磁流變減振器對(duì)軍用越野車平順性及操穩(wěn)性的影響

侯鎖軍 ，黃一鳴 ，史文庫

（1.河南工學(xué)院車輛與交通工程學(xué)院，河南 新鄉(xiāng) 453000；2.中國汽車技術(shù)研究中心有限公司，天津 300300；3.鄭州大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，河南 鄭州 450001；4.吉林大學(xué)汽車仿真與控制國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，吉林 長春 130022）

1 引言

軍用越野汽車作為部隊(duì)后勤保障、武器裝備的載運(yùn)工具，其行駛路面惡劣、地形復(fù)雜，長距離行駛后乘員往往很難保證充沛的精力執(zhí)行任務(wù)，武器裝備也有可能造成一定的損壞，因此提高軍用越野汽車的平順性直接影響到乘員的舒適性和運(yùn)載裝備的安全性，且影響車輛動(dòng)力性的充分發(fā)揮，是提高作戰(zhàn)效率的重要措施[1-2]。

磁流變減振器利用磁流變液粘度的可控特性實(shí)現(xiàn)對(duì)阻尼力的連續(xù)可調(diào)，滿足汽車行駛不同工況的減振要求，而且還能有效提高汽車的操縱穩(wěn)定性[3-7]。

國外研究方面，美國LORD公司研究了一種用于車輛座椅的磁流變減振器[8]，該減振器設(shè)計(jì)為單出桿單筒減振器，減振器底部設(shè)置有氮?dú)庋a(bǔ)償室，阻尼孔及線圈布置在活塞上，阻尼力達(dá)3000N，消耗功率為5W左右。文獻(xiàn)[9]設(shè)計(jì)了一種應(yīng)用于乘用車輛的單出桿雙筒磁流變減振器，通過分析Bingham、Bouc-Wen、Biviscous模型建立了該減振器的多項(xiàng)式模型，并通過減振器的特性試驗(yàn)，驗(yàn)證了模型的正確性。國內(nèi)研究方面，文獻(xiàn)[10]設(shè)計(jì)了一種單出桿雙筒乘用車磁流變減振器，通過道路測(cè)試得到了車身垂向加速度和側(cè)傾角等曲線。文獻(xiàn)[11]根據(jù)汽車對(duì)懸架性能的要求，設(shè)計(jì)了單出桿單筒磁流變減振器，并進(jìn)行了臺(tái)架試驗(yàn)和整車臺(tái)架諧波激勵(lì)振動(dòng)試驗(yàn)，脈沖試驗(yàn)和隨機(jī)路面試驗(yàn)。

通過分析磁流變減振器的國內(nèi)外研究現(xiàn)狀可見，多數(shù)學(xué)者設(shè)計(jì)的磁流變減振器阻尼通道及線圈集中在活塞頭部，阻尼通道長度受到一定限制，線圈多數(shù)為單線圈且不易布置，阻尼力范圍相對(duì)較小，主要應(yīng)用在乘用車上，在軍用越野汽車上應(yīng)用較少，針對(duì)軍用越野汽車在壞路面行駛中平順性及操穩(wěn)性提升的問題，研制了一款單出桿雙筒雙線圈磁流變減振器，采用了基于模糊算法的八板塊控制算法，在各種壞路面下研究了其平順性，并且進(jìn)行了蛇形試驗(yàn)和制動(dòng)試驗(yàn)。

2 磁流變減振器結(jié)構(gòu)及工作原理

2.1 磁流變減振器的結(jié)構(gòu)

磁流變減振器有單出桿單筒單線圈、單出桿雙筒單線圈等類型，為了增大減振器的可控阻尼力，設(shè)計(jì)了一種單出桿雙筒雙線圈磁流變減振器發(fā)明專利[12]，主要結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是在減振器的上下端分別布置了阻尼通道和通電線圈，其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，如圖1所示。

圖1 磁流變減振器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖Fig.1 Structural Design of MR Damper

2.2 工作原理

磁流變減振器處于拉伸行程時(shí)，活塞30和活塞桿35帶動(dòng)活塞30上部復(fù)原腔31中磁流變液向上流動(dòng)，磁流變液在壓力的作用下擠入上端環(huán)形阻尼通道6，進(jìn)入內(nèi)外筒之間的補(bǔ)償腔17，然后通過下端部的環(huán)形阻尼通道21流入活塞30下方壓縮腔28。同樣在磁流變減振器處于壓縮行程時(shí)，液體流動(dòng)方向相反。

在拉伸行程中，活塞桿的拉出使減振器復(fù)原腔31空出一部分體積，此部分體積由高壓氮?dú)馐?3內(nèi)的高壓氮?dú)馔苿?dòng)氣缸活塞15向下運(yùn)動(dòng)進(jìn)行填補(bǔ)，使得氣缸活塞下端磁流變液體通過補(bǔ)償腔17和下端環(huán)形阻尼通道21進(jìn)入壓縮腔28。同樣壓縮行程中，活塞桿占去的磁流變液通過下端環(huán)形阻尼通道21進(jìn)入補(bǔ)償腔17，然后推動(dòng)氣缸活塞15向上擠壓氮?dú)馐?3。

在拉伸和壓縮行程中，磁流變液流過上下端環(huán)形阻尼通道6和21時(shí)，壓力下降，從而在活塞30上下端的復(fù)原腔和壓縮腔產(chǎn)生壓力差，該壓力差的大小反映了磁流變減振器阻尼力的大小。

在上下端環(huán)形阻尼通道6和21兩側(cè)分別布置有磁場(chǎng)線圈33和20，此線圈產(chǎn)生的磁場(chǎng)垂直于磁流變液在阻尼通道的流動(dòng)方向，對(duì)磁流變液的流動(dòng)起到進(jìn)一步的阻礙作用，隨著線圈電流的增大，線圈產(chǎn)生的磁場(chǎng)逐漸增大，導(dǎo)致磁流變液的粘度逐漸增大，使得磁流變液的流動(dòng)阻力逐漸增大，最終使得磁流變減振器的阻尼力逐漸增大，通過控制磁場(chǎng)線圈電流的大小可以控制磁流變減振器阻尼力的大小。

3 理論建模及臺(tái)架試驗(yàn)

3.1 理論建模

隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，各種工程系統(tǒng)越來越復(fù)雜，往往存在機(jī)電一體、機(jī)液一體或者機(jī)電液一體的多種能量形式并存的工程系統(tǒng)，鍵合圖理論可以有效解決機(jī)、電、液同時(shí)存在的工程問題[13-15]。

根據(jù)鍵合圖建模理論，首先建立磁流變減振器液力模型，如圖2所示。該減振器阻尼力產(chǎn)生主要依靠上下端阻尼通道的液體阻力，因此上下端阻尼通道液阻和液感是減振器阻尼力的主要影響因素，另外充分考慮氮?dú)馐业獨(dú)獾捏w積柔度。

圖2 磁流變減振器液力模型Fig.2 Hydraulic Model of MR Damper

圖中：D—活塞直徑（m）；l—阻尼通道單側(cè)長度（m）；h—阻尼通道間隙（m）；Rm1、Rm2—上下阻尼通道液阻（N.s/m5）；Im1、Im2—上下阻尼通道液感（N.s2/m5）；Cg—氮?dú)馐殷w積柔度（m5/N）；F—減振器阻尼力（N）。

該減振器鍵合圖模型，如圖3所示。在減振器活塞處給一初始的速度x˙p流源和減振器內(nèi)部摩擦力Fr勢(shì)源；根據(jù)鍵合圖理論中機(jī)械液壓系統(tǒng)建模方法，減振器工作過程中，活塞上下兩端的壓力不同，因此建立兩個(gè)0結(jié)點(diǎn)，此處假定活塞上下端壓力分布均勻；在氮?dú)馐一钊路揭约皟?nèi)外筒之間的液體區(qū)域建立0結(jié)點(diǎn)，且假定此區(qū)域壓力分布均勻，氮?dú)馐殷w積柔度連接在該0結(jié)點(diǎn)上；在上下端阻尼通道處，磁流變液流速變化明顯，因此分別建立1結(jié)點(diǎn)，阻尼通道液體的液阻和液感分別連接在1結(jié)點(diǎn)上；在機(jī)械部分和液壓部分通過TF轉(zhuǎn)換器將液體壓力和力進(jìn)行轉(zhuǎn)換。

圖3 磁流變減振器鍵合圖模型Fig.3 Bond Graph Model of MR Damper

經(jīng)過推導(dǎo)得出，減振器阻尼力F表達(dá)式為：

式中：Fr—減振器內(nèi)部摩擦力（N）；

Ap—活塞面積（m2）；

Ar—活塞桿面積（m2）；

Cg—氮?dú)馐殷w積柔度（m5/N）；

η0—磁流變液零場(chǎng)粘度（Pa.s）；

xp—減振器活塞運(yùn)動(dòng)的位移；

x˙p—減振器活塞運(yùn)動(dòng)的速度（m/s）；

x¨p—減振器活塞運(yùn)動(dòng)的加速度（m/s2）；

τAB—AB段磁流變液的剪切應(yīng)力（Pa）；

τCD—CD段磁流變液剪切應(yīng)力（Pa）。

該阻尼力公式表明，磁流變減振器的阻尼力大小與減振器的位移、速度、加速度、電流、液體零場(chǎng)粘度、氮?dú)馐殷w積柔度（與氮?dú)鈮毫τ嘘P(guān)）、活塞直徑、通道間隙、通道長度、活塞直徑、活塞桿直徑、液體密度、摩擦力等因素有關(guān)。其中加速度項(xiàng)表示磁流變液體流動(dòng)的慣性力。

3.2 仿真與臺(tái)架試驗(yàn)

該減振器的結(jié)構(gòu)參數(shù)，如表1所示。采用MATLAB中m文件對(duì)阻尼力公式進(jìn)行編寫仿真。根據(jù)QC/T545-1999《汽車筒式減振器臺(tái)架試驗(yàn)方法》，選擇作動(dòng)器輸出波形為正弦波形，振動(dòng)幅值選取25mm，通過改變激勵(lì)頻率得到不同速度下減振器的外特性曲線，該試驗(yàn)采用德國SCHENCK液壓臺(tái)架，數(shù)據(jù)采集采用德國dSPACE DS1103板卡，試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)，如圖4所示。仿真和試驗(yàn)工況，如表2所示。

表1 磁流變減振器結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Structural Parameters of MR Damper

圖4 磁流變液減振器臺(tái)架試驗(yàn)Fig.4 Bench Test of MR Damper

表2 仿真及試驗(yàn)工況Tab.2 Simulation and Test Conditions

激勵(lì)頻率1.66Hz不同電流下的示功曲線，如圖5所示。不同激勵(lì)頻率不同電流下的速度特性曲線，如圖6所示?？梢钥闯?，理論值與試驗(yàn)值大小、趨勢(shì)一致，由于臺(tái)架自身存在不穩(wěn)定性、臺(tái)架傳感器測(cè)試精度存在誤差以及磁流變減振器制造和安裝工藝的誤差，使得數(shù)據(jù)存在一定波動(dòng)。磁流變減振器工作過程中，存在一定的摩擦力，該摩擦力無法精確測(cè)量，模型中該摩擦力是估計(jì)值，為此仿真與試驗(yàn)存在一定的誤差，不同工況的仿真值和試驗(yàn)值阻尼力最大差值小于180N，最大誤差為7.2%。

圖5 磁流變減振器示功特性仿真和試驗(yàn)結(jié)果Fig.5 Simulation and Test Results of Force-Displacement Characteristics of MR Damper

圖6 磁流變減振器速度特性仿真和試驗(yàn)結(jié)果Fig.6 Simulation and Test Results of Force-Velocity Characteristics of MR Damper

4 控制方法研究

汽車在不同行駛工況下操縱穩(wěn)定性與行駛平順性是對(duì)立的、矛盾的，采用八板塊整車控制算法[16]，實(shí)現(xiàn)汽車的垂直振動(dòng)、俯仰運(yùn)動(dòng)和側(cè)傾運(yùn)動(dòng)控制。八板塊控制算法的中心思想是將整車模型看成四個(gè)1/4車體模型之和以此來確定垂向控制策略，還可以看成是前后兩個(gè)1/2車體模型之和以此來確定俯仰運(yùn)動(dòng)控制策略，也可以看成是左右兩個(gè)1/2車體模型之和以此來確定側(cè)傾運(yùn)動(dòng)控制策略，最后將分別抑制垂直、側(cè)傾和俯仰運(yùn)動(dòng)的控制電流疊加起來即是實(shí)現(xiàn)總體控制目標(biāo)的各個(gè)磁流變減振器線圈的加載電流?？刂撇呗约軜?gòu)，如圖7所示。

圖7 Matlab控制模型Fig.7 Control Model of Matlab

垂向運(yùn)動(dòng)控制部分基本論域和量化因子等參數(shù)設(shè)置如下：輸入變量懸架簧上與簧下速度差值?。?0.5～0.5）m/s，輸入變量簧上加速度?。?10～10）m/s2，論域統(tǒng)一?。?3，3］，語言變量取 5 個(gè)模糊子集，分別為負(fù)大（NB）、負(fù)?。∟S）、零（ZE）、正小（PS）、正大（PB），隸屬度函數(shù)為三角形隸屬度函數(shù)。輸出量電流的論域?yàn)椋?，3］，語言變量取 3個(gè)模糊子集，分別為?。⊿）、中（M）、大（H），隸屬度函數(shù)為三角形隸屬度函數(shù)。垂直方向控制規(guī)則，如圖8所示。

圖8 垂直方向控制規(guī)則Fig.8 Vertical Direction Control Rules

俯仰控制部分基本論域和量化因子等參數(shù)設(shè)置如下：輸入變量俯仰角速度?。?0.06～0.06）rad/s，俯仰角加速度?。?0.15～0.15）rad/s2，論域?。?3，3］，語言變量取 5 個(gè)模糊子集，分別為負(fù)大（NB）、負(fù)?。∟S）、零（ZE）、正?。≒S）、正大（PB），隸屬度函數(shù)為三角形隸屬度函數(shù)。輸出量電流的論域?yàn)椋?3，3］，語言變量取5個(gè)模糊子集，分別為負(fù)大（NB）、負(fù)?。∟S）、零（ZE）、正?。≒S）、正大（PB），隸屬度函數(shù)為三角形隸屬度函數(shù)。前后俯仰方向模糊控制規(guī)則，如圖9所示。

圖9 俯仰方向控制規(guī)則Fig.9 Pitch Direction Control Rules

側(cè)傾控制部分基本論域和量化因子等參數(shù)設(shè)置如下：輸入變量側(cè)傾角速度的變化范圍為（-0.06～0.06）rad/s，側(cè)傾角加速度的變化范圍為（-0.5～0.5）rad/s2，論域?。?3，3］，語言變量取5個(gè)模糊子集，分別為負(fù)大（NB）、負(fù)?。∟S）、零（ZE）、正?。≒S）、正大（PB）。輸出量電流的論域?yàn)椋?3，3］，語言變量取5個(gè)模糊子集，分別為負(fù)大（NB）、負(fù)?。∟S）、零（ZE）、正小（PS）、正大（PB），輸入輸出隸屬度函數(shù)均為三角形隸屬度函數(shù)。左右兩側(cè)側(cè)傾方向模糊控制規(guī)則，如圖10所示。

圖10 側(cè)傾方向控制規(guī)則Fig.10 Roll Direction Control Rules

5 整車平順性及操穩(wěn)性試驗(yàn)

為了驗(yàn)證前文中的控制策略效果，進(jìn)行了整車平順性試驗(yàn)、蛇形試驗(yàn)以及制動(dòng)試驗(yàn)。

5.1 試驗(yàn)車輛及道路

該試驗(yàn)車輛為某軍用越野汽車，前懸架為扭桿彈簧，剛度為105N/mm，后懸架為鋼板彈簧，剛度為158N/mm，滿載狀態(tài)下前軸載荷為1950kg，后軸載荷為2500kg，試驗(yàn)時(shí)在沒有乘客的座椅處安裝65kg沙袋代替乘客質(zhì)量。汽車各總成、附件等齊全，輪胎氣壓前后為 3.61×105Pa。

按照標(biāo)準(zhǔn)GB/T7031-2005規(guī)定，B級(jí)和D級(jí)路面的功率譜密度函數(shù)值Gq（n0）分別取64×10-6m3和1024×10-6m3[17]。波形路面按試驗(yàn)場(chǎng)實(shí)際路面尺寸測(cè)量，波長為2.3m。不同路面的不平度，如圖11所示。根據(jù)路面不平度要求，選擇了國內(nèi)某汽車試驗(yàn)場(chǎng)相對(duì)應(yīng)的路面作為平順性試驗(yàn)路面。

圖11 各種不平度路面Fig.11 Various Uneven Pavement

5.2 試驗(yàn)方案

振動(dòng)信號(hào)采集設(shè)備采用西門子LMS.TEST.LAB信號(hào)測(cè)試系統(tǒng)，控制系統(tǒng)采用dSPACE AutoboxⅡ?qū)崟r(shí)控制系統(tǒng)，如圖12所示。在前后懸架安裝4只磁流變減振器，其中后懸架的安裝位置，如圖13所示。根據(jù)汽車平順性試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4970-2009，選取駕駛員座椅、靠背及腳地板以及同側(cè)后橋上方座椅椅面、靠背及腳地板為試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)。

圖12 信號(hào)采集及控制系統(tǒng)Fig.12 Signal Acquisition and Control System

圖13 磁流變減振器安裝位置Fig.13 Installation Location of MR Damper

5.3 B級(jí)路面數(shù)據(jù)分析

駕駛員座椅及后橋上方座椅的人體舒適性根據(jù)汽車平順性試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4970-2009中規(guī)定的總加權(quán)加速度均方根植計(jì)算方法進(jìn)行評(píng)價(jià)，駕駛員座椅處總加權(quán)加速度均方根值計(jì)算是對(duì)駕駛員坐墊、靠背及腳地板振動(dòng)加速度數(shù)據(jù)進(jìn)行加權(quán)計(jì)算得到，后橋上方座椅處總加權(quán)加速度均方根值計(jì)算是對(duì)后橋上方座椅坐墊、靠背及腳地板振動(dòng)加速度數(shù)據(jù)進(jìn)行加權(quán)計(jì)算得到。各種車速下駕駛員座椅和后排座椅總加權(quán)加速度均方根值，如圖14所示。

圖14 駕駛員座椅及后排座椅振動(dòng)對(duì)比Fig.14 Vibration Comparison of Driver’s Seat and Rear Seat

由上圖可以看出安裝磁流變減振器后駕駛員座椅處和后排座椅處總加權(quán)加速度均方根值下降達(dá)（8～14）%，提高了乘坐舒適性，項(xiàng)目工程師主觀評(píng)價(jià)良好。

5.4 D級(jí)路面數(shù)據(jù)分析

按照B級(jí)路面駕駛員座椅和后排座椅的數(shù)據(jù)處理方法得到D級(jí)路面各種車速下駕駛員座椅和后排座椅的總加權(quán)加速度均方根值，如表3所示。由表3可以看出在D級(jí)路面上磁流變減振器在不同車速下駕駛員座椅和后排上方座椅的減振效果好于被動(dòng)減振器，下降幅值約（14～20）%。

表3 D級(jí)路面不同車速下加速度對(duì)比Tab.3 Acceleration Contrast of Grade D Pavement at Different Vehicle Speed

5.5 波形路數(shù)據(jù)分析

波形路面各種車速下駕駛員座椅和后排座椅的總加權(quán)加速度均方根值，如表4所示。

表4 波形路面不同車速下加速度對(duì)比Tab.4 Acceleration Contrast of Wavy Pavement at Different Vehicle Speed

由表4可以看出在波形路面磁流變減振器減振效果好于被動(dòng)減振器，下降幅值達(dá)（11～16）%，但車速在20km/h時(shí)減振效果卻不明顯，并且振動(dòng)幅值高于30km/h的振動(dòng)幅值，初步分析為汽車在20km/h時(shí)車輪的跳動(dòng)頻率與簧載偏頻發(fā)生共振造成。對(duì)該車進(jìn)行了前后懸架偏頻試驗(yàn)，得出該車前懸架的簧載偏頻為1.72Hz，后懸架的簧載偏頻為2.14Hz，后懸架的簧載偏頻正好與該車速（20km/h）下波形路面的激勵(lì)頻率2.14Hz耦合，前輪的簧載偏頻與路面激勵(lì)頻率較接近。

6 整車操穩(wěn)性及制動(dòng)試驗(yàn)

蛇形試驗(yàn)的主要目的是研究磁流變減振器在蛇形試驗(yàn)時(shí)車身側(cè)傾角、側(cè)向加速度以及橫擺角速度的變化。在制動(dòng)試驗(yàn)過程中研究車身俯仰角的變化。

6.1 操穩(wěn)性試驗(yàn)結(jié)果

按照汽車蛇形試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)GB/T 6263.1-94進(jìn)行試驗(yàn)場(chǎng)地布置。整車操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)儀器采用VBOX測(cè)試系統(tǒng)。分別在車速25km/h、30km/h、35km/h、40km/h、45km/h、50km/h、55km/h 和 60km/h勻速蛇行通過試驗(yàn)路段。

按照汽車操縱穩(wěn)定性指標(biāo)限值與評(píng)價(jià)方法（QC/T 480-1999）對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理得到平均橫擺角速度、平均車身側(cè)傾角和平均側(cè)向加速度與車速之間的關(guān)系，如圖15所示。由測(cè)試結(jié)果看出，安裝磁流變減振器后車身的橫擺角速度下降幅值達(dá)（10～30）%，側(cè)傾角下降幅值達(dá)（10～40）%，側(cè)向加速度下降幅值達(dá)（10～30）%，有效的提高了車輛的操穩(wěn)性。

圖15 蛇形試驗(yàn)對(duì)比結(jié)果Fig.15 Comparison Results of Serpentine Test

6.2 制動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果

為了進(jìn)一步驗(yàn)證磁流變減振器在制動(dòng)工況對(duì)車身俯仰角的抑制作用，對(duì)汽車制動(dòng)工況下進(jìn)行對(duì)比測(cè)試，對(duì)比了被動(dòng)減振器和磁流變減振器在車速分別為30km/h、35km/h、40km/h、45km/h緊急制動(dòng)時(shí)俯仰角的變化，縱向加速度在（0.6～0.7）g之間。俯仰角變化曲線，如圖16所示?？梢钥闯銎囋诓煌囁傧萝嚿砀┭鼋蔷胁煌潭鹊南陆?，下降幅值達(dá)達(dá)（30～42）%。

圖16 制動(dòng)試驗(yàn)俯仰角對(duì)比結(jié)果Fig.16 Comparison Results of Pitch Angle of Braking Test

7 結(jié)論

（1）在B級(jí)路面、D級(jí)路面、波形路面的平順性試驗(yàn)中，不同路面的減振效果良好，其中B級(jí)路面振動(dòng)幅值下降達(dá)（8～14）%，D級(jí)路面振動(dòng)幅值下降達(dá)（14～20）%，波形路面下降幅值達(dá)（11～16）%。（2）在蛇形試驗(yàn)中，車身側(cè)傾角、側(cè)向加速度和橫擺角速度都有明顯的下降。各參數(shù)值下降幅值達(dá)（10～40）%，有效的提高了車輛的操穩(wěn)性。在制動(dòng)點(diǎn)頭試驗(yàn)過程中也起到了進(jìn)一步抑制俯仰角的作用，俯仰角下降最大達(dá)（30～42）%。以上研究結(jié)果表明研究的磁流變減振器及控制算法對(duì)于充分抑制汽車的垂向振動(dòng)、側(cè)傾運(yùn)動(dòng)和俯仰運(yùn)動(dòng)是可行的、有效的。