主動懸架的H2／H∞混合輸出反饋控制

胡愛軍，孔令強

（河南理工大學機械與動力工程學院，河南焦作 454000）

主動懸架的H2／H∞混合輸出反饋控制

胡愛軍，孔令強

（河南理工大學機械與動力工程學院，河南焦作 454000）

運用線性分式變換建立了包含不確定參數的半車懸架系統模型，選擇合適的性能加權函數得廣義被控對象。為了保證不確定參數具有魯棒穩(wěn)定性，用H∞范數作為參數不確定性的性能指標，同時，為了使懸架系統性能指標處于一個好的水平，用H2范數作為衡量擾動作用下懸架性能指標，設計了H2／H∞混合控制器。在M talab7.0／Simulink環(huán)境下搭建仿真模型完成對系統的仿真分析。仿真結果證明：主動懸架的乘坐舒適性明顯優(yōu)于被動懸架的乘坐舒適性，同時汽車的操作穩(wěn)定性也有一定程度的改善。

主動懸架；不確定性；魯棒控制；仿真

0 引言

汽車懸架系統是現代汽車的重要組成部分，對汽車的行駛平順性以及操作穩(wěn)定性等性能指標有著重要的影響。目前，人們對懸架的設計開發(fā)工作主要集中在對控制策略的研究方面，如遺傳算法、滑?？刂?、模糊控制等［1－3］。這些算法一般沒有考慮模型的不確定性問題，實際上懸架系統存在諸多不確定的因素，比如汽車簧載質量、輪胎剛度［4］等因素都會產生一些變動。文獻［5］建立了考慮高階未建模不確定性的汽車懸架模型，設計了H2／H∞混合控制器，一定程度上提高了懸架模型的精度，但高階未建模不確定性對模型不確定性的描述不夠精確，所建的模型過于簡單，很多性能不能表達出來。文獻［6］應用硬約束、H2性能、H∞性能以及極點配置等多約束設計了主動懸架H2／H∞混合控制器，但沒有考慮模型的不確定性問題。為了能夠準確表達懸架模型的不確定性，本文運用線性分式變換（LFT）建立了包含不確定參數的主動懸架LFT模型，同時為了體現更多懸架性能建立了1／2車體懸架模型。汽車懸架設計時應考慮乘坐舒適性、操作穩(wěn)定性以及機械約束3項指標［7］，而乘坐舒適性主要取決于懸架的垂向加速度、俯仰角加速度和懸架動撓度，操作穩(wěn)定性取決于前后輪胎的動載荷。為了使懸架系統性能指標處于一個好的水平，本文用H2范數作為衡量擾動作用下懸架性能指標，同時為了保證不確定參數具有魯棒穩(wěn)定性，用H∞范數作為參數不確定性的性能指標，運用線性矩陣不等式方法（LMI）設計H2／H∞混合控制器。

圖1 半車主動懸架系統模型

1 半車懸架模型及不確定性描述

圖1為半車主動懸架系統模型。在圖1中，ms和Iy分別表示懸架簧載質量和簧載質量轉動慣量；Zcf、Zcr和Zuf、Zur分別表示前、后懸架簧載質量和非簧載質量位移；Zf和Zr分別表示前、后路面位移；Ksf、Ksr分別表示前、后懸架剛度；Csf、Csr分別表示前、后懸架阻尼系數；Ktf、Ktr分別表示前、后輪胎的剛度系數；fdf、fdr分別表示前、后懸可控庫侖力；a和b表示前后懸架到質心的距離；θ表示懸架的俯仰角度。

根據懸架模型建立如下微分方程：

當俯仰角θ在小范圍變動時，近似有：

簧載質量會隨著汽車載貨或載人多少而產生一些變化，輪胎剛度也會隨著輪胎使用時間的長短以及輪胎充氣量多少而變化。實際的質量ms在公稱質量的30%范圍內變化，實際輪胎的剛度kt在公稱剛度的20%范圍內變化。這里采用乘性不確定表示參數的不確定性，即：

圖2 不確定模型框圖

2 混合H2／H∞控制器設計

2.1 廣義被控對象的描述

根據ISO2631—1997標準，人體對振動的敏感頻率范圍在垂直方向為4～8 Hz，在旋轉方向為1～2 Hz。取垂直方向和俯仰方向加權傳遞函數分別為：

為了保證懸架動行程不超過其物理限制，選擇W3（s）為這一輸出的頻率加權函數：

廣義被控對象的控制框圖如圖3所示。

圖3 廣義被控對象的控制框圖

可得廣義被控對象的狀態(tài)空間方程為：

式中，A、B0、B1、B2、C1、D10、D11、C2、D20、C3均為定常矩陣；D12、D21、D22為零矩陣。

2.2 控制器的設計

設計一個u＝Ky輸出反饋的控制器，使得閉環(huán)系統是漸近穩(wěn)定的，且從p到q的閉環(huán)傳遞函數Tpq的H∞范數不超過一個給定的上界，以保證閉環(huán)系統對由p＝△q進入的不確定性具有魯棒穩(wěn)定性；同時使得從到z的閉環(huán)傳遞函數的H2范數盡可能小，以保證用H2范數度量的系統性能處于一個好的水平。即滿足：

根據文獻［9］可得，要求閉環(huán)系統（13）具有性能（11），當且僅當存在對稱正定矩陣X1和X2，使得如下不等式成立：

為了能夠求解上述不等式，需引進一個附加約束，即：X＝X1＝X2，應用變量替換的方法，令W＝KC3X，則可把上述非線性不等式問題轉化為線性矩陣不等式：

運用求解器mincx求解上述矩陣不等式可得最優(yōu)解X和W，有K＝W（C3X）－1。

3 仿真與分析

車輛參數為：ms＝690 kg；Iy＝1 222 kg·m2；muf＝mur＝192 kg；ksf＝17 kN／m；ksr＝22 kN／m；ktf＝ktr＝192 kN／m；csf＝csr＝1.5 kN·s／m；a＝1.25 m；b＝1.51 m。選擇積分白噪聲路面模型作為激勵信號運算得到H∞的性能指標為0.479 78，H2的性能指標為0.240 91，所得控制器

在Matlab7.0環(huán)境下，對采用所設計控制器的主動懸架進行仿真，并與被動懸架進行對比，繪制出車身垂向加速度、俯仰角加速度、輪胎變形量以及懸架動撓度的幅頻特性曲線，如圖4～圖7所示。由圖4可知：在質心的垂向加速度方面，采用所設計控制器的主動懸架明顯優(yōu)于被動懸架，在頻率為4～8 Hz時性能得到明顯的改善。由圖5可知：在懸架的俯仰角加速度方面，采用所設計控制器的主動懸架比被動懸架有所減小，在頻率為人體敏感的1～2 Hz時得到明顯的改善，這說明汽車的乘坐舒適性得到提高。由圖6可知：主動懸架在高頻段的輪胎變形量有一定惡化。由圖7可知：在小于1 Hz的范圍內懸架動撓度有一定惡化，這是懸架系統的固有特性，性能指標之間存在制約關系所致。

圖4 垂向加速度的幅頻特性

圖5 俯仰角加速度幅頻特性

圖6 輪胎變形量的幅頻特性

圖7 懸架動撓度的幅頻特性

假設汽車以速度u＝30 m／s行駛在C級路面上，在Matlab7.0／Simulink中搭建汽車模型，仿真得到汽車在時域范圍內的響應曲線，如圖8～圖13所示。

圖8 垂向加速度響應

圖9 俯仰角加速度響應

在圖8中，主動懸架的垂向加速度的峰值明顯低于被動懸架，垂向加速度最高峰值減低約28%。在圖9中，主動懸架的俯仰角加速度的峰值也明顯降低，最高峰值減低約50%，這說明主動懸架的乘坐舒適性得到改善。

圖10 后懸架動行程

圖11 前懸架動行程

圖12 前輪輪胎變形量

圖13 后輪輪胎變形量

在圖10和圖11中，主動懸架的懸架動行程比被動懸架有所增加，但增加幅度很小，只要保證在機械約束的范圍內，不影響乘坐舒適性。對圖12和圖13比較可知：主動懸架比被動懸架的輪胎變形量略有減小，這在一定程度上提高了汽車的操作穩(wěn)定性。

4 結論

運用LFT建立含有不確定參數主動懸架的LFT模型，設計了H2／H∞混合控制。利用Matlab7.0／Simulink進行了頻域和時域范圍內的仿真分析。通過仿真結果證明所設計的控制器是有效的。采用所設計控制器以后，主動懸架的乘坐舒適性明顯優(yōu)于被動懸架的乘坐舒適性，同時，汽車的操作穩(wěn)定性也有一定程度的改善。

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U461.4

A

1672－6871（2014）03－0027－05

國家自然科學基金項目（U1204517）；河南省教育廳自然科學研究計劃基金項目（2011A460006）；河南理工大學博士基金項目（B2009－16）

胡愛軍（1974－），男，河南焦作人，講師，博士，碩士生導師，研究方向為汽車系統動力學與控制.

2013－09－04