毛恩榮 齊道新 顧進(jìn)恒 杜岳峰 顧展布 羅振豪

(1.中國(guó)農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院， 北京 100083；2.中國(guó)農(nóng)業(yè)大學(xué)現(xiàn)代農(nóng)業(yè)裝備優(yōu)化設(shè)計(jì)北京市重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 北京 100083)

0 引言

隨著大功率輪式拖拉機(jī)逐步進(jìn)入多用途發(fā)展階段，駕駛的舒適性及操縱穩(wěn)定性越來(lái)越受到重視[1-2]。前橋懸架減振系統(tǒng)作為高端拖拉機(jī)的關(guān)鍵部件，能夠有效降低由路面不平度引起的沖擊載荷對(duì)機(jī)體的影響，衰減因路況與行駛速度共同作用而產(chǎn)生的低頻振動(dòng)，從而顯著改善拖拉機(jī)的行駛性能，可以有效地適應(yīng)大功率輪式拖拉機(jī)高速運(yùn)輸?shù)淖鳂I(yè)需求[3-5]。

在產(chǎn)品方面，國(guó)外大功率拖拉機(jī)普遍配備了主動(dòng)式或被動(dòng)式懸架減振系統(tǒng)，并逐步向中小功率拖拉機(jī)發(fā)展[6-9]。美國(guó)約翰迪爾公司的6R和7R系列拖拉機(jī)配備TSLII型彈性懸架前橋與懸架自平衡控制系統(tǒng)，提高了拖拉機(jī)前輪與地面的接觸效率；意大利紐荷蘭公司的T6型拖拉機(jī)裝配單缸懸浮式驅(qū)動(dòng)前橋，在限定行程內(nèi)減振，保證了不同路況下整機(jī)牽引力最優(yōu)。受?chē)?guó)內(nèi)高端農(nóng)用動(dòng)力機(jī)械研發(fā)水平及市場(chǎng)需求限制，國(guó)產(chǎn)大功率拖拉機(jī)仍多采用剛性連接前橋，拖拉機(jī)駕駛舒適性和操縱穩(wěn)定性與國(guó)外先進(jìn)水平差距較大[10-11]。

在研究方面，針對(duì)懸架性能、參數(shù)仿真與優(yōu)化等[12-13]，伊力達(dá)爾·伊力亞斯等[14]開(kāi)展了前橋懸架剛度和阻尼系數(shù)的優(yōu)化匹配，得出剛度和阻尼系數(shù)的最佳匹配值。袁加奇等[3]研制了前橋油氣彈簧減振系統(tǒng)，通過(guò)仿真和試驗(yàn)研究系統(tǒng)的靜動(dòng)態(tài)特性，試驗(yàn)表明油氣彈簧的輸出力滿足系統(tǒng)的減振設(shè)計(jì)要求。ZHENG等[15]推導(dǎo)了非線性剛度和阻尼方程，并分析前橋懸架的內(nèi)部參數(shù)對(duì)拖拉機(jī)系統(tǒng)振動(dòng)特性的影響。在懸架的控制研究方面，王大勇等[16]提出了基于變論域模糊PID控制方法，并驗(yàn)證了方法的合理性。秦武等[17]分析驗(yàn)證了基于參考天棚模型的滑?？刂扑惴ㄔ趹壹芸刂浦械挠行?，并與線性二次型最優(yōu)對(duì)比，得出滑?？刂扑惴ň哂袃?yōu)越的穩(wěn)定性和抗干擾性。文獻(xiàn)[18-19]側(cè)重于上層控制器的設(shè)計(jì)，使用理想化的懸架模型和線性化的剛度和阻尼，由于系統(tǒng)的非線性因素且其在一定的頻域范圍內(nèi)對(duì)懸架影響不可忽略，所以獲得的控制精度不高。綜上所述，現(xiàn)有研究主要專(zhuān)注于理想的控制模型，未充分考慮下層比例閥的執(zhí)行效果，導(dǎo)致簧載質(zhì)量加速度無(wú)法控制在較小的范圍內(nèi)。

因此，為提高大功率輪式拖拉機(jī)轉(zhuǎn)場(chǎng)運(yùn)輸工況下的駕駛舒適性，本文設(shè)計(jì)一套前橋主動(dòng)懸架系統(tǒng)，并提出懸架減振分層控制策略：上層控制器以懸架簧載質(zhì)量的垂向加速度作為控制目標(biāo)，根據(jù)拖拉機(jī)動(dòng)力學(xué)特性計(jì)算期望控制力；下層控制器以期望控制力作為跟蹤目標(biāo)，通過(guò)調(diào)節(jié)比例閥驅(qū)動(dòng)電壓改變液壓缸的內(nèi)部壓力，實(shí)現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)阻尼力的連續(xù)控制。最后，通過(guò)搭建硬件在環(huán)平臺(tái)和室內(nèi)試驗(yàn)平臺(tái)，驗(yàn)證所設(shè)計(jì)的主動(dòng)減振系統(tǒng)的合理性。

1 主、被動(dòng)油氣懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)與動(dòng)力學(xué)模型

前橋油氣懸架系統(tǒng)主要包括液壓缸、蓄能器、比例閥、阻尼孔、控制器及傳感器等部件，如圖1所示。前橋主動(dòng)懸架由三位四通比例閥集成控制，流經(jīng)比例閥的控制流量與輸入電壓呈比例關(guān)系[20-22]。當(dāng)三位四通比例閥不通電時(shí)，在蓄能器、節(jié)流閥和液壓油缸的作用下，實(shí)現(xiàn)被動(dòng)減振的效果；當(dāng)三位四通比例閥通電時(shí)，對(duì)懸架阻尼力實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)，蓄能器吸收液壓沖擊，實(shí)現(xiàn)主動(dòng)減振的效果。此外，關(guān)閉閘閥與節(jié)流閥實(shí)現(xiàn)對(duì)前橋懸架油路的鎖閉，以防止田間工作時(shí)俯仰運(yùn)動(dòng)對(duì)作業(yè)質(zhì)量產(chǎn)生影響。通過(guò)有針對(duì)性地調(diào)節(jié)三位四通比例閥，可有效地緩沖路面激勵(lì)引發(fā)的車(chē)身振動(dòng)，保證拖拉機(jī)行駛的平穩(wěn)性，并盡可能地減少能量損耗。

圖1 帶前橋油氣懸架的1/4拖拉機(jī)模型Fig.1 Quarter model for tractor with front axle hydro-peneumatic suspension1.非簧載質(zhì)量 2.液壓缸 3.簧載質(zhì)量 4.加速度傳感器 5.可調(diào)節(jié)流閥 6.蓄能器 7.三位四通比例閥 8.閘閥 9.節(jié)流閥

圖1中mu、ms分別為對(duì)應(yīng)非簧載質(zhì)量和簧載質(zhì)量，kt為輪胎等效剛度系數(shù)，ct為輪胎等效阻尼系數(shù)；xu、xs分別為非簧載質(zhì)量位移和簧載質(zhì)量位移，xe為因路面激勵(lì)而產(chǎn)生的干擾輸入；pa、Va為蓄能器中氣體壓力和體積；p1、p2為液壓缸無(wú)桿腔和有桿腔壓力，ps為供油壓力，p0為回油壓力，Ua為控制器輸出的驅(qū)動(dòng)電壓。

綜合氣體狀態(tài)方程、流量連續(xù)方程和牛頓第二定律，可得帶前橋油氣懸架的1/4拖拉機(jī)模型的微分方程為[23-24]

(1)

式中k1——懸架剛度系數(shù)，N/m

c1——懸架阻尼系數(shù)，N·s/m

A1——液壓缸無(wú)桿腔有效作用面積，m2

A2——液壓缸有桿腔有效作用面積，m2

V01——液壓缸無(wú)桿腔室初始容積，m3

V02——液壓缸有桿腔室初始容積，m3

βe——液壓油體積彈性模量，Pa

qv1——流入液壓缸無(wú)桿腔流量，m3/s

qv2——流入液壓缸有桿腔流量，m3/s

qL——負(fù)載流量，m3/s

pa0——蓄能器初始充氣壓力，Pa

Va0——蓄能器初始容積，m3

qa——流入蓄能器內(nèi)油液流量，m3/s

r——?dú)怏w多變指數(shù)，取1.4

Fg——液壓缸理想輸出力，N

通過(guò)調(diào)節(jié)三位四通比例閥調(diào)整進(jìn)入液壓缸的節(jié)流流量，以達(dá)到控制懸架輸出力的目的。三位四通比例閥的壓力流量方程為

(2)

式中Cv——比例閥節(jié)流系數(shù)，取0.61

ω——閥的面積梯度

ρ——液壓油密度，取900 kg/m3

xv——比例閥閥芯位移，m

設(shè)定xv>0時(shí)，表示前橋懸架充油過(guò)程；xv≤0時(shí)，表示前橋懸架放油過(guò)程。液壓缸受力平衡方程為

(3)

式中Fd——液壓缸實(shí)際輸出力，N

根據(jù)式(1)～(3)可知，油氣彈簧產(chǎn)生的輸出力具有較強(qiáng)的非線性因素，主要表現(xiàn)在蓄能器內(nèi)氣體的可壓縮性和比例閥節(jié)流面積多處于變化狀態(tài)。采用狀態(tài)空間方程為基礎(chǔ)的控制器，懸架機(jī)械結(jié)構(gòu)運(yùn)動(dòng)過(guò)程相比于油氣彈簧運(yùn)動(dòng)過(guò)程可近似認(rèn)為是線性關(guān)系，將狀態(tài)反饋線性化控制與油氣彈簧的非線性控制相結(jié)合能最大限度達(dá)到控制要求。所以需對(duì)上述表達(dá)式進(jìn)行數(shù)學(xué)模型轉(zhuǎn)換，取狀態(tài)向量

(4)

其中

2 懸架減振控制策略

2.1 懸架減振特點(diǎn)分析

懸架減振系統(tǒng)中，蓄能器、節(jié)流閥和液壓缸組成被動(dòng)懸架，用于隔絕路面激勵(lì)中的高頻振動(dòng)，但無(wú)法完全改善低頻振動(dòng)。三位四通比例閥和液壓缸組成基于有限帶寬的主動(dòng)懸架，能有效隔離路面激勵(lì)中的低頻振動(dòng)。根據(jù)大功率輪式拖拉機(jī)的運(yùn)行工況特性，制定恰當(dāng)?shù)目刂撇呗砸詫?shí)現(xiàn)最優(yōu)控制方案。為得到較好的控制效果，考慮系統(tǒng)的非線性及外界干擾的不確定性，采用分層控制策略。上層使用混合滑模算法以減輕外部干擾的影響并快速計(jì)算輸出力，下層采用PID算法控制電壓以及時(shí)適應(yīng)上層控制器的期望輸出力，最終達(dá)到主動(dòng)減振的目的。所建立的整體控制策略如圖2所示。

圖2 主動(dòng)油氣懸架控制方案Fig.2 Control schematic of active hydraulic suspension

2.2 基于天棚-地棚模型的混合滑?？刂扑惴ㄔO(shè)計(jì)

滑模算法作為一種與對(duì)象參數(shù)及外界擾動(dòng)無(wú)關(guān)，不需要系統(tǒng)實(shí)時(shí)辨識(shí)的變結(jié)構(gòu)控制，具有魯棒性優(yōu)于常規(guī)連續(xù)系統(tǒng)的特點(diǎn)[25-27]。上層控制器的優(yōu)劣決定了系統(tǒng)所能達(dá)到的最佳控制狀態(tài)，但在懸架控制中，系統(tǒng)具有非線性和參數(shù)不確定性，極易受外界的影響?；趦煞N參考模型的滑模控制的基本原理，構(gòu)造上層控制力以使二自由度的車(chē)輛懸架動(dòng)力學(xué)模型中的簧載質(zhì)量或非簧載質(zhì)量的運(yùn)動(dòng)與參考模型中的簧載質(zhì)量或非簧載質(zhì)量運(yùn)動(dòng)一致。

因基于天棚與地棚兩種滑?？刂品椒ǖ脑O(shè)計(jì)過(guò)程類(lèi)似，故以天棚控制方法為例，說(shuō)明其控制過(guò)程。為減小簧載質(zhì)量的振動(dòng)加速度并使懸架動(dòng)行程保持在零位附近，需使實(shí)際模型與參考天棚模型的運(yùn)動(dòng)差值接近零[17,26]。天棚控制參考模型與1/4拖拉機(jī)模型方程為

(5)

式中csky——理想天棚阻尼系數(shù)，N·s/m

xsr——參考天棚模型的簧載質(zhì)量位移，m

xur——參考天棚模型的非簧載質(zhì)量位移，m

根據(jù)式(5)中的天棚控制模型，引入簧載質(zhì)量的位移積分誤差[27]，設(shè)計(jì)其誤差矢量es，即

式中es1——參考天棚模型與實(shí)際模型的簧載質(zhì)量位移積分誤差

es2——參考天棚模型與實(shí)際模型的簧載質(zhì)量位移誤差，m

es3——參考天棚模型與實(shí)際模型的簧載質(zhì)量速度誤差，m/s

由于系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)誤差需接近于零，將實(shí)際懸架模型與參考天棚模型的速度和位移差值作為控制目標(biāo)，對(duì)誤差矢量進(jìn)行積分滑模變結(jié)構(gòu)控制，則設(shè)計(jì)的滑模面和誤差動(dòng)力學(xué)方程為

(6)

其中

式中R——系數(shù)矩陣

λ1——誤差系數(shù)，λ1>0

λ2——積分誤差系數(shù)，λ2>0

(7)

等效控制力Fse與系統(tǒng)的部分狀態(tài)密切相關(guān)，同時(shí)油氣懸架系統(tǒng)的狀態(tài)會(huì)因外部干擾實(shí)時(shí)變動(dòng)，為增強(qiáng)系統(tǒng)的魯棒性并滿足滑動(dòng)條件，添加一不連續(xù)項(xiàng)(切換控制力)，即

Fsw=-εsgn(x)

(8)

式中ε——趨近滑模面的切換常數(shù)，ε>0

則輸出的天棚參考滑模等效控制力Fe1為

Fe1=Fse+Fsw=Fse-εsgn(s)

(9)

切換常數(shù)通過(guò)考慮系統(tǒng)穩(wěn)定性條件與下層執(zhí)行器的性能來(lái)確定。由李亞普諾夫穩(wěn)定性理論分析穩(wěn)定性條件并設(shè)計(jì)上層控制器，取李亞普諾夫穩(wěn)定性函數(shù)V(s)=s2/2，對(duì)其求導(dǎo)可得

(10)

式中η——任意大于零的數(shù)的切換常數(shù)，且大于零

系統(tǒng)在滑移面內(nèi)運(yùn)動(dòng)時(shí)，此時(shí)將式(9)代入式(10)可得

(11)

由式(11)可知，上層控制系統(tǒng)能漸近穩(wěn)定。為使實(shí)際工況下的可變控制力適應(yīng)外界變化，同時(shí)減少系統(tǒng)因意外切換控制輸出引起的系統(tǒng)“抖振”，用連續(xù)飽和函數(shù)sat(s/φ)代替式(9)中的不連續(xù)符號(hào)函數(shù)sgn(s)，得到實(shí)際控制力為

(12)

式中λ——模型混合系數(shù)，取[0,1]

Fe1——天棚參考滑模等效控制力，N

Fe2——地棚參考滑模等效控制力，N

因主動(dòng)油氣懸架的工作頻率要限制在6 Hz以下，而上層輸出力的頻率在極端路況下會(huì)超過(guò)此頻率，故采用低通濾波器除去上層控制器輸出信號(hào)中的高頻成分和滑?？刂破髦械母哳l抖動(dòng)成分，之后再由下層控制器跟隨上層輸出力，采用的二階低通濾波器的傳遞函數(shù)為

(13)

式中ωn——角頻率，Hz

f——截止頻率，取6 Hz

ζn——輸出信號(hào)與輸入信號(hào)的延遲相位

2.3 下層PID控制器設(shè)計(jì)

分析圖2所示懸架控制方案，主動(dòng)懸架上層控制器輸出的期望控制力Fe經(jīng)下層控制器轉(zhuǎn)化成比例閥所需的驅(qū)動(dòng)電壓Ua，比例閥通過(guò)調(diào)節(jié)進(jìn)出液壓缸的流量實(shí)現(xiàn)上層控制器輸出期望控制力的跟隨。定義跟蹤誤差e為

e=Fd-Fe

(14)

PID控制方法因算法簡(jiǎn)單、可靠性和魯棒性好被廣泛應(yīng)用于運(yùn)動(dòng)與過(guò)程控制中。拖拉機(jī)行駛路況的不確定性、液壓油的多變性及比例閥的切換不連續(xù)性，使下層控制器對(duì)上層期望力的跟隨效果不佳。而參數(shù)多變性等對(duì)PID控制方法的影響不顯著，故下層控制器采用PID算法。

真實(shí)控制器作為一種采樣控制，只能根據(jù)采樣時(shí)刻的固定偏差計(jì)算控制電壓，因此將連續(xù)PID算法進(jìn)行離散化[28]，可得離散PID表達(dá)式為

(15)

式中u(k)——離散的比例閥控制電壓，V

T——采樣周期，s

e(k)——實(shí)際輸出力與理論輸出力的當(dāng)前誤差，N

e(k-1)——實(shí)際輸出力與理論輸出力上一時(shí)刻的誤差，N

Kp、Ki、Kd——比例、積分、微分系數(shù)

分析油氣彈簧工作原理，并對(duì)其中的狀態(tài)變量線性化[29-30]，假定初始參數(shù)V01=V02=Vt/2，得出期望跟蹤力Fd與驅(qū)動(dòng)電壓Ua的關(guān)系為

(16)

式中n——液壓缸無(wú)桿腔與有桿腔面積之比

Ku——比例閥的放大系數(shù)

Kq——液壓系統(tǒng)流量增益

Kc——液壓系統(tǒng)流量-壓力增益

pL——負(fù)載系統(tǒng)壓力，Pa

Cd——比例閥的流量系數(shù)

3 仿真分析與試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證前橋主動(dòng)懸架基于參考天棚-地棚模型的分層控制算法的控制效果，結(jié)合已有的動(dòng)力學(xué)模型和液壓系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型建立仿真模型。為進(jìn)一步評(píng)估所設(shè)計(jì)的主動(dòng)油氣懸架控制效果，與被動(dòng)懸架和PID控制算法進(jìn)行比較，對(duì)比分析不同控制方法下系統(tǒng)的車(chē)身加速度及懸架動(dòng)撓度的變化趨勢(shì)。仿真模型關(guān)鍵參數(shù)如表1所示，仿真模型如圖3所示。

表1 仿真模型主要參數(shù)Tab.1 Key parameters of active suspension simulation

圖3 Simulink仿真模型Fig.3 Simulink simulation model

3.1 仿真分析

在仿真模型基礎(chǔ)上，估計(jì)系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)。通過(guò)計(jì)算線性化函數(shù)，分別得到開(kāi)環(huán)與閉環(huán)系統(tǒng)的幅頻響應(yīng)曲線，如圖4所示。

圖4 開(kāi)環(huán)系統(tǒng)與閉環(huán)系統(tǒng)幅頻響應(yīng)Fig.4 Amplitude-frequency response of open and closed loop systems

由圖4可知，開(kāi)環(huán)系統(tǒng)一階共振頻率在1.4 Hz左右，在此共振頻率下，車(chē)身加速度極易大幅度增加。若拖拉機(jī)在作業(yè)過(guò)程中遇到類(lèi)似激勵(lì)，易導(dǎo)致車(chē)身的振動(dòng)加劇，不利于駕駛員身體健康和操縱穩(wěn)定性。而閉環(huán)系統(tǒng)加速度幅值在此共振頻率下有較大程度地降低，下降了85.2%。因此，與被動(dòng)懸架相比，本文所設(shè)計(jì)的主動(dòng)油氣懸架可明顯降低路面激勵(lì)中的低頻振動(dòng)。

為進(jìn)一步驗(yàn)證控制方案的有效性，依據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)隨機(jī)路面功率譜搭建隨機(jī)路面仿真模型。應(yīng)用仿真模型生成車(chē)速為30 km/h的D級(jí)隨機(jī)路面，用于描述高速轉(zhuǎn)場(chǎng)運(yùn)輸作業(yè)的路面不平度情況。圖5為隨機(jī)路面激勵(lì)信號(hào)，并對(duì)主動(dòng)和被動(dòng)懸架進(jìn)行仿真，結(jié)果如圖6、7所示。

圖5 隨機(jī)路面時(shí)域激勵(lì)信號(hào)變化曲線Fig.5 Road random excitation signal in time domain

圖6 車(chē)身加速度變化曲線Fig.6 Acceleration curves of tractor body

圖7 懸架動(dòng)撓度變化曲線Fig.7 Dynamic deflection of hydro pneumatic suspension

由圖6、7可知，基于兩種控制算法的主動(dòng)油氣懸架均能有效地降低路面激勵(lì)引起的車(chē)身振動(dòng)，均優(yōu)于被動(dòng)懸架。采用PID控制算法的主動(dòng)懸架能在一定程度上減振，但相比分層控制算法仍有一定差距。由此可見(jiàn)，設(shè)計(jì)的控制策略能顯著降低車(chē)身振動(dòng)加速度，懸架動(dòng)撓度在上下5 cm范圍內(nèi)波動(dòng)。

3.2 硬件在環(huán)試驗(yàn)

為驗(yàn)證控制策略的效果，搭建如圖8所示的硬件在環(huán)試驗(yàn)平臺(tái)架構(gòu)，平臺(tái)主要由dSPACE實(shí)時(shí)仿真系統(tǒng)、上位機(jī)及快速原型控制器組成，平臺(tái)的主要硬件技術(shù)參數(shù)如表2所示。

圖8 硬件在環(huán)試驗(yàn)平臺(tái)架構(gòu)Fig.8 Architecture of HILS

表2 硬件選型和技術(shù)參數(shù)Tab.2 HILS hardware selection and main technical parameters

將上位機(jī)中建立的懸架數(shù)學(xué)模型下載至dSPACE工控機(jī)，分層控制算法模型經(jīng)CAN適配器加載到快速原型控制器中，dSPACE工控機(jī)與控制器通過(guò)CAN總線傳輸控制與反饋信號(hào)，最終得出車(chē)身加速度與懸架動(dòng)撓度曲線，如圖9、10所示。

圖9 硬件在環(huán)車(chē)身加速度變化曲線Fig.9 Acceleration curves of tractor body in HILS

圖10 硬件在環(huán)懸架動(dòng)撓度變化曲線Fig.10 Dynamic deflection of hydro pneumatic suspension in HILS

通過(guò)圖9、10與圖6、7對(duì)比可知，硬件在環(huán)與Simulink仿真結(jié)果基本一致，存在差異的主要原因是真實(shí)控制器與仿真環(huán)境的處理器運(yùn)算速度和系統(tǒng)響應(yīng)時(shí)間不同，但誤差在可接受的范圍內(nèi)，說(shuō)明所設(shè)計(jì)的控制策略在邏輯上正確，實(shí)際可行；同時(shí)也證明了硬件在環(huán)試驗(yàn)平臺(tái)能模擬拖拉機(jī)前橋懸架的動(dòng)力學(xué)特性以及油氣彈簧的非線性響應(yīng)過(guò)程。

3.3 室內(nèi)試驗(yàn)平臺(tái)驗(yàn)證

為驗(yàn)證控制策略的實(shí)際效果，搭建了油氣懸架室內(nèi)試驗(yàn)平臺(tái)，該試驗(yàn)平臺(tái)主要由振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)、懸架液壓系統(tǒng)、遠(yuǎn)程控制系統(tǒng)等部分組成，如圖11所示。懸架液壓系統(tǒng)由三位四通比例閥、蓄能器、節(jié)流閥等組成。激振臺(tái)控制器利用伺服激振缸模擬路面不平度，試驗(yàn)臺(tái)采用硬件在環(huán)試驗(yàn)平臺(tái)已驗(yàn)證的快速原型控制器控制執(zhí)行元件運(yùn)動(dòng)，以驗(yàn)證在實(shí)際工況下的控制效果。

圖11 主動(dòng)油氣懸架試驗(yàn)平臺(tái)Fig.11 Photo of active hydro-pneumatic suspension test platform1.激振臺(tái)控制器 2.蓄能器 3.壓力傳感器 4.三位四通比例閥 5.節(jié)流閥 6.油源 7.加速度傳感器 8.位移傳感器 9.液壓缸 10.伺服激振缸 11.數(shù)據(jù)采集計(jì)算機(jī) 12.快速原型控制器

為對(duì)比分析主動(dòng)懸架在真實(shí)工況下的減振效果，分別對(duì)前橋懸架系統(tǒng)的被動(dòng)、主動(dòng)控制進(jìn)行試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果如圖12、13所示。

圖12 車(chē)身加速度試驗(yàn)結(jié)果Fig.12 Experiment results for body vibration acceleration

由圖12可知，在隨機(jī)路面激勵(lì)的條件下，被動(dòng)懸架車(chē)身加速度達(dá)到10 m/s2，均方根為5.34 m/s2左右，主動(dòng)懸架PID控制的加速度均方根約為3.24 m/s2，而主動(dòng)懸架分層控制策略的加速度均方根約為2.36 m/s2，相比主動(dòng)懸架PID的加速度均方根減少了0.88 m/s2，相較于被動(dòng)懸架，加速度均方根下降了55.8%?？梢?jiàn)，在模擬的實(shí)際工況下，分層控制算法仍能降低車(chē)身加速度且效果良好。

由圖13可知，室內(nèi)試驗(yàn)臺(tái)試驗(yàn)條件下，被動(dòng)和主動(dòng)懸架的懸架動(dòng)撓度均有一定程度的惡化，但主動(dòng)懸架的動(dòng)撓度變化依舊在可控范圍內(nèi)。從圖12、13可得，分層控制算法對(duì)提高平順性和駕乘舒適性均有較大的提升，說(shuō)明前橋懸架控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)合理。

圖13 懸架動(dòng)撓度試驗(yàn)結(jié)果Fig.13 Experiment results of suspension dynamic deflection

在分層控制算法下，分析車(chē)速加速度和懸架動(dòng)撓度在仿真、硬件在環(huán)及振動(dòng)臺(tái)試驗(yàn)等3種條件下的結(jié)果如圖14、15和表3所示。

圖14 分層控制算法下不同試驗(yàn)條件的車(chē)身加速度變化曲線Fig.14 Acceleration of vehicle body under different test conditions based on hierarchical control algorithm

圖15 分層控制算法下不同試驗(yàn)條件的懸架動(dòng)撓度變化曲線Fig.15 Dynamic deflection of suspension under different test conditions with hierarchical control algorithm

表3 分層控制算法的性能參數(shù)均方根Tab.3 Root mean square of parameters of hierarchical control

分析圖14、15可知，在不同試驗(yàn)條件下，分層控制算法得到的減振效果存在差異。由表3可知，仿真條件下，車(chē)身加速度、懸架動(dòng)撓度的均方根分別為1.908 5 m/s2和0.019 m，數(shù)據(jù)相對(duì)理想；硬件在環(huán)試驗(yàn)數(shù)據(jù)因dSPACE工控機(jī)與快速原型控制器信號(hào)交互的滯后性，與仿真數(shù)據(jù)相比車(chē)身加速度與懸架動(dòng)撓度的均方根分別增加了0.133 6 m/s2和0.002 4 m；振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)試驗(yàn)數(shù)據(jù)受液壓缸摩擦力、傳感器精度、管路沿程損失等多種因素的影響，控制器不能及時(shí)獲取整機(jī)的信息，導(dǎo)致車(chē)身加速度、懸架動(dòng)撓度的試驗(yàn)值較仿真值分別增加了0.448 m/s2和0.013 19 m。試驗(yàn)數(shù)據(jù)表明，雖室內(nèi)試驗(yàn)臺(tái)固有頻率較小且伺服激振缸易受油液溫度影響，導(dǎo)致懸架動(dòng)撓度試驗(yàn)值變化較大，但能基本反映拖拉機(jī)在運(yùn)輸工況下懸架動(dòng)行程的變化情況。

4 結(jié)論

(1)設(shè)計(jì)了適用于大功率輪式拖拉機(jī)的前橋懸架系統(tǒng)，該系統(tǒng)由主、被動(dòng)懸架系統(tǒng)兩部分組成且能適時(shí)開(kāi)啟，能滿足拖拉機(jī)不同的作業(yè)工況需求。此外，構(gòu)建了帶前橋油氣懸架的1/4拖拉機(jī)模型和前橋懸架的數(shù)學(xué)模型，最后通過(guò)仿真和試驗(yàn)驗(yàn)證了模型的有效性。

(2)充分考慮前橋主動(dòng)懸架控制特點(diǎn)，提出了基于參考天棚-地棚模型的分層控制算法。通過(guò)被動(dòng)懸架、PID和分層控制算法的仿真與試驗(yàn)結(jié)果得出，在隨機(jī)路面激勵(lì)信號(hào)下，帶有分層控制算法的前橋主動(dòng)懸架相較于PID控制，車(chē)身振動(dòng)加速度均方根為2.36 m/s2，減少了0.88 m/s2，由PID控制的兩種控制算法下的主動(dòng)懸架均優(yōu)于被動(dòng)懸架，同時(shí)，懸架動(dòng)撓度被限定在較小范圍內(nèi)。

(3)通過(guò)構(gòu)建硬件在環(huán)與室內(nèi)試驗(yàn)平臺(tái)對(duì)所建模型進(jìn)行驗(yàn)證。結(jié)果表明，所設(shè)計(jì)的分層控制算法能使懸架具備良好的阻尼力輸出跟蹤性能，可以很好地應(yīng)對(duì)系統(tǒng)的非線性問(wèn)題，隔離干擾性車(chē)身振動(dòng)，保證前橋懸架系統(tǒng)的穩(wěn)定性，為大功率輪式拖拉機(jī)前橋懸架的減振控制提供了設(shè)計(jì)參考。