基于阻尼多級分段調節的半主動懸架系統

(無錫職業技術學院 汽車與交通學院，江蘇 無錫 214121)

0 引言

隨著汽車高速化的發展，傳統被動懸架已不能滿足汽車的減振需求，半主動懸架和主動懸架得到了廣泛的發展與應用。國內外學者對半主動懸架和主動懸架進行了大量的研究，取得了豐碩的成果[1-5]。馬克等人設計了一種基于主動懸架非脆弱H∞控制器[6]。梁輝等人研究了車輛的半主動懸架分數階天棚阻尼控制[7]。周創輝等人提出了一種基于改進型天棚阻尼控制算法的饋能式半主動油氣懸架系統[8]。Ayman等人對雙橫臂懸架系統動態特性進行了分析[9]。Kavitha等人提出了一種雙橫臂懸架系統的主動外傾角和前束控制策略[10]。

傳統的被動懸架的彈性元件不僅起動到承載車身重量的作用，還是存貯液壓能量和吸收液壓能量的部件，但被動懸架減震器油液量需要維持在一個足夠大的數值[11-13]，以確保減震器筒內液壓能夠通過流通閥在不同的腔內流通。但實際使用中，減震器內部液壓數值往往不能保持那么大數值，這樣會極大地降低減震器的減震效果。半主動懸架可以通過改變流通閥的流通面積，以改變懸架系統的阻尼，保證減震器筒內液壓能夠快速在兩筒之間流動。傳統的半主動懸架按照流通閥等閥門打開的面積，把阻尼的改變分為軟、硬和適中三個等級，這樣設計方法在一定程度上改善了減震器的減震效果，但是由于路面狀況的隨機性和路面的多樣性，簡單的半主動懸架三級阻尼設計方法已不能和多樣性路面很好的匹配，導致現有的半主動懸架減震效果不能完全發揮。針對這一問題，本文在傳統的液力減震器上，設計了利用電磁閥改變節流閥的流通截面面積的大小，進而控制節流閥進出油液量，以把減振器阻尼進行多級分段調節，從根本上解決問題。

1 模型的建立

通過對車輛懸架進行力學分析，根據車輛舒適性[14-15]，安全性優化設計目標，利用懸架動擾度作為約束條件，建立在不同車速，不同路況，不同車輛的參數以及不同震動情況下的車輛懸架最佳阻尼比優化設計目標函數和數學模型。

1.1 半主動懸架動力學模型

1/4汽車半主動懸架模型，如圖1所示，作為阻尼可變式半主動懸架，需要確定其阻尼的變化范圍。

圖1 1/4汽車半主動懸架模型

二自由度1/4汽車半主動懸架的震動方程為:

(1)

(2)

其中:Csemi(t)的變化范圍為0≤Csemi(t)≤Cmax。

因此，需要確定減震器阻尼系數的范圍，需要研究阻尼匹配的阻尼控制規律和最優解。

設單輪總質量為mt，單輪賽下質量為md,則單輪簧上質量為mu=mt-md。根據懸架系統最佳阻尼比，可得懸架系統最佳阻尼系數為:

Cs=4πξfomu

(3)

式中，ξ為懸架最佳阻尼比，是由被動懸架最佳阻尼匹配所決定的；fo為懸架固有頻率。

因此，根據懸架系統杠桿比i,可求得減震器復原行程在首次開閥時的阻尼系數為:

Cd1=4πξfomu/i2

(4)

根據減震器平安比η的定義，可得:

ηps=k1k2=Cd1/k2

(5)

式中，k1為減震器首次開閥前的速度特性直線的斜率；k2為最大開閥前的速度特性直線的斜率。

因此，可得減震器復原行程最大開閥前速度特性面線的斜率k2為:

k2=C1/ηps

(6)

根據阻尼力與阻尼系數和速度之間關系，可得到減震器復原行程最大開閥阻尼系數Cd2為:

(7)

式中,Vk1和Vk2分別為減震器首次開閥速度和最大開閥速度;Fdk1和Fdk2分別為減震器在首次和最大開閥時的阻尼力。

將Fdk1=Cd1Vk1和k2=Cd1/ηps代入上式，得:

(8)

根據減震器壓縮行程和復原行程阻尼特性的雙向比βd，可得減震器壓縮行程在開閥前后的阻尼系數分別為:

Cd1y=βdCd1=βd4πξfomu/i2

(9)

(10)

由以上分析可知，利用車輛參數以及復原行程和壓縮行程的初次開閥速度和最大開閥速度，可求得減震器復原行程的首次開閥阻尼力Fdk1和最大開閥阻尼力Fdk2,以及壓縮行程的首次開閥阻尼力Fdk1y和最大開閥阻尼力Fdk2y。因此，可得設計減震器要求的分段線性速度特性曲線，如圖2所示。

圖2 速度特性曲線

1.2 半主動懸架系統基于安全性和舒適性的數學模型

(11)

式中，ξ*為基于不同行駛路況，車速v和單輪簧上質量情況下的最佳阻尼比，ξ*=ξ(Gp，v，m)；ξoc為懸架系統最舒適所對應的阻尼比，ξoc=0.1748；ξos為懸架系統最安全所對應的阻尼比，ξos=0.4136。

1.3 半主動懸架系統最佳阻尼系數

(12)

代入得：

(13)

式中，Csc為舒適時懸架系統所要求的阻尼系數，Csc=0.7πfomu；Css為最安全時懸架系統所要求的的阻尼系數，Css=1.65πfomu。

由于最佳阻尼系數ξ*是隨不同行駛路況，車速v和單簧上質量情況變化的，因此，半主動懸架系統最佳阻尼系數Cso也是隨不同行駛路況，車速v和單輪簧上質量情況而變化的。

1.4 半主動懸架可控減震器節流參數控制規律

采用節流閥的節流孔面積A作為可控參數，而節流閥片厚度h、閥片預變形量frko和閥片最大限位間隙δmax作為不可控參數。其中，總節流面積At一般包括兩部分：一部分是固定常通節流孔面積；另外一部分是可控節流孔面積,半主動懸架可控減震器設置固定常通節流孔的目的是保證半主動懸架的安全，防止可控震的可控節流孔關閉時，減振器成為剛體[16]。

(14)

將式中的減震器最大阻尼系數Cdmax替換成減震器最小阻尼系數Cdmin，便可得到減震器最大節流孔面積Amax設計數學模型，即:

(15)

因此，可得可控節流孔的面積Aseim控制規律為：

(16)

由于可控減震器最佳阻尼系數C*d是隨車輛行駛路況，車速，轉彎半徑和單輪質量變化的，因此，可控減震器節流孔面積Aseim[17]也是隨車輛行駛路況、車速、轉彎半徑和單輪質量而變化的。

2 硬件結構

目前使用比較多的是雙向筒式液力減震器，當車輛因震動而出現相對運動的時候，減震器液壓油消耗散熱，工作缸內的活塞上下移動，油腔內部的液壓油便會從活塞上面的通流閥反復的從一個腔流入另一個腔。隨著通流閥孔壁與油液之間的摩擦，以及油液分子之間的黏性摩擦對產生的震動形成阻尼力，將震動能量轉化為熱能并散發到大氣當中，流通閥和補償閥是一般的單向閥，其彈簧彈力很小[18]，當閥上的油壓作用力與彈簧彈力同向時，閥門處于關閉狀態；而當油壓作用力與彈簧反向力時，則只要很小的油壓，閥便能開啟。壓縮閥和伸張閥是卸荷閥，其彈簧彈力剛度較大，預緊力較大，只有當油壓增到一定程度時，閥才能開啟；當油壓降低到一定程度時，閥即自行關閉，如圖3所示。

圖3 雙向筒式液力減震器

2.1 結構分析

由圖3可知，由于伸張彈簧的剛度和預緊力比壓縮閥大，導致在同樣的油壓力作用下，伸張閥打開的液壓流通通道的橫截面積小于壓縮閥門打開的液壓流通通道的橫截面積，因此導致減振器在伸張行程和壓縮行程產生的阻尼力大小不同，而且前者產生阻尼力要大于后者。

2.2 結構原理

本文設計的半主動控制節流的液力減震器，是在普通的液力雙向筒式的基礎上，通過旁路控制轉動節流閥閥芯，改變流通面積，使節流閥孔具有三個位置，從而產生三個不同的阻尼值。當速度小于0.3 m/s，汽車承受輕微的震動，節流孔產生節流阻尼力；當速度在0.3～1.0 m/s范圍內，汽車承受中等強度的震動，由電磁閥控制節流孔的孔隙，這是減震器的主要工作；當速度大于1.0 m/s，懸架劇烈震動，車輪高頻震動，電磁閥控制節流孔的節流間隙開到最大，這與輪胎和路面接觸的情況密切相關。

圖4 工作原理圖

減小節流孔的通道截面積，增大了油液流動阻尼；反之，當汽車載荷減小時，增大了節流孔的通道截面積，減小了阻尼力，從而達到了隨汽車載荷的變化而改變減震器阻力的目的。對油液的節流作用使減震器產生伸張運動時的阻尼作用，而減震器的彈力是伸張閥大于流通閥，孔徑是伸張閥小于流通閥，綜上所述，伸張行程的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力。在運動模式或者過彎工況及時增大阻尼，就能使車變得更硬朗；而在平直道路上，降低懸架阻尼能獲得更好的舒適性。抑制減震彈簧在吸收路面所帶來的各種沖擊之后產生的反復彈跳，以加速彈簧固有震動的衰減，根據路況和行駛狀態自動的為車輛提供更佳的駕駛平順性。

3 控制方法與試驗

使用模糊神經網絡為算法，以模糊控制為主體，應用神經元網絡，實現模糊控制的決策。以汽車平順性指標NVH作為減震器的控制目標參數，控制對象為車速、汽車振動加速度、汽車重量。建立基于平順性指標的模糊控制系統，并確定其模糊控制規則。建立表征NVH的方程：

NVH =f(x1,x2,…,xn) =S

(17)

其中：x1,x2,x3為影響NVH的變量；S為描述NVH狀態的參數，S= -2表示一級阻尼，S= -1表示二級阻尼，S=0表示三級阻尼，S=1表示四級阻尼，S=2表示五級。建立基于NVH預測的神經網絡圖。

圖5是一個3層神經網絡圖。該神經網絡的輸入變量是汽車行駛速度、汽車在垂直方向的振動加速度以及汽車整車重量，它們分別用x1,x2,x3表示，而且不同的神經元之間通過權系數相互聯系。神經網絡系統的輸出參數為NVH，表示汽車平順性指標。最后，應用誤差反向傳播算法(error back propagation，BP)的方法對網絡連接權值進行適當調節。

圖5 神經網絡圖

在模糊控制器的設計中，汽車平順性指標NVH模糊論域值取為[-3，3]，而NVH正負變化的誤差變化率可用d(NVH) /dt表示，它的模糊論域也可以取值[-4，4]。模糊子集定義為{PB(正大)，PS(正小)，Z(零)，NS(負小)，NB(負大)}，然后根據以上分析構建模糊規則表，即可求出汽車平順性指標NVH的控制曲線圖[19]。

對裝有該懸架的車輛進行了試驗，讓車輛駛過單凸塊的時域信號，其中橫坐標為歷經時間，縱坐標為垂直加速度信號，試驗圖6所示。試驗條件：汽車的單輪簧載質量為241 kg，對應的非簧載質量111 kg，懸架彈簧剛度為87 kN/m，使用的輪胎的剛度為39882 kN/m，采集汽車質心處的加速度信號。汽車以65 km/h速度直線駛過有單凸塊(凸塊幾何參數滿足國標GB/T 12534與GB/T 4970-2009汽車平順性脈沖輸入試驗規范要求：三角凸塊長度為40 cm，高度為60 cm，橫向寬度為300 cm)的路面工況。分別記錄裝有被動懸架的樣車通過該區域的車身振動加速度信號。

圖6 懸架系統的垂直加速度響應

由圖6為汽車駛過單凸塊過程中，車身垂直振動加速度試驗數值。從圖6可以得知，車身最大的加速度數值為40 m/s2,振動量非常大。汽車懸架系統檢測到該信號之后，立刻對減振器阻尼進行調控，在此過程中還需要考慮整車重量和車速信號，綜合以上信息按照預定的模糊神經網絡算法進行減震。從圖6的數值可知，峰值之后的振動信號的衰減非常迅速，說明減震器控制效果良好，減震器減震效能佳。

4 結語

本文設計了一種多級分段調節減振器阻尼的方法，利用節流閥處電磁閥，達到節流控制流量的目的。建立了數學模型，設計了相關的硬件結構，開展了單凸塊的振動試驗，驗證了其控制效果。得出了以下結論：

1)多級減震器不需要消耗汽車太多的能源，節省了資源，對純電動而言，有重要的節能意義；

2)該系統結構簡單，控制方便，技術要求低，不占用汽車太多的空間，維修成本低，保養比較容易；

3)有效解決了普通液力減震器內的油液不能在兩個腔室內快速轉換的問題，提高了舒適性和操縱性；

4)提高汽車的減震效果；

5)根據路況和行駛狀況自動控制阻尼，具有較好的可靠性。

該減震器減震效果良好，為減震器的設計提供了一個方向，其生產和引用前景十分廣闊，預期會有顯著的社會經濟效益。