房 強(qiáng)， 鄭萬斌， 邢 棟， 房志軍

(中國北方車輛研究所，北京 100072)

高機(jī)動(dòng)性是未來高速車輛的一個(gè)重要特征，而懸掛特性的優(yōu)劣是決定該技術(shù)指標(biāo)能夠順利實(shí)現(xiàn)的關(guān)鍵因素之一.主動(dòng)減振控制技術(shù)能夠?qū)崟r(shí)檢測車輛在不同行駛工況下的振動(dòng)相關(guān)信息(主要是指車身姿態(tài)、振動(dòng)加速度、行駛速度、路面特征以及能夠反應(yīng)車輛行駛過程中振動(dòng)特性的信息，具體會(huì)根據(jù)控制策略進(jìn)行選擇)，主動(dòng)控制執(zhí)行器進(jìn)行懸掛作用力的輸出，并通過傳導(dǎo)機(jī)構(gòu)傳遞給車身和車輪之間，從而大幅提高懸掛對(duì)車輛振動(dòng)的控制效果，為高速履帶車輛機(jī)動(dòng)性指標(biāo)的實(shí)現(xiàn)提供了有效保障[1-3].

國內(nèi)在半主動(dòng)、主動(dòng)控制理論分析以及動(dòng)力學(xué)分析[4-7]方面也做了深入的研究，為懸掛系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)建模及控制打下了良好的基礎(chǔ).在半主動(dòng)、主動(dòng)控制方面國內(nèi)學(xué)者圍繞磁流變阻尼器以及電磁懸掛對(duì)半主動(dòng)、主動(dòng)懸掛系統(tǒng)做了動(dòng)力學(xué)模擬[8]并探究了如比例控制、LQR、模糊控制等多種控制方法[9-16]，通過軟件建模仿真都得到了預(yù)期的控制效果.但是國內(nèi)研究多偏于基于四分之一車輛的單輪模型分析，在四分之一車輛模型中驗(yàn)證了的控制算法無法有效的在整車控制中得以驗(yàn)證.

在多軸車輛中，各軸懸掛系統(tǒng)之間存在耦合振動(dòng)，傳統(tǒng)上基于四分之一車輛懸掛的單輪模型無法全面的反應(yīng)整車主動(dòng)懸架系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特性，單輪懸掛的振動(dòng)控制效果無法代表整車振動(dòng)控制效果，單輪懸架控制方法也無法直接應(yīng)用到整車控制中，需要在多軸耦合懸架模型的基礎(chǔ)上，提出適用于整車的懸架主動(dòng)控制方法.

1 理想的多軸車輛整車振動(dòng)控制動(dòng)力學(xué)模型

以三軸車輛為例，按照傳統(tǒng)的整車動(dòng)力學(xué)模型建模方法，考慮車身的垂向位移、俯仰、側(cè)傾三個(gè)方向運(yùn)動(dòng)以及三軸共計(jì)六個(gè)懸架單元的垂向振動(dòng)，建立九自由度的整車動(dòng)力學(xué)模型，模型中考慮了車身運(yùn)動(dòng)與各軸懸架之間的耦合關(guān)系，如圖1所示.圖中：za為車身質(zhì)心垂向位移；θa為車身俯仰角；φa為車身側(cè)傾角；zsi為第i個(gè)懸架單元與車身鉸接點(diǎn)處的垂向位移；zui為第i個(gè)懸架單元簧下質(zhì)量的垂向位移；zqi為第i個(gè)懸掛單元車輪處的路面輸入位移；Fsi，和Uai分別為第i個(gè)懸架單元的彈簧加減振器(被動(dòng)懸架)和主動(dòng)減振元件的等效作用力；Fti為第i個(gè)輪胎所產(chǎn)生的作用力；ms為車身的總質(zhì)量；Jx和Jy分別為車身側(cè)傾和俯仰的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；mui為第i個(gè)懸架單元的非簧載質(zhì)量；a為左右輪距；la，lb和lc分別為車身質(zhì)心到前軸、中軸和后軸的縱向距離.

圖1 整車振動(dòng)控制動(dòng)力學(xué)模型

建立的九自由度整車主動(dòng)控制模型中車身垂向運(yùn)動(dòng)動(dòng)力學(xué)方程為：

(1)

車身俯仰運(yùn)動(dòng)動(dòng)力學(xué)方程為：

(2)

車身側(cè)傾運(yùn)動(dòng)動(dòng)力學(xué)方程為：

(3)

第i輪懸架單元簧下質(zhì)量垂向動(dòng)動(dòng)力學(xué)方程為：

(4)

上面公式中：l2i和l3i分別為i輪處懸架俯仰和側(cè)傾力矩的力臂，可根據(jù)整車布局的幾何耦合關(guān)系計(jì)算得到，計(jì)算各懸架單元彈簧力所需的懸架位移也由車身與懸架之間的耦合運(yùn)動(dòng)及幾何關(guān)系計(jì)算得到。

2 考慮慣性轉(zhuǎn)移的整車懸架系統(tǒng)模型修正

上述九自由度模型是建立在車輛穩(wěn)速直線行駛假設(shè)基礎(chǔ)上的，而實(shí)際行駛過程中由于路況、駕駛員、車輛狀態(tài)等因素，實(shí)際行駛過程中起步、制動(dòng)、加減速以及轉(zhuǎn)彎工況是十分常見的，而上述工況會(huì)導(dǎo)致慣性力的產(chǎn)生并造成車輛姿態(tài)(俯仰和側(cè)傾)的變化，而姿態(tài)的變化影響著車輛的安全和戰(zhàn)斗車輛的設(shè)計(jì)精度，因此整車模型中除了考慮車身垂向振動(dòng)加速度等平順性指標(biāo)外，還需要關(guān)注由于加減速、轉(zhuǎn)向工況等引起的慣性轉(zhuǎn)移現(xiàn)象造成的姿態(tài)變化(非路面激勵(lì)引起的姿態(tài)變化)，因此本研究在九自由度整車懸架模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行基于慣性轉(zhuǎn)移效應(yīng)的修正，如圖2所示.

圖2 基于慣性轉(zhuǎn)移因素的整車九自由度懸架系統(tǒng)模型

(5)

第i輪懸架單元簧下質(zhì)量垂向動(dòng)動(dòng)力學(xué)方程為：

(6)

上面公式中：h為質(zhì)心高度，l4i分為各懸架慣性轉(zhuǎn)移的等效俯仰力臂，可根據(jù)整車布局的幾何耦合關(guān)系計(jì)算得到。

(7)

第i輪懸架單元簧下質(zhì)量垂向動(dòng)動(dòng)力學(xué)方程為：

(8)

上面公式中：h為質(zhì)心高度，l5i分為各懸架慣性轉(zhuǎn)移的等效側(cè)傾力臂。

可根據(jù)整車布局的幾何耦合關(guān)系計(jì)算得到。從修正的公式中可以看出，慣性轉(zhuǎn)移現(xiàn)象不僅影響著車身的動(dòng)力學(xué)方程，對(duì)懸架動(dòng)力學(xué)特性也會(huì)有相應(yīng)影響，因此即使直接將原單輪主動(dòng)減振控制策略直接應(yīng)用，也需要在單輪動(dòng)力學(xué)方程中進(jìn)行相應(yīng)的修正。

3 多軸耦合整車振動(dòng)控制方法

在上述修正的九自由度模型基礎(chǔ)上，開展主動(dòng)減振控制策略的研究，為兼顧姿態(tài)控制和平順性指標(biāo)，針對(duì)于慣性轉(zhuǎn)移效應(yīng)引起的姿態(tài)變化，在單輪主動(dòng)減振控制方法的基礎(chǔ)上，提出了整車姿態(tài)控制與單輪主動(dòng)控制(平順性控制)耦合解析的整車振動(dòng)控制方法，控制原理圖見圖3所示.

圖3 多軸耦合整車控制原理框圖

圖4 整車多體動(dòng)力學(xué)仿真模型

圖5 主動(dòng)減振控制算法及聯(lián)合仿真模型接口設(shè)置

圖6 加速行駛階段振動(dòng)參數(shù)仿真結(jié)果

在上述控制方法中包含姿態(tài)控制環(huán)路、單輪主動(dòng)控制環(huán)路以及懸架期望力解耦環(huán)路：

1)在姿態(tài)控制環(huán)路中，將整車的俯仰和側(cè)傾姿態(tài)作為控制目標(biāo)，在相應(yīng)的姿態(tài)控制算法和數(shù)學(xué)算法中解析計(jì)算得到各軸處的主動(dòng)控制力UV；

2)單輪主動(dòng)控制環(huán)路中，以整車的垂向振動(dòng)加速度為控制目標(biāo)，各軸懸架以各自懸架振動(dòng)參數(shù)為輸入，在相應(yīng)的單輪控制算法下計(jì)算得到各軸懸架的主動(dòng)控制力US；

3)在期望力解耦環(huán)路中，綜合姿態(tài)控制和平順性指標(biāo)，在一定的加權(quán)判據(jù)下，解耦計(jì)算得到各懸架最終的控制期望力Ua.

該控制方法實(shí)際上是對(duì)修正整車動(dòng)力學(xué)方程的拆解與耦合，姿態(tài)控制環(huán)路負(fù)責(zé)慣性轉(zhuǎn)移所需的懸架主動(dòng)控制力解析計(jì)算，單輪主動(dòng)控制環(huán)路負(fù)責(zé)各懸架平順性控制的主動(dòng)控制力解析計(jì)算，最終通過期望力解耦環(huán)路獲得兼顧姿態(tài)和平順性的主動(dòng)控制期望力.

4 整車振動(dòng)控制仿真驗(yàn)證

為驗(yàn)證整車振動(dòng)控制方法的有效性，結(jié)合驗(yàn)證樣車的結(jié)構(gòu)及動(dòng)力學(xué)參數(shù)，利用1D+3D多物理場耦合仿真技術(shù)建立了整車多體動(dòng)力學(xué)仿真模型.

在仿真模型的姿態(tài)控制環(huán)路中，以車身的俯仰(側(cè)傾)角為控制目標(biāo)，以一定的姿態(tài)控制算法計(jì)算得到所需的控制力矩，然后分解到各懸架，本仿真中采用了以慣性轉(zhuǎn)移力為直接控制對(duì)象的控制算法.在單輪主動(dòng)控制環(huán)路中，采用了基于恒力控制的主動(dòng)和阻尼可調(diào)半主動(dòng)等兩種控制算法.

為摸清整車在加減速行駛階段因慣性轉(zhuǎn)移造成的車輛狀態(tài)的變化及存在的控制規(guī)律，在仿真中給整車的車輪處施加了起步速度驅(qū)動(dòng)激勵(lì)Step函數(shù)，在10 s中的時(shí)間內(nèi)車速從0均速升到50 km/h，之后穩(wěn)速行駛，行駛路面為河北康莊試驗(yàn)場路，在不同控制策略下的仿真結(jié)果如下圖所示，RMS統(tǒng)計(jì)值見表所示.

表1 加速行駛階段振動(dòng)參數(shù)對(duì)比統(tǒng)計(jì)表

通過仿真分別完成了整車在被動(dòng)、考慮姿態(tài)控制的阻尼可調(diào)、未考慮姿態(tài)控制的主動(dòng)、考慮姿態(tài)控制的主動(dòng)以及考慮姿態(tài)控制的主動(dòng)優(yōu)化等五種工況，從仿真的結(jié)果曲線和統(tǒng)計(jì)值可明顯的看出以下控制規(guī)律：

1)對(duì)比未考慮姿態(tài)控制的主動(dòng)和被動(dòng)仿真工況可知，采用該主動(dòng)減振控制算法不僅不會(huì)改善車輛的振動(dòng)甚至出現(xiàn)嚴(yán)重的惡化，車身垂向振動(dòng)加速度較被動(dòng)惡化16.5%，俯仰角較被動(dòng)惡化112.6%(嚴(yán)重影響著車輛的行駛安全).

2)對(duì)比考慮姿態(tài)控制和被動(dòng)工況可知，在考慮了姿態(tài)控制后，阻尼可調(diào)半主動(dòng)算法和主動(dòng)均能夠在加速階段改善車輛的振動(dòng)狀態(tài)，并且主動(dòng)工況在三個(gè)振動(dòng)指標(biāo)上均能夠達(dá)到30%以上的改善率.

因此，車輛在加速階段的慣性轉(zhuǎn)移效應(yīng)對(duì)主動(dòng)減振控制算法的選取有著很大的影響，是不可忽略的因素.另外在穩(wěn)速行駛過程整車振動(dòng)參數(shù)的仿真結(jié)果見圖，統(tǒng)計(jì)結(jié)果見表所示.

表2 穩(wěn)速行駛階段振動(dòng)參數(shù)對(duì)比統(tǒng)計(jì)表

通過仿真分別完成了穩(wěn)速行駛階段整車在上述不同控制算法下的動(dòng)力學(xué)仿真，從仿真的結(jié)果曲線和統(tǒng)計(jì)值可明顯的看出以下控制規(guī)律：

1)對(duì)比主動(dòng)減振控制和被動(dòng)工況可知，在穩(wěn)速階段采用主動(dòng)減振控制后，不同控制算法下均能夠改善車輛的振動(dòng)情況，阻尼可調(diào)的半動(dòng)懸架的振動(dòng)指標(biāo)降低在20%左右，主動(dòng)控制在30%～50%.

2)對(duì)比考慮姿態(tài)控制和未考慮姿態(tài)控制的主動(dòng)控制工況可知，兩種算法下的車身垂直振動(dòng)加速度改善效果基本相同，但考慮了姿態(tài)控制后，車輛的俯仰角降低率由32.2%提升至49.9%，并且由于俯仰角的改善，駕駛員位置處的振動(dòng)加速度改善率也得到了一定的提升.

可見，提出的考慮慣性轉(zhuǎn)移效應(yīng)的多軸耦合整車振動(dòng)控制方法是合理、有效的，但考慮到仿真模型中尚未考慮到實(shí)車對(duì)于主動(dòng)懸掛消耗功率的限制等因素，下一步還需要結(jié)合裝車實(shí)際進(jìn)一步開展相關(guān)算法的持續(xù)優(yōu)化及最終控制效果的驗(yàn)證.

5 結(jié) 論

在單輪主動(dòng)減振控制方法驗(yàn)證的基礎(chǔ)上，建立了九自由度多軸耦合整車懸架主動(dòng)控制動(dòng)力學(xué)模型，考慮了慣性轉(zhuǎn)移效應(yīng)對(duì)控制的影響，完成了考慮慣性轉(zhuǎn)移的整車懸架系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型修正，并針對(duì)慣性轉(zhuǎn)移效應(yīng)提出了考慮慣性轉(zhuǎn)移效應(yīng)的多軸耦合整車振動(dòng)控制方法，通過仿真驗(yàn)證了該方法在以加速行駛階段(存在慣性轉(zhuǎn)移效應(yīng))和穩(wěn)定行駛工況下均能夠有效的實(shí)現(xiàn)車身振動(dòng)加速度的有效降低.