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        液壓互聯(lián)懸架能耗分析與參數(shù)優(yōu)化

        2018-01-15 05:22:17張承龍汪若塵
        關(guān)鍵詞:蓄能器油液功耗

        陳 龍,張承龍,汪若塵,葉 青

        (江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院,江蘇 鎮(zhèn)江212013)

        互聯(lián)懸架是指單個車輪的運(yùn)動引起其他車輪或車輪組發(fā)生變化的懸架系統(tǒng)的總稱。其中液壓反向互聯(lián)懸架可以通過左右懸架系統(tǒng)內(nèi)油液的耦合,在乘坐舒適性不變差的前提下,較大程度的改善車輛的操縱穩(wěn)定性[1-4]。油液在系統(tǒng)的傳動過程中,油液與管壁之間存在摩擦,油液分子間存在內(nèi)摩擦,管道方向、斷面積的改變都會造成系統(tǒng)壓力的損失。這部分壓力損失的能量都以熱能的形式耗散掉,從而衰減車身的振動[5]。

        喻凡等[6]對被動懸架阻尼器功耗進(jìn)行了估算,并分析了主動懸架設(shè)計中回收能量的潛力;方志剛等[7]提出了懸架能量耗散因子的概念,并推導(dǎo)出能量耗散的計算方法;于長淼等[8]通過CARSIM軟件仿真分析了車輛在不同車速及路面下懸架阻尼器的能耗。

        上述研究表明,目前相關(guān)學(xué)者對懸架節(jié)能潛力研究主要是針對傳統(tǒng)被動懸架減振器開展,尚未對液壓互聯(lián)懸架節(jié)能潛力進(jìn)行分析。筆者以液壓互聯(lián)懸架為研究對象,研究其系統(tǒng)各液壓元器件的能耗特性,選取不同的阻尼孔孔徑,對懸架動力學(xué)性能及節(jié)能性進(jìn)行協(xié)調(diào)性優(yōu)化。

        1 液壓互聯(lián)懸架能耗分析

        1.1 液壓互聯(lián)懸架結(jié)構(gòu)形式及減振原理

        筆者采用的研究對象為反向互聯(lián)懸架,其結(jié)構(gòu)形式如圖1。左右懸架的液壓缸均為雙作用液壓缸,其通過連接管道實現(xiàn)反向互聯(lián),每根連接管道上都安裝一個阻尼閥和一個蓄能器。

        該懸架系統(tǒng)的阻尼力主要通過阻尼孔提供,其工作原理為:當(dāng)車架和車身間受路面激勵引起相對運(yùn)動時,液壓缸內(nèi)的活塞上下運(yùn)動,迫使油液從高壓腔通過互聯(lián)管路流向低壓腔。當(dāng)油液流經(jīng)阻尼閥時,阻尼孔與油液間的摩擦以及油液分子間的內(nèi)摩擦對車身振動行成阻尼力,使得汽車振動能量轉(zhuǎn)化為油液的熱能,從而起到衰減車身振動、改善乘坐舒適性的作用。

        圖1 反向互聯(lián)式懸架結(jié)構(gòu)布置Fig.1 Reverse interconnected suspension structure arrangement

        1.2 系統(tǒng)流量計算

        在路面激勵的作用下,左右液壓缸內(nèi)的活塞往復(fù)運(yùn)動,使得油液從壓力大的腔體流入壓力小的腔體?;钊麑⒏左w分隔為有桿腔和無桿腔,則進(jìn)出有桿腔和無桿腔油液的流量可用式(1)表示[9]:

        (1)

        由活塞桿導(dǎo)致容積變化響應(yīng)問題通過蓄能器中油液進(jìn)行補(bǔ)償,則進(jìn)出蓄能器的流量可用式(2)表示:

        (2)

        1.3 系統(tǒng)能耗計算

        1.3.1 液壓缸

        為保證系統(tǒng)的密封性,液壓缸采用密封圈,使得活塞與液壓缸壁相對運(yùn)動過程中產(chǎn)生摩擦,同時油液也存在黏性摩擦力。因此,筆者采用庫侖+黏性摩擦模型[10]。以左液壓缸為例,則其摩擦損失的功耗PLf可用式(3)表示:

        (3)

        式中:Ff為液壓缸摩擦力;b為液壓缸黏性系數(shù);Fc為庫倫摩擦力。

        1.3.2 蓄能器

        筆者采用皮囊式液壓蓄能器,由于蓄能器消耗的功率較小,因此對蓄能器的模型作適當(dāng)簡化,其結(jié)構(gòu)示意如圖2。

        圖2 皮囊式蓄能器結(jié)構(gòu)示意Fig.2 Peltry energy accumulator structure diagram

        蓄能器的能耗主要通過油液流經(jīng)連接短管形成局部壓力損失造成的,以左蓄能器為例,其功率損耗Pl蓄可用式(4)表示:

        (4)

        式中:ΔPl蓄為蓄能器壓降;ζ為連接短管的局部阻力系數(shù);A蓄為連接短管的截面積。

        1.3.3 阻尼閥

        以左阻尼孔為例,阻尼閥工作時的壓降可用薄壁小孔公式來計算,如式(5):

        (5)

        阻尼閥壓力損失功率Pl阻可用式(6)表示:

        (6)

        式中:cq為油液的流量系數(shù);A阻為阻尼閥開口面積。

        1.3.4 管 路

        油液在管路流動時,克服黏性阻力也需要消耗一部分能量。以左管路為例,由于左蓄能器安裝位置與左液壓缸有桿腔出油口位置接近,忽略這一段管路的壓力損失,故左管路的沿程壓力損失可用式(7)表示:

        (7)

        左管路沿程損失功率Pl沿可用式(8)表示:

        (8)

        式中:L為管路的等效長度;Vv為油液的運(yùn)動黏度;d管為管路的直徑。

        2 能耗分析

        某商用車的仿真參數(shù)如表1。

        表1 仿真模型主要參數(shù)

        筆者將在B級路面下車速分別為20、40 m/s;C級路面下車速為40 m/s的這3種工況進(jìn)行仿真分析。各液壓元器件平均功耗如表2。

        表2 各液壓元器件平均功耗

        懸架能耗的時域響應(yīng)如圖3。

        由圖3及表2可知:①隨著車速提高和路面等級變差,互聯(lián)懸架系統(tǒng)內(nèi)各液壓元器件的功耗也不斷增加;②隨著車速提高和路面等級變差,阻尼閥功耗占懸架系統(tǒng)功耗比重由第1種工況的59.8%降為第3種工況的48.6%,有下降的趨勢,然而阻尼閥的功耗占比依然是系統(tǒng)中最大的。

        圖3 懸架能耗仿真時域Fig.3 Response of suspension energy consumption in time domain

        3 懸架參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計

        通過能耗仿真分析,若要實現(xiàn)車輛節(jié)能減排,可對阻尼閥相關(guān)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計,同時還應(yīng)兼顧車輛的動力學(xué)性能。

        3.1 DOE分析

        以車身加速度為乘坐舒適性評價指標(biāo),以阻尼閥功耗為節(jié)能性指標(biāo),以阻尼孔孔徑為設(shè)計變量,對模型參數(shù)進(jìn)行DOE分析[11]。阻尼孔變化時,對車身加速度均方根值和阻尼閥功耗的影響如圖4。

        由圖4可知:① 隨著阻尼孔孔徑增加,車身加速度均方根值下降,乘坐舒適性提高;阻尼閥功耗上升,車輛的節(jié)能性變差。② 車身加速度均方根值與阻尼閥功耗存在制約關(guān)系,為了權(quán)衡乘坐舒適性和節(jié)能性,需要對二者進(jìn)行協(xié)調(diào)性優(yōu)化。

        3.2 多目標(biāo)優(yōu)化

        NSGA-Ⅱ采用快速非支配排序算法,計算復(fù)雜度比 NSGA 大大降低,同時引入精英策略,擴(kuò)大采樣空間,防止最佳個體丟失,提高了算法運(yùn)算速度和魯棒性。選擇的遺傳算法參數(shù)包括:種群數(shù)量60、遺傳代數(shù)20、交叉概率0.9、交叉分布指數(shù)10、變異分布指數(shù)20。

        筆者采用線性加權(quán)和法將多目標(biāo)函數(shù)轉(zhuǎn)化為單目標(biāo)函數(shù)求解??紤]到子目標(biāo)函數(shù)在量綱和量級上存在差異,先對各子目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行歸一化處理,即將各子目標(biāo)函數(shù)除以各自的最大值,多目標(biāo)優(yōu)化模型如式(9)[12]:

        (9)

        式中:f1(x)為車身加速度均方根;f1(x)max為該函數(shù)極大值點;f2(x)為阻尼閥功耗;f2(x)max為其極大值點,由3.1節(jié)可知,f1(x)max=1.10、f2(x)max=600;w1、w2分別為對應(yīng)的權(quán)重系數(shù),均取0.5;d為阻尼孔直徑;Dmax為允許的最大動行程取180 mm。

        通過計算得到最優(yōu)阻尼孔孔徑為3.6 mm。在C級路面、車速為40 m/s的工況下,分別將優(yōu)化前后阻尼孔孔徑代入模型,進(jìn)行對比分析。結(jié)果如表3。

        表3 優(yōu)化前后結(jié)果對比

        仿真得到的車身加速度、阻尼閥功耗時域信號對比如圖5。

        仿真結(jié)果表明:經(jīng)過優(yōu)化后的液壓互聯(lián)懸架在乘坐舒適度上有了較大的改善,同時也降低了阻尼閥的功耗,有效提升了車輛節(jié)能減排的潛力。

        4 結(jié) 論

        1)從能耗角度出發(fā),筆者通過仿真,分析了3種城市工況下,液壓互聯(lián)懸架各液壓元件的能耗,并發(fā)現(xiàn)阻尼閥能耗占比較大,為進(jìn)一步懸架的優(yōu)化設(shè)計提供理論支持。

        2)通過DOE分析,發(fā)現(xiàn)乘坐舒適性與阻尼閥能耗存在制約關(guān)系。采用線性加權(quán)和法及NSGA-Ⅱ遺傳算法對該多目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行協(xié)調(diào)性優(yōu)化求解。優(yōu)化后的車身加速度降低了5.98%,阻尼閥功耗下降了4.82%,這對提高車輛底盤性能具有實際意義。

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