汽車液壓主動(dòng)穩(wěn)定桿系統(tǒng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)性能參數(shù)影響仿真研究

蔚 亞，康 帆

(西安航空職業(yè)技術(shù)學(xué)院，陜西 西安 710089)

汽車轉(zhuǎn)彎行駛過(guò)程中，極易出現(xiàn)側(cè)傾問(wèn)題，從而威脅車輛與人身安全。而汽車液壓式主動(dòng)穩(wěn)定桿系統(tǒng)基于傳統(tǒng)被動(dòng)穩(wěn)定桿得以衍生，作為新型穩(wěn)定桿系統(tǒng)，其可顯著降低轉(zhuǎn)彎時(shí)車輛側(cè)傾的傾斜度，保障汽車行駛穩(wěn)定性與安全性。目前，陳志韜等人對(duì)主動(dòng)橫向穩(wěn)定桿試樣進(jìn)行了設(shè)計(jì)制造，并通過(guò)仿真提出了有效控制策略；龔建石等人通過(guò)研究構(gòu)建主動(dòng)橫向穩(wěn)定桿系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)平臺(tái)，同時(shí)根據(jù)實(shí)際情況開發(fā)了液壓系統(tǒng)[1]。現(xiàn)階段我國(guó)在主動(dòng)橫向穩(wěn)定桿系統(tǒng)方面的研究依舊在不斷深化，據(jù)此，本文面向汽車液壓主動(dòng)穩(wěn)定桿系統(tǒng)進(jìn)行了執(zhí)行機(jī)構(gòu)性能參數(shù)影響仿真分析。

1 主動(dòng)穩(wěn)定桿系統(tǒng)原理

1.1 系統(tǒng)原理

既有被動(dòng)穩(wěn)定桿主要是以襯套作為輔助，與車身實(shí)現(xiàn)有效對(duì)接，其端部則通過(guò)連桿與懸架下擺臂相連接。而主動(dòng)穩(wěn)定桿則基于引進(jìn)液壓系統(tǒng)，以液壓缸代替了被動(dòng)穩(wěn)定桿的連桿。液壓系統(tǒng)主要是由液壓缸、開關(guān)閥、溢流閥、蓄能器、液壓泵、油箱等所構(gòu)成。

液壓主動(dòng)穩(wěn)定桿系統(tǒng)原理[2]具體如圖1所示。

圖1 系統(tǒng)原理

在四個(gè)開關(guān)閥都處于關(guān)閉狀態(tài)時(shí)，液壓缸鎖止，這時(shí)系統(tǒng)與被動(dòng)穩(wěn)定桿等效。開關(guān)閥2與3開啟，開關(guān)閥1與4關(guān)閉，此時(shí)液壓缸伸出，相反則縮進(jìn)。液壓缸伸縮極易造成穩(wěn)定桿兩端實(shí)現(xiàn)對(duì)向轉(zhuǎn)動(dòng)，以生成反側(cè)傾力矩，以此與車身側(cè)傾力度相阻抗。

1.2 控制原理

液壓主動(dòng)穩(wěn)定桿系統(tǒng)控制原理即，受路面激勵(lì)(q)與轉(zhuǎn)向輸入(γf)雙重作用力，整車模型生成狀態(tài)信息(車速vx、前輪轉(zhuǎn)角、側(cè)向加速度zy、車身側(cè)傾角)，基于滑模控制器計(jì)算總反側(cè)傾力矩(Warc)，動(dòng)態(tài)配置于前后軸穩(wěn)定桿，以Bang-Bang算法為載體有效控制推桿位移，實(shí)現(xiàn)反側(cè)傾力矩的精確輸出[3]。控制原理具體如圖2所示。

圖2 控制原理

2 液壓主動(dòng)穩(wěn)定桿系統(tǒng)力學(xué)性能

2.1 側(cè)傾載荷轉(zhuǎn)移量

車輛在轉(zhuǎn)向時(shí)，車身的側(cè)向加速保持在恒定狀態(tài)，離心力作用在質(zhì)心上。受簧下質(zhì)量較小，為了便捷，可直接忽視。一般來(lái)說(shuō)，質(zhì)心處側(cè)傾軸上方位置。所以，車輛轉(zhuǎn)向時(shí)，離心力作用在車身的時(shí)候，就會(huì)產(chǎn)生側(cè)傾軸轉(zhuǎn)動(dòng)力矩，以此造成載荷發(fā)生位移，以出現(xiàn)側(cè)傾。懸架兩端彈簧保持在伸張與收縮狀態(tài)，此時(shí)便會(huì)構(gòu)成持衡于側(cè)傾力矩的另一力矩[4]。即

(MΦf+MΦp)=zyWiki+WikiΦ

(1)

式中：MΦf與MΦp分別為前懸架與后懸架側(cè)傾剛度，N/m；ki為質(zhì)心與側(cè)傾軸間距，m；zy為側(cè)向加速度,m/s；Wi為車重，t；zyWiki為側(cè)傾力矩，N·m；Φ代表側(cè)傾角，(°)。

汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，車身側(cè)傾，前軸與后軸車輪則會(huì)出現(xiàn)載荷位移。前軸車輪載荷位移量(ΔWf)，基于力矩平衡關(guān)系，即

(2)

將式(1)代入式(2)，即

(3)

式中：Q為前軸車輪中心線與后軸車輪中心線的間距，m；Qp為質(zhì)心與前軸車輪中心線的間距，m；kf為前側(cè)傾中心與地面間距；df為前軸車輪間距，m。

2.2 穩(wěn)定桿力學(xué)分析

液壓主動(dòng)穩(wěn)定桿等效機(jī)構(gòu)，即曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，具體如圖3所示。

圖3 等效機(jī)構(gòu)

式中：曲柄OA即左右擺臂；AB即左右直拉桿；滑塊即液壓缸活塞桿，屬于原動(dòng)件。

滑塊B虛位移εib水平向左時(shí)，曲柄OA出現(xiàn)虛位移εia。受AB連桿限制，A與B之間虛位移εia與εib處于連桿軸線的投影相等，否則連桿長(zhǎng)度恒定的限制條件將會(huì)遭到破壞[5]。基于等效機(jī)構(gòu)的幾何關(guān)系，則

εiacos[90°-(α+β)]=εibcosβ

(4)

求解則

(5)

液壓主動(dòng)穩(wěn)定桿系統(tǒng)受力模型[5]具體如圖4所示。

圖4 主動(dòng)穩(wěn)定桿受力模型

在車輛轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，車身于H點(diǎn)作用于橫向穩(wěn)定桿，作用力即f，保持垂直向下的受力方向。

由于OA與OH之間處于剛性銜接狀態(tài)，在作用力作用于H點(diǎn)的時(shí)候，則代表于OA增加了順時(shí)針阻力矩，基于虛位移做虛功原理，則

F0εib=WΔα

(6)

車輛轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，液壓缸活塞桿開始面向左側(cè)逐步位移，OA旋轉(zhuǎn)角度為Δα，(°)。由于虛位移較小，并且A點(diǎn)相對(duì)O點(diǎn)以圓周運(yùn)動(dòng)，即

(7)

將式(4)與式(5)代入式(6)，有

(8)

通過(guò)式(8)明確穩(wěn)定桿輸入力F與輸出力f間表達(dá)式，在給定輸出力值時(shí)，便可計(jì)算得出主動(dòng)穩(wěn)定桿系統(tǒng)所需液壓缸提供力。

2.3 執(zhí)行結(jié)構(gòu)控制

穩(wěn)定桿的位移量與反側(cè)傾力矩間保持良好的線性關(guān)系，通過(guò)控制單元計(jì)算，獲得車輛自身克服車身側(cè)傾所需反側(cè)傾力矩時(shí)，可明確液壓缸推桿的目標(biāo)位移量[6]，即

(9)

基于Bang-Bang算法控制液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)位移，明確輸入變量(x)，輸出變量即電磁開關(guān)閥電信號(hào)(V1、V2)。為降低閥開關(guān)頻率，將滯環(huán)寬度引進(jìn)位移控制器，具體算法，即：

(10)

式中：V1/V2=12V代表電磁閥通電處于開啟狀態(tài)；V1/V2=0 V代表電磁閥斷電處于關(guān)閉狀態(tài)；Δ=0.001 5代表滯環(huán)寬帶，m。

3 液壓模型

基于AMEsim構(gòu)建執(zhí)行機(jī)構(gòu)液壓模型[7]，具體如圖5所示。

圖5 液壓模型

4 執(zhí)行機(jī)構(gòu)性能參數(shù)影響仿真分析

4.1 液壓缸

以單活塞液壓缸為例，其參數(shù)即缸筒內(nèi)徑與活塞桿外徑。基于不同缸徑與桿徑實(shí)現(xiàn)批處理運(yùn)算，仿真分析結(jié)果具體如圖6、圖7所示。

圖6 推桿輸出力曲線

圖7 推桿速度曲線

由圖6、圖7可以看出，缸筒內(nèi)徑越大，則推桿進(jìn)退速度就會(huì)越小，執(zhí)行機(jī)構(gòu)響應(yīng)時(shí)間則越長(zhǎng)。但是缸筒內(nèi)徑過(guò)小，受固定油壓作用，受力面積小會(huì)直接造成輸出作用力減小。推桿的進(jìn)退速度過(guò)大，很容易引發(fā)脈動(dòng)沖擊，使得執(zhí)行機(jī)構(gòu)穩(wěn)定性明顯降低。而缸筒的內(nèi)徑相同情況下，推桿外徑逐步變小，那么液壓缸有桿腔和無(wú)桿腔之間的受力面積差距則會(huì)隨之縮小，基于系統(tǒng)要求下，可以選擇偏小推桿外徑。

4.2 閥芯截流面積

基于主動(dòng)穩(wěn)定桿輸出力矩與響應(yīng)時(shí)間標(biāo)準(zhǔn)，電磁開關(guān)閥芯截流面積控制在3～7 mm2。為對(duì)截流面積的影響性進(jìn)行全面檢驗(yàn)，選擇不同面積開展批處理運(yùn)算，仿真分析[8]具體如圖8與圖9所示。

圖8 不同截流面積下推桿輸出力曲線

圖9 不同截流面積下推桿速度曲線

由圖9可以看出，截流面積越大，推桿進(jìn)退速度越快，執(zhí)行機(jī)構(gòu)的響應(yīng)速度則會(huì)隨之加快。所以截流面積在很大程度上決定著液壓回路液壓油流動(dòng)的速度。

4.3 軟管內(nèi)徑

軟管對(duì)于執(zhí)行機(jī)構(gòu)性能參數(shù)的影響主要分為內(nèi)徑與長(zhǎng)度兩部分，在穩(wěn)定桿系統(tǒng)中，一般情況下內(nèi)徑約10 mm，長(zhǎng)度約5 mm。不同內(nèi)徑下推桿輸出力曲線具體如圖10所示。

圖10 不同內(nèi)徑下推桿輸出力曲線

由圖10可以看出，內(nèi)徑≤8 mm條件下，推桿輸出力曲線存在顯著性差異，據(jù)此內(nèi)徑小則軟管管路流通性差，進(jìn)而執(zhí)行結(jié)構(gòu)響應(yīng)速度變慢。而內(nèi)徑>8 mm條件下，推桿輸出力曲線處于大體重合狀態(tài)，由此可知，內(nèi)徑此時(shí)狀態(tài)已經(jīng)滿足主動(dòng)穩(wěn)定桿系統(tǒng)流通能力。

在內(nèi)徑10 mm條件下，不同長(zhǎng)度下推桿輸出力曲線具體如圖11所示[9]。

圖11 不同長(zhǎng)度下推桿輸出力曲線

由圖11可以看出，軟管長(zhǎng)度不同時(shí)，推桿輸出力曲線大致重合，并不存在顯著性差異，因此油壓與內(nèi)徑保持恒定狀態(tài)，則軟管長(zhǎng)度造成的主動(dòng)穩(wěn)定桿影響偏小，據(jù)此保障軟管具體長(zhǎng)度符合具體需求即可。

5 結(jié) 論

綜上所述，通過(guò)AMEsim構(gòu)建的液壓系統(tǒng)模型，面向執(zhí)行機(jī)構(gòu)對(duì)其性能影響參數(shù)開展了深層探究分析。結(jié)果表明，液壓模型可切實(shí)滿足液壓主動(dòng)穩(wěn)定桿系統(tǒng)性能指標(biāo)要求；液壓缸缸徑與桿徑、電磁開關(guān)閥芯截流面積、軟管內(nèi)徑為執(zhí)行機(jī)構(gòu)性能的主要影響參數(shù)。在液壓缸缸筒內(nèi)徑逐漸增大趨勢(shì)下，機(jī)構(gòu)響應(yīng)速度減緩，其缸徑與桿徑在很大程度上決定了機(jī)構(gòu)響應(yīng)特征；電磁開關(guān)閥的通電與斷電與液壓缸推桿運(yùn)行趨勢(shì)、輸出力息息相關(guān)，其開關(guān)閥芯截流面積對(duì)于液壓回路油的流動(dòng)速度發(fā)揮著直接的決定性作用；軟管內(nèi)徑大小與也液壓回路流通性密切相關(guān)，但是軟管長(zhǎng)度對(duì)于機(jī)構(gòu)性能的影響非常小。