陶 偉，劉志強，陳世斌，郭 炎

(1.武夷學院 機電工程學院，福建 南平 354300；2.農機智能控制與制造技術福建省高校重點實驗室， 福建 南平 354300；3.江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013； 4.長安大學 公路養(yǎng)護裝備國家工程實驗室，陜西 西安 710064)

0 引言

輪式裝載機是工程機械中集鏟、裝、運、卸于一體的機種，廣泛應用于基礎設施建設，是機械化施工中的重要一員。裝載機在建設工地上進行短途穿梭式作業(yè)，施工現場作業(yè)環(huán)境惡劣，行駛顛簸是正常情況，對裝載機產生強烈的振動和沖擊，引起結構件的疲勞損壞，影響駕駛員的身心健康。隨著用戶對操作舒適性要求的不斷提高，提高輪式裝載機隔振性能已迫在眉睫。

駕駛室的主要功能在于將駕駛員與外界隔離，使得駕駛員免受振動、噪聲、灰塵以及其他不利環(huán)境因素的影響和干擾。在各種振動激勵源的作用下，車架受到來自外部的強烈振動與沖擊，而駕駛室懸架系統(tǒng)在傳遞所有作用在駕駛室與車架之間力和力矩的同時，還可有效隔離來自輪式裝載機車架的振動，從而提高駕駛員的作業(yè)舒適性[1]。

駕駛室懸架是提高輪式裝載機操縱舒適性的有效手段之一，已有大量相關研究報道。2002年，通用汽車公司的Ward進行了多種形式的駕駛室懸置結構對比分析，得出四點式懸置系統(tǒng)具有最佳減振效果的結論[2]。2004年，柳工研制了半主動懸掛裝載機CLG858，該裝載機利用控制策略分析車身加速度值，把輸入電流控制在一定水平來操控懸架系統(tǒng)性能，但由于是外部輸入控制懸架系統(tǒng)，可靠性和穩(wěn)定性較差[3]。2005年，美國路易斯維爾大學的Prater等人對輪式裝載機駕駛室懸架系統(tǒng)進行了有限元分析和結構優(yōu)化，以提高駕駛室NVH性能[4]。東南大學的孫小娟在考慮懸置垂直和水平剛度的基礎上，針對輪式裝載機駕駛室低頻晃動問題，對一個6自由度駕駛室懸架系統(tǒng)進行了優(yōu)化設計，使座椅垂向振動幅值明顯減小[5]。吉林大學的遲春燕等人建立了包含駕駛室懸架的輪式裝載機12自由度振動模型，并采用虛擬激勵法對裝載機行駛平順性進行了深入研究[6]。蘭州城市學院陳翔等人考慮發(fā)動機和乘客-座椅系統(tǒng)等因素，建立了4自由度1/4車體動力學模型，設計了參數自整定的模糊PID控制器，發(fā)現模糊PID控制器使車輛行駛的平順性更好[7]。吉林大學的李學飛等人提出了基于裝載機行駛路況識別的油氣懸架主動控制方法，有效降低了裝載機的垂向振動[8]。瑞典皇家理工學院的Rehnberg等人對包含車架隔振系統(tǒng)的輪式裝載機平順性進行了仿真模擬，證實了通過在車軸和車架之間安裝懸架系統(tǒng)能夠有效降低裝載機的低頻振動和輪胎動載荷，從而改善作業(yè)舒適性和操縱穩(wěn)定性[9]。

通過綜合對比3類懸架各自的性能特點及技術原理可以發(fā)現，傳統(tǒng)被動懸架由于參數的不可調節(jié)，無法滿足人們日益增長的懸架性能要求，主動懸架雖然能夠大幅提升懸架動態(tài)性能，但是成本高、能耗大、作動器設計復雜成為制約其走向工程應用的最大障礙，而且該障礙短期內無法得到有效解決。作為被動懸架與主動懸架之間的折中方案，半主動懸架既能克服傳統(tǒng)被動懸架性能參數不可調節(jié)的缺點，又相較于主動懸架節(jié)約了大量的成本和能耗，具有良好的應用前景[10]。半主動懸架的基本工作原理是：根據運行工況和控制目標對懸架系統(tǒng)的彈簧剛度或減振器阻尼進行一定范圍內的自適應調節(jié)，從而實現更好的懸架動態(tài)性能。通過研究發(fā)現，改變懸架剛度與改變減振器阻尼相比較為困難。相反，在傳統(tǒng)液壓減振器的結構基礎上衍生出的阻尼可調實現方案，與之相匹配的各種阻尼控制策略，極大提升了半主動懸架的實際性能，為半主動懸架的推廣應用奠定了良好基礎。本研究以提高輪式裝載機作業(yè)舒適性為主要目標，圍繞裝載機駕駛室半主動懸架系統(tǒng)的振動模型構建及阻尼控制策略設計等方面開展一系列研究，力圖在提出新型阻尼可調減振器的基礎上，通過設計有效的阻尼控制策略，實現輪式裝載機減振性能的進一步提升。

1 減振器的結構組成

圖1所示即為本研究所設計的能夠實現多種阻尼狀態(tài)切換的可調阻尼減振器結構示意圖，由于壓縮室和回彈室之間的油流路徑不同，這種阻尼可調減振器能有效地實現4種阻尼模式和8種阻尼狀態(tài)，滿足半主動懸架大范圍調節(jié)阻尼特性的要求。另外，由于可調阻尼特性是通過控制兩個電磁閥的通斷狀態(tài)來實現的，與其他類型的可調阻尼減振器相比，具有結構簡單、性能穩(wěn)定、成本低等優(yōu)點。因此，本研究將新型減振器應用于輪式裝載機駕駛室懸架。在建立包括半主動駕駛室懸架在內的輪式裝載機振動模型的基礎上，進一步設計了一種根據駕駛室懸架性能指標確定減振模式最佳切換順序的減振控制策略，以提高輪式裝載機的運行舒適性。

圖1 阻尼可調減振器結構示意圖Fig.1 Schematic diagram of shock absorber with adjustable damping

根據這種結構設計，通過控制兩個電磁閥的通斷狀態(tài)，可以很容易地改變壓縮室和回彈室之間的油流路徑。通過選擇4個不同油流壓力損失的止回閥，可以獲得不同的壓縮行程和回彈行程阻尼特性。在上述分析的基礎上，減振器實現的4種阻尼模式如表1所示，其中還給出了電磁閥的通斷狀態(tài)和4種模式的阻尼特性。由于已有文獻對不同阻尼模式下的阻尼特性模型和阻尼系數進行了研究，本研究不再重復這些內容，只著重于輪式裝載機駕駛室振動模型的建立和阻尼控制策略的設計。

表1 減振器阻尼狀態(tài)劃分Tab.1 Damping statuses of damper

2 裝載機駕駛室懸架系統(tǒng)分析

2.1 駕駛室懸架系統(tǒng)動力學建模

本研究將裝載機動臂油缸和鏟斗油缸及其行駛穩(wěn)定系統(tǒng)分別視為彈簧與阻尼并聯的減振系統(tǒng)，從而構建車架與工作裝置之間的彈性連接模型。在此基礎上，結合裝載機振動特性機理，建立整車11自由度振動模型，如圖2所示。11個振動自由度分別為車架的垂向、俯仰、側傾3個方向的自由度，駕駛室垂向、俯仰、側傾3個方向的自由度，發(fā)動機垂向運動自由度，裝載機工作裝置等效質量沿左側動臂油缸軸線和沿左側鏟斗油缸軸線2個方向的自由度以及裝載機工作裝置等效質量沿右側動臂油缸軸線和沿右側鏟斗油缸軸線2個方向的自由度。

圖2 裝載機駕駛室懸架系統(tǒng)11自由度振動模型Fig.2 An 11-DOF vibration model of suspension system of loader cab

圖中，mc，mu和me分別為駕駛室質量、車架質量以及動力總成(發(fā)動機)質量；zc和zu分別為駕駛室質心處垂向位移和車架質心處垂向位移；Fe為發(fā)動機旋轉振動過程中產生的垂向力；ze為發(fā)動機質心處垂向位移；ke和ce分別為發(fā)動機懸置的剛度和阻尼系數；kc為裝載機駕駛室四角處懸架系統(tǒng)的剛度系數;cc1，cc2，cc3以及cc4分別為裝載機駕駛室四角處懸架系統(tǒng)的可變阻尼系數；φc和φu分別為裝載機駕駛室的俯仰角和車架的俯仰角；θc和θu分別為裝載機駕駛室的側傾角和車架的側傾角；l1，l2分別為車架質心距駕駛室前懸和駕駛室后懸的垂直距離；l3，l4分別為車架質心距裝載機前輪和裝載機后輪的垂直距離；l5，l6分別為車架質心距駕駛室左懸和駕駛室右懸的垂直距離；l7，l8分別為車架質心距裝載機左輪和裝載機右輪的垂直距離；l9，l10分別為車架質心距發(fā)動機前懸置和發(fā)動機后懸置的垂直距離；l11，l12分別為車架質心距鏟斗油缸與車架連接點的縱向垂直距離和距動臂油缸與車架連接點的縱向垂直距離；l13，l14分別為車架質心距鏟斗油缸、動臂油缸與車架左側連接點的垂直距離和距鏟斗油缸、動臂油缸與車架右側連接點的垂直距離；kt和ct分別為裝載機輪胎的等效剛度系數和等效阻尼系數；q1，q2，q3以及q4分別為裝載機左前、右前、左后以及右后輪處的垂向位移輸入；kdb-l和cdb-l分別為左側動臂油缸的等效剛度系數和等效阻尼系數;kcd-l和ccd-l分別為左側鏟斗油缸的等效剛度系數和等效阻尼系數;zdb-l和zcd-l分別裝載機工作裝置沿左側動臂油缸軸線的位移和沿左側鏟斗油缸軸線的位移;α和β分別為動臂油缸軸線和鏟斗油缸軸線與水平面的夾角。由于視角原因，圖中未列出，但后續(xù)建模涉及的參數包括：右側動臂油缸的等效剛度系數和等效阻尼系數kdb-r和cdb-r，右側鏟斗油缸的等效剛度系數和等效阻尼系數kcd-r和ccd-r，裝載機工作裝置沿右側動臂油缸軸線的位移和沿右側鏟斗油缸軸線的位移zdb-r和zcd-r，裝載機工作裝置沿左側動臂油缸軸線和沿左側鏟斗油缸軸線的等效質量mdb-l和mcd-l，裝載機工作裝置沿右側動臂油缸軸線和沿右側鏟斗油缸軸線的等效質量mdb-r和mcd-r。

根據牛頓運動力學原理，針對輪式裝載機振動模型的各個自由度分別進行建模。首先，建立裝載機車架垂向振動模型如下：

Fc4-Fe1-Fe2-sinβFdb-l-sinαFcd-l-

sinβFdb-r-sinαFcd-r，

(1)

式中，Ft1，Ft2，Ft3以及Ft4分別為輪式裝載機4個輪胎的垂向作用力；Fc1，Fc2，Fc3以及Fc4分別為駕駛室四角處懸架系統(tǒng)的垂向作用力；Fe1和Fe2為發(fā)動機前后懸置的垂向作用力；Fdb-l，Fcd-l，Fdb-r以及Fdb-r分別為沿左側動臂油缸軸線和沿左側鏟斗油缸軸線的作用力以及沿右側動臂油缸軸線和沿右側鏟斗油缸軸線的作用力。在裝載機駕駛室和車架俯仰角和側傾角均較小的客觀前提下，通過力學分析，可得各作用力的具體表達式，其中，4個輪胎的垂向作用力表達式如下[11]：

(2)

發(fā)動機前后懸置的垂向作用力表達式為：

駕駛室四角處懸架系統(tǒng)的垂向作用力表達式為：

(4)

假設駕駛室質心位于正中間，因此，式中，lφ，lθ分別表示駕駛室前懸與后懸間垂直距離的一半以及左懸與右懸間垂直距離的一半。

沿左側動臂油缸軸線和沿左側鏟斗油缸軸線的作用力表達式為：

(5)

在上述各作用力求解的基礎上，可得裝載機車架俯仰和側傾振動模型的數學方程為：

式中，Iuφ和Iuθ分別為裝載機車架的俯仰轉動慣量和側傾轉動慣量。

同理，可得描述裝載機駕駛室垂向、俯仰及側傾振動模型的數學方程為：

(7)

式中，Icφ和Icθ分別為裝載機駕駛室的俯仰轉動慣量和側傾轉動慣量。

反映發(fā)動機垂向運動自由度的數學方程為：

(8)

發(fā)動機旋轉過程中產生的垂向力Fe是由發(fā)動機內部振動產生，視作系統(tǒng)的外部激勵，后續(xù)將結合發(fā)動機工作過程進行建模和分析。

裝載機工作裝置等效質量沿左側動臂油缸軸線和沿左側鏟斗油缸軸線2個方向的振動模型以及裝載機工作裝置等效質量沿右側動臂油缸軸線和沿右側鏟斗油缸軸線2個方向的振動模型可用下式表示：

(9)

通過聯立上述各式，最終建立含駕駛室懸架系統(tǒng)的輪式裝載機11自由度振動模型。駕駛室四角處懸架動行程的具體表達式為：

(10)

式中，fdx1，fdx2，fdx3以及fdx4分別為駕駛室四角處的懸架動行程。

2.2 減振器阻尼多狀態(tài)切換模型建立

根據式(4)可知，輪式裝載機駕駛室四角處懸架系統(tǒng)的垂向作用力主要通過4個減振器的可變阻尼系數進行調節(jié)，通過設計相應的阻尼控制策略，即可實現根據懸架系統(tǒng)振動響應進行減振器阻尼力最優(yōu)調節(jié)的功能，從而改善輪式裝載機駕駛室懸架系統(tǒng)的綜合性能。為實現減振器阻尼控制策略的有效設計，結合上節(jié)完成的減振器阻尼特性試驗結果，可進一步建立反映減振器阻尼多狀態(tài)切換的數學模型。

由阻尼多狀態(tài)切換減振器的工作原理可知，系統(tǒng)通過控制兩個開關電磁閥的通斷狀態(tài)即可實現4種阻尼模式、8種阻尼狀態(tài)，從而形成各阻尼狀態(tài)下相應的減振器阻尼系數。因此，針對復原行程和壓縮行程，可分別建立減振器阻尼系數與電磁閥開關狀態(tài)之間的關系式如下：

(11)

式中，δ1和δ2分別為反映高速開關電磁閥s1和s2通斷狀態(tài)的邏輯變量，其取值與電磁閥開關狀態(tài)間存在如下關系：

(12)

式(11)中，cf和cy分別為減振器復原行程和壓縮行程的阻尼系數，cf1，cf2，cf3,cf4分別為阻尼模式1,2,3,4中的減振器復原阻尼系數，cy1,cy2,cy3,cy4分別為阻尼模式1,2,3,4中的減振器壓縮阻尼系數。結合式(11)，可進一步獲取裝載機駕駛室四角處懸架系統(tǒng)減振器的阻尼系數表達式為：

(13)

式中，cc1，cc2，cc3，cc4分別為裝載機駕駛室四角處懸架系統(tǒng)的減振器阻尼系數；δfc1，δfc2，δfc3，δfc4分別為反映裝載機駕駛室四角處懸架系統(tǒng)減振器處于拉伸行程還是壓縮行程的邏輯變量，其取值表達式為：

(14)

通過聯立式(11)～式(14)，即可建立輪式裝載機駕駛室懸架系統(tǒng)用阻尼多狀態(tài)切換減振器阻尼系數與電磁閥開關狀態(tài)以及減振器具體行程之間的數學關系，為后續(xù)在此基礎上設計阻尼控制策略奠定了基礎。

2.3 駕駛室懸架系統(tǒng)激勵建模

對于圖2所示的含駕駛室懸架系統(tǒng)的輪式裝載機整車11自由度振動模型，系統(tǒng)承受的外部激勵除通過4個輪胎傳遞而來的路面不平度激勵外，來自發(fā)動機旋轉振動產生的沖擊對于輪式裝載機整車的振動影響也十分明顯[12]。因此，為準確反映輪式裝載機的實際振動情況，建立了考慮四輪相關特性的路面不平度激勵模型。

2.3.1四輪相關隨機路面激勵建模

四輪相關隨機路面激勵模型一般是在單輪隨機路面模型的基礎上進行建立，因此，首先建立單輪隨機路面模型[13]。在建立單輪路面不平度激勵時域模型時，一般需要在路面譜中引入下截止頻率f0，從而得到路面不平度的時域表達式如下：

(15)

式中，q(t)為路面不平度時域位移輸入；Gq(n0)為與路面等級相關的路面不平度系數幾何平均值；v為車輛行進車速；w(t)為均值為零的高斯白噪聲。

根據相關標準文件，按功率譜密度可將路面的不平程度分為8級，即A，B，C，D，E，F，G，H級路面，為與8級路面相對應，基于有理函數表達式可將式(15)進一步改寫為：

(16)

式中，κ和υ分別為相應的系數。通過與標準路面進行仿真對比，優(yōu)化系數τ和υ的實際取值，最終獲取路面不平度時域數學模型表達式為[14]：

(17)

在前文確定的單輪隨機路面時域模型基礎上，可根據四輪路面輸入的相關特性進一步確定其他車輪的隨機路面輸入[15]。 根據路面對四輪汽車輸入譜密度之間的函數關系以及車輛左右輪跡相關函數的近似擬合，可得到左右輪路面輸入的相關特性：

(18)

式中，q1(t)和q2(t)分別為左前輪和右前輪的隨機路面時域輸入;左右輪之間的輪距為d;n00為路面空間截止頻率，取值為0.01 m-1。

本研究僅考慮車輛勻速直線行駛工況，因此，后輪路面輸入與前輪路面輸入相比，軌跡應當相同，只是在時間上存在一定滯后。在左前輪路面輸入模型的基礎上，左后輪路面輸入模型q3(t)的數學表達式為：

(19)

式中，τ=l/v表示滯后時間，l為前后軸距。式(19)所示為一類純時間時滯系統(tǒng)，因此，q3(t) 與q1(t) 之間的傳遞函數可通過二階Pade算法近似算出：

(20)

圖3 C級路面前輪路面不平度輸入仿真結果Fig.3 Simulation result of C-level road surface roughness in put to front wheels

根據式(20)，可以得到前輪和后輪之間的輸入相關性的狀態(tài)空間表達式。在此基礎上，可以進一步描述四輪輸入相關的狀態(tài)空間表達式。以C級路面為例，路面不平度系數Gq(n0)為256×10-6m3，車輛輪距d為2.42 m，軸距l(xiāng)為5.7 m，車速為10 m/s，左前輪和右前輪路面不平度輸入如圖3所示。從圖3中可以看出，考慮相關特性的車輛左前輪與右前輪路面不平度輸入仿真結果存在較為明顯的差異，說明對于建立較為準確的隨機路面激勵模型考慮四輪相關特性十分必要。

2.3.2發(fā)動機振動激勵建模

發(fā)動機工作循環(huán)的周期性以及運動機構的往復性是發(fā)動機產生劇烈振動的主要根源[16]。輪式裝載機所用發(fā)動機為立式四沖程發(fā)動機，在對單缸發(fā)動機進行受力分析的基礎上，綜合考慮旋轉慣性力和往復慣性力，建立了發(fā)動機旋轉振動激勵模型。

首先對直列四缸發(fā)動機旋轉慣性力進行計算，沿Z軸和Y軸的旋轉慣性力計算如下：

(21)

從方程(21)中可以看出，垂直四沖程發(fā)動機在Z軸和Y軸上的轉動慣性力等于零，因此在發(fā)動機旋轉振動激振過程中可以忽略轉動慣性力。其次，發(fā)動機往復慣性力的計算可分為兩部分，其中一階往復慣性力計算為：

∑Fj1=-m1reω2(cosαe+cos(αe+180°)+

cos(αe+180°)+cosαe)=0。

(22)

二階往復慣性力計算如下：

∑Fj2=-λm1reω2(cos 2αe+cos 2(αe+180°)+

cos 2(αe+180°)+cos 2αe)=-4λm1reω2cos 2αe。

(23)

由式(22)和式(23)可以看出，四缸發(fā)動機不對外輸出一階慣性力，只輸出二階慣性力。

通過上述分析，最終可以確定輪式裝載機運行過程中，因發(fā)動機活塞曲柄連桿機構回轉運動與往復運動所產生的慣性力，主要就是等效在活塞銷上的質量m1往復運動過程中所產生的二階慣性力。

3 駕駛室懸架系統(tǒng)阻尼控制策略設計

為改善輪式裝載機駕駛室垂向振動水平，將懸架動行程控制在合理區(qū)間，同時降低駕駛室側傾角加速度和俯仰角加速度，必須結合減振器的阻尼調節(jié)原理及相關控制理論進行輪式裝載機駕駛室懸架系統(tǒng)阻尼控制策略設計。為了實現輪式裝載機駕駛室懸架系統(tǒng)的阻尼狀態(tài)控制，采用模糊自適應控制方法。

3.1 模糊控制器設計

輪式裝載機駕駛室懸架系統(tǒng)阻尼狀態(tài)控制不僅需要考慮駕駛室的垂向振動及懸架動行程，同時還要兼顧駕駛室俯仰運動和側傾運動。因此，系統(tǒng)的模糊控制輸入量較多，輸出量為8個電磁閥的開關狀態(tài)，也很復雜，故而模糊規(guī)則的制定十分困難。針對這一問題，參照傳統(tǒng)研究采取的一般處理方式，考慮采用如圖4所示的八板塊分解機制進行輪式裝載機駕駛室懸架系統(tǒng)阻尼狀態(tài)整體控制策略設計[17]，其設計思想是：首先將駕駛室整體模型視作4個1/4車體模型、前后兩個1/2車體模型以及左右兩個1/2車體模型的集合，而后針對車體各子板塊分別采用模糊控制策略進行減振器阻尼狀態(tài)設計，最后將抑制駕駛室垂向振動、俯仰振動以及側傾振動所需的控制量進行疊加，從而得到實現裝載機駕駛室懸架整體控制目標所需的最優(yōu)阻尼狀態(tài)切換序列[18]。

圖4 八板塊分解原理Fig.4 Eight-plate decomposition principle

結合上述控制設計思想，在各子板塊阻尼狀態(tài)控制策略設計的基礎上，輪式裝載機駕駛室懸架系統(tǒng)阻尼狀態(tài)模糊控制策略制定方法如下：

(1)駕駛室懸架垂向振動模糊控制器的輸入為駕駛室質心與車架質心之間的垂向位移差值zc-zu及差值變化率，控制器的輸出為4個阻尼多狀態(tài)切換減振器的阻尼狀態(tài)(各減振器保持一致)；

(2)駕駛室懸架俯仰振動模糊控制器的輸入為俯仰角與俯仰角速度，俯仰控制器的輸出為前后阻尼多狀態(tài)切換減振器的阻尼狀態(tài)(前后減振器分別保持一致)；

(3)駕駛室懸架側傾振動模糊控制器的輸入為側傾角與側傾角速度，側傾控制器的輸出為左右阻尼多狀態(tài)切換減振器的阻尼狀態(tài)(左右減振器分別保持一致)；

(4)將以上3個子控制器輸出的減振器阻尼狀態(tài)進行合理疊加，即可形成每個減振器最終的阻尼狀態(tài)。

3.2 駕駛室懸架系統(tǒng)阻尼模糊控制設計

在參閱相關文獻以及進行大量仿真對比的基礎上，裝載機駕駛室懸架系統(tǒng)各子控制器的模糊控制策略設計流程如下：

3.2.1垂向振動模糊控制策略

當懸架動行程及其變化趨勢滿足設計要求時，盡量將減振器的阻尼特性調節(jié)為“偏軟”，從而降低駕駛室的垂向振動加速度；當懸架動行程及其變化趨勢不滿足設計要求時，將減振器的阻尼特性調節(jié)為“偏硬”，從而保證懸架動行程能夠運行在合理范圍內，降低懸架撞擊限位的概率。

分別采用7個模糊集表示駕駛室懸架動行程及其變化率的模糊狀態(tài)，相應的模糊子集設置為PB(正大)、PM(正中)、PS(正小)、ZE(零)、NS(負小)、NM(負中)以及NB(負大)，模糊控制器的輸出應為相應阻尼模式下的開關電磁閥s1和s2的通斷狀態(tài)，為便于實現，這里采用五個模糊集表示電磁閥開關狀態(tài)的控制趨勢，即ZE(閉)、S(小)、M(中)、B(大)、K(開)。

通過前述駕駛室懸架系統(tǒng)垂向振動模糊控制策略設計原則分析以及設置的相應模糊量，可得開關電磁閥s1和s2通斷狀態(tài)的模糊控制規(guī)則如表2和表3所示。

表2 開關電磁閥s1通斷狀態(tài)的模糊控制規(guī)則Tab.2 Fuzzy control rule of on-off status of solenoid valve s1

表3 開關電磁閥s2通斷狀態(tài)的模糊控制規(guī)則表Tab.3 Fuzzy control rule of on-off status of solenoid valve s2

3.2.2俯仰振動模糊控制策略

當駕駛室朝一側俯仰角及其變化率較大時，應提高該側減振器的壓縮阻尼系數，同時增加另一側減振器的復原阻尼系數。

分別采用5個模糊集表示駕駛室俯仰角及俯仰角速度的模糊狀態(tài)，相應的模糊子集設置為PB(正大)、PM(正中)、ZE(零)、NM(負中)以及NB(負大)，模糊控制器的輸出應為相應阻尼模式下的開關電磁閥s1和s2的通斷狀態(tài)，這里同樣采用5個模糊集表示電磁閥開關狀態(tài)的控制趨勢，即ZE(閉)、S(小)、M(中)、B(大)、K(開)。

結合前述駕駛室懸架系統(tǒng)俯仰振動模糊控制策略設計原則及所定義的模糊量，可得駕駛室前懸及后懸減振器開關電磁閥s1和s2通斷狀態(tài)的俯仰模糊控制規(guī)則如表4和表5所示。

表4 前懸開關電磁閥s1和s2通斷狀態(tài)的模糊控制規(guī)則Tab.4 Fuzzy control rule of on-off statuses of solenoid valves s1 and s2 for front suspensions

表5 后懸開關電磁閥s1和s2通斷狀態(tài)的模糊控制規(guī)則表

3.2.3側傾振動模糊控制策略

駕駛室懸架側傾振動模糊控制策略的設計依據與俯仰運動相類似，即當駕駛室朝一側側傾角及其變化率較大時，應提高該側減振器的壓縮阻尼系數，同時增加另一側減振器的復原阻尼系數。

定義5個模糊集PB(正大)、PM(正中)、ZE(零)、NM(負中)以及NB(負大)表示駕駛室側傾角及側傾角速度的模糊狀態(tài)；5個模糊集ZE(閉)、S(小)、M(中)、B(大)、K(開)表示電磁閥開關狀態(tài)的控制趨勢。

定義相關模糊量同俯仰振動模糊控制設計，包括模糊控制輸入子集、輸出子集、模糊控制輸入輸出論域、輸入輸出隸屬度函數以及解模糊取整處理等，在此基礎上，進一步可得輪式裝載機駕駛室左懸及右懸阻尼多狀態(tài)切換減振器開關電磁閥s1和s2通斷狀態(tài)的側傾模糊控制規(guī)則如表6和表7所示。

表6 左懸開關電磁閥s1和s2通斷狀態(tài)的模糊控制規(guī)則表Tab.6 Fuzzy control rule of on-off statuses of solenoid valves s1 and s2 for left suspensions

表7 右懸開關電磁閥s1和s2通斷狀態(tài)的模糊控制規(guī)則表Tab.7 Fuzzy control rule of on-off statuses of solenoid valves s1 and s2 for right suspensions

3.2.4垂向、俯仰及側傾振動控制量疊加規(guī)則

通過上述裝載機駕駛室懸架垂向、俯仰及側傾振動模糊控制策略設計流程可知，各子模塊控制設計均會得到每個阻尼多狀態(tài)切換減振器高速開關電磁閥s1和s2的通斷狀態(tài)，為實現不同控制量的有效疊加，首先確定各控制量的疊加規(guī)則為：

(24)

式中，δ1c為各減振器開關電磁閥s1的控制律疊加結果;δ2c為各減振器開關電磁閥s2的控制律疊加結果;δ1v、δ1p以及δ1r分別為駕駛室懸架垂向、俯仰及側傾振動模糊控制器輸出的開關電磁閥s1通斷狀態(tài)信號;δ2v、δ2p以及δ2r分別為駕駛室懸架垂向、俯仰及側傾振動模糊控制器輸出的開關電磁閥s2通斷狀態(tài)信號。

在式(24)的基礎上，為獲取各減振器開關電磁閥s1和s2的最終控制信號，進一步設置下述判斷準則：

(25)

式中，δ1為各減振器開關電磁閥s1的最終控制信號;δ2為各減振器開關電磁閥s2的最終控制信號;δ1，δ2為1表示電磁閥打開;δ1，δ2為0表示電磁閥關閉。

3.3 模糊控制性能仿真

為驗證上述基于八板塊解耦的輪式裝載機駕駛室懸架系統(tǒng)阻尼狀態(tài)模糊控制策略的實際性能，進一步完成系統(tǒng)控制性能仿真分析。結合建立的裝載機四輪相關隨機路面激勵模型，假定裝載機是以10 m/s 的速度行駛在D級路面上?？刂葡到y(tǒng)仿真過程中涉及的其他主要參數如表8所示。

表8 阻尼多狀態(tài)切換減振器的其他結構參數Tab.8 Other structural parameters of damping multi-status switching shock absorber

圖5～圖8所示分別為仿真獲取的輪式裝載機駕駛室垂向振動加速度、駕駛室懸架動行程以及駕駛室俯仰角加速度和側傾角加速度的仿真結果。從圖5～8中可以明顯看出，基于阻尼多狀態(tài)切換減振器的輪式裝載機駕駛室懸架模糊控制策略能夠有效改善駕駛室懸架的隔振性能，在不惡化駕駛室懸架動行程的前提下，駕駛室垂向振動加速度、駕駛室俯仰角加速度以及駕駛室側傾角加速度均有較為明顯的改善。

圖5 模糊控制下的駕駛室垂向振動加速度仿真結果Fig.5 Simulation result of cab vertical vibration acceleration under fuzzy control

圖6 模糊控制下的駕駛室俯仰角加速度仿真結果Fig.6 Simulation result of cab pitch acceleration under fuzzy control

圖7 模糊控制下的駕駛室側傾角加速度仿真結果Fig.7 Simulation result of cab roll acceleration under fuzzy control

圖8 模糊控制下的駕駛室懸架動行程仿真結果Fig.8 Simulation result of dynamic travel of cab suspension under fuzzy control

圖9 模糊控制下的開關電磁閥s1通斷狀態(tài)控制信號Fig.9 On-off status control signal of solenoid valve s1 under fuzzy control

圖10 模糊控制下的開關電磁閥s2通斷狀態(tài)控制信號Fig.10 On-off status control signal of solenoid valve s2 under fuzzy control

圖9～圖10所示分別為輪式裝載機駕駛室懸架四角處阻尼多狀態(tài)切換減振器開關電磁閥s1和s2的通斷狀態(tài)控制信號，從9圖～圖10中可以看出，所設計的模糊控制策略能夠根據系統(tǒng)控制目標，實現4個減振器8個開關電磁閥通斷狀態(tài)的直接有效控制，從而有效保障了系統(tǒng)阻尼控制性能。從表9中可以看出，相較于傳統(tǒng)被動懸架，模糊控制使得駕駛室垂向振動加速度均方根值降低了21%，駕駛室俯仰角加速度和側傾角加速度均方根值分別降低11%和12%，降幅明顯優(yōu)于傳統(tǒng)被動懸架，同時駕駛室懸架動行程并未惡化，峰值嚴格控制在±0.04 m范圍之內。

表9 輪式裝載機駕駛室懸架控制性能仿真對比Tab.9 Simulation comparison of control performances of wheel loader cab suspension

4 結論

本研究將一種新型四阻尼減振器應用于輪式裝載機駕駛室懸架。新型減振器通過控制兩個電磁閥的通斷狀態(tài)，可以有效地實現四種阻尼模式和八種阻尼狀態(tài)，比傳統(tǒng)的阻尼可調減振器具有優(yōu)越性。為實現新型減振器對輪式裝載機半主動駕駛室懸架的控制，建立了同時考慮工作裝置振動特性、四輪相關隨機路面激勵和發(fā)動機振動激勵的輪式裝載機11自由度振動模型。在此基礎上，設計了模糊控制策略，實現了阻尼模式切換順序的最優(yōu)控制。仿真結果表明，采用阻尼多模切換減振器的輪式裝載機半主動駕駛室懸架性能得到了顯著改善，說明了模糊控制方法的有效性。此外，該控制器還可以直接控制兩個電磁閥的開關狀態(tài)，從而驗證了它們解決離散控制問題的能力。因此，后續(xù)需要加強工作和改進的方向，是將所提出的減振器及相應的控制方法應用到實際的輪式裝載機，通過真機試驗結果進一步驗證系統(tǒng)的可靠性和穩(wěn)定性。