懸掛系統(tǒng)能量回收特性評價指標(biāo)；最后依據(jù)車輛行駛條件給出了能量管理策略。通過仿真和試驗(yàn)分析得出以下結(jié)論：

1)試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)基本吻合，驗(yàn)證了懸掛系統(tǒng)模型建立的準(zhǔn)確性和仿真分析的有效性；

2)滑模主動控制算法主要改善了車輛饋能懸掛系統(tǒng)的行駛平順性和綜合性能，分別提高了27.921%和22.7%；

3)饋能懸掛系統(tǒng)的饋能潛力是由系統(tǒng)內(nèi)部參數(shù)決定的，不隨路面等級、車輛速度等外部環(huán)境的變化而發(fā)生改變；

4)當(dāng)路面為B級及以上或車速大于5 m/s時，懸掛系統(tǒng)可以實(shí)現(xiàn)自供能量；

5)在低等級路面行駛時，可設(shè)定控制執(zhí)行率ηC=0%，無需實(shí)施主動控制；在中等級路面低速行駛時，可設(shè)定控制執(zhí)行率ηC= 50%，以適當(dāng)改善車輛行駛性能并增加回收的能量；在中等級路面高速行駛或者高等級路面行駛時，可設(shè)定控制執(zhí)行率ηC=100%，以最大程度地改善車輛行駛性能。

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Research on Sliding Mode Control and Energy Management Strategy of Energy-regenerative Suspension System of Vehicle

HUANG Da-shan, ZHANG Jin-qiu, LIU Yi-le, ZHANG Jian

(Department of Equipment Testing and Training, Academy of Armored Force Engineering, Beijing 100072, China)

To solve the high energy consumption of standard active suspension system of vehicle, a 4 DOF energy-regenerative suspension system is established by taking the half-car as research object. A new energy-regenerative absorber, which has an actuator for active controlling and an energy-regenerator for energy harvesting, is designed to solve the problem of enabling to implement the active control and energy harvesting of energy-regenerative absorber at the same time. An energy management strategy based on the performing rate of active control is given according to the running conditions of vehicle. The simulated and experimental results show that, in comparison to the passive suspension, the comprehensive performance of the established energy-regenerative suspension with sliding mode control algorithm is improved by 22.700%, which indicates that the vibration control of the energy-regenerative suspension with sliding mode control is effective; 3 kinds of typical running condition, which are distinguished by road level and running speed, could be used as the criteria of the performing rate of active control.

ordnance science and technology; energy-regenerative suspension; energy-regenerative absorber; sliding mode control; energy harvesting performance; energy management strategy

2016-06-15

總裝備部創(chuàng)新工程項(xiàng)目(2015YY04)

黃大山(1988—), 男, 博士研究生。E-mail: scoobidoobidoo@126.com； 張進(jìn)秋(1963—)，男，教授，博士生導(dǎo)師。E-mail: zhangjq63@163.com

U463.33+1

A

1000-1093(2016)12-2185-11

10.3969/j.issn.1000-1093.2016.12.002