基于數(shù)據(jù)驅(qū)動(dòng)的全線控底盤(pán)縱臂式懸架系統(tǒng)研究1)

姚 淇 李全通 , 杜秋月 2) 陳 松 王翔宇 詹偉梁 尹思維 *

* (北京工商大學(xué)人工智能學(xué)院,北京 100048)

? (清華大學(xué)汽車(chē)安全與節(jié)能?chē)?guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,北京 100084)

** (湖南大學(xué)汽車(chē)車(chē)身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,長(zhǎng)沙 410082)

?? (燕山大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,河北秦皇島 066004)

*** (東風(fēng)汽車(chē)股份有限公司商品研發(fā)院,武漢 430056)

引言

智能網(wǎng)聯(lián)汽車(chē)逐漸成為汽車(chē)工業(yè)的研究熱點(diǎn),底盤(pán)線控執(zhí)行控制成為其發(fā)展的關(guān)鍵技術(shù)[1].底盤(pán)動(dòng)力學(xué)域控技術(shù)通過(guò)整合全車(chē)傳感器信息,充分發(fā)揮出底盤(pán)性能[2].集成傳統(tǒng)車(chē)輛驅(qū)動(dòng)-制動(dòng)-轉(zhuǎn)向和主動(dòng)懸架系統(tǒng)的全矢量底盤(pán)技術(shù)具有重要的發(fā)展?jié)摿?車(chē)輛是一類(lèi)典型的多系統(tǒng)耦合復(fù)雜非線性動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)[3],憑借其擁有更多的可控自由度從而更加有利于實(shí)現(xiàn)車(chē)輛的智能化控制[4].對(duì)于多自由度模型,當(dāng)自由度取得越多時(shí),理論上越逼近真實(shí)系統(tǒng)[5].從目前發(fā)展趨勢(shì)以及各種驅(qū)動(dòng)技術(shù)的特點(diǎn)來(lái)看,電動(dòng)汽車(chē)是實(shí)現(xiàn)交通領(lǐng)域節(jié)能減排和污染防治的重要舉措[6],全線控電動(dòng)汽車(chē)成為解決復(fù)雜交通環(huán)境問(wèn)題的重要工具,代表了未來(lái)電動(dòng)汽車(chē)的發(fā)展趨勢(shì)[7-8].

目前,車(chē)輛行駛平順性正從隨機(jī)路面、勻速直線行駛工況延展到凸臺(tái)、凹坑、變速等越野極限工況[9],這對(duì)懸架系統(tǒng)性能提出了重要挑戰(zhàn),通過(guò)吸收和衰減來(lái)自路面不平而產(chǎn)生的振動(dòng)和車(chē)輪波動(dòng),懸架系統(tǒng)可以讓車(chē)輛平順地行駛[10-11],其對(duì)車(chē)輛橫向動(dòng)力學(xué)密切相關(guān)的振動(dòng)進(jìn)行了阻尼作用[12].國(guó)內(nèi)從20 世紀(jì)末開(kāi)始對(duì)懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)、彈性運(yùn)動(dòng)學(xué),即K&C 特性進(jìn)行系統(tǒng)研究[13].

李韶華等[14]搭建剛?cè)狁詈系闹匦推?chē)整車(chē)模型,以車(chē)身垂向加速度和各輪垂向輪胎力為評(píng)價(jià)指標(biāo),提升了減速帶連續(xù)通過(guò)的行駛平順性.李小彭等[15]基于振動(dòng)功率流理論對(duì)減振元件襯套進(jìn)行優(yōu)化選型,有效改善車(chē)輛懸架系統(tǒng)的綜合減振性能.王震等[16]建立完整的機(jī)械-氣體耦合多自由度動(dòng)力學(xué)聯(lián)合仿真模型,為側(cè)翻事故發(fā)生率極高的全地形車(chē)設(shè)計(jì)了一種采用囊式空氣彈簧的交叉型雙氣室空氣互聯(lián)懸架.紀(jì)秀業(yè)等[17]對(duì)懸架系統(tǒng)剛度與阻尼的匹配計(jì)算及驗(yàn)證,為后續(xù)懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)及操縱舒適性提升形成理論基礎(chǔ).張智等[18]對(duì)懸架的幾何參數(shù)進(jìn)行分析,以變化量處于更為合理范圍內(nèi)的車(chē)輪定位參數(shù)為目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì).

王軍年等[19]對(duì)傳統(tǒng)汽車(chē)底盤(pán)進(jìn)行電動(dòng)輪改進(jìn),利用全局非歸一化的多目標(biāo)遺傳優(yōu)化算法對(duì)優(yōu)化解集實(shí)現(xiàn)驗(yàn)證.李凡杰等[20]基于機(jī)電相似理論,對(duì)汽車(chē)懸架結(jié)構(gòu)及參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),進(jìn)一步提升了汽車(chē)懸架的減振性能.袁寶峰等[21]在搖臂式懸架的基礎(chǔ)上,基于火星車(chē)地面力學(xué)等特點(diǎn)對(duì)主動(dòng)懸架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì).張農(nóng)等[22]對(duì)液壓互聯(lián)懸架的主要參數(shù)進(jìn)行了全局靈敏度分析,通過(guò)NSGA-Ⅱ算法進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化,顯著提升了綜合性能.

陳龍等[23]建立新型懸架系統(tǒng)前輪定位參數(shù)的理論計(jì)算模型和多體動(dòng)力學(xué)模型,解決傳統(tǒng)懸架不適合輪轂驅(qū)動(dòng)的難題.陸建輝等[24]將遺傳優(yōu)化算法與多體運(yùn)動(dòng)學(xué)分析方法相結(jié)合,對(duì)麥弗遜前懸架的設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化.李芳[25]設(shè)計(jì)出改進(jìn)型遺傳算法對(duì)懸架參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化,提高了被動(dòng)狀態(tài)下的汽車(chē)性能.

本文從電動(dòng)汽車(chē)線控技術(shù)的發(fā)展趨勢(shì)出發(fā),基于作者團(tuán)隊(duì)提出多自由度集成的全矢量概念,針對(duì)傳統(tǒng)懸架方案存在的機(jī)械結(jié)構(gòu)配合限位等相關(guān)問(wèn)題,開(kāi)展承載全矢量線控平臺(tái)的雙縱臂獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì),基于數(shù)據(jù)驅(qū)動(dòng)背景,通過(guò)懸架子系統(tǒng)參數(shù)獲取以及參數(shù)化設(shè)計(jì)變量的動(dòng)態(tài)調(diào)整,進(jìn)而確定最優(yōu)方案.

1 一體化電動(dòng)輪概述

傳統(tǒng)汽車(chē)可控輸入量較少,故對(duì)其動(dòng)力學(xué)控制難度較大,路面的激勵(lì)作用在單個(gè)車(chē)輪上可體現(xiàn)成3 個(gè)相對(duì)獨(dú)立的力,從理論角度出發(fā),傳統(tǒng)四輪車(chē)輛系統(tǒng)的獨(dú)立輸入集合可擴(kuò)展至12 個(gè),基于此,作者團(tuán)隊(duì)提出如下定義:如果單個(gè)車(chē)輪的橫向、縱向和垂向作用力都可進(jìn)行獨(dú)立控制,那么就稱為全矢量控制(full vector control,FVC)汽車(chē)[1].作為自動(dòng)駕駛的關(guān)鍵執(zhí)行系統(tǒng),線控技術(shù)可以實(shí)現(xiàn)代替駕駛員的物理操縱而對(duì)車(chē)輛發(fā)出行駛指令.傳統(tǒng)的線控底盤(pán)未對(duì)車(chē)輛關(guān)鍵工作系統(tǒng)進(jìn)行耦合協(xié)作,在此,作者團(tuán)隊(duì)設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)-制動(dòng)-轉(zhuǎn)向-懸架一體化的多功能電動(dòng)輪系統(tǒng),如圖1,面向線控底盤(pán)技術(shù),進(jìn)一步提高整車(chē)靈活性和可控性.

圖1 一體化電動(dòng)輪結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Integrated electric wheel structure diagram

一體化電動(dòng)輪系統(tǒng)作為全矢量線控底盤(pán)的重要搭建板塊,其對(duì)多子系統(tǒng)進(jìn)行高度集成于一體,突破傳統(tǒng)車(chē)輛單個(gè)系統(tǒng)間的耦合難題,進(jìn)而實(shí)現(xiàn)全矢量線控技術(shù)給智能移動(dòng)平臺(tái)帶來(lái)的技術(shù)空缺.對(duì)于多功能電動(dòng)輪,其驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)采用高功率密度輪轂電機(jī)方案;制動(dòng)系統(tǒng)采用再生制動(dòng)與線控液壓制動(dòng)復(fù)合制動(dòng)方式;轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用轉(zhuǎn)向電機(jī)經(jīng)過(guò)減速器直接帶動(dòng)轉(zhuǎn)向臂旋轉(zhuǎn)方案,可實(shí)現(xiàn)車(chē)輪360°獨(dú)立轉(zhuǎn)向功能.

主動(dòng)懸架對(duì)平順性和操縱穩(wěn)定性之間的沖突實(shí)現(xiàn)較好的平衡,顯著提升乘坐舒適性和車(chē)輛行駛安全性[26-27],因此,本系統(tǒng)選取主動(dòng)懸架為設(shè)計(jì)對(duì)象.懸架系統(tǒng)裝配空氣懸架可實(shí)現(xiàn)主動(dòng)車(chē)身高度調(diào)節(jié),裝配磁流變阻尼器可實(shí)現(xiàn)阻尼線控調(diào)節(jié),進(jìn)而實(shí)現(xiàn)車(chē)輪垂向力的主動(dòng)可控,懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)是本文重點(diǎn)開(kāi)展研究的內(nèi)容.

彈性元件采用空氣彈簧形式,空氣彈簧內(nèi)部充滿壓縮空氣,以壓縮空氣作為工作介質(zhì),滿載工作壓力通常為0.8 MPa 左右,當(dāng)空氣彈簧壓縮時(shí),氣囊沿活塞座輪廓面向下?lián)锨冃蝃28].

磁流變阻尼器是一種阻尼可控的執(zhí)行器,阻尼力可控范圍大,響應(yīng)時(shí)間可精確至毫秒級(jí)[29],因此,采用磁流變阻尼器作為懸架系統(tǒng)的減振器模塊,憑借其特性,可實(shí)現(xiàn)對(duì)外部激勵(lì)的有效吸能與緩沖減振.

簧下空間直接影響懸架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)尺寸,一體化電動(dòng)輪通過(guò)高密度輪轂電機(jī)實(shí)現(xiàn)驅(qū)制動(dòng),輪轂電機(jī)具有快速響應(yīng)、轉(zhuǎn)矩精確可控等特點(diǎn),通過(guò)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩協(xié)調(diào)分配[30],簧下質(zhì)量大導(dǎo)致輪胎動(dòng)載荷增大,電機(jī)電磁力直接影響車(chē)輛垂向振動(dòng)[31-32],使車(chē)輪動(dòng)載荷變大,直接影響平順性評(píng)價(jià)指標(biāo)三個(gè)指標(biāo)中的車(chē)輪相對(duì)動(dòng)載,對(duì)電動(dòng)汽車(chē)平順性造成了一定的負(fù)面效應(yīng)[33].為了解決上述問(wèn)題,考慮簧下所占空間、搭載質(zhì)量受一體化電動(dòng)輪中輪轂電機(jī)的影響而發(fā)生量化,將轉(zhuǎn)向中心線與轉(zhuǎn)向電機(jī)軸線重合設(shè)計(jì),即主銷(xiāo)傾角設(shè)置為0,在不發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉的同時(shí)實(shí)現(xiàn)全方位轉(zhuǎn)向.

2 懸架系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)與力學(xué)分析

2.1 車(chē)輛系統(tǒng)建模

本文搭建如圖2 的車(chē)輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型,用以研究車(chē)輛垂向動(dòng)力學(xué)的相關(guān)問(wèn)題.采用7 DOF 動(dòng)力學(xué)模型,包括車(chē)身垂向、俯仰和側(cè)傾三個(gè)自由度;四個(gè)車(chē)輪獨(dú)立垂向四個(gè)自由度,車(chē)輛坐標(biāo)系為OXYZ.在下文中,FL,FR,RL 和 RR 或者數(shù)字 1～4 分別表示左前輪、右前輪、左后輪和右后輪.B為輪距,a和b分別為質(zhì)心到前后軸距離.

圖2 車(chē)輛系統(tǒng)垂向動(dòng)力學(xué)模型Fig.2 Vehicle system vertical dynamics model

車(chē)輛與車(chē)輪垂向動(dòng)力學(xué)模型

式中,z為車(chē)輛質(zhì)心垂向位移;ms與mui為簧上質(zhì)量與車(chē)輪質(zhì)量;zui與zri為車(chē)輪垂向位移與路面輸入;Fi為懸架力.

各懸架力可表示為

式中,ksi為懸架剛度系數(shù),ci為懸架阻尼系數(shù),Fai為空氣懸架主動(dòng)作動(dòng)力,zsi懸架與車(chē)身安裝點(diǎn)得垂向位移.

車(chē)身俯仰運(yùn)動(dòng)和側(cè)傾運(yùn)動(dòng)微分方程為

式中,Ix和Iy為車(chē)身繞x和y軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,為俯仰、側(cè)傾角加速度,ax和ay為縱、側(cè)向加速度,hp和hr為車(chē)身質(zhì)心到俯仰、側(cè)傾中心的垂向距離.

當(dāng)車(chē)身俯仰角較小時(shí),懸架與車(chē)身連接點(diǎn)位的垂向位移與車(chē)身垂向位移的關(guān)系如下

式中,a為車(chē)輛質(zhì)心到前軸距離,B為輪距,θ 為車(chē)身俯仰角,φ 為車(chē)身側(cè)傾角.

2.2 懸架系統(tǒng)力學(xué)分析

根據(jù)總體設(shè)計(jì)方案,考慮結(jié)構(gòu)緊湊、整車(chē)布置空間等建立出面向一體化電動(dòng)輪系統(tǒng)的懸架結(jié)構(gòu)如圖3 所示.其中轉(zhuǎn)向臂上端與整車(chē)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)相連,受轉(zhuǎn)向電機(jī)作用力帶動(dòng)一體化電動(dòng)輪做周轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng);雙縱臂一端與轉(zhuǎn)向臂鉸接,另一端與轉(zhuǎn)向節(jié)鉸接,懸架工作過(guò)程中,分別繞鉸接點(diǎn)做往復(fù)擺動(dòng),實(shí)現(xiàn)車(chē)輪的垂向行程;減振器上端與轉(zhuǎn)向臂鉸接相連,下端固定在下縱臂,裝配輪轂電機(jī)、制動(dòng)卡鉗以實(shí)現(xiàn)驅(qū)、制動(dòng)功能.其中,分別對(duì)6 處關(guān)鍵鉸接位置進(jìn)行命名,上下縱臂與轉(zhuǎn)向節(jié)鉸接處分別為A和B,與轉(zhuǎn)向臂鉸接處分別為D和C;減震器上端鉸接點(diǎn)為O1,下端為O2.

圖3 縱臂式懸架結(jié)構(gòu)Fig.3 Trailing arm suspension structure

減振器作為懸架系統(tǒng)中重要工作部件,通過(guò)其往復(fù)運(yùn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)對(duì)路面不平帶來(lái)的沖擊的緩沖,其安裝位置應(yīng)作首要考慮,通過(guò)對(duì)其進(jìn)行靜力學(xué)分析,可以判斷出關(guān)鍵連接點(diǎn)的位置.根據(jù)減振器的結(jié)構(gòu)尺寸,將減振器上端與轉(zhuǎn)向臂鉸接,下端與下縱臂進(jìn)行鉸接.保持上下縱臂靜態(tài)位置時(shí)水平,則上縱臂在車(chē)輪縱向平面內(nèi)并不受力,因此在對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行平面分析時(shí),可將上縱臂略去.不考慮部件自身質(zhì)量,當(dāng)空氣彈簧氣囊壓力一定時(shí),在靜平衡狀態(tài)下可將減振器簡(jiǎn)化為受力連桿,結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化如圖4 所示.

圖4 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.4 Structure diagram

其中B為轉(zhuǎn)向節(jié)與下縱臂鉸接點(diǎn),O2為減振器下鉸接點(diǎn),C為下縱臂與轉(zhuǎn)向臂的鉸接點(diǎn),O1為減振器上鉸接點(diǎn).L1為B和O2兩鉸接點(diǎn)的距離,L2為B和C兩鉸接點(diǎn)的距離,L3為減振器上下兩鉸接點(diǎn)的垂向距離,L4為減振器上鉸接點(diǎn)到轉(zhuǎn)向臂右側(cè)距離,mg為單個(gè)電動(dòng)輪載重,β為減振器傾斜角度,其中

對(duì)于整個(gè)系統(tǒng)

故

同理

根據(jù)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與減振器關(guān)鍵鉸接位置的受力情況分析可以發(fā)現(xiàn),影響減振器受力的主要因素是上下鉸接位置,其之間的差異也就是安裝角度.對(duì)減振器受力隨其下端鉸接位置的影響,可知下縱臂與轉(zhuǎn)向臂鉸接位置到其與轉(zhuǎn)向節(jié)鉸接位置間距在下縱臂總長(zhǎng)中的占比越小,減振器受力越小,但結(jié)合本系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)垂向行程可控范圍最大化的設(shè)計(jì)目標(biāo),同時(shí)考慮過(guò)長(zhǎng)的下縱臂導(dǎo)致轉(zhuǎn)彎半徑增加,降低靈活性.

3 懸架系統(tǒng)參數(shù)獲取

3.1 磁流變阻尼器參數(shù)獲取

磁流變阻尼器特性測(cè)試主要包括阻尼力特性測(cè)試及阻尼特性測(cè)試兩方面,分別為:阻尼力Fd隨位移X的變化關(guān)系和隨速度v的變化關(guān)系.

假設(shè)振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)以100 次/分的振動(dòng)頻率給所測(cè)減振器施加正弦激勵(lì),測(cè)試行程X為100 mm (即振幅 ± 50 mm),則阻尼器測(cè)試行程位移為

活塞與缸筒的相對(duì)振動(dòng)速度為

在某一時(shí)刻,阻尼系數(shù)乘以該時(shí)刻的活塞與缸筒的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度可以得到該時(shí)刻的阻尼力大小

因此,理想的阻尼器阻力特性曲線近似為關(guān)于行程位移X和阻尼力Fd的橢圓方程,該橢圓方程描述了給定位移的阻尼力大小.

對(duì)于磁流變阻尼器而言,改變電流可以獲得阻尼力變化,因此阻尼系數(shù)并非恒定常數(shù),但在一個(gè)循環(huán)周期內(nèi),其消耗能量的大小和被動(dòng)阻尼器相等,磁流變阻尼器的等效阻尼系數(shù)為

同時(shí),Wd也可寫(xiě)作如下形式

故磁流變阻尼器等效阻尼系數(shù)為

其中,Wd是一個(gè)周期內(nèi)Fd-X曲線所圍成的面積,表示阻尼器運(yùn)動(dòng)一個(gè)周期所消耗的能量,f為振動(dòng)頻率,Xmax為激勵(lì)振幅.由于磁流變阻尼器是通過(guò)改變輸入控制電流的大小來(lái)改變磁場(chǎng),從而改變磁流變液的黏度,使阻尼系數(shù)獲得大范圍改變,從而提高磁流變阻尼器的耗能能力,可以獲得磁流變阻尼器的阻尼力大小為

磁流變阻尼器的阻尼力大小和耗散能量Wd、振動(dòng)頻率f、振幅Xmax三個(gè)因素相關(guān),由于耗散能量和控制電流輸入大小相關(guān),因此影響磁流變阻尼器阻尼力的直接因素主要包括控制電流i、振動(dòng)頻率f和振幅Xmax.

簧上質(zhì)量與簧下質(zhì)量相互遠(yuǎn)離時(shí),需要較大的阻尼力消除振蕩,在兩者相互靠近時(shí),需要較小的阻尼力減小對(duì)車(chē)架的沖擊.在一個(gè)循環(huán)周期內(nèi),壓縮阻尼力小于復(fù)原阻尼力,通過(guò)示功機(jī)可同時(shí)測(cè)出壓縮阻尼力Fy和復(fù)原阻尼力Ff(圖5).

圖5 磁流變阻尼器特性測(cè)試Fig.5 Magnetorheological damper characteristic test

取壓縮阻尼力為

復(fù)原阻尼力為

其中β為伸縮系數(shù),常取為10～15.

由于阻尼器內(nèi)含有少量氣體,需要測(cè)量出氣體反拔力并在測(cè)試結(jié)果中去除,得到真實(shí)的油液阻尼力.在0～2.1 A 內(nèi)以0.3 A 間隔改變施加于阻尼器的控制電流,固定振動(dòng)頻率為1 Hz,固定振幅為50 mm,獲得的阻力特性曲線和阻尼特性曲線如圖6～圖7所示.

圖6 阻尼力特性:變電流,固定頻率1 Hz,振幅50 mmFig.6 Damping force characteristics:variable current,fixed frequency 1 Hz,amplitude 50 mm

圖7 阻尼特性:變電流,固定頻率1 Hz,振幅50 mmFig.7 Damping characteristics:variable current,fixed frequency 1 Hz,amplitude 50 mm

隨電流以間隔0.3 A 增加,磁流變效應(yīng)顯著提升,屈服應(yīng)力不斷增加,示功曲線由內(nèi)到外所圍面積逐漸增大,表明阻尼器耗能能力增強(qiáng).

從阻尼特性曲線看出,隨電流增加,曲線斜率不斷增加,表明電流的增加使得阻尼器阻尼不斷變大.當(dāng)電流增大到2.1 A 時(shí),阻力相較于1.8 A 時(shí)變化已經(jīng)不明顯,表明磁流變阻尼器阻尼力變化已達(dá)到飽和,飽和電流為1.8 A.

因此,在對(duì)磁流變阻尼器進(jìn)行控制時(shí),可將電流調(diào)節(jié)范圍限制在1.8 A 以下.同時(shí)可以看出在控制電流為0 時(shí),減振器作為被動(dòng)阻尼器的阻尼系數(shù)計(jì)算如下

由于氣囊在筒壁上卷曲時(shí)具有一定的摩擦阻力和材料卷曲阻尼,根據(jù)經(jīng)驗(yàn)適當(dāng)增大阻尼系數(shù),獲得最終的被動(dòng)阻尼器阻尼系數(shù)

在0.5～2.5 Hz 內(nèi)以0.5 Hz 間隔改變施加于阻尼器的激勵(lì)頻率,固定控制電流為1 A,固定振幅為50 mm,獲得的阻力特性曲線和阻尼特性曲線如圖8～圖9 所示.

圖8 阻尼力特性:變頻率,固定電流0.6 A,振幅50 mmFig.8 Damping force characteristics:variable frequency,fixed current 0.6 A,amplitude 50 mm

圖9 阻尼特性:變頻率,固定電流0.6 A,振幅50 mmFig.9 Damping characteristics:variable frequency,fixed current 0.6 A,amplitude 50 mm

通過(guò)改變振動(dòng)頻率,示功曲線所圍面積增加,最大阻尼力也逐漸增大,表明磁流變阻尼器對(duì)外界振動(dòng)頻率較為敏感,而外界振動(dòng)來(lái)源于路面起伏,使得懸架動(dòng)撓度發(fā)生改變,造成簧上與簧下質(zhì)量相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度變化,相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度變化越快,則需要更多的能量來(lái)衰減振動(dòng),從而使得最大阻尼力不斷增大.

在10～50 mm 內(nèi)以20 mm 間隔改變施加于阻尼器的振幅,固定控制電流為0.3 A,固定振動(dòng)頻率為1 Hz,獲得的阻力特性曲線和阻尼特性曲線如圖10 和圖11 所示.

圖10 阻尼力特性:變振幅,固定電流0.3 A,頻率1 HzFig.10 Damping force characteristics:variable amplitude,fixed current 0.3 A,frequency 1 Hz

圖11 阻尼特性:變振幅,固定電流0.3 A,頻率1 HzFig.11 Damping characteristics:variable amplitude,fixed current 0.3 A,frequency 1 Hz

綜上所述,通過(guò)三組實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果分析了控制電流i,振動(dòng)頻率f和振動(dòng)幅度Xmax對(duì)阻尼力大小的影響,由于控制電流i,振動(dòng)頻率f的變化對(duì)阻尼力的影響遠(yuǎn)大于振動(dòng)幅度Xmax的變化,因此,本文僅將控制電流i和振動(dòng)頻率f作為磁流變阻尼器模型的兩輸入,對(duì)這兩種因素進(jìn)行適當(dāng)控制,最終獲得期望的阻尼力,故將磁流變阻尼器視作雙輸入單輸出非線性模型,其中建立正向模型表達(dá)式如下

其中,Fd為磁流變阻尼力大小,I為電流幅值,v為阻尼器活塞速度,ai和bi為模型系數(shù),n為模型階次,為同時(shí)保證擬合精度并降低擬合難度,取n=7.建立逆向模型表達(dá)式為

3.2 空氣彈簧參數(shù)獲取

設(shè)置正弦波激振臺(tái)振動(dòng)頻率為0.02 Hz,同時(shí)測(cè)試過(guò)程中保證氣路的密閉性,充入最大氣壓設(shè)置為0.6 MPa 且采用最大伸張狀態(tài)下單向激勵(lì)的方式進(jìn)行實(shí)驗(yàn),彈簧初始高度為140 mm,記錄不同充氣壓力下空氣彈簧作用力和囊內(nèi)氣壓隨彈簧高度變化間的關(guān)系,計(jì)算出此時(shí)空氣彈簧有效面積如表1.

表1 空氣彈簧測(cè)試結(jié)果Table 1 Air spring test results

通過(guò)三次樣條曲線擬合獲得空氣彈簧作用力和囊內(nèi)氣壓隨空氣彈簧高度變化的關(guān)系,如圖12 和圖13所示.

圖12 空氣彈簧壓力隨空氣彈簧高度變化的關(guān)系Fig.12 The relationship between air spring pressure and air spring height

圖13 空氣彈簧作用力隨空氣彈簧高度變化的關(guān)系Fig.13 The relationship between the force of the air spring and the height of the air spring

三次樣條擬合模型表達(dá)式為

根據(jù)數(shù)據(jù)擬合得到初始?jí)毫?.3 和0.6 MPa氣囊內(nèi)壓力隨高度的變化關(guān)系式如下

三次樣條擬合模型表達(dá)式為

根據(jù)數(shù)據(jù)擬合得到初始?jí)毫Ψ謩e為0.3 和0.6 MPa時(shí)空氣彈簧作用力隨高度的變化關(guān)系式如下

可以發(fā)現(xiàn),充入0.6 MPa 時(shí)擬合得到的曲線形狀和0.3 MPa 的很類(lèi)似,兩者相差2 倍.得到充入初始?jí)毫閤MPa 時(shí),空氣彈簧作用力隨高度的變化關(guān)系式如下

充入初始?jí)毫?假設(shè)充入0.6 MPa 且達(dá)到靜態(tài)平衡位置后,任一時(shí)刻空氣彈簧作用力和彈簧高度直接相關(guān).則充入初始?jí)毫0后的彈簧剛度隨高度的變化如下

由于高度為140 mm 時(shí)的數(shù)據(jù)點(diǎn)相比于其余測(cè)試數(shù)據(jù)點(diǎn)偏差較大,在擬合時(shí)將其屏蔽,得到初始?jí)毫Ψ謩e為0.3 和0.6 MPa 時(shí)空氣彈簧有效面積隨高度的變化關(guān)系式及有效面積變化率如下

可以發(fā)現(xiàn)有效面積基本上都是關(guān)于彈簧高度線性變化的,且和囊內(nèi)初始?xì)鈮捍笮o(wú)關(guān).綜合兩種初始?xì)鈮簩?shí)驗(yàn)結(jié)果,因此可以獲得空氣彈簧有效面積變化率

綜上所述,可將空氣彈簧也抽象稱為雙輸入單輸出的非線性模型,即空氣彈簧剛度大小和囊內(nèi)初始?xì)鈮杭皻饽腋叨扔嘘P(guān),囊內(nèi)初始?xì)鈮骸饽腋叨瓤筛鶕?jù)懸架氣壓傳感器和高度傳感器進(jìn)行實(shí)時(shí)測(cè)量得到,最終得到彈簧剛度值.

4 仿真驗(yàn)證與實(shí)物驗(yàn)證

4.1 參數(shù)化模型搭建

基于上文建立的懸架三維模型進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析,引入數(shù)據(jù)驅(qū)動(dòng)下的參數(shù)化變量設(shè)計(jì).三維物理模型輸入運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真環(huán)境后,首先對(duì)懸架系統(tǒng)的關(guān)鍵硬點(diǎn)坐標(biāo)進(jìn)行確定,這里包括:上、下縱臂與轉(zhuǎn)向節(jié)鉸接位置、上下縱臂與轉(zhuǎn)向臂鉸接位置、減振器上下兩端鉸接位置共6 處關(guān)鍵硬點(diǎn).通過(guò)對(duì)上述6 個(gè)關(guān)鍵鉸接位置的參數(shù)化變量設(shè)計(jì),可以得到多組不同數(shù)據(jù)對(duì)車(chē)輪垂向運(yùn)動(dòng)特性的影響對(duì)比,較高的可調(diào)整性有利于最優(yōu)位置參數(shù)的確定.雙臂間距通過(guò)調(diào)整A和D兩點(diǎn)的z坐標(biāo)值;臂長(zhǎng)度通過(guò)調(diào)整A和B兩點(diǎn)y坐標(biāo)值;減振器上鉸接O1處通過(guò)調(diào)整y坐標(biāo)值;減振器下鉸接O2處通過(guò)調(diào)整x坐標(biāo)值.基礎(chǔ)懸架空間位置坐標(biāo)如表2.

表2 基礎(chǔ)懸架空間位置坐標(biāo)值(X,Y,Z)Table 2 The coordinate value of the space position of the base suspension (X,Y,Z)

運(yùn)動(dòng)學(xué)問(wèn)題仿真環(huán)境下,進(jìn)行對(duì)象融合時(shí),將零部件定義為剛體;忽略運(yùn)動(dòng)副間摩擦.由于設(shè)計(jì)初期將主銷(xiāo)傾角定義為0,故重點(diǎn)開(kāi)展結(jié)構(gòu)參數(shù)與車(chē)輪外傾角之間的關(guān)系,同時(shí)對(duì)懸架工作過(guò)程中車(chē)輪動(dòng)能以及縱向位移進(jìn)行綜合考慮.

4.2 參數(shù)化增量分析

基于上文對(duì)減振器安裝位置的初步確定,將基礎(chǔ)鉸接位置參數(shù)進(jìn)行調(diào)整,其中減振器下鉸接位置沿縱向調(diào)整3.3 mm.首先展開(kāi)對(duì)減振器安裝角度對(duì)上下鉸接位置的力學(xué)影響.通過(guò)對(duì)上鉸接位置做正、負(fù)增量調(diào)整來(lái)實(shí)現(xiàn)多角度狀態(tài)對(duì)比,得到結(jié)果如圖14.

圖14 減振器角度對(duì) O1和 O2 處受力影響Fig.14 The impact of the shock absorber angle on the force at O1 and O2

根據(jù)減振器角度的增量調(diào)整后的結(jié)果可以得知,做負(fù)調(diào)整時(shí),下鉸接位置受力明顯增加;正調(diào)整及傾角為0 處,上下位置處受力相較于基礎(chǔ)結(jié)果均有一定幅度的增加.對(duì)于O1處的受力變化曲線,增量調(diào)整后雖在0～1.5 s 時(shí)段內(nèi)的受力低峰值有所降低,但在2.0 s 左右的高峰值卻均有上升,長(zhǎng)期使用易導(dǎo)致減振器上下位置擺動(dòng)的流暢性受到影響.

隨后,基于上文對(duì)減振器安裝角度的初步確定,開(kāi)展對(duì)A～D四處鉸接位置的受力影響分析,通過(guò)對(duì)雙臂間距及長(zhǎng)度增量調(diào)整,得到四位置處的受力變化結(jié)果,如圖15.

圖15 增量調(diào)整對(duì)A～D 點(diǎn)的受力影響Fig.15 The influence of incremental adjustment on the force on points A～D

圖15(a)～圖15(d)分別對(duì)應(yīng)A～D四處鉸接位置的受力隨增量調(diào)整的變化情況.從中可以發(fā)現(xiàn),增加雙臂的長(zhǎng)度可以有效降低四個(gè)位置的受力;減少臂間距雖可降低B,C兩位置的受力,但對(duì)A,D兩位置的受力起到副作用,并且降低的力遠(yuǎn)小于增加的力,故不考慮調(diào)整臂間距.增長(zhǎng)雙臂會(huì)導(dǎo)致車(chē)輪轉(zhuǎn)彎時(shí)的靈活性受到影響,并且影響減振器的上下端受力情況,圖16 為針對(duì)調(diào)整臂長(zhǎng),給減振器受力帶來(lái)的影響結(jié)果.

圖16 臂長(zhǎng)增量減振器受力影響Fig.16 The arm length incremental shock absorber is affected by the force

根據(jù)結(jié)果可以發(fā)現(xiàn),增加臂長(zhǎng)雖然能一定幅度的降低A～D四處位置受力,但會(huì)對(duì)減振器產(chǎn)生明顯的附加垂向作用力,這不利于減振器的正常工作,長(zhǎng)期使用會(huì)降低垂向調(diào)節(jié)行程.同時(shí),在保證減振器傾斜角度的前提下,增加臂長(zhǎng)意味著臂間距隨之增加,故綜合考慮,造成四處鉸接位置受力受到影響.

縱臂式懸架的合理設(shè)計(jì)可以在提升垂向調(diào)節(jié)范圍的同時(shí),將輪胎側(cè)向運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榭v向運(yùn)動(dòng).即搭載此懸架的車(chē)輛,在底盤(pán)升降過(guò)程中,前后軸車(chē)輪產(chǎn)生縱向相對(duì)運(yùn)動(dòng),從而縮短軸距,進(jìn)一步減小轉(zhuǎn)彎半徑,提升機(jī)動(dòng)靈活性.因此,懸架結(jié)構(gòu)對(duì)車(chē)輪縱向移動(dòng)量的影響作為重點(diǎn)研究對(duì)象,經(jīng)過(guò)前期開(kāi)展對(duì)減振器鉸接位置,雙縱臂間距、長(zhǎng)度對(duì)車(chē)輪縱向位移的靈敏度分析,確定出主要影響因素為臂間距和臂長(zhǎng)度兩者,圖17(a)為初步判斷主要影響因素結(jié)果.

首先分別對(duì)臂間距以及臂長(zhǎng)度進(jìn)行增量調(diào)整,為了確保準(zhǔn)確性,采用正負(fù)兩方向?qū)ξ恢米鴺?biāo)進(jìn)行改變.可以發(fā)現(xiàn),0～1 s 減振器壓縮過(guò)程中,車(chē)輪向整車(chē)質(zhì)心方向發(fā)生位移,對(duì)臂間距做正增量及臂長(zhǎng)度做負(fù)增量調(diào)整時(shí),車(chē)輪位移均可達(dá)到50 mm 以上;1.5～2.5 s 底盤(pán)舉升過(guò)程中,對(duì)臂長(zhǎng)度及臂間距分別做負(fù)增量和正增量時(shí),車(chē)輪位移在基礎(chǔ)位置結(jié)果的上下5～10 mm 波動(dòng),基于此結(jié)果,結(jié)合考慮多變量的均一化調(diào)整影響整體準(zhǔn)確定性,故對(duì)參數(shù)化變量進(jìn)行交叉融合分析,得到圖17(b)結(jié)果.

圖17 參數(shù)增量對(duì)車(chē)輪縱向位移的影響Fig.17 The influence of parameter increment on the longitudinal displacement of the wheel energy

根據(jù)均一調(diào)整增量以及交叉融合兩項(xiàng)迭代結(jié)果可以清晰發(fā)現(xiàn),對(duì)縱臂間距和長(zhǎng)度作出調(diào)整時(shí),底盤(pán)降低和舉升兩個(gè)極限位置處,車(chē)輪發(fā)生的縱向位移均有所偏頗,易導(dǎo)致車(chē)輪做出不同程度的移動(dòng)量、變形量,相比于添加量調(diào)整增量的結(jié)果,基礎(chǔ)位置參數(shù)表現(xiàn)較為穩(wěn)定,峰值相對(duì)均衡.

懸架作為緩解路面沖擊的關(guān)鍵系統(tǒng),通過(guò)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)來(lái)實(shí)現(xiàn)對(duì)外界力的傳遞、緩解,因此,在底盤(pán)升降過(guò)程中,車(chē)輪動(dòng)能變化可以準(zhǔn)確反應(yīng)出懸架性能表現(xiàn).首先分別通過(guò)對(duì)雙臂間距及雙臂長(zhǎng)度進(jìn)行正負(fù)增量調(diào)整,得到圖18 所示結(jié)果.

圖18 參數(shù)增量對(duì)車(chē)輪動(dòng)能的影響Fig.18 The influence of parameter increment on wheel kinetic energy

通過(guò)動(dòng)能變化曲線反應(yīng)的結(jié)果,可以推斷,臂間距及臂長(zhǎng)度無(wú)論從均一調(diào)整增量或是進(jìn)行交叉融合分析,都會(huì)導(dǎo)致車(chē)輪的動(dòng)能變化出現(xiàn)波動(dòng),其中,調(diào)整雙臂長(zhǎng)度可以實(shí)現(xiàn)在0～1 s 和2～3 s 時(shí)段動(dòng)能變化的相對(duì)平緩,但1～2 s 內(nèi),相較于基礎(chǔ)位置結(jié)果,變化幅度略大,在實(shí)際應(yīng)用過(guò)程中,車(chē)輪緩解沖擊對(duì)整車(chē)的行駛平順性起到?jīng)Q定性作用.

基于數(shù)據(jù)驅(qū)動(dòng)模式,采用參數(shù)化設(shè)計(jì),通過(guò)對(duì)增量的均一化、交叉化方式分別對(duì)車(chē)輪縱向位移以及車(chē)輪動(dòng)能變化的影響因素進(jìn)行綜合比較,最終確定出懸架系統(tǒng)關(guān)鍵鉸接的位置坐標(biāo).對(duì)于懸架系統(tǒng)性能優(yōu)劣的判斷,應(yīng)結(jié)合懸架動(dòng)撓度、懸架動(dòng)載荷等進(jìn)行綜合判斷.本文設(shè)計(jì)的懸架系統(tǒng)可有效解決車(chē)輪外傾的現(xiàn)象,同時(shí)對(duì)側(cè)向位移進(jìn)行消除,車(chē)輪在(-125 mm,125 mm)行程變化中的相關(guān)特性曲線如圖19 .

圖19 垂向行程中車(chē)輪特性曲線Fig.19 Wheel characteristic curve in the vertical process

為了確保垂向行程大幅提升的同時(shí),輪胎上胎面與轉(zhuǎn)向臂不會(huì)發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉,對(duì)此間距進(jìn)行分析,可以發(fā)現(xiàn),距離最近處為車(chē)輪動(dòng)行程到最高點(diǎn),此處的間距保證了撞擊懸架限位概率為0.

分別進(jìn)行輪胎外傾角、懸架動(dòng)撓度以及車(chē)輪縱-垂-側(cè)三向速度變化分析可以發(fā)現(xiàn),懸架系統(tǒng)工作過(guò)程中,輪胎外傾角雖出現(xiàn)微量波動(dòng),但整體處于0 位,最大程度杜絕外傾現(xiàn)象;懸架動(dòng)撓度應(yīng)充足,避免顛簸路面帶來(lái)的機(jī)構(gòu)沖擊;通過(guò)路面對(duì)車(chē)輪垂-縱-側(cè)作用力隨輪跳行程的變化情況可以發(fā)現(xiàn),路面對(duì)輪胎側(cè)向作用力為0,保證了車(chē)輪在工作過(guò)程中始終保持垂直于地面,輪胎接地面積實(shí)現(xiàn)最大化,車(chē)輪不存在橫向運(yùn)動(dòng)激勵(lì).根據(jù)仿真結(jié)果可以得知,實(shí)現(xiàn)垂向行程的同時(shí),降低車(chē)輪外傾的程度;將車(chē)輪縱向位移保持在相對(duì)合理的空間,提升車(chē)輛行駛性能,強(qiáng)化了懸架系統(tǒng)對(duì)緩解路面不平度帶來(lái)的沖擊能力,平緩的動(dòng)能釋放對(duì)行駛平順性提供重要保障.

4.3 實(shí)物驗(yàn)證

為驗(yàn)證本研究懸架系統(tǒng)性能情況,基于上文開(kāi)展的理論基礎(chǔ)工作,搭建如圖20 的一體化電動(dòng)輪,為確保本研究可靠性,利用如圖21 的全矢量線控平臺(tái)進(jìn)行實(shí)車(chē)驗(yàn)證.通過(guò)控制執(zhí)行撥桿實(shí)現(xiàn)對(duì)空氣彈簧內(nèi)氣體的充、放,以此達(dá)到底盤(pán)大行程升降性能要求,得到電動(dòng)輪安裝位置處車(chē)架高度變化情況.本研究主要針對(duì)車(chē)輛垂向動(dòng)力學(xué)特性,忽略車(chē)輛左右兩側(cè)的差異性,故只針對(duì)單側(cè)懸架系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)測(cè)試,根據(jù)高度傳感器測(cè)試信號(hào)反饋,得到如圖22～圖24 實(shí)驗(yàn)結(jié)果.

圖20 一體化電動(dòng)輪Fig.20 Integrated electric wheel

圖21 全矢量線控平臺(tái)Fig.21 Full vector X-by-wire control platform

圖22 前軸升降Fig.22 Front axle lift

圖23 車(chē)身單側(cè)升降Fig.23 Single side lift

圖24 底盤(pán)整體升降Fig.24 Overall lift of the chassis

通過(guò)對(duì)車(chē)輛左、右前懸架進(jìn)行充、放氣實(shí)驗(yàn),得車(chē)架高度變化,結(jié)果可以發(fā)現(xiàn):①舉升過(guò)程中,車(chē)架高度變化平緩穩(wěn)定,證明本研究對(duì)懸架開(kāi)展工作的有效性;②前軸舉升與下降過(guò)程中,左后輪位置處的高度未發(fā)生變化,表現(xiàn)出電動(dòng)輪良好的獨(dú)立性能.

作為高性能懸架系統(tǒng),需具備單側(cè)車(chē)身高度可調(diào)節(jié)功能,故對(duì)左側(cè)前后兩懸架系統(tǒng)進(jìn)行充放氣實(shí)驗(yàn),可以發(fā)現(xiàn):①左后輪在舉升時(shí)首先介入對(duì)車(chē)架高度的變化影響,下降時(shí)對(duì)其影響遲后于左前輪對(duì)應(yīng)位置處;②在同側(cè)調(diào)節(jié)車(chē)身高度時(shí),變化過(guò)程中相對(duì)可靠,高度穩(wěn)定后產(chǎn)生微量波動(dòng),處在允許范圍內(nèi),這是由于輪胎接地時(shí)地面產(chǎn)生法向作用力導(dǎo)致.

通過(guò)對(duì)所有懸架系統(tǒng)的升降觸發(fā),實(shí)現(xiàn)整車(chē)通過(guò)性能的進(jìn)一步提升,得到如下實(shí)驗(yàn)結(jié)果,結(jié)合前面兩組結(jié)論,可以發(fā)現(xiàn):車(chē)架高度調(diào)節(jié)范圍在220 mm附近,與初期測(cè)算理論范圍(-125 mm～125 mm)相比較,較為合理,同時(shí)發(fā)現(xiàn),左前輪在車(chē)身下降過(guò)程中的反應(yīng)更為迅速,這是由于車(chē)身質(zhì)心到前軸范圍內(nèi)重量偏大,同時(shí)也為后續(xù)開(kāi)展車(chē)身姿態(tài)調(diào)節(jié)研究提供有效參考.

5 結(jié)論

本文面向全線控平臺(tái),結(jié)合多功能一體化電動(dòng)輪結(jié)構(gòu)特性,考慮全線控平臺(tái)的應(yīng)用場(chǎng)景,對(duì)主動(dòng)懸架特性進(jìn)行研究.基于數(shù)據(jù)驅(qū)動(dòng)背景,開(kāi)展懸架系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)獲取與辨識(shí),提出一種雙縱臂式主動(dòng)懸架系統(tǒng)方案,可擴(kuò)大垂向行程調(diào)節(jié)范圍,為搭載此懸架系統(tǒng)的全線控底盤(pán)實(shí)現(xiàn)大行程升降奠定基礎(chǔ).

針對(duì) 7 DOF 整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行搭建,分析輪胎垂向運(yùn)動(dòng)與車(chē)身運(yùn)動(dòng)間的關(guān)系,結(jié)合導(dǎo)向機(jī)構(gòu)力學(xué)分析,為懸架系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù).利用數(shù)據(jù)驅(qū)動(dòng)方式,對(duì)懸架各項(xiàng)子系統(tǒng)進(jìn)行特性測(cè)試與運(yùn)動(dòng)學(xué)分析,并據(jù)此精確推算出三項(xiàng)系統(tǒng)的關(guān)鍵數(shù)據(jù).仿真測(cè)試與實(shí)車(chē)驗(yàn)證結(jié)果綜合表明,本研究提出的懸架系統(tǒng)在車(chē)身高度調(diào)節(jié)過(guò)程中的作用呈現(xiàn)正向影響,滿足高性能底盤(pán)的功能需求.本項(xiàng)研究同時(shí)為后續(xù)開(kāi)展車(chē)身姿態(tài)調(diào)節(jié)穩(wěn)定性控制工作奠定基礎(chǔ).