車輛剛度阻尼多級可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)分析及控制研究

汪少華， 翟旭輝， 孫曉強(qiáng)， 施德華， 殷春芳

(江蘇大學(xué) 汽車工程研究院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

油氣懸架是一種以液壓油作為承載介質(zhì)，以氮?dú)庾鳛閺椥越橘|(zhì)的懸架系統(tǒng)，其具有承載質(zhì)量大、剛度阻尼特性非線性變化等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于工程機(jī)械以及軍用車輛上[1-2]。由于應(yīng)用油氣懸架的車輛多行駛在惡劣工況條件下，傳統(tǒng)的被動油氣懸架系統(tǒng)難以保證車輛的操縱性能以及乘坐人員的舒適性，越來越多的學(xué)者開始研究剛度阻尼可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)[3]。目前，對油氣懸架阻尼可調(diào)的研究主要包括改變液壓閥口的過流面積和控制可控流體黏度兩大類，對油氣懸架剛度可調(diào)的研究方法大多采用通過控制附加蓄能器的參數(shù)實(shí)現(xiàn)剛度可調(diào)。相關(guān)研究表明，上述方法能夠提高油氣懸架系統(tǒng)的性能，但是實(shí)現(xiàn)控制的難度較大，且結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本較高。因此，進(jìn)一步研究結(jié)構(gòu)可靠、低能耗且控制簡單的剛度阻尼多級可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)具有重要意義[4-5]。

關(guān)于剛度阻尼多級可調(diào)式油氣懸架，已有學(xué)者進(jìn)行了研究。楊杰等[6]設(shè)計了一種剛度阻尼多級可調(diào)式油氣懸架，當(dāng)油氣懸架的工作壓力達(dá)到閥值時，剛度模式進(jìn)行切換，建立了其非線性剛度阻尼數(shù)學(xué)模型，并通過臺架試驗(yàn)進(jìn)行模型驗(yàn)證。Sun等[7]通過調(diào)整高速開關(guān)閥的狀態(tài)，改變了減振器的阻尼模式，通過建立具有連續(xù)和離散系統(tǒng)輸入的混合邏輯動態(tài)模型，解決了系統(tǒng)最優(yōu)控制問題。李仲興等[8]對兩級壓力式油氣懸架系統(tǒng)剛度特性進(jìn)行了仿真，通過增加附加氣室的方法實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)剛度可調(diào)，結(jié)合MATLAB/Simulink分析了在隨機(jī)路面輸入下油氣懸架系統(tǒng)對車輛平順性的提升效果。

總體看來，目前對于剛度阻尼可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)的研究多集中于單方面的剛度可調(diào)或阻尼可調(diào)，缺少對剛度和阻尼整體可調(diào)的油氣懸架系統(tǒng)及其控制方法的研究。同時現(xiàn)有可控懸架系統(tǒng)剛度阻尼調(diào)節(jié)過程中普遍存在模型構(gòu)建難、精度要求高且能耗偏大等問題。據(jù)此，本文提出一種基于高速開關(guān)電磁閥的剛度阻尼多級可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，通過分析其工作原理，建立其剛度阻尼特性數(shù)學(xué)模型，進(jìn)而根據(jù)車輛懸架設(shè)計要求，確定了新型油氣懸架系統(tǒng)的關(guān)鍵部件參數(shù)，隨后進(jìn)行模型仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證。在此基礎(chǔ)上利用粒子群優(yōu)化算法(particle swarm optimization, PSO)對不同行駛工況下油氣懸架系統(tǒng)剛度阻尼特性進(jìn)行了優(yōu)化匹配，設(shè)計了模式切換控制方法，最后對系統(tǒng)控制性能進(jìn)行了驗(yàn)證。

1 新型油氣懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計與數(shù)學(xué)建模

1.1 油氣懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計

所設(shè)計的剛度和阻尼多級可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)由液壓油缸、阻尼閥系、蓄能器、開關(guān)電磁閥等組成。如圖1所示，阻尼閥系連接液壓油缸無桿腔1與液壓油缸有桿腔2，包括單向閥3、節(jié)流閥4，5，6和開關(guān)電磁閥7，8，其中節(jié)流閥的節(jié)流孔直徑不同，通過控制開關(guān)電磁閥7，8的開、閉能夠?qū)崿F(xiàn)油氣懸架阻尼四級調(diào)節(jié)；蓄能器A，B并聯(lián)，且兩個蓄能器初始充氣壓力不同。通過控制開關(guān)電磁閥9，10的開閉能夠?qū)崿F(xiàn)油氣懸架剛度兩級調(diào)節(jié)。

圖1 油氣懸架結(jié)構(gòu)原理圖Fig.1 Structural schematic diagram of HPS

在油氣懸架工作過程中，通過控制內(nèi)置高速開關(guān)電磁閥的狀態(tài)能夠?qū)崿F(xiàn)8種輸出力模式，實(shí)現(xiàn)方式如表1所示。

表1 輸出力模式

以表1中模式1(軟剛度、小阻尼)和模式8(硬剛度、大阻尼)為例，分析油氣懸架的油液流向分別如圖2和圖3所示。

圖2 小阻尼、軟剛度模式的工作原理Fig.2 Working principle of small damping and soft stiffness mode

圖3 大阻尼、硬剛度模式的工作原理Fig.3 Working principle of high damping and hard stiffness mode

1.2 油氣懸架系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型建立

根據(jù)油氣懸架液壓缸的工作原理，假設(shè)油氣懸架滿載時靜平衡時的位置為原點(diǎn)，以活塞和缸筒相對運(yùn)動的位移為坐標(biāo)軸，活塞相對于液壓缸向下運(yùn)動時，規(guī)定其位移和速度方向?yàn)檎?，對活塞進(jìn)行受力分析，活塞作用力包括由液壓缸腔1和腔2之間壓力差所產(chǎn)生的作用力和活塞和液壓缸配合表面之間的摩擦力

(1)

式中：P1，P2分別為無桿腔1和有桿腔2的壓力；S1，S2分別為無桿腔1和有桿腔2的有效液壓面積，F(xiàn)d為動摩擦力。

油氣懸架的彈性力主要來于蓄能器，用理想氣體狀態(tài)方程來描述蓄能器內(nèi)氣體的狀態(tài)變化過程[9]。

(2)

式中：P0，P為初始?xì)怏w壓力和瞬時氣體壓力；V0，V為初始?xì)怏w體積、瞬時氣體體積；r為氣體多變指數(shù)。

當(dāng)開關(guān)電磁閥9打開，10關(guān)閉時，油氣彈簧處于軟剛度模式，軟剛度下的彈性力與剛度計算如下

(3)

(4)

當(dāng)開關(guān)電磁閥9關(guān)閉、10打開時，油氣彈簧處于硬剛度模式，其彈性力與剛度計算如下

(5)

(6)

油氣彈簧阻尼力的來源主要有以下幾個方面[10]：第一部分是油液流經(jīng)阻尼閥系所產(chǎn)生的阻尼力，這部分產(chǎn)生的阻尼力是油氣彈簧阻尼力的主要來源；第二部分是油液在管道流動過程中的管路沿程壓力損失和油液進(jìn)口局部壓力損失所產(chǎn)生的阻尼力；第三部分是活塞在液壓缸內(nèi)運(yùn)動的摩擦產(chǎn)生的阻尼力。

阻尼閥系的4種阻尼力模式數(shù)學(xué)模型計算如下

(7)

式中：Az4為節(jié)流閥4的過流面積；Ad為單向閥的過流面積；Cd為流量系數(shù)；ρ為油液密度；Az5為阻尼孔5的過流面積；Az6為阻尼孔6的過流面積。

則阻尼閥系的4種阻尼系數(shù)計算如下

(8)

管路沿程壓力損失部分的阻尼力

(9)

式中：λ為沿程阻力系數(shù)；L為油管長度；dq為油管直徑。

管路沿程壓力損失部分的阻尼系數(shù)為

(10)

管路局部壓力損失部分的阻尼力

(11)

式中，Aa為油管端口的過流面積。

管路局部壓力損失部分的阻尼系數(shù)為

(12)

活塞與缸筒摩擦產(chǎn)生的阻尼力

(13)

式中：Fs為靜摩擦力；xt為達(dá)到動摩擦?xí)r的速度。

活塞與缸筒摩擦產(chǎn)生的阻尼系數(shù)為

(14)

經(jīng)過以上推導(dǎo)可以得到油氣懸架的4種阻尼力數(shù)學(xué)模型為

(15)

油氣懸架的4種阻尼系數(shù)數(shù)學(xué)模型如下

(16)

2 油氣懸架系統(tǒng)模型仿真與試驗(yàn)對比

2.1 油氣懸架系統(tǒng)主要結(jié)構(gòu)參數(shù)確定

2.1.1 剛度范圍的確定

車身自然振動頻率由油氣懸架系統(tǒng)剛度及簧載質(zhì)量共同決定，是油氣懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)以及參數(shù)變化范圍設(shè)計計算的重要依據(jù)，其計算公式如下[11]

(17)

式中：f0為自然振動頻率，取1.3～1.8 Hz；m2為簧載質(zhì)量，m2=1 750 kg。

通過計算可得懸架剛度范圍k=116～224 kN/m。

根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)[12]，蓄能器初始充氣壓力的計算公式為

(15)

式中：S為蓄能器截面積；Δx為蓄能器內(nèi)油液高度差。

2.1.2 阻尼范圍的確定

根據(jù)汽車設(shè)計的相關(guān)理論[13]，在油氣彈簧振動時，用相對阻尼系數(shù)評定振動衰減的快慢程度。表達(dá)式為

(16)

式中，ξ為相對阻尼系數(shù)，取0.19～0.39。通過計算可得懸架阻尼系數(shù)的范圍c=5.4～15.0 kN·s/m。

根據(jù)油氣懸架阻尼系數(shù)的范圍可計算出節(jié)流孔直徑，一般要進(jìn)行大量重復(fù)的試驗(yàn)來確定節(jié)流孔直徑[14]。試驗(yàn)步驟如下：

步驟1首先選擇某一節(jié)流孔直徑；

步驟2設(shè)計相同頻率不同振幅的激勵信號，試驗(yàn)得到油氣懸架的示功圖，求出其各個最大速度點(diǎn)v1，v2，…，vn及其各個速度點(diǎn)對應(yīng)的阻尼力f1，f2，…，fn；

步驟3利用最小二乘法計算線性阻尼系數(shù)；

實(shí)際上阻尼力與速度成非線性關(guān)系，為方便計算可把阻尼力與速度視為正比的線性關(guān)系，即f=Cv。假設(shè)試驗(yàn)中測得的n個數(shù)據(jù)為(f1，v1)，(f2，v2)，…，(fn，vn)，線性阻尼系數(shù)為Cr，則可推算出試驗(yàn)數(shù)據(jù)誤差的平方和表達(dá)式，如下所示

Δ=(Crv1-p1)2+(Crv2-p2)2+…+(Crvn-pn)2

(20)

取Δ=Δmin，則有

(21)

線性阻尼系數(shù)Cr計算如下

(22)

步驟4對比線性阻尼系數(shù)與設(shè)計值。

將阻尼系數(shù)的設(shè)計值與線性阻尼系數(shù)進(jìn)行對比，如果兩者相等，說明所選取的節(jié)流孔直徑滿足試驗(yàn)要求，反之，重復(fù)以上步驟直到得到正確的節(jié)流孔直徑。

2.1.3 油氣懸架工程化設(shè)計

當(dāng)油氣懸架處于靜平衡位置時，液壓缸的最大靜態(tài)輸出力F由工作壓力P和活塞的截面積A所共同決定，如下所示

(22)

式中：D為液壓缸直徑；G為1/4車輛滿載時的重力。

經(jīng)過計算后可以得到液壓缸的直徑D為119.6 mm，取整到120 mm。油液密度、流量系數(shù)等參數(shù)依據(jù)選用標(biāo)準(zhǔn)按經(jīng)驗(yàn)獲得[15]。油氣懸架關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的參數(shù)如表2所示。

表2 油氣懸架參數(shù)

確定油氣懸架的關(guān)鍵參數(shù)后，對其外部油路進(jìn)行設(shè)計。各閥插裝在閥塊上，閥塊的油路設(shè)計如圖4所示。

圖4 閥塊的油路設(shè)計 Fig.4 Oil circuit design of valve block

2.2 油氣懸架系統(tǒng)試驗(yàn)對比

根據(jù)油氣懸架系統(tǒng)各部件具體參數(shù)，加工并搭建油氣懸架實(shí)物樣機(jī)如圖5所示。

圖5 油氣懸架試驗(yàn)樣機(jī)Fig.5 Hydro pneumatic suspension test prototype

本文采用高速開關(guān)電磁閥型號為HSV-3103S7，額定流量4 L/min，頻響50 Hz。油氣懸架與臺架試驗(yàn)臺的安裝方式為吊耳連接，通過輔助吊耳和連接板，將油氣懸架試驗(yàn)樣機(jī)固定在試驗(yàn)臺架上，如圖6所示。

圖6 油氣懸架臺架試驗(yàn)臺Fig.6 Hydro pneumatic suspension test bench

油氣彈簧靜態(tài)特性試驗(yàn)指的是當(dāng)蓄能器處在一定的充氣壓力時，給油氣彈簧特定激勵使其緩慢作動，得到關(guān)于位移和彈性輸出力的關(guān)系曲線的試驗(yàn)。圖7為油氣彈簧的靜態(tài)特性試驗(yàn)與仿真試驗(yàn)曲線對比。與仿真曲線相比，試驗(yàn)曲線的彈性輸出力要略大一點(diǎn)，分析其原因主要是因?yàn)樵囼?yàn)過程中油液的緩慢流動使阻尼閥產(chǎn)生一定的阻尼力。

油氣彈簧動態(tài)特性試驗(yàn)是指在一定的激勵信號下，得到油氣彈簧的速度特性曲線和位移特性曲線，即輸出力和活塞相對速度之間的關(guān)系曲線和油氣彈簧輸出力和活塞相對位移之間的關(guān)系曲線。本次試驗(yàn)的輸入為頻率1 Hz、振幅為40 mm的正弦激勵信號，以油氣懸架輸出力模式1、模式4和模式8為例進(jìn)行分析，結(jié)果如圖8～圖10所示。

圖8 輸出力模式1試驗(yàn)與仿真對比圖Fig.8 Comparison diagram of output force mode 1 test and simulation

圖9 輸出力模式4試驗(yàn)與仿真對比圖Fig.9 Comparison diagram of output force mode 4 test and simulation

圖10 輸出力模式8試驗(yàn)與仿真對比圖Fig.10 Comparison diagram of output force mode 8 test and simulation

從圖8～圖10可以看出，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本一致，證明了本文所建立的油氣懸架模型的準(zhǔn)確性。然而在曲線的某些地方存在一定的差異，產(chǎn)生這些差異的主要原因主要是臺架的安裝臺與輔助安裝吊耳之間存在間隙，導(dǎo)致試驗(yàn)中彈簧輸出力的測量誤差較大。

為了更加詳細(xì)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，本文將油氣懸架的試驗(yàn)示功圖面積與仿真示功圖面積進(jìn)行對比，以仿真示功圖面積為標(biāo)準(zhǔn)，如表3所示。

表3 油氣懸架輸出力示功圖面積對比

根據(jù)表3的數(shù)據(jù)分析可知，試驗(yàn)示功圖的面積略大于仿真示功圖的面積，這是由于在建模過程中忽略了一些影響因素。由于試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)的誤差在合理的范圍內(nèi)，證明了本文所建立的油氣懸架系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性。

3 油氣懸架系統(tǒng)剛度阻尼模式匹配

3.1 車輛懸架振動模型

為了方便研究，本文采用應(yīng)用廣泛的只考慮車輛垂向振動的二自由度1/4懸架振動模型作為研究對象，如圖11所示。該模型忽略了車身側(cè)傾和俯仰振動，結(jié)構(gòu)簡單、便于求解[16]。

圖11 二自由度懸架模型Fig.11 Two degree of freedom suspension model

根據(jù)牛頓第二定律，建立系統(tǒng)振動微分方程如下

(24)

式中：m2為簧載質(zhì)量；m1為簧下質(zhì)量m1=169 kg；cs為可變阻尼；ks為可變剛度；kt為輪胎剛度kt=584 kN/m；q為路面位移輸入；z2為簧載質(zhì)量的垂向位移；z1為簧下質(zhì)量的垂向位移。

通過拉普拉斯變換，將時域信號轉(zhuǎn)換為復(fù)頻域表示可得系統(tǒng)響應(yīng)量的均方根值如下

(25)

3.2 油氣懸架剛度和阻尼參數(shù)匹配

為改善油氣懸架在復(fù)雜工況下的振動特性，提高車輛的行駛性能，本節(jié)利用粒子群優(yōu)化算法，分析不同的路面工況與行駛速度對油氣懸架剛度阻尼的影響，并尋找最優(yōu)的剛度阻尼匹配組合。

粒子的位置與速度更新公式如下所示[17]

(26)

式中：vid為第i粒粒子在第d維的速度；pid為粒子i所經(jīng)歷過的最好位置；pgd為粒子群所經(jīng)歷過的最好位置；xid為粒子i的當(dāng)前位置。

優(yōu)化過程中，將油氣懸架系統(tǒng)剛度ks與阻尼cs設(shè)置為優(yōu)化變量，將目標(biāo)函數(shù)設(shè)置為振動加速度、懸架動撓度與車輪動載荷的綜合評價指標(biāo)F，并設(shè)計其約束條件，則參數(shù)尋優(yōu)的數(shù)學(xué)模型如下

(27)

式中：l1，l2，l3為加權(quán)系數(shù)，分別為0.6，0.2，0.2；σFd為車輪動載荷均方根值；σfd為懸架動撓度均方根值；ξ為阻尼比；[fd]為限位行程。

c1，c2為學(xué)習(xí)因子，代表粒子自身學(xué)習(xí)能力，在0～4取值。標(biāo)準(zhǔn)粒子群算法(particle swarm optimization，PSO)的權(quán)重是一個常數(shù)，代表PSO粒子對當(dāng)前速度的承襲度，較大的權(quán)重系數(shù)能提高算法的全局搜索能力，較小的權(quán)重系數(shù)會增強(qiáng)算法的局部尋優(yōu)能力。通過恰當(dāng)?shù)恼{(diào)整能使粒子既具有很強(qiáng)的全局尋優(yōu)能力，又具有一定的局部尋優(yōu)能力。種群數(shù)量可根據(jù)實(shí)際問題的復(fù)雜程度自行確定。

為確定最佳的學(xué)習(xí)因子c1，c2與慣性權(quán)重w，以C級路面、車速為50 km/h工況為例，計算不同學(xué)習(xí)因子與權(quán)重對簧載質(zhì)量振動加速度的改善程度如表4所示。

表4 c1，c2與w對簧載質(zhì)量振動加速度的影響

由表4可知，當(dāng)c1=c2=2且w=1.5時，對簧載質(zhì)量振動加速度的優(yōu)化結(jié)果最好。故優(yōu)化時取c1=c2=2，慣性權(quán)重為1.5，種群數(shù)量為50，優(yōu)化結(jié)果如表5所示。

表5 不同工況下剛度和阻尼的優(yōu)化匹配值

從表5可以看出，在同一車速下，剛度阻尼隨著路面等級的增大而增大；在同一路面下，阻尼隨著車速的增大而增大，在B級、C級路面，車速對優(yōu)化的剛度值的影響不明顯，但在D級、E級路面有明顯影響。

將優(yōu)化前后的參數(shù)代入式(25)，對比表5中每種行駛路面下優(yōu)化前、后簧載質(zhì)量加速度、車輪動載荷以及懸架動撓度的均方根值，計算結(jié)果如表6所示。

表6 優(yōu)化前后性能對比

3.3 油氣懸架剛度和阻尼模式匹配

從計算得到的剛度阻尼數(shù)學(xué)模型可以看出其非線性特性，為劃分不同的剛度阻尼模式，有必要對其進(jìn)行線性化處理。將靜平衡位置時油氣懸架的剛度替代其非線性剛度，將壓縮和拉伸行程的平均阻尼力替代整個工作行程的阻尼力。

對式(4)、式(6)取x=0可得線性化剛度

(28)

代入相關(guān)參數(shù)可得軟剛度為124 kN/m，硬剛度為194 kN/m。

油氣彈簧壓縮行程和復(fù)原行程阻尼系數(shù)不同，而使壓縮行程和復(fù)原行程阻尼力不同的原因主要在于阻尼閥系的阻尼系數(shù)C1不同，因此需要分別來計算壓縮行程與復(fù)原行程的阻尼系數(shù)。

不同阻尼模式下壓縮行程的CY1計算如下

(29)

不同阻尼模式下伸張行程的CL1計算如下

(30)

可得到不同阻尼模式下平均阻尼系數(shù)如下

(31)

根據(jù)上述值可以將表4中剛度和阻尼的優(yōu)化匹配值分為5種模式：軟剛度小阻尼(M1)，軟剛度較小阻尼(M2)，軟剛度較大阻尼(M3)，硬剛度較大阻尼(M4)，硬剛度大阻尼(M5)。同時可以得到不同工況下剛度和阻尼模式的匹配方案如圖12所示。

圖12 油氣懸架剛度與阻尼的匹配策略Fig.12 Matching strategy of stiffness and damping of hydro pneumatic suspension

4 剛度阻尼多模式切換控制研究

油氣懸架剛度阻尼多模式自適應(yīng)切換控制的思路是：根據(jù)粒子群優(yōu)化算法得到不同工況下油氣懸架最佳的剛度與阻尼匹配，并存入控制器，車輛行駛時，ECU會采集由傳感器測得的車輛行駛狀態(tài)以及車輛振動響應(yīng)信息，通過分析當(dāng)前的行駛工況計算出油氣懸架剛度與阻尼的最優(yōu)模式方案，通過控制開關(guān)電磁閥的狀態(tài)實(shí)現(xiàn)對油氣懸架剛度阻尼的控制。

路面信息是判定油氣懸架剛度阻尼工作模式的一項(xiàng)重要依據(jù)。目前有相關(guān)參考文獻(xiàn)將懸架振動響應(yīng)作為路面判斷的依據(jù)，通過計算懸架動行程均方根值來識別路面等級[18]。本文在此研究基礎(chǔ)上，通過計算簧載質(zhì)量振動加速度、懸架動撓度與車輪動載荷的均方根值來判別路面工況。首先確定車輛振動響應(yīng)均方根值在各級路面的閥值(在各路面等級車速最大工況下的車輛振動響應(yīng)均方根值)，然后通過設(shè)定以下條件進(jìn)行路面工況判定。

條件1：0≤σa<0.7且0≤σFd<2.07且0≤σfd<3.2

條件2：0.7≤σa<1.5且2.07≤σFd<4.15且3.2≤σfd<6.45

條件3：1.5≤σa<2.8且4.15≤σFd<7.60且6.45≤σfd<12.1

條件4：2.8≤σa<4.7且7.6≤σFd<13.3且12.1≤σfd<20.4

根據(jù)路面條件和車速信息設(shè)計油氣懸架的剛度和阻尼多模式切換的具體規(guī)則如表7所示。

剛度阻尼多模式切換油氣懸架的數(shù)學(xué)模型以及二自由度車輛振動模型已在3.1節(jié)給出，設(shè)計混合隨機(jī)路面工況，基于Simulink/Stateflow進(jìn)行模式切換控制系統(tǒng)仿真，將原車與施加模式切換控制后的車身振動加速度、車輪動載荷與懸架動撓度進(jìn)行對比。

設(shè)計混合路面激勵：D級路面0～4 s車速65 km/h，4～8 s車速75 km/h；C級路面，8～12 s車速65 km/h，12～16 s車速75 km/h，16～20 s車速85 km/h的混合路面，仿真得到開關(guān)電磁閥的狀態(tài)如圖13所示。其與在此混合路面激勵下的理論開關(guān)電磁閥狀態(tài)一致，證明了本文對路面工況判別的有效性。

表7 切換控制規(guī)則

圖13 開關(guān)電磁閥狀態(tài)Fig.13 On-off solenoid status

仿真得到混合路面工況下車身振動加速度、車輪動載荷與懸架動撓度如圖14～圖16所示。

圖14 車身振動加速度Fig.14 Body vibration acceleration

圖16 懸架動撓度Fig.16 Dynamic deflection of suspension

從圖14～圖16可以看出，相對于被動油氣懸架，模式切換控制下的油氣懸架系統(tǒng)能夠有效降低車身振動加速度、車輪動載荷與懸架動撓度的峰值。對仿真結(jié)果進(jìn)行處理分析，得到其均方根值的變化結(jié)果如表8所示。

表8 控制前后性能對比

從表8可知，所設(shè)計的剛度阻尼多級可調(diào)式油氣懸架模式切換控制方法能有效改善其振動加速度、懸架動撓度以及車輪動載荷的性能，并且能夠很好地與所設(shè)計的剛度阻尼多級可調(diào)式油氣懸架相匹配。

5 結(jié) 論

剛度阻尼可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)在車輛振動控制方面具有廣闊的應(yīng)用前景。本文提出了一種剛度阻尼多級可調(diào)式油氣懸架系統(tǒng)，通過控制4個開關(guān)電磁閥的通斷狀態(tài)，實(shí)現(xiàn)了兩種剛度模式和4種阻尼模式的調(diào)節(jié)，利用粒子群優(yōu)化算法得到油氣懸架在不同行駛工況下最優(yōu)的剛度阻尼匹配值，并設(shè)計剛度阻尼多模式切換控制方法，通過仿真研究，主要得出以下結(jié)論：

(1)所建立的剛度阻尼多級可調(diào)式油氣懸架數(shù)學(xué)模型準(zhǔn)確，能夠?qū)崿F(xiàn)兩種剛度模式和4種阻尼力模式。

(2)根據(jù)粒子群優(yōu)化算法計算得到的不同行駛工況下剛度阻尼匹配值，能夠使得油氣懸架系統(tǒng)在不同工況下處于最優(yōu)狀態(tài)。

(3)設(shè)計的控制策略能夠?qū)崿F(xiàn)油氣懸架剛度和阻尼模式的自動切換，從而適應(yīng)不同的路面工況，并且能夠有效地改善油氣懸架系統(tǒng)隔振性能。