高普，項(xiàng)昌樂，劉輝

(1.北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院，北京 100081；2.北京理工大學(xué) 前沿技術(shù)研究院，山東 濟(jì)南 250307；3.北京理工大學(xué) 重慶創(chuàng)新中心，重慶 401147)

0 引言

車輛動力傳動系統(tǒng)將發(fā)動機(jī)的動力傳遞給車輪，驅(qū)動車輛運(yùn)行。動力傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動是車輛振動的主要來源，約占整車振動的80%。對于動力傳動系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)減振可以從以下3個(gè)方面著手：發(fā)動機(jī)和其他各部件的制造工藝水平[1-3]、傳動部件的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)[4-6]和安裝扭轉(zhuǎn)減振器。綜合分析可知，安裝扭轉(zhuǎn)減振器的方式最為行之有效，其中離合器從動盤式減振器應(yīng)用最為廣泛，其優(yōu)點(diǎn)為結(jié)構(gòu)簡單、造價(jià)低，缺點(diǎn)為扭轉(zhuǎn)剛度大、減振效果不佳[7]。在軍用重載車輛可安裝蓋斯林格聯(lián)軸器[8]，其優(yōu)點(diǎn)在于變形空間大，對大功率高速系統(tǒng)的振動消減作用明顯，缺點(diǎn)為體積大、質(zhì)量大、造價(jià)高。雙質(zhì)量飛輪扭轉(zhuǎn)減振器發(fā)展迅速[9]，其優(yōu)點(diǎn)在于能夠有效地消減系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動、改善系統(tǒng)同步性；其缺點(diǎn)為雙質(zhì)量飛輪承擔(dān)動力傳遞功能，扭轉(zhuǎn)剛度較大，減振功能受限，同時(shí)高速運(yùn)轉(zhuǎn)的系統(tǒng)產(chǎn)生較大離心力，會加劇彈簧的磨損、降低壽命[7]。此外，半主動式扭轉(zhuǎn)減振器逐漸發(fā)展，正負(fù)剛度并聯(lián)扭轉(zhuǎn)減振器為典型代表[10]，其實(shí)現(xiàn)了半主動控制，兼具被動和主動減振器的優(yōu)勢，減振效果明顯，但是其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、液壓系統(tǒng)成本高。

綜上所述，被動式扭轉(zhuǎn)減振器結(jié)構(gòu)簡單，但減振效果不佳；現(xiàn)有半主動式扭轉(zhuǎn)減振器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，液壓控制系統(tǒng)造價(jià)高。Sarkar等[11]采用質(zhì)量可調(diào)的吸振器消減風(fēng)機(jī)的扭轉(zhuǎn)振動。Dong等[12]、Li等[13]采用磁流變彈性體設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)吸振器消減車輛動力系統(tǒng)振動，效果明顯。本文亦采用磁流變彈性體作為核心智能元件，設(shè)計(jì)新型頻率自適應(yīng)吸振器，消減傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動，以電磁控制代替液壓控制，降低制造成本，便于工程應(yīng)用。

針對頻率自適應(yīng)變剛度吸振器控制方法的研究，諸多學(xué)者進(jìn)行了多方面研究。Nagaya等[14]選取主系統(tǒng)的振動幅值作為反饋信號，以振動幅值最小作為控制目標(biāo)，設(shè)計(jì)吸振器控制器。Buhr等[15]利用外部激勵(lì)信號頻率為反饋信號，設(shè)計(jì)控制器。Kidner等[16]以主系統(tǒng)與動質(zhì)量的相對運(yùn)動關(guān)系為反饋信號，以主系統(tǒng)的振動速度方向與動質(zhì)量的加速度方向相反作為控制目標(biāo)來設(shè)計(jì)控制器，達(dá)到了良好的減振效果。Zhang等[17]提出一種實(shí)時(shí)控制策略，數(shù)值仿真驗(yàn)證了其減振效果?；谥鲃邮胶桶胫魇降膭恿ξ衿?，Liao等[18]提出一種新型的控制算法，試驗(yàn)結(jié)果表明其抑制振動的功效。Kim等[19]通過外部激勵(lì)信號擬合吸振器固有頻率與磁場的關(guān)系，制定控制方案，仿真驗(yàn)證其有效性。Qian等[20]提出基于狀態(tài)觀測的模糊控制方法，仿真驗(yàn)證了該方法的有效性。Fu等[21]提出非線性自回歸網(wǎng)絡(luò)的控制方法，以適應(yīng)磁流變半主動減振器的非線性和相位差假設(shè)，利用仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證了其有效性。

以往扭轉(zhuǎn)吸振器性能的研究，多數(shù)只考慮其本身的性能，對于結(jié)合車輛動力傳動系統(tǒng)的減振性能研究較少。另外，外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率作為被吸振器的跟蹤目標(biāo)，是制定控制方案的基礎(chǔ)，由于車輛動力傳動系統(tǒng)工況復(fù)雜，外部激勵(lì)信號是多頻多幅的，且傳動部件繁多，外部激勵(lì)的主導(dǎo)頻率并不僅指發(fā)動機(jī)主諧次頻率，而是與其他激勵(lì)頻率耦合而成的綜合信號，而設(shè)備監(jiān)測的數(shù)據(jù)與實(shí)際值存在較大誤差，嚴(yán)重影響吸振器減振效果。有必要尋找符合系統(tǒng)的外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率識別方法，制定相應(yīng)的控制策略，實(shí)現(xiàn)扭轉(zhuǎn)吸振器的半主動控制和自適應(yīng)調(diào)節(jié)。

本文針對上述問題，基于實(shí)車動力傳動系統(tǒng)模型，提出變剛度扭轉(zhuǎn)吸振器的瞬態(tài)查表和穩(wěn)態(tài)尋優(yōu)結(jié)合的控制策略，消除外部激勵(lì)主頻識別偏差，使吸振器的固有頻率能夠快速準(zhǔn)確跟隨外部激勵(lì)主頻，吸收傳動鏈上的振動能量。本文主要框架為：首先建立含吸振器實(shí)車動力傳動系統(tǒng)模型，確定發(fā)動機(jī)主諧次頻率；然后基于系統(tǒng)模型，提出適用于該系統(tǒng)的控制策略，利用瞬態(tài)查表和穩(wěn)態(tài)尋優(yōu)相結(jié)合的方法對系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動進(jìn)行控制；最后利用仿真分析和試驗(yàn)測試驗(yàn)證了控制方法的有效性和可靠性。

1 含吸振器實(shí)車動力傳動系統(tǒng)模型

某履帶車輛動力傳動系統(tǒng)由發(fā)動機(jī)、彈性聯(lián)軸器、液力變矩器、變速箱(離合器、齒輪副)、側(cè)傳動、主動輪等部件組成。車輛傳動系統(tǒng)簡圖[22-23]如圖1所示。

圖1所示車輛傳動系統(tǒng)的換擋邏輯，即各擋位的離合器接合模式如表1所示。

表1 各擋位離合器接合模式

以振動較為劇烈的6擋車輛傳動系統(tǒng)作為研究對象，此時(shí)離合器CH和C3接合，液力變矩器閉鎖，為機(jī)械工況，并在聯(lián)軸器后端安裝變剛度扭轉(zhuǎn)吸振器，得到含吸振器的系統(tǒng)當(dāng)量模型如圖2所示。圖2中，L1代表左1缸，R1代表右1缸，L2、R2和L3、R3以此類推；J1代表左1和右1缸的總的慣量，其余類推。

對動力傳動系統(tǒng)進(jìn)行當(dāng)量簡化，固有振動特性分析獲取系統(tǒng)振動惡化的關(guān)鍵固有頻率。在Simulink軟件仿真環(huán)境中，分析加裝扭轉(zhuǎn)動力吸振器并進(jìn)行有效控制前后車輛傳動系統(tǒng)的振動響應(yīng)。

扭轉(zhuǎn)吸振器參數(shù)為：動轉(zhuǎn)動慣量JA=Jm/10=0.115 5 kg·m2，按照固有頻率和最佳阻尼比公式(1)式計(jì)算最佳阻尼為3.32 N·m·s/rad。由于吸振器的固有頻率需要跟隨外部激勵(lì)的主導(dǎo)頻率，吸振器的剛度可根據(jù)外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率數(shù)據(jù)和剛度公式(2)式計(jì)算實(shí)時(shí)數(shù)據(jù)，

cA=2·JA·(fn/(1+μ))·ζopt

(1)

kA=[fn/(1+μ)]2·JA

(2)

式中：cA、kA分別為吸振器阻尼和剛度；fn為系統(tǒng)固有頻率，由實(shí)車系統(tǒng)計(jì)算提?。沪虨閼T量比；ζopt為最佳阻尼比。

需要注意的是，使用四缸發(fā)動機(jī)作為外部激勵(lì)轉(zhuǎn)矩，可將外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率作為變剛度吸振器跟隨頻率，試驗(yàn)測試發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 200 r/min，外部激勵(lì)轉(zhuǎn)矩信號作頻域分析如圖3所示。

由圖3可知，發(fā)動機(jī)激勵(lì)轉(zhuǎn)矩信號為多頻激勵(lì)信號，當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為1 200 r/min時(shí)，其激勵(lì)轉(zhuǎn)矩能量主要集中在20 Hz、40 Hz、60 Hz及80 Hz等頻率中，呈倍數(shù)關(guān)系。其中主諧次頻率40 Hz振動能量最大，可作為外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率初步范圍，使吸振器固有頻率跟隨此主諧次頻率可達(dá)到一定吸振效果。

2 基于實(shí)車系統(tǒng)的吸振器控制策略

在工程應(yīng)用中，通常將變剛度扭轉(zhuǎn)吸振器的固有頻率跟隨激勵(lì)主導(dǎo)頻率，作為扭轉(zhuǎn)吸振器的控制策略設(shè)計(jì)的基本原則。由于車輛動力傳動系統(tǒng)工況復(fù)雜，外部激勵(lì)轉(zhuǎn)主導(dǎo)頻率識別困難，吸振器的磁流變彈性體變剛度特性與外加磁場、應(yīng)變量、激勵(lì)頻率等多個(gè)參數(shù)相關(guān)，較難建立扭轉(zhuǎn)動力吸振器固有頻率與外加磁感應(yīng)強(qiáng)度間的精確關(guān)系，無法準(zhǔn)確估計(jì)外部激勵(lì)轉(zhuǎn)主導(dǎo)頻率與吸振器的固有頻率，兩者之間存在誤差，導(dǎo)致扭轉(zhuǎn)動力吸振器的吸振性能受到影響[24-25]。針對上述問題，本文提出一種瞬態(tài)查表和穩(wěn)態(tài)尋優(yōu)結(jié)合的控制策略，吸振器的控制策略流程圖如圖4所示。

如圖4所示，控制過程由兩個(gè)部分組成，分別為瞬態(tài)工況查表控制過程和穩(wěn)態(tài)工況尋優(yōu)控制過程。利用查表粗調(diào)外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率的范圍，再結(jié)合系統(tǒng)響應(yīng)利用PID微調(diào)得到準(zhǔn)確的主導(dǎo)頻率。

由于發(fā)動機(jī)激勵(lì)轉(zhuǎn)矩的頻率與幅值總是不斷變化，該算法每隔固定時(shí)間間隔T0，根據(jù)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速查表得到發(fā)動機(jī)激勵(lì)轉(zhuǎn)矩頻率ωT，同時(shí)根據(jù)輸入電流查表得到扭轉(zhuǎn)動力吸振器的固有頻率ωA，并將兩者進(jìn)行比較。設(shè)定閾值ω0，當(dāng)兩者之間的差超過ω0時(shí)，算法進(jìn)入瞬態(tài)工況查表控制過程，此時(shí)粗略地調(diào)整勵(lì)磁電流，將扭轉(zhuǎn)吸振器的固有頻率ωA調(diào)至發(fā)動機(jī)外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率ωT，至此瞬態(tài)工況查表控制過程完成。

瞬態(tài)工況查表控制過程后，進(jìn)入穩(wěn)態(tài)工況尋優(yōu)控制過程。采集轉(zhuǎn)動慣量J7向轉(zhuǎn)動慣量J8的傳遞轉(zhuǎn)矩振動幅值，即扭轉(zhuǎn)吸振器后端的傳動軸轉(zhuǎn)矩振動幅值，計(jì)算轉(zhuǎn)矩振動幅值與目標(biāo)最小轉(zhuǎn)矩振動幅值之間的偏差，作為PID控制模塊的輸入。PID控制模塊的輸出量為用于控制磁流變彈性體剛度的勵(lì)磁電流，在瞬態(tài)工況粗調(diào)的基礎(chǔ)上進(jìn)一步微調(diào)勵(lì)磁電流，使扭轉(zhuǎn)吸振器的固有頻率能夠有效跟隨外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率。當(dāng)轉(zhuǎn)矩偏差保持穩(wěn)定時(shí)，PID控制效果減弱，穩(wěn)態(tài)工況控制過程完成。直至下一次瞬態(tài)工況控制過程發(fā)生后可以再次激活穩(wěn)態(tài)工況控制過程。

隨后，對扭轉(zhuǎn)吸振器進(jìn)行參數(shù)匹配，使其固有頻率可調(diào)范圍為35～40 Hz，覆蓋1 050～1 200 r/min轉(zhuǎn)速范圍下的發(fā)動機(jī)激勵(lì)轉(zhuǎn)矩主諧次頻率(該范圍屬于系統(tǒng)振動惡化帶)?；诒疚乃崴矐B(tài)查表和穩(wěn)態(tài)尋優(yōu)結(jié)合的控制策略，對扭轉(zhuǎn)吸振器進(jìn)行實(shí)時(shí)控制。得到扭轉(zhuǎn)吸振器固有頻率跟隨發(fā)動機(jī)激勵(lì)轉(zhuǎn)矩主諧次頻率狀態(tài)如圖5所示。圖5中，黑色曲線為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速由1 050 r/min變化至1 200 r/min時(shí)發(fā)動機(jī)激勵(lì)轉(zhuǎn)矩理想外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率，紅色曲線為偏差外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率，藍(lán)色曲線為控制跟隨外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率，即為扭轉(zhuǎn)吸振器的實(shí)際固有頻率變化情況。

由圖5可知，本文所提控制策略能使扭轉(zhuǎn)吸振器固有頻率迅速跟隨至實(shí)際發(fā)動機(jī)主諧次頻率附近，并消除查表關(guān)系中由于匹配計(jì)算、試驗(yàn)測試、材料特性等產(chǎn)生的查表誤差(仿真環(huán)境中該誤差由隨機(jī)數(shù)生成)，使扭轉(zhuǎn)吸振器達(dá)到其最佳工作狀態(tài)。

使用吸振器輸出端波動轉(zhuǎn)矩作為評價(jià)車輛傳動系統(tǒng)振動指標(biāo)，仿真得到有無控制兩種情況吸振器輸出端波動轉(zhuǎn)矩時(shí)間歷程曲線，如圖6所示。

由圖6可知，加裝被動吸振器與變剛度吸振器，均可有效消減車輛傳動系統(tǒng)的振動。而相對于被動吸振器，加裝使用本文控制方法的變剛度吸振器后，波動轉(zhuǎn)矩的幅值在各個(gè)轉(zhuǎn)速頻帶均減小10%以上，振動響應(yīng)改善明顯。

3 試驗(yàn)測試

基于扭轉(zhuǎn)吸振器的機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，得到磁流變彈性體扭轉(zhuǎn)吸振器的原理樣機(jī)。圖7所示為磁流變彈性體扭轉(zhuǎn)吸振器實(shí)物。

將扭轉(zhuǎn)吸振器安裝在動力傳動系統(tǒng)的動力傳動路線上。當(dāng)扭轉(zhuǎn)吸振器不工作時(shí)，磁流變彈性體動力調(diào)諧吸振器的電磁線圈不工作。當(dāng)吸振器開始傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，動力輸入軸與輸出軸通過連接盤傳遞扭矩，采集動力輸入軸轉(zhuǎn)矩的扭轉(zhuǎn)加速度信號，傳入控制器，控制器計(jì)算最佳電流控制電源，電流通過導(dǎo)電滑環(huán)進(jìn)入吸振器電磁線圈中，調(diào)節(jié)吸振器的剛度，控制其固有頻率跟隨激勵(lì)頻率，使吸振器的動轉(zhuǎn)動慣量產(chǎn)生共振，磁流變彈性體的阻尼對轉(zhuǎn)移的系統(tǒng)振動能量進(jìn)行耗散，減輕動力傳遞路徑上的扭轉(zhuǎn)振動。

為驗(yàn)證吸振器在實(shí)際動力系統(tǒng)應(yīng)用的可行性和控制方法的有效性，搭建以發(fā)動機(jī)為動力源的發(fā)動機(jī)試驗(yàn)臺，進(jìn)行扭轉(zhuǎn)吸振器的發(fā)動機(jī)減振性能測試。圖8為本節(jié)搭建的以發(fā)動機(jī)為動力源的發(fā)動機(jī)試驗(yàn)臺示意圖，圖9為試驗(yàn)現(xiàn)場實(shí)物布局圖。

本文試驗(yàn)測試采用瞬態(tài)工況查表控制過程和穩(wěn)態(tài)工況尋優(yōu)控制，設(shè)置發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速從1 050 r/min階躍升高到1 200 r/min，根據(jù)發(fā)動機(jī)主諧次頻率表、吸振其自身參數(shù)以及電流計(jì)算控制方法獲得發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩激勵(lì)的主導(dǎo)頻率變化范圍，設(shè)置恒惠HCP1022型可編程電源控制程序，得到電流變化范圍0～3 A，變化差即為0.6 A，如圖10所示。

通過上述方式進(jìn)行吸振器半主動控制測試，控制系統(tǒng)通過改變電流來控制吸振器磁場變化，使得磁流變彈性體扭轉(zhuǎn)吸振器固有頻率能夠有效地跟隨外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率。

設(shè)置LMS.Test.Lab軟件采樣頻率為12 800 Hz，并設(shè)置每個(gè)階躍變化轉(zhuǎn)速的信號采集時(shí)間為20 s。對比控制前后吸振器輸出端振動響應(yīng)幅值對比作差，結(jié)果如表2所示。

表2 控制前后輸出端振動響應(yīng)幅值對比

如表2所示，通過對比控制前后扭轉(zhuǎn)吸振器輸出端轉(zhuǎn)矩信號可知，在整個(gè)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速變化過程中，控制后的扭轉(zhuǎn)吸振器減振效果要優(yōu)于控制前。轉(zhuǎn)速在1 050 r/min、1 110 r/min和1 200 r/min時(shí)吸振器輸出端振動響應(yīng)幅值降低10%以上，其他轉(zhuǎn)速振動響應(yīng)幅值降低5%左右，綜合減振效果明顯。

進(jìn)行發(fā)動機(jī)變轉(zhuǎn)速振動測試，測試轉(zhuǎn)速發(fā)生瞬態(tài)變化時(shí)扭轉(zhuǎn)吸振器的減振效果。提取半主動控制時(shí)扭轉(zhuǎn)吸振器輸入端和輸出端的波動轉(zhuǎn)矩信號的時(shí)間歷程如圖11(a)所示，并將動態(tài)響應(yīng)信號的時(shí)域信號轉(zhuǎn)化為頻域信號，如圖11(b)所示。

由圖11(a)可知，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速由800 r/min平穩(wěn)升高到1 400 r/min，隨后再降速到800 r/min的整個(gè)過程中，振動幅值也是先上升后下降，隨后又上升又下降，穿越兩個(gè)振動惡化區(qū)域，但是由于扭轉(zhuǎn)吸振器在該頻段的吸振作用，依然能達(dá)到很好的減振效果，將振動幅值分別由47.74 N·m和46.49 N·m消減到4.58 N·m和4.81 N·m，減振幅度能達(dá)到90.41 %和89.65 %。由圖11(b)可知，動態(tài)響應(yīng)在26.16 Hz、53.43 Hz、79.98 Hz頻率時(shí)，存在明顯峰值，為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速800 r/min時(shí)各主諧次所對應(yīng)頻率值，在各個(gè)振動響應(yīng)關(guān)鍵頻帶的幅值均有大幅消減。

系統(tǒng)時(shí)域和頻域測試結(jié)果表明，扭轉(zhuǎn)吸振器對實(shí)際動力源減振的可行性和控制方法的有效性。

4 結(jié)論

本文針對頻率自適應(yīng)變剛度扭轉(zhuǎn)吸振器在動力傳動系統(tǒng)減振特性展開研究，提出了適用于系統(tǒng)的控制策略，并進(jìn)行了相關(guān)仿真和試驗(yàn)驗(yàn)證。得到如下主要結(jié)論：

1)建立含變剛度扭轉(zhuǎn)吸振器的某實(shí)車動力傳動系統(tǒng)模型，提出了系統(tǒng)外部激勵(lì)主導(dǎo)頻率辨識方法。分析實(shí)車動力傳動系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)工況動態(tài)特性瞬時(shí)變化規(guī)律，揭示了基于系統(tǒng)工況的扭轉(zhuǎn)吸振器頻率自適應(yīng)調(diào)控機(jī)制，提出了瞬態(tài)查表和穩(wěn)態(tài)尋優(yōu)相結(jié)合的控制策略。

2)搭建了發(fā)動機(jī)減振性能試驗(yàn)臺，測試了吸振器半主動控制效果，仿真和試驗(yàn)結(jié)果表明利用本文所提控制策略可以使吸振器的減振性能提升10%以上，證明了控制方案對實(shí)際動力源減振的有效性。