王孝鵬

（1.三明學院機電工程學院，福建 三明 365004；2.機械現(xiàn)代設計制造技術(shù)福建省高校工程研究中心，福建 三明 365004）

1 引言

駕駛室懸置系統(tǒng)的優(yōu)劣關系到駕乘人員的乘坐品質(zhì)感受；國內(nèi)商用貨車駕駛室多采用四點全浮支撐，即駕駛室前后端分別采用對稱的彈簧與阻尼器進行支撐。以（6×4）底盤為基礎的商用牽運引貨車及工程車輛常在國、省、鄉(xiāng)道路面（減速帶較多，即為階躍或者正弦路面信號輸入）及極差的工地路面運行，舒適性差，主動駕駛室懸置系統(tǒng)可以有效的改善垂向振動特性，提升乘坐舒適感。駕駛室隔振研究文獻主要如下：（1）對懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)（與車架與駕駛安裝位置）及類型（連接方式）、進行優(yōu)化，減小振動特性；（2）保持懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)不變，對懸系系統(tǒng)中的彈簧剛度、減震器阻尼特性及于襯套剛度進行優(yōu)化，提升駕駛室舒適感；（3）采用主動懸置系統(tǒng)并結(jié)合相關算法進行匹配，其中主動懸置多為磁流變及空氣彈簧，相應匹配算法較多，但多局限于駕駛室單一運行工況理論，實際應用效用甚微。文獻[1]用遺傳算法辨識磁流變駕駛室懸置系統(tǒng)相關參數(shù)，控制算法為狀態(tài)反饋最優(yōu)算法，但駕駛室模型僅為二自由度彈簧質(zhì)量系統(tǒng)，不能反應駕駛室的真實工作狀態(tài)；文獻[2]采用ADAMS 建立駕駛室多體動力模型，控制算法分別為PID 與模糊最優(yōu)控制并采用實驗進行驗證，從控制結(jié)果看，模糊最優(yōu)算法相對PID 較好，但依然避免不了定點沖擊造成的瞬間震蕩，側(cè)傾角速度比被動懸置大，有滯后效應；文獻[3]采用模糊控制算法對空氣懸架剛度進行控制，駕駛室模型基于整車平臺建立，但阻尼器與車身及駕駛室連接處的襯套特性并沒有考慮，路面輸入為單一工況；文獻[4-10]主要采用優(yōu)化方法對懸置剛度，阻尼特性，駕駛室結(jié)構(gòu)模態(tài)，系統(tǒng)間匹配等特性進行優(yōu)化，降低振動；針對駕駛室振動特性，論文基于整車平臺建立主動駕駛室模型，此模型更能反映駕駛室真實運行狀態(tài)，同時又可以進行系統(tǒng)間參數(shù)的匹配；提出模糊PID-D 耦合算法，用車身加速度判別路面狀態(tài)，對PID 算法中的微分系數(shù)進行在線自適應實時調(diào)節(jié)，避免在較差路面及減速帶路面造成的定點沖擊，適合多工況路面輸入特性，提升駕駛室乘坐品質(zhì)感，具體研究方案，如圖1 所示。

圖1 研究方案Fig.1 Research Plan

2 駕駛室模型

駕駛室模型，如圖2 所示。駕駛室前后懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)關于縱軸對稱，前懸置系統(tǒng)支撐架與駕駛室通過柔性襯套連接，磁流變阻尼器上端與駕駛室柔性襯套連接，下端與車架用柔性襯套連接，前左右支撐架采用柔性穩(wěn)定桿連接，穩(wěn)定桿采用Beam 梁法建模；后懸置系統(tǒng)支撐架與車身采用柔性襯套連接，支撐架與車架之間安裝磁流變阻尼器；經(jīng)計算駕駛室多體模型共包含120 個自由度。駕駛總質(zhì)量為786kg，X軸方向轉(zhuǎn)動慣量為：9.38E8kg·mm2；Y軸方向轉(zhuǎn)動慣量為：7.07E8kg·mm2；Z軸方向轉(zhuǎn)動慣量為：8.18E8kg·mm2。

圖2 主動駕駛室模型Fig.2 Active Cab Model

2.1 磁流變阻尼器實驗

磁流變阻尼器實驗的目的是為了獲取阻尼力特性曲線，把阻尼力數(shù)據(jù)編制成ADAMS/car 屬性文件輸入到減震器部件中，此時減震器變具有磁流變阻尼器的特性。

2.1.1 振動臺

磁流變阻尼器的阻尼性能測試采用的是低頻電液伺服振動臺，振動臺的主要技術(shù)參數(shù)如下：頻率范圍是（0～50）Hz；最大振幅為0.025m；平臺質(zhì)量約500kg；最大負載質(zhì)量約200kg。電液伺服激振器由電動激振器、液壓伺服閥和液壓缸組成，電液伺服激振器接受伺服放大器的信號產(chǎn)生相應的動作，推動操縱閥控制功率閥的位置，壓力油經(jīng)過功率閥送入油缸，驅(qū)動工作臺產(chǎn)生與原始信號相對應的運動。磁流變阻尼器在振動臺上上安裝，如圖3 所示。設定振動臺架運動范圍：（0.01～0.04）m；速度：（0.063～0.38）m/s；磁流變阻尼器的初始位置在阻尼器行程的中間。

圖3 振動臺與阻尼器試驗臺Fig.3 Shaking Table and Damper Test Bench

2.1.2 變電流阻尼器特性

保持振幅和頻率不變的情況下，對磁流變阻尼器線圈輸入分別輸入I=0A、1A、2A、3A 的電流。設定振幅a=0.01m，頻率f=1Hz；測出阻尼系數(shù)特性曲線，如圖4 所示。

圖4 阻尼力與速度特性圖/變電流Fig.4 Damping Force and Speed Characteristic Diagram/Variable Current

2.1.3 變頻率阻尼器特性

保持輸入電流I=1A、振幅a=0.01m；電流頻率分別設定為：f＝1Hz、2Hz、3Hz 條件下的阻尼特性的測試，如圖5 所示。

圖5 阻尼力與速度特性圖/變頻率Fig.5 Damping Force and Speed Characteristic Map/Variable Frequency

2.3 整車平臺

相對于獨立的駕駛室模型，整車平臺環(huán)境下研究駕駛室的動態(tài)特性更符合駕駛室真實的工作狀態(tài)；整車平臺下可以詳細的考慮駕駛室與其它系統(tǒng)的匹配特性，同時可以考慮不同的路面特性；整車平臺下的缺點是建模工作量較大，系統(tǒng)的匹配與調(diào)試較為復雜，計算量大。整車平臺，如圖6 所示。包含車架、推桿式平衡懸架、前轉(zhuǎn)向懸架，右舵轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、制動、動力傳動及及輪胎多個系統(tǒng)，整車共包含977 個自由度。

圖6 整車平臺Fig.6 Vehicle Platform

3 模糊PID-D 耦合算法

（6×4）驅(qū)動底盤形式主要用于工程車輛和商用牽引車，工程車輛一般工作路面較差，牽引車多在國道及高速路面運輸。對于不同的路面工作狀態(tài)，駕駛室輸出的振動特性不同；當工作路面較差且整車運行速度較小時，輸入信號等同與階躍信號，在駕駛室主動懸置系統(tǒng)控制過程中會造成定點沖擊，增加駕駛室的瞬間振動；對于固定的路面信號輸入，微分先行PID 控制可以有效的改善瞬時定點沖擊現(xiàn)象，但當路面輸入改變時，已調(diào)整好的系統(tǒng)調(diào)節(jié)參數(shù)已不適用，針對此問題提出模糊PID-D 耦合算法，通過車身加速度判定路面的輸入狀態(tài)，然后通過模糊算法在線自適應調(diào)節(jié)PID-D 微分系數(shù)，使整車在各狀態(tài)運行時都可以適度的減小及避免定點沖擊，改善駕駛室的舒適性。以左前磁流變阻尼器為例，模糊PID-D 耦合算法公式推導如下：

式中：e（t）—輸入輸出之間誤差；

y（t）—駕駛室與阻尼器連接處垂向速度；

KP—縮放系數(shù)；

KI—積分系數(shù)；

Kd1—誤差反饋預設微分系數(shù)；

Kd2—輸出反饋預設微分系數(shù)；

F1、F2—微分在線調(diào)節(jié)系數(shù)，由模糊算法根據(jù)路面狀態(tài)輸出；

u（t）—磁流變阻尼器輸出控制力；

Ω（VZ）—模糊控制規(guī)則。

微分在線調(diào)節(jié)系數(shù)由模糊算法輸出，輸入為車身垂向加速度，系統(tǒng)模糊控制規(guī)則，如表1 所示。建立好的模糊PID-D 控制系統(tǒng)，如圖7 所示。

車身垂向加速度論域：

量化因子：

表1 微分系數(shù)調(diào)節(jié)模糊規(guī)則Tab.1 Differential Coefficient Adjustment Fuzzy Rule

圖7 模糊PID-D 系統(tǒng)Fig.7 Fuzzy PID-D System

4 機控聯(lián)合仿真

4.1 路面模型

按要求編制連續(xù)正弦波路面文件譜，波紋路面寬2m，路面摩擦系數(shù)為0.9，路面垂向峰值為10mm，波長8m，路面特征為“sine”，波紋路面無偏移；編制好的正弦波路面，如圖8 所示。

圖8 正弦路面模型Fig.8 Sinusoidal Pavement Model

4.2 速度保持仿真

整車保持勻速直線行駛狀態(tài)，速度40km/h，方向盤鎖定，仿真計算時間為10s。計算結(jié)果，如圖9～圖11 所示。圖中：passive—常規(guī)阻尼器仿真結(jié)果曲線；active—磁流變阻尼器仿真結(jié)果曲線；駕駛室垂向加速度改善明顯，極值從1026.98 降低為403.50，均方根值從415.65 降低為107.47，垂向加速度極值與均方根性能分別提升60.71%，74.14%；駕駛室橫擺角速度極值從0.0224 降低為0.0173，均方根值從0.0074 降低為0.0050，橫擺角速度極值與均方根性能分別提升22.77%，32.43%；駕駛室側(cè)傾角速度極值從1.4662 降低為0.7720，均方根值從0.3195 降低為0.2720，側(cè)傾角速度極值與均方根性能分別提升47.35%，14.87%。

圖9 駕駛室垂向加速度/ZFig.9 Cab Vertical Acceleration/Z

圖10 駕駛室橫擺角速度/Z Fig.10 Cab Yaw Rate/Z

圖11 駕駛室側(cè)傾角速度/X Fig.11 Cab Roll Angle/X

4.3 轉(zhuǎn)向橋阻尼器

牽引車軸距較長，同時轉(zhuǎn)向橋板簧剛度相對后軸平衡懸架剛度要小很多，在經(jīng)過坑洼路面時導致整車的俯仰角過大，因而導致安裝在車架上的駕駛振動過大；針對此問題，提出在轉(zhuǎn)向橋加裝阻尼器，阻尼器安裝位置，如圖12 所示。

圖12 轉(zhuǎn)向橋阻尼器Fig.12 Steering Bridge Damper

更換駕駛室阻尼器特性文件為變頻率實驗數(shù)據(jù)，如圖5 所示。按同工況進行速度保持仿真，車身垂向加速度計算結(jié)果，如圖13、圖14 所示。auxiliary 為轉(zhuǎn)向橋加裝阻尼器仿真結(jié)果曲線；駕駛室垂向加速度極值為243.57，均方根值為37.54，駕駛室在磁流變主動阻尼器的基礎上極值與均方根性能繼續(xù)提升39.64%、65.07%；功率譜顯示在全頻域范圍內(nèi)，駕駛室性能均提升，低頻段改善明顯。

圖13 駕駛室垂向加速度/阻尼器Fig.13 Cab Vertical Acceleration/Damper

圖14 駕駛室垂向加速度功率譜Fig.14 Cab Vertical Acceleration Power Spectrum

5 結(jié)論

（1）磁流變阻尼器變電流實驗表明：隨著電流的的增加，阻尼力增加，阻尼特性為非重合曲線；變頻率實驗表明，隨著頻率的增加，阻尼力亦增加，同時阻尼器有效工作區(qū)域范圍增加，適當提升阻尼器工作頻率對系統(tǒng)有益；

（2）采用模糊PID-D 耦合算法后，駕駛室垂向加速度、橫擺角速度，側(cè)傾角速度指標參數(shù)均有改善，其中駕駛室垂向加速度改善較為明顯，垂向加速度極值與均方根性能分別提升60.71%，74.14%；

（3）轉(zhuǎn)向橋加裝阻尼器后，駕駛室在磁流變主動阻尼器的基礎上極值與均方根性能繼續(xù)提升39.64%、65.07%；功率譜顯示在全頻域范圍內(nèi)提升，低頻段改善明顯；

（4）整車平臺下研究駕駛室與其它系統(tǒng)匹配、優(yōu)化等特性對于車輛理論及工程研究均具有指導意義。