汪少華， 翟旭輝， 孫曉強(qiáng)， 施德華， 殷春芳

(江蘇大學(xué) 汽車工程研究院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

油氣懸架是一種以液壓油作為承載介質(zhì)，以氮?dú)庾鳛閺椥越橘|(zhì)的懸架系統(tǒng)，其具有承載質(zhì)量大、剛度阻尼特性非線性變化等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于工程機(jī)械以及軍用車輛上[1-2]。由于應(yīng)用油氣懸架的車輛多行駛在惡劣工況條件下，傳統(tǒng)的被動(dòng)油氣懸架系統(tǒng)難以保證車輛的操縱性能以及乘坐人員的舒適性，越來(lái)越多的學(xué)者開(kāi)始研究剛度阻尼可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)[3]。目前，對(duì)油氣懸架阻尼可調(diào)的研究主要包括改變液壓閥口的過(guò)流面積和控制可控流體黏度兩大類，對(duì)油氣懸架剛度可調(diào)的研究方法大多采用通過(guò)控制附加蓄能器的參數(shù)實(shí)現(xiàn)剛度可調(diào)。相關(guān)研究表明，上述方法能夠提高油氣懸架系統(tǒng)的性能，但是實(shí)現(xiàn)控制的難度較大，且結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本較高。因此，進(jìn)一步研究結(jié)構(gòu)可靠、低能耗且控制簡(jiǎn)單的剛度阻尼多級(jí)可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)具有重要意義[4-5]。

關(guān)于剛度阻尼多級(jí)可調(diào)式油氣懸架，已有學(xué)者進(jìn)行了研究。楊杰等[6]設(shè)計(jì)了一種剛度阻尼多級(jí)可調(diào)式油氣懸架，當(dāng)油氣懸架的工作壓力達(dá)到閥值時(shí)，剛度模式進(jìn)行切換，建立了其非線性剛度阻尼數(shù)學(xué)模型，并通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行模型驗(yàn)證。Sun等[7]通過(guò)調(diào)整高速開(kāi)關(guān)閥的狀態(tài)，改變了減振器的阻尼模式，通過(guò)建立具有連續(xù)和離散系統(tǒng)輸入的混合邏輯動(dòng)態(tài)模型，解決了系統(tǒng)最優(yōu)控制問(wèn)題。李仲興等[8]對(duì)兩級(jí)壓力式油氣懸架系統(tǒng)剛度特性進(jìn)行了仿真，通過(guò)增加附加氣室的方法實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)剛度可調(diào)，結(jié)合MATLAB/Simulink分析了在隨機(jī)路面輸入下油氣懸架系統(tǒng)對(duì)車輛平順性的提升效果。

總體看來(lái)，目前對(duì)于剛度阻尼可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)的研究多集中于單方面的剛度可調(diào)或阻尼可調(diào)，缺少對(duì)剛度和阻尼整體可調(diào)的油氣懸架系統(tǒng)及其控制方法的研究。同時(shí)現(xiàn)有可控懸架系統(tǒng)剛度阻尼調(diào)節(jié)過(guò)程中普遍存在模型構(gòu)建難、精度要求高且能耗偏大等問(wèn)題。據(jù)此，本文提出一種基于高速開(kāi)關(guān)電磁閥的剛度阻尼多級(jí)可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，通過(guò)分析其工作原理，建立其剛度阻尼特性數(shù)學(xué)模型，進(jìn)而根據(jù)車輛懸架設(shè)計(jì)要求，確定了新型油氣懸架系統(tǒng)的關(guān)鍵部件參數(shù)，隨后進(jìn)行模型仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證。在此基礎(chǔ)上利用粒子群優(yōu)化算法(particle swarm optimization, PSO)對(duì)不同行駛工況下油氣懸架系統(tǒng)剛度阻尼特性進(jìn)行了優(yōu)化匹配，設(shè)計(jì)了模式切換控制方法，最后對(duì)系統(tǒng)控制性能進(jìn)行了驗(yàn)證。

1 新型油氣懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與數(shù)學(xué)建模

1.1 油氣懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

所設(shè)計(jì)的剛度和阻尼多級(jí)可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)由液壓油缸、阻尼閥系、蓄能器、開(kāi)關(guān)電磁閥等組成。如圖1所示，阻尼閥系連接液壓油缸無(wú)桿腔1與液壓油缸有桿腔2，包括單向閥3、節(jié)流閥4，5，6和開(kāi)關(guān)電磁閥7，8，其中節(jié)流閥的節(jié)流孔直徑不同，通過(guò)控制開(kāi)關(guān)電磁閥7，8的開(kāi)、閉能夠?qū)崿F(xiàn)油氣懸架阻尼四級(jí)調(diào)節(jié)；蓄能器A，B并聯(lián)，且兩個(gè)蓄能器初始充氣壓力不同。通過(guò)控制開(kāi)關(guān)電磁閥9，10的開(kāi)閉能夠?qū)崿F(xiàn)油氣懸架剛度兩級(jí)調(diào)節(jié)。

圖1 油氣懸架結(jié)構(gòu)原理圖Fig.1 Structural schematic diagram of HPS

在油氣懸架工作過(guò)程中，通過(guò)控制內(nèi)置高速開(kāi)關(guān)電磁閥的狀態(tài)能夠?qū)崿F(xiàn)8種輸出力模式，實(shí)現(xiàn)方式如表1所示。

表1 輸出力模式

以表1中模式1(軟剛度、小阻尼)和模式8(硬剛度、大阻尼)為例，分析油氣懸架的油液流向分別如圖2和圖3所示。

圖2 小阻尼、軟剛度模式的工作原理Fig.2 Working principle of small damping and soft stiffness mode

圖3 大阻尼、硬剛度模式的工作原理Fig.3 Working principle of high damping and hard stiffness mode

1.2 油氣懸架系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型建立

根據(jù)油氣懸架液壓缸的工作原理，假設(shè)油氣懸架滿載時(shí)靜平衡時(shí)的位置為原點(diǎn)，以活塞和缸筒相對(duì)運(yùn)動(dòng)的位移為坐標(biāo)軸，活塞相對(duì)于液壓缸向下運(yùn)動(dòng)時(shí)，規(guī)定其位移和速度方向?yàn)檎?，?duì)活塞進(jìn)行受力分析，活塞作用力包括由液壓缸腔1和腔2之間壓力差所產(chǎn)生的作用力和活塞和液壓缸配合表面之間的摩擦力

(1)

式中：P1，P2分別為無(wú)桿腔1和有桿腔2的壓力；S1，S2分別為無(wú)桿腔1和有桿腔2的有效液壓面積，F(xiàn)d為動(dòng)摩擦力。

油氣懸架的彈性力主要來(lái)于蓄能器，用理想氣體狀態(tài)方程來(lái)描述蓄能器內(nèi)氣體的狀態(tài)變化過(guò)程[9]。

(2)

式中：P0，P為初始?xì)怏w壓力和瞬時(shí)氣體壓力；V0，V為初始?xì)怏w體積、瞬時(shí)氣體體積；r為氣體多變指數(shù)。

當(dāng)開(kāi)關(guān)電磁閥9打開(kāi)，10關(guān)閉時(shí)，油氣彈簧處于軟剛度模式，軟剛度下的彈性力與剛度計(jì)算如下

(3)

(4)

當(dāng)開(kāi)關(guān)電磁閥9關(guān)閉、10打開(kāi)時(shí)，油氣彈簧處于硬剛度模式，其彈性力與剛度計(jì)算如下

(5)

(6)

油氣彈簧阻尼力的來(lái)源主要有以下幾個(gè)方面[10]：第一部分是油液流經(jīng)阻尼閥系所產(chǎn)生的阻尼力，這部分產(chǎn)生的阻尼力是油氣彈簧阻尼力的主要來(lái)源；第二部分是油液在管道流動(dòng)過(guò)程中的管路沿程壓力損失和油液進(jìn)口局部壓力損失所產(chǎn)生的阻尼力；第三部分是活塞在液壓缸內(nèi)運(yùn)動(dòng)的摩擦產(chǎn)生的阻尼力。

阻尼閥系的4種阻尼力模式數(shù)學(xué)模型計(jì)算如下

(7)

式中：Az4為節(jié)流閥4的過(guò)流面積；Ad為單向閥的過(guò)流面積；Cd為流量系數(shù)；ρ為油液密度；Az5為阻尼孔5的過(guò)流面積；Az6為阻尼孔6的過(guò)流面積。

則阻尼閥系的4種阻尼系數(shù)計(jì)算如下

(8)

管路沿程壓力損失部分的阻尼力

(9)

式中：λ為沿程阻力系數(shù)；L為油管長(zhǎng)度；dq為油管直徑。

管路沿程壓力損失部分的阻尼系數(shù)為

(10)

管路局部壓力損失部分的阻尼力

(11)

式中，Aa為油管端口的過(guò)流面積。

管路局部壓力損失部分的阻尼系數(shù)為

(12)

活塞與缸筒摩擦產(chǎn)生的阻尼力

(13)

式中：Fs為靜摩擦力；xt為達(dá)到動(dòng)摩擦?xí)r的速度。

活塞與缸筒摩擦產(chǎn)生的阻尼系數(shù)為

(14)

經(jīng)過(guò)以上推導(dǎo)可以得到油氣懸架的4種阻尼力數(shù)學(xué)模型為

(15)

油氣懸架的4種阻尼系數(shù)數(shù)學(xué)模型如下

(16)

2 油氣懸架系統(tǒng)模型仿真與試驗(yàn)對(duì)比

2.1 油氣懸架系統(tǒng)主要結(jié)構(gòu)參數(shù)確定

2.1.1 剛度范圍的確定

車身自然振動(dòng)頻率由油氣懸架系統(tǒng)剛度及簧載質(zhì)量共同決定，是油氣懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)以及參數(shù)變化范圍設(shè)計(jì)計(jì)算的重要依據(jù)，其計(jì)算公式如下[11]

(17)

式中：f0為自然振動(dòng)頻率，取1.3～1.8 Hz；m2為簧載質(zhì)量，m2=1 750 kg。

通過(guò)計(jì)算可得懸架剛度范圍k=116～224 kN/m。

根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)[12]，蓄能器初始充氣壓力的計(jì)算公式為

(15)

式中：S為蓄能器截面積；Δx為蓄能器內(nèi)油液高度差。

2.1.2 阻尼范圍的確定

根據(jù)汽車設(shè)計(jì)的相關(guān)理論[13]，在油氣彈簧振動(dòng)時(shí)，用相對(duì)阻尼系數(shù)評(píng)定振動(dòng)衰減的快慢程度。表達(dá)式為

(16)

式中，ξ為相對(duì)阻尼系數(shù)，取0.19～0.39。通過(guò)計(jì)算可得懸架阻尼系數(shù)的范圍c=5.4～15.0 kN·s/m。

根據(jù)油氣懸架阻尼系數(shù)的范圍可計(jì)算出節(jié)流孔直徑，一般要進(jìn)行大量重復(fù)的試驗(yàn)來(lái)確定節(jié)流孔直徑[14]。試驗(yàn)步驟如下：

步驟1首先選擇某一節(jié)流孔直徑；

步驟2設(shè)計(jì)相同頻率不同振幅的激勵(lì)信號(hào)，試驗(yàn)得到油氣懸架的示功圖，求出其各個(gè)最大速度點(diǎn)v1，v2，…，vn及其各個(gè)速度點(diǎn)對(duì)應(yīng)的阻尼力f1，f2，…，fn；

步驟3利用最小二乘法計(jì)算線性阻尼系數(shù)；

實(shí)際上阻尼力與速度成非線性關(guān)系，為方便計(jì)算可把阻尼力與速度視為正比的線性關(guān)系，即f=Cv。假設(shè)試驗(yàn)中測(cè)得的n個(gè)數(shù)據(jù)為(f1，v1)，(f2，v2)，…，(fn，vn)，線性阻尼系數(shù)為Cr，則可推算出試驗(yàn)數(shù)據(jù)誤差的平方和表達(dá)式，如下所示

Δ=(Crv1-p1)2+(Crv2-p2)2+…+(Crvn-pn)2

(20)

取Δ=Δmin，則有

(21)

線性阻尼系數(shù)Cr計(jì)算如下

(22)

步驟4對(duì)比線性阻尼系數(shù)與設(shè)計(jì)值。

將阻尼系數(shù)的設(shè)計(jì)值與線性阻尼系數(shù)進(jìn)行對(duì)比，如果兩者相等，說(shuō)明所選取的節(jié)流孔直徑滿足試驗(yàn)要求，反之，重復(fù)以上步驟直到得到正確的節(jié)流孔直徑。

2.1.3 油氣懸架工程化設(shè)計(jì)

當(dāng)油氣懸架處于靜平衡位置時(shí)，液壓缸的最大靜態(tài)輸出力F由工作壓力P和活塞的截面積A所共同決定，如下所示

(22)

式中：D為液壓缸直徑；G為1/4車輛滿載時(shí)的重力。

經(jīng)過(guò)計(jì)算后可以得到液壓缸的直徑D為119.6 mm，取整到120 mm。油液密度、流量系數(shù)等參數(shù)依據(jù)選用標(biāo)準(zhǔn)按經(jīng)驗(yàn)獲得[15]。油氣懸架關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的參數(shù)如表2所示。

表2 油氣懸架參數(shù)

確定油氣懸架的關(guān)鍵參數(shù)后，對(duì)其外部油路進(jìn)行設(shè)計(jì)。各閥插裝在閥塊上，閥塊的油路設(shè)計(jì)如圖4所示。

圖4 閥塊的油路設(shè)計(jì) Fig.4 Oil circuit design of valve block

2.2 油氣懸架系統(tǒng)試驗(yàn)對(duì)比

根據(jù)油氣懸架系統(tǒng)各部件具體參數(shù)，加工并搭建油氣懸架實(shí)物樣機(jī)如圖5所示。

圖5 油氣懸架試驗(yàn)樣機(jī)Fig.5 Hydro pneumatic suspension test prototype

本文采用高速開(kāi)關(guān)電磁閥型號(hào)為HSV-3103S7，額定流量4 L/min，頻響50 Hz。油氣懸架與臺(tái)架試驗(yàn)臺(tái)的安裝方式為吊耳連接，通過(guò)輔助吊耳和連接板，將油氣懸架試驗(yàn)樣機(jī)固定在試驗(yàn)臺(tái)架上，如圖6所示。

圖6 油氣懸架臺(tái)架試驗(yàn)臺(tái)Fig.6 Hydro pneumatic suspension test bench

油氣彈簧靜態(tài)特性試驗(yàn)指的是當(dāng)蓄能器處在一定的充氣壓力時(shí)，給油氣彈簧特定激勵(lì)使其緩慢作動(dòng)，得到關(guān)于位移和彈性輸出力的關(guān)系曲線的試驗(yàn)。圖7為油氣彈簧的靜態(tài)特性試驗(yàn)與仿真試驗(yàn)曲線對(duì)比。與仿真曲線相比，試驗(yàn)曲線的彈性輸出力要略大一點(diǎn)，分析其原因主要是因?yàn)樵囼?yàn)過(guò)程中油液的緩慢流動(dòng)使阻尼閥產(chǎn)生一定的阻尼力。

油氣彈簧動(dòng)態(tài)特性試驗(yàn)是指在一定的激勵(lì)信號(hào)下，得到油氣彈簧的速度特性曲線和位移特性曲線，即輸出力和活塞相對(duì)速度之間的關(guān)系曲線和油氣彈簧輸出力和活塞相對(duì)位移之間的關(guān)系曲線。本次試驗(yàn)的輸入為頻率1 Hz、振幅為40 mm的正弦激勵(lì)信號(hào)，以油氣懸架輸出力模式1、模式4和模式8為例進(jìn)行分析，結(jié)果如圖8～圖10所示。

圖8 輸出力模式1試驗(yàn)與仿真對(duì)比圖Fig.8 Comparison diagram of output force mode 1 test and simulation

圖9 輸出力模式4試驗(yàn)與仿真對(duì)比圖Fig.9 Comparison diagram of output force mode 4 test and simulation

圖10 輸出力模式8試驗(yàn)與仿真對(duì)比圖Fig.10 Comparison diagram of output force mode 8 test and simulation

從圖8～圖10可以看出，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本一致，證明了本文所建立的油氣懸架模型的準(zhǔn)確性。然而在曲線的某些地方存在一定的差異，產(chǎn)生這些差異的主要原因主要是臺(tái)架的安裝臺(tái)與輔助安裝吊耳之間存在間隙，導(dǎo)致試驗(yàn)中彈簧輸出力的測(cè)量誤差較大。

為了更加詳細(xì)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，本文將油氣懸架的試驗(yàn)示功圖面積與仿真示功圖面積進(jìn)行對(duì)比，以仿真示功圖面積為標(biāo)準(zhǔn)，如表3所示。

表3 油氣懸架輸出力示功圖面積對(duì)比

根據(jù)表3的數(shù)據(jù)分析可知，試驗(yàn)示功圖的面積略大于仿真示功圖的面積，這是由于在建模過(guò)程中忽略了一些影響因素。由于試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)的誤差在合理的范圍內(nèi)，證明了本文所建立的油氣懸架系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性。

3 油氣懸架系統(tǒng)剛度阻尼模式匹配

3.1 車輛懸架振動(dòng)模型

為了方便研究，本文采用應(yīng)用廣泛的只考慮車輛垂向振動(dòng)的二自由度1/4懸架振動(dòng)模型作為研究對(duì)象，如圖11所示。該模型忽略了車身側(cè)傾和俯仰振動(dòng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、便于求解[16]。

圖11 二自由度懸架模型Fig.11 Two degree of freedom suspension model

根據(jù)牛頓第二定律，建立系統(tǒng)振動(dòng)微分方程如下

(24)

式中：m2為簧載質(zhì)量；m1為簧下質(zhì)量m1=169 kg；cs為可變阻尼；ks為可變剛度；kt為輪胎剛度kt=584 kN/m；q為路面位移輸入；z2為簧載質(zhì)量的垂向位移；z1為簧下質(zhì)量的垂向位移。

通過(guò)拉普拉斯變換，將時(shí)域信號(hào)轉(zhuǎn)換為復(fù)頻域表示可得系統(tǒng)響應(yīng)量的均方根值如下

(25)

3.2 油氣懸架剛度和阻尼參數(shù)匹配

為改善油氣懸架在復(fù)雜工況下的振動(dòng)特性，提高車輛的行駛性能，本節(jié)利用粒子群優(yōu)化算法，分析不同的路面工況與行駛速度對(duì)油氣懸架剛度阻尼的影響，并尋找最優(yōu)的剛度阻尼匹配組合。

粒子的位置與速度更新公式如下所示[17]

(26)

式中：vid為第i粒粒子在第d維的速度；pid為粒子i所經(jīng)歷過(guò)的最好位置；pgd為粒子群所經(jīng)歷過(guò)的最好位置；xid為粒子i的當(dāng)前位置。

優(yōu)化過(guò)程中，將油氣懸架系統(tǒng)剛度ks與阻尼cs設(shè)置為優(yōu)化變量，將目標(biāo)函數(shù)設(shè)置為振動(dòng)加速度、懸架動(dòng)撓度與車輪動(dòng)載荷的綜合評(píng)價(jià)指標(biāo)F，并設(shè)計(jì)其約束條件，則參數(shù)尋優(yōu)的數(shù)學(xué)模型如下

(27)

式中：l1，l2，l3為加權(quán)系數(shù)，分別為0.6，0.2，0.2；σFd為車輪動(dòng)載荷均方根值；σfd為懸架動(dòng)撓度均方根值；ξ為阻尼比；[fd]為限位行程。

c1，c2為學(xué)習(xí)因子，代表粒子自身學(xué)習(xí)能力，在0～4取值。標(biāo)準(zhǔn)粒子群算法(particle swarm optimization，PSO)的權(quán)重是一個(gè)常數(shù)，代表PSO粒子對(duì)當(dāng)前速度的承襲度，較大的權(quán)重系數(shù)能提高算法的全局搜索能力，較小的權(quán)重系數(shù)會(huì)增強(qiáng)算法的局部尋優(yōu)能力。通過(guò)恰當(dāng)?shù)恼{(diào)整能使粒子既具有很強(qiáng)的全局尋優(yōu)能力，又具有一定的局部尋優(yōu)能力。種群數(shù)量可根據(jù)實(shí)際問(wèn)題的復(fù)雜程度自行確定。

為確定最佳的學(xué)習(xí)因子c1，c2與慣性權(quán)重w，以C級(jí)路面、車速為50 km/h工況為例，計(jì)算不同學(xué)習(xí)因子與權(quán)重對(duì)簧載質(zhì)量振動(dòng)加速度的改善程度如表4所示。

表4 c1，c2與w對(duì)簧載質(zhì)量振動(dòng)加速度的影響

由表4可知，當(dāng)c1=c2=2且w=1.5時(shí)，對(duì)簧載質(zhì)量振動(dòng)加速度的優(yōu)化結(jié)果最好。故優(yōu)化時(shí)取c1=c2=2，慣性權(quán)重為1.5，種群數(shù)量為50，優(yōu)化結(jié)果如表5所示。

表5 不同工況下剛度和阻尼的優(yōu)化匹配值

從表5可以看出，在同一車速下，剛度阻尼隨著路面等級(jí)的增大而增大；在同一路面下，阻尼隨著車速的增大而增大，在B級(jí)、C級(jí)路面，車速對(duì)優(yōu)化的剛度值的影響不明顯，但在D級(jí)、E級(jí)路面有明顯影響。

將優(yōu)化前后的參數(shù)代入式(25)，對(duì)比表5中每種行駛路面下優(yōu)化前、后簧載質(zhì)量加速度、車輪動(dòng)載荷以及懸架動(dòng)撓度的均方根值，計(jì)算結(jié)果如表6所示。

表6 優(yōu)化前后性能對(duì)比

3.3 油氣懸架剛度和阻尼模式匹配

從計(jì)算得到的剛度阻尼數(shù)學(xué)模型可以看出其非線性特性，為劃分不同的剛度阻尼模式，有必要對(duì)其進(jìn)行線性化處理。將靜平衡位置時(shí)油氣懸架的剛度替代其非線性剛度，將壓縮和拉伸行程的平均阻尼力替代整個(gè)工作行程的阻尼力。

對(duì)式(4)、式(6)取x=0可得線性化剛度

(28)

代入相關(guān)參數(shù)可得軟剛度為124 kN/m，硬剛度為194 kN/m。

油氣彈簧壓縮行程和復(fù)原行程阻尼系數(shù)不同，而使壓縮行程和復(fù)原行程阻尼力不同的原因主要在于阻尼閥系的阻尼系數(shù)C1不同，因此需要分別來(lái)計(jì)算壓縮行程與復(fù)原行程的阻尼系數(shù)。

不同阻尼模式下壓縮行程的CY1計(jì)算如下

(29)

不同阻尼模式下伸張行程的CL1計(jì)算如下

(30)

可得到不同阻尼模式下平均阻尼系數(shù)如下

(31)

根據(jù)上述值可以將表4中剛度和阻尼的優(yōu)化匹配值分為5種模式：軟剛度小阻尼(M1)，軟剛度較小阻尼(M2)，軟剛度較大阻尼(M3)，硬剛度較大阻尼(M4)，硬剛度大阻尼(M5)。同時(shí)可以得到不同工況下剛度和阻尼模式的匹配方案如圖12所示。

圖12 油氣懸架剛度與阻尼的匹配策略Fig.12 Matching strategy of stiffness and damping of hydro pneumatic suspension

4 剛度阻尼多模式切換控制研究

油氣懸架剛度阻尼多模式自適應(yīng)切換控制的思路是：根據(jù)粒子群優(yōu)化算法得到不同工況下油氣懸架最佳的剛度與阻尼匹配，并存入控制器，車輛行駛時(shí)，ECU會(huì)采集由傳感器測(cè)得的車輛行駛狀態(tài)以及車輛振動(dòng)響應(yīng)信息，通過(guò)分析當(dāng)前的行駛工況計(jì)算出油氣懸架剛度與阻尼的最優(yōu)模式方案，通過(guò)控制開(kāi)關(guān)電磁閥的狀態(tài)實(shí)現(xiàn)對(duì)油氣懸架剛度阻尼的控制。

路面信息是判定油氣懸架剛度阻尼工作模式的一項(xiàng)重要依據(jù)。目前有相關(guān)參考文獻(xiàn)將懸架振動(dòng)響應(yīng)作為路面判斷的依據(jù)，通過(guò)計(jì)算懸架動(dòng)行程均方根值來(lái)識(shí)別路面等級(jí)[18]。本文在此研究基礎(chǔ)上，通過(guò)計(jì)算簧載質(zhì)量振動(dòng)加速度、懸架動(dòng)撓度與車輪動(dòng)載荷的均方根值來(lái)判別路面工況。首先確定車輛振動(dòng)響應(yīng)均方根值在各級(jí)路面的閥值(在各路面等級(jí)車速最大工況下的車輛振動(dòng)響應(yīng)均方根值)，然后通過(guò)設(shè)定以下條件進(jìn)行路面工況判定。

條件1：0≤σa<0.7且0≤σFd<2.07且0≤σfd<3.2

條件2：0.7≤σa<1.5且2.07≤σFd<4.15且3.2≤σfd<6.45

條件3：1.5≤σa<2.8且4.15≤σFd<7.60且6.45≤σfd<12.1

條件4：2.8≤σa<4.7且7.6≤σFd<13.3且12.1≤σfd<20.4

根據(jù)路面條件和車速信息設(shè)計(jì)油氣懸架的剛度和阻尼多模式切換的具體規(guī)則如表7所示。

剛度阻尼多模式切換油氣懸架的數(shù)學(xué)模型以及二自由度車輛振動(dòng)模型已在3.1節(jié)給出，設(shè)計(jì)混合隨機(jī)路面工況，基于Simulink/Stateflow進(jìn)行模式切換控制系統(tǒng)仿真，將原車與施加模式切換控制后的車身振動(dòng)加速度、車輪動(dòng)載荷與懸架動(dòng)撓度進(jìn)行對(duì)比。

設(shè)計(jì)混合路面激勵(lì)：D級(jí)路面0～4 s車速65 km/h，4～8 s車速75 km/h；C級(jí)路面，8～12 s車速65 km/h，12～16 s車速75 km/h，16～20 s車速85 km/h的混合路面，仿真得到開(kāi)關(guān)電磁閥的狀態(tài)如圖13所示。其與在此混合路面激勵(lì)下的理論開(kāi)關(guān)電磁閥狀態(tài)一致，證明了本文對(duì)路面工況判別的有效性。

表7 切換控制規(guī)則

圖13 開(kāi)關(guān)電磁閥狀態(tài)Fig.13 On-off solenoid status

仿真得到混合路面工況下車身振動(dòng)加速度、車輪動(dòng)載荷與懸架動(dòng)撓度如圖14～圖16所示。

圖14 車身振動(dòng)加速度Fig.14 Body vibration acceleration

圖16 懸架動(dòng)撓度Fig.16 Dynamic deflection of suspension

從圖14～圖16可以看出，相對(duì)于被動(dòng)油氣懸架，模式切換控制下的油氣懸架系統(tǒng)能夠有效降低車身振動(dòng)加速度、車輪動(dòng)載荷與懸架動(dòng)撓度的峰值。對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行處理分析，得到其均方根值的變化結(jié)果如表8所示。

表8 控制前后性能對(duì)比

從表8可知，所設(shè)計(jì)的剛度阻尼多級(jí)可調(diào)式油氣懸架模式切換控制方法能有效改善其振動(dòng)加速度、懸架動(dòng)撓度以及車輪動(dòng)載荷的性能，并且能夠很好地與所設(shè)計(jì)的剛度阻尼多級(jí)可調(diào)式油氣懸架相匹配。

5 結(jié) 論

剛度阻尼可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)在車輛振動(dòng)控制方面具有廣闊的應(yīng)用前景。本文提出了一種剛度阻尼多級(jí)可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)，通過(guò)控制4個(gè)開(kāi)關(guān)電磁閥的通斷狀態(tài)，實(shí)現(xiàn)了兩種剛度模式和4種阻尼模式的調(diào)節(jié)，利用粒子群優(yōu)化算法得到油氣懸架在不同行駛工況下最優(yōu)的剛度阻尼匹配值，并設(shè)計(jì)剛度阻尼多模式切換控制方法，通過(guò)仿真研究，主要得出以下結(jié)論：

(1)所建立的剛度阻尼多級(jí)可調(diào)式油氣懸架數(shù)學(xué)模型準(zhǔn)確，能夠?qū)崿F(xiàn)兩種剛度模式和4種阻尼力模式。

(2)根據(jù)粒子群優(yōu)化算法計(jì)算得到的不同行駛工況下剛度阻尼匹配值，能夠使得油氣懸架系統(tǒng)在不同工況下處于最優(yōu)狀態(tài)。

(3)設(shè)計(jì)的控制策略能夠?qū)崿F(xiàn)油氣懸架剛度和阻尼模式的自動(dòng)切換，從而適應(yīng)不同的路面工況，并且能夠有效地改善油氣懸架系統(tǒng)隔振性能。