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参考文献 1
庞辉,彭威,原园.随机激励下重载车辆空气悬架参数多目标优化.振动与冲击,2014,33(6):156 ~ 160(Pang H,Peng W,Yuan Y.Multi⁃objective optimization of air suspension parameters of heavy duty vehicles under random excitation.Journal of Vibration and Shock,2014,33(6):156~ 160(in Chinese))
参考文献 2
古玉锋,吕彭民,单增海.汽车钢板弹簧多体动力学建模综述.汽车工程,2014,36(12):1513 ~ 1519(Gu Y F,Lv P M,Shan Z H.An overview of multi⁃body dynam⁃ ic modeling of automobile leaf spring.Automotive Engi⁃ neering,2014,36(12):1513~ 1519(in Chinese))
参考文献 3
Eltantawie M A.Decentralized neuro⁃fuzzycontrol for half car with semi⁃active suspension system.International Journal of Automotive Technology,2012,13(3):423 ~431
参考文献 4
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李韶华,张兵,黄玉亭.刚柔耦合重型汽车建模及通过连续减速带的平顺性分析.动力学与控制学报,2018,16(5):397~ 402(Li S H,Zhang B,Huang Y T.Model⁃ ing of rigid⁃flexible coupled heavy⁃duuty vehicle and ride comfort analysis when passing through continuous speed bumps.Journal of Dynamics and Control,2018,16(5):397~ 402(in Chinese))
参考文献 6
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参考文献 7
朱位宇.某重型卡车平顺性研究及悬架阻尼优化设计 [硕士学位论文].长沙:湖南大学,2012(Zhu W Y.Study on the smoothnesof a heavy truck and optimum de⁃ sign of suspension damping[Master Thesis].Changsha:Hunan University,2012(in Chinese))
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参考文献 9
徐中明,李仕生,张志飞,等.基于 MATLAB/Si mulink 的汽车减振器外特性仿真与性能分析.汽车工程,2011,33(4):329~ 334(Xu Z M,L S S,Zhang Z F,et al.External characteristics Simulation and performance a⁃ nalysis of automotive shock absorbers based on MATLAB/Simulink.Automotive Engineering,2011,33(4):329 ~ 334(in Chinese))
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陈兵,曾鸣,尹忠俊.车辆半主动悬架的模糊控制策略设计与仿真研究.系统仿真学报,2008,20(2):420 ~ 424(Chen B,Zeng M,Yin Z J.Research of fuzzy con⁃ trol strategy design and simulation of vehicle semi⁃active suspension.Journal of System Simulation,2008,20(2):420~ 424(in Chinese))
参考文献 11
黄卫华.模糊控制系统及应用.北京:电子工业出版社,2012(Huang W H.Fuzzy control systemand application.Beijing:Electronics Industry Press,2012(in Chinese))
目录contents

    摘要

    建立了三轴重载车辆半主动悬架的整车动力学模型,并对该车辆模型平顺性的优化控制进行了研究. 应用总成分解法计算整车的转动惯量,建立半主动悬架系统的三轴重载车辆整车动力学模型,采用整体式平衡悬架,并考虑车辆的驾驶室模型以更符合实际;针对半主动悬架系统,以车体垂向速度﹑俯仰角速度和侧倾角速度及其变化率,为输入设计了三个模糊控制器;利用 MATLAB/ Simulink 软件对所建半主动悬架整车车辆模型应用相应控制策略进行模拟仿真,并与被动悬架系统车辆模型的仿真结果作比较;结果表明:半主动悬架车辆模型的车体和驾驶室的振动特性都有了明显的改善,有效地提高了该重载车辆模型的平顺性,对提高驾驶员的驾驶舒适性和减少货物破损率提供理论基础.

    Abstract

    The full vehicle dynamics model of a three⁃axle heavy⁃duty vehicle with semi⁃active suspensions was established, and the optimal control for vehicle ride comfort was studied. An integral balance suspension and a practical cab model were used to build the vehicle dynamics model.The assembly decomposition method was used to calculate the rotational inertia of the vehicle. For the semi⁃active suspension system, three fuzzy controllers were designed by employing the vertical velocity, pitch angular velocity side inclination angular velocity as well as their corresponding change rates as input signals,respectively. The control strategy was simulated by using MAT⁃ LAB / Simulink, which was compared with the passive⁃suspension vehiclea model. The results showed that the vi⁃ brations of both the vehicle body and cab are attenuated substantially by using the proposed control strategy, and thus the ride comfort of the vehicle is improved effectively.

    关键词

    重载车辆平顺性模糊控制

  • 0 引言

  • 随着我国经济的蓬勃发展,物流行业正在快速成长,三轴重载运输车辆逐渐成为我国未来公路运输车辆的主力.我国三轴重型车辆市场不断扩大, 人们对重载车辆各项性能的要求也越来越高,尤其车辆平顺性性能的好坏更是受到人们的重视.重载车辆的平顺性是指保持车辆在行驶过程中驾驶员所处的振动环境具有一定舒适度的能力,还包括保持其运输货物不易被损坏的能力;提高重载车辆的平顺性对保持运输货物完好和减轻驾驶员驾驶疲劳,甚至减少交通事故都有重要意义.因此,对重载车辆平顺性研究越来越迫切.

  • 以前对平顺性的研究多是针对轿车而言的,近年来,对重载车辆平顺性的研究才逐渐受到学者们的重视.庞辉[1]以某重载车辆空气悬架系统为研究对象,建立4 自由度1/2 车辆多目标优化模型,提出改进的多目标自适应遗传算法对悬架参数进行优化,以此来提高车辆行驶平顺性、减小轮胎对路面的动载荷;古玉锋[2]对几种流行的板簧建模方法进行了分析对比,有螺旋弹簧模型、Beam element模型、Ansys模型和SAE三连杆模型,以8×4 重型货车为例,对该四种板簧模型的整车模型进行平顺性和操作稳定性仿真并与实验作对比,说明SAE三连杆模型的综合性能最好;Eltantawie M A [3] 对半挂车辆的悬架系统进行了研究,在悬架系统中加入磁流变阻尼构成半主动悬架系统,设计了分散神经模糊控制器,改善了车辆的平顺性;范政武[4] 以座椅垂向加速度为优化目标,应用人工鱼群算法, 对所建立的1/2 汽车9 自由度动力学模型的双前悬架刚度阻尼进行了优化,结果显示加速度均方根值在不同速度下都有下降,平顺性得以提高;李韶华[5]利用Adams/car软件建立了基于柔性车架的的刚柔耦合重载车辆模型,并对该车辆模型通过减速带时的平顺性进行了分析.可见对重载车辆平顺性的研究已取得了显著的成果,研究内容越来越深入细致,方法也越来越先进,其他学科的算法也被应用进来,且都取得了较好的效果.

  • 以上研究中,在对重载车辆进行建模时多借助于多体动力学软件如Ansys和Adams等,或直接针对半车模型进行研究.由于三轴重载车辆整车车型较大,一些参数难以获取,公式较多且较复杂等原因,针对重载车辆整车模型的研究还很少.基于此, 本文对三轴重载车辆整车动力学模型的建立及其半主动控制进行研究.

  • 1 整车半主动悬架动力学模型的建立

  • 以某型东风三轴重型车辆为参照原型,建立基于平衡悬架的三轴重载车辆的整车半主动悬架模型,并考虑驾驶室模型以更符合实际;建模时将车身、驾驶室视为刚体;驾驶室悬置系统和轮胎刚度简化为线性模型;平衡悬架有独立式平衡悬架和整体式平衡悬架两种,实际上中后桥是在导向杆系的约束下进行摆动时必然会产生转矩,导向杆系承受这个转矩时必定会对悬挂质量的运动产生影响,整体式悬架更能反映此种情况[6],基于此,在建模时采用整体式平衡悬架.所建模型的整车模块物理结构示意图如图1 所示,该整车模型反映了车体和驾驶室的垂向、侧倾和俯仰运动,前轴两个轮胎的垂向运动,两个平衡悬架杆的垂向和俯仰运动,共12 个自由度.

  • 图1 半主动悬架整车模块物理结构示意图

  • Fig.1 Physical structure diagram of semi⁃active suspension vehicle module

  • 模型中各参数符号说明如下:mc 为驾驶室质量;mb 为车体质量;m,m和m分别为车辆左侧前中后轮质量;m,m和m分别为车辆右侧前中后轮质量;kc1,kc2,kc3,kc4,cc1,cc2,cc3和cc4为驾驶室的四个悬置刚度和阻尼;kslf和kslf为前轴左右钢板弹簧刚度;cslf和cslf为前轴左右减震器固有阻尼; kslr和ksrr为平衡悬架左右钢板弹簧刚度;cslr和csrr为平衡悬架左右减震器固有阻尼;k,k为前轴左右轮胎刚度;k,k为中轴左右轮胎刚度;k,k为后轴左右轮胎刚度;f slf,f slf,f slr,f srr为半主动悬架系统阻尼系数的变化产生的调节控制力,qi( i=1,2, 3,4,5,6)为路面激励;Iby和Ibx为车体的俯仰和侧倾转动惯量;Icy和Icx为驾驶室的俯仰和侧倾转动惯量;Ilpy和Irpy为左右平衡悬架杆的俯仰转动惯量; l 1 为前桥至车身质心的距离;l 2 为平衡悬架中心处至车身质心的距离;l 3 为后轴距;l 4 为驾驶室质心到车身质心的距离;l 5 和l 6 分别为驾驶室前后悬置到驾驶室质心的距离;b1 和b2 为车体左右悬架到车体质心的距离;b3 和b4 为驾驶室左右悬架到驾驶室质心的距离;θc 和 θb 为驾驶室和车体的质心俯仰角;ψc 和 ψb 为驾驶室和车体的质心侧倾角

  • 1.1 半主动悬架车辆系统微分方程

  • 根据所建半主动悬架系统车辆模型,利用达朗贝尔原理建立该车辆模型的运动微分方程组.

  • 车体与悬架连接点A,B,C,D处的位移如式(1),(2),(3),(4).

  • zsa=zb-θbl1+ψbb1
    (1)
  • zsb=zb+θbl2+ψbb1
    (2)
  • zsc=zb-θbl1-ψbb2
    (3)
  • zsd=zb+θbl2+ψbb2
    (4)
  • 驾驶室悬置连接处E,F,G,H下端的位移如式(5),(6),(7),(8).

  • zjde=zb-θb(l4+l5)+ψbb3
    (5)
  • zjdf=zb-θb(l4-l6)+ψbb3
    (6)
  • zjdg=zb-θb(l4+l5)-ψbb4
    (7)
  • zjdh=zb-θb(l4-l6)-ψbb4
    (8)
  • 驾驶室悬置连接处E,F,G,H上端的位移如式(9),(10),(11),(12).

  • zjue=zc-θcl5+ψcb3
    (9)
  • zjuf=zc+θcl6+ψcb3
    (10)
  • zjug=zc-θcl5-ψcb4
    (11)
  • zjuh=zc+θcl6+ψcb4
    (12)
  • 记簧下质量m和 mtrf垂向运动的位移为z和z,则簧下质量的垂向运动方程如式(13),(14).

  • mtlfz¨tlf=ksff(zsa-ztlf)+cslf(z˙sa-z˙llf)-ktlf(ztlf-q1)+fslf
    (13)
  • mtrfz¨trf=ksff(zsc-ztff)+csff(z˙sc-z˙trf)-ktrf(ztrf-q4)+fsff
    (14)
  • 记车辆平衡悬架左右平衡杆垂向运动的位移为zlp和zrp,则平衡悬架垂向运动的微分方程如式(15),(16).

  • (mlp+mllr+mllm)z¨lp=kslr(zsb-zlp)+csff(z˙sb-z˙lp)-kllm(zllm-q2)-kllm(zllr-q3)+fslf
    (15)
  • (mrp+mtrr+mtrm)z¨rp=kslr(zsd-zrp)+csrr(z˙sd-z˙rp)-ktm(ztm-q5)-ktlm(zllr-q6)+fslf
    (16)
  • 平衡悬架左右平衡杆的俯仰运动微分方程如式(17),(18)

  • (Ilpy+mtlml32/4+mtlml32/4)θ¨lp=ktlm(zlp-l3θlp/2-q2)l3+ktlr(zlp+l3θlp/2-q3)l3/2
    (17)
  • (Irpy+mtrml32/4+mtrml32/4)θ¨rp=ktrm(zrp-l3θrp/2-q5)l3/2+ktrr(zrp+l3θrp/2-q6)l3/2
    (18)
  • 车体垂向运动如式(19)

  • mbz¨b=-[kslf(zsa-ztlf)+cslf(z˙sa-z˙tlf)]-[kslr(zsb-zlp)+cslr(z˙sb-z˙lp)]-[ksrf(zsc-ztrf)+csff(z˙sr-z˙trf)]-[ksrr(zsc-zrp)+csrr(z˙sc-z˙rp)]+[zc1(zjue-zjde)+cc1(z˙jue-z˙jde)]+[kc2(zjuf-zjdf)+cc2(z˙juf-z˙jdf)]+[kc3(zjug-zjdg)+cc3(z˙jug-z˙jdg)]+[kc4(zjuh-zjdh)+cc4(z˙juh-z˙jdh)]-fslf-fslr-fsrf-fsrr
    (19)
  • 车体俯仰运动如式(20)

  • Iby=l1[kslf(zsa-zulf)+cslf(z˙sa-z˙llf)]-l2[kslr(zsb-zlp)+cslr(z˙sb-z˙lp)]+l1[ksff(zsc-ztrf)+csff(z˙sr-z˙trf)]-l2[ksrr(zsc-zrp)+csrr(z˙sc-z˙rp)]-(l4+l5)[kc1(zjue-zjde)+cc1(z˙jue-z˙jde)]-(l4-l6)[kc2(zjuf-zjdf)+cc2(z˙juf-z˙jdf)]-(l4+l5)[kc3(zjug-zjdg)+cc3(z˙jug-z˙jdg)]+(l4-l6)[kc4(zjuh-zjdh)+cc4(zjuh-z˙jdh)]+l1fslf-l2fslr+llfsff-l2fsrr
    (20)
  • 车体侧倾运动如式(21)

  • b2[ksff(zsc-ztff)+csrf(z˙sr-z˙tff)]+b2[ksrr(zsc-zrp)+csrr(z˙sc-z˙rp)]+b3[kc1(zjue-zjde)+cc1(z˙jue-z˙jde)]+b3[kc2(zjuf-zjdf)+cc2(z˙juf-z˙jdf)]-b4[kc3(zjug-zjdg)+cc3(z˙jug-z˙jdg)]-b4[kc4(zjuh-zjdh)+cc4(z˙juh-z˙jdh)]-b1fsff-b1fslr+b2fsff+b2fsrr
    (21)
  • 驾驶室垂向运动如式(22)

  • mcz¨c=-[kc1(zjue-zjde)+(z˙jue-z˙jde)]-[kc2(zjuf-zjdf)+cc2(z˙jyf-z˙jdf)]+[kc3(zjug-zjdg)+cc3(zjug-z˙jdg)]-[kc4(zjuh-zjdh)+c4(z˙juh-z˙jdh)]
    (22)
  • 驾驶室俯仰运动如式(23)

  • Icxθ¨c=l5[kc1(zjue-zjde)+cc1(zjue-z˙jde)]-l6[kc2(zjyf-zjdf)+cc2(zjuf-z˙jdf)]+l5[kc3(zjug-zjdg)+cc3(z˙jug-z˙jdg)]-l6[kc4(zjuh-zjdh)+c4(z˙juh-z˙jdh)]
    (23)
  • 驾驶室侧倾运动如式(24)

  • Icyψ¨c=-b3[kc1(zjue-zjde)+cc1(z˙jue-z˙jde)]-b3[kc2(zjuf-zjdf)+cc2(z˙juf-z˙jdf)]+b4[kc3(zjug-zjdg)+cc3(z˙jug-z˙jdg)]+b4[kc4(zjuh-zjdh)+c4(z˙juh-z˙jdh)]
    (24)
  • 1.2 整车相关参数的获取

  • 由于三轴重载车辆整车车体较大,使得一些参数的测量就尤为困难,比如车体的转动惯量,就没有那么大的设备去直接测量,而转动惯量又是车辆模型的动力学微分方程求解中必不可少的,因此, 本文根据车辆各总成部分的质量采用总成分解法[7]来求解整车的转动惯量,公式如式(25)所示.

  • Iy=i=1N(Iyi+mili2)
    (25)
  • 其中,mi 为各分总成质量;Iyi为第i个总成绕自身的转动惯量;l i 指第i个分总成质心位置距整车质心位置的距离.计算得到的车体俯仰转动惯量Iby=111004kg·m 2;车体侧倾转动惯量Ibx=10100kg· m 2;驾驶室俯仰转动惯量Icy =1920kg·m 2;驾驶室侧倾转动惯量Icx=1520kg·m 2 .其他参数的值见参考文献[8].

  • 2 半主动悬架的控制研究

  • 2.1 控制策略

  • 半主动悬架车辆控制系统,是通过调节半主动悬架可调阻尼减震器的阻尼系数来控制车辆的振动特性.针对该半主动悬架系统车辆模型,分别将车体垂向运动﹑俯仰运动和侧倾运动为主要控制目标设计了三个二维模糊控制器,以三个模糊控制器的输出作为可调阻尼减震器的阻尼调节因子,分别记为c1,c2,c3;对该三个阻尼调节因子与进行相应的逻辑运算[9] 处理后得到所建半主动悬架系统模型四个半主动悬架上的控制力f slf,f slf,f slr,f srr,实现对车辆平顺性能的改善,对车辆的控制结构如图2 所示.

  • 图2 车辆控制结构

  • Fig.2 The structure of vehicle control

  • 其中逻辑运算处理关系如式( 26),( 27),(28),(29)所示

  • fsff=sign(z˙sa-z˙tlf)(-c1+c2+c3)
    (26)
  • fsff=sign(z˙sc-z˙trf)(-c1+c2+c3)
    (27)
  • fsrr=sign(z˙sd-z˙rp)(-c1+c2-c3)
    (28)
  • fslr=sign(z˙sb-z˙lp)(-c1-c2-c3)
    (29)
  • 2.2 模糊控制器设计

  • 三个模糊控制器基本相似,针对该半主动悬架系统车辆模型,分别将车体垂向速度﹑俯仰角速度和侧倾角速度及其变化率作为输入,以阻尼调节因子c1,c2,c3 作为输出;其中两个输入变量的隶属度函数都选择高斯函数,输出变量的隶属度函数选择三角形函数.三个模糊控制器输入变量与输出变量的模糊论域都为[-6,6], 模糊控制器取7 控制语言:负大(NB),负中(NM),负小(NS),零(ZE),正小(PS),正中(PM),正大(PB).基于改善车辆振动特性,提高车辆平顺性的目的,根据当簧上质量加速度指标较大时,选取控制力时以尽快消除为主; 而当加速度指标较小时,选择控制力时要注意防止超调,以系统的稳定性为主的原则[10,11],用以上7 个控制语言制定第一个模糊控制器的模糊控制规则,同理制定出第三和第四个模糊控制器的模糊控制规则;解模糊的方法采用质心法.

  • 3 仿真实现及结果分析

  • 3.1 仿真实现

  • 利用MATLAB/Simulink软件,根据所建半主动悬架整车模型的动力学微分方程以及所获取的参数建立仿真模型,同时应用Simulink中的模糊工具箱中提供的可视化的图形用户界面工具,设计模糊推理系统建立模糊控制器;在B级随机路面,行驶车速为50km/h ﹑ 60km/h和70km/h的工况下, 应用以上所述控制策略对建立的半主动悬架系统模型进行仿真试验,并将仿真结果与相同工况下的被动悬架车辆模型的仿真结果进行比较.

  • 其中,在B级随机路面,车速为70km/h时,反映车体平顺性的振动参量的仿真结果,即半主动悬架模糊控制系统与被动悬架系统车辆模型的车体的垂向加速度﹑俯仰角加速度和侧倾角加速度的仿真结果对比如图3 所示.

  • 图3 车体振动参量

  • Fig.3 Vibration parameters of car body

  • 在此工况下反映驾驶室平顺性的振动参量,即半主动悬架模糊控制系统与被动悬架系统车辆模型的驾驶室垂向加速度﹑俯仰角加速度和侧倾角加速度的仿真结果对比如图4 所示.

  • 为了验证该控制策略的适应性,在不同工况下对半主动悬架车辆模型和被动悬架车辆模型进行模拟仿真,在B级随机路面上,车速分别为50km/h, 60km/h,70km/h的工况下,控制后半主动悬架系统车辆模型和被动悬架系统车辆模型的车体和驾驶室各相关参数仿真结果的均方根值的大小对比如表1 所示

  • 图4 车体振动参量

  • Fig.4 Vibration parameters of cab

  • 表1 控制前后各指标均方根值对比

  • Table 1 Comparison of root mean square values of each indicator before and after control

  • 3.2 结果分析

  • 由仿真结果的对比图和表1 中各项指标的均方根值对比可以看出,在B级随机路面不同车速下,与被动悬架系统相比,采用模糊控制后的半主动悬架系统,对减小该整车车辆模型车体和驾驶室的垂向振动加速度、车身侧倾角加速度及车身俯仰角加速度都具有比较明显的效果.施加该控制后, 在车速为50km/h,60km/h,70km/h时,车体垂向加速度分别改善了22.82%,23.77%,31.3%,驾驶室垂向加速度分别改善了20.58%,20.79%,20.67%;车体侧倾角加速度分别改善了23.45%,22.17%,24.40%, 驾驶室侧倾角加速度分别改善了34.50%,33.89%, 34.76%;车体俯仰角加速度分别改善了14.20%, 14.45%,13.10%,驾驶室俯仰角加速度分别改善了17.87%,18.31%,18.11%;可见,采用模糊控制后的半主动悬架车辆模型车体和驾驶室的振动特性,要明显优于被动悬架系统车辆模型的车体和驾驶室的振动特性;而且随着车速的变化,其控制效果几乎没有变化,同样有效.

  • 4 结论

  • 建立了三维整车动力学模型,以使对三轴重载车辆振动特性的研究更加接近实际,更加真实;针对半主动悬架车辆模型设计模糊控制器及制定相应的控制策略,通过在B级随机路面不同车速下的仿真试验及与被动悬架系统车辆模型的仿真结果做对比,可见该半主动悬架系统车辆模型驾驶室和车体的垂向加速度、侧倾角加速度和俯仰角加速度都得到了明显改善,说明该控制策略可以实现对该整车车辆模型平顺性的优化控制,且具有一定的适应性;这对在实际中减轻货物破损,提高驾驶员驾驶舒适性以致减少交通事故有重要参考意义.

  • 参考文献

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