汽车系统动力学第2版喻凡基本课件第10章节可控悬架系统

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1、第十章 可控悬架系统,第一节 车身高度调节系统 第二节 自适应阻尼调节系统 第三节 可切换阻尼系统,第四节 全主动系统,第五节 有限带宽主动系统,第十章 可控悬架系统,第六节 连续可变阻尼的半主动系统 第七节 各类悬架系统的性能比较 第八节 主动悬架控制算法介绍,第一节 车身高度调节系统,早在几十年前,有些制造商就已经采用车身高度自动调节系统来解决悬架设计中的矛盾,如雪铁龙公司车身高度调节系统的结构原理,如图10-1a所示。它除了可提供外部能量保持车身高度不随静载的变化而改变之外,其他与被动悬架完全相同。目前典型的车身高度调节系统有可调空气悬架系统和可调油气悬架系统两种。但这类系统在进行车身高

2、度校正完成之前,通常会产生几秒的响应迟滞。车身高度调节系统的主要优点是不论车辆的静载如何变化,其悬架工作空间可保持恒定或根据需要进行调节,工作原理如图10-1b所示。与具有同样工作空间的传统悬架系统相比,车身高度调节悬架系统可采用较小的弹簧刚度,由此改善了车辆的乘坐舒适性。也正因如此,车高调节系统的优势也随车载变化范围的增加而得到更加充分的发挥。,第一节 车身高度调节系统,图10-1 车身高度自动调节系统 a) 车高调节系统结构原理图 b) 车高调节系统工作原理图 1阻尼孔 2油液 3氮气 4柔性膜 5高度调节阀 6悬架高度信号,第二节 自适应阻尼调节系统,通过人工手动改变阻尼比的可调阻尼器早

3、已问世多年,并应用于市场。随后在此基础上,汽车厂商又进一步开发出电控可调阻尼器,其阻尼比由电信号来调整。根据测得的车辆运行状况,如节气门位置、转向角或转向速度、制动信号、悬架位移等信息,在微处理器中进行信息处理,根据预先编制的控制策略从而实现悬架阻尼的控制。 1983年推出的丰田TEMS系统就采用了一个两级可调的阻尼器。正常行驶状况下,阻尼器设为低阻尼档;而当车辆在起动、加速、制动、转向时则设为高阻尼档。许多车辆采用了类似的系统,如三菱、日产、雪铁龙等。有些系统还进一步结合了变刚度弹簧和车身高度调节系统,使悬架系统性能进一步提高。图10-2所示为雪铁龙悬架系统的结构原理图。在低阻尼情况下,中央

4、控制阀打开,液体可在三个气体弹簧间自由流动,此时车,第二节 自适应阻尼调节系统,身侧倾刚度减小,阻尼作用力仅来自管路中液体的黏滞效应;而在高阻尼情况下,车辆转弯或行驶在倾斜路面时,系统自动切换至高阻尼状态,此时中央控制阀关闭,每一悬架单元以传统方式单独作用。,图10-2 雪铁龙悬架系统的结构原理图,第二节 自适应阻尼调节系统,为了更好地协调行驶安全性和乘坐舒适性之间的矛盾,近年来,多种可调式减振器已广泛应用于汽车产品中。如所谓的“双活塞式减振器”,它能够在不同的工作阶段改变其阻尼特性5,一个典型的实例是德国F&S公司所开发的ADC1系统,结构如图10-3所示。 由图可见,ADC1双活塞式减振器

5、主要由连杆活塞和安装在空心活塞杆中的直流电动机组成。活塞杆内有两个旋转滑阀,分别装在独立的阀座上,并由电动机控制,从而可实现两个互相独立的阻尼特性,如图10-4所示。减振器的拉伸和压缩导向机构也是可以调节的,每个旋转滑阀在拉伸阶段时表现为刚性单向阀,在压缩阶段表现为柔性单向阀。 然而,有些形式的可调减振器的调节时间较长,如ADC1系统需要较长的调整时间(约为30200ms)。当突然遇到障碍,第二节 自适应阻尼调节系统,时,这么长的反应时间是不允许的。F&S公司又进一步开发了具有内置分配阀的可调式减振器(ADC2.2),可使响应时间减少到20100ms,可将遇到个别障碍的反应时间控制在许用值范围

6、内。ADC2.2系统的结构如图10-5所示,其中的活塞阀由电磁阀来控制。,第二节 自适应阻尼调节系统,图10-3 双活塞式减振器结构 1活塞杆插头 2密封及导向 装置 3空心活塞杆 4限位 弹簧 5外筒 6活塞筒 7电动机 8拉伸限位隔片 9上转阀 10活塞a 11活塞b 12下转阀 13底阀,图10-4 两级切换式减振器 (F&S,ADC1)的阻尼 特性曲线,图10-5 内置分配阀的可调式 减振器(ADC2.2)结构 1活塞杆 2电磁线圈 3电磁阀 4活塞 5弹簧,第二节 自适应阻尼调节系统,已有百年历史的蒙诺(Monroe)汽车减振器公司1989生产的ASC系统是一个三级阻尼可调减振器,它

7、与传统悬架弹簧并联安装。其阻尼控制策略是根据悬架位移和车辆速度来确定减振器的设置状态,如图10-6所示。但在车辆起步、制动和转向工况时,均设阻尼为最高档。,图10-6 蒙诺公司ASC自适应悬架系统的阻尼控制策略,第三节 可切换阻尼系统,控制阀技术的进步大大减少了减振器阻尼切换时间,为设计人员实现复杂控制策略提供了硬件保证。 其中典型的应用实例是:减振器可在两或三个离散阻尼状态之间实现快速切换,切换时间只需1020ms。对一个两档间切换的减振器而言,其控制策略可按测得的车身绝对和相对速度信号制定,如图10-7所示。当车身绝对速度与相对速度同号时,则阻尼设置为硬档;若二者相反,则设置为软档,控制律

8、的数学表达式如下:,式中,C为减振器阻尼系数。,第三节 可切换阻尼系统,需要注意,这里所说的阻尼可切换系统与上一节介绍的自适应悬架系统不同,二者的主要区别是改变阻尼状态所需的时间长短不同。与自适应系统相对比,阻尼可切换式减振器能不断地快速改变其状态,而自适应系统则在某一阻尼设置状态下保持较长时间。正因如此,阻尼可切换式减振器的制造精度及成本相对较高,目前在市场上仅应用于少量高端车辆产品中。,图10-7 两档切换减振器的控制策略,第四节 全主动系统,一、 运动方程 这里以图10-8所示的单轮车辆后悬架模型为例,介绍主动悬架控制律的设计过程。,图10-8 全主动悬架车辆模型,根据牛顿定律,系统的运

9、动方程为:,式中,Ua是作动器产生的控制力。,第四节 全主动系统,二、系统优化 对任何一个可控制悬架系统的设计来说,其中最重要的工作就是推导出可使系统性能实现最优化的控制律。通过动力学建模及最优理论将会比经验试凑方法更为高效。因此,随机线性最优理论被广泛地应用于主动悬架控制律设计中,具体介绍如下。 首先为系统定义一个新的状态矢量 x1,x2,x3,x4 T= z1,z2, T。两个二阶微分方程式(10-2)和式(10-3)则变为四个一阶方程,形式如下:,第四节 全主动系统,根据最优控制理论的要求,系统干扰的输入模型必须写成在白噪声激励下的线性系统输出的形式。假定路面位移输入变量z0是一个积分白

10、噪声,那么它可由数学方程表示为:,式中,w是均值为零的白噪声信号。 结合式(10-8)与式(10-4)式(10-7),则系统模型可以写成如下状态方程形式:,优化目标是使车身垂直加速度和轮胎动载荷达到最小,同时保证悬架动行程在允许范围内。于是,优化指标函数J可定义为各项性能指标的加权平方和的积分,形式如下:,第四节 全主动系统,式中,q1、q2、分别为性能指标的加权系数,表示各性能指标的重要程度。由于这里的作动器力Ua与车身的垂向加速度成比例,所以实际上代表了舒适性指标的加权。 到此为止,问题已经明确,即:对一个由方程式(10-9)所描述的系统,求出使方程式(10-10)中的优化指标J为最小的控

11、制力,即求Ua(t)的值。 这一问题属于经典控制理论范畴,是一个典型的“随机线性最优化控制器设计”问题。当应用于车辆主动悬架设计时,可有两种不同的解,分别为: (1) 全状态(full state)反馈控制 当假定所有的系统状态变量均可测,且作为反馈信息,通过对黎卡提(Riccati)方程的求解,则最优控制力可由最初定义的状态变量写成如下形式:,式中,Kf1 Kf4是与一组性能加权系数相对应的最优反馈增益系数。,第四节 全主动系统,为了便于分析,将式(10-11)改写成以下形式:,由式(10-12)可见,实际上控制力Ua中的第一项可认为是弹簧力,而反馈增益系数Kf1可看作是弹簧刚度;同样,第二

12、项为相对速度项,可以看成是阻尼系数为Kf3的阻尼项,这两项实际上是组成被动悬架系统中的悬架力。这里需注意,任何一个全状态反馈控制律都包含了车身至路面的高度,而实际中对其测量却有一定难度。 (2) 有限状态(limited state)反馈控制 由于全状态反馈控制存在车身至路面高度的测量问题,一个更实用的解决方案就是:采用一个有限状态反馈控制律,从而避免使用路面高度传感器的需求。假定车身和车轮的绝对位移和绝对速度可测,则控制律可写成如下形式:,第四节 全主动系统,式中,Kl1Kl4 是与一组确定的加权系数相对应的有限状态反馈增益系数,可通过梯度搜索等优化方法求得。,由于主动悬架通常采用电信号控制

13、,因此它具有一个重要的特点,就是控制律容易更新。因此原则上讲,主动悬架可以迅速地自适应于车辆目前的运行状况,根据不同的运行状况来相应地选择一组不同的增益以实现对运行环境的自适应能力。 理论研究已经表明,主动悬架的行驶性能相对于被动悬架有显著提高,但是系统增加的复杂程度以及伴随而来的高能耗限制了全主动悬架的市场应用,使其仅停滞在一些样车开发阶段。目前已开发的实际样车包括路特斯公司的Turbo Esprit9、戴姆勒奔驰试验系统车10等。实际上,世界上大部分大汽车制造公司几乎都开发过主动悬架样机系统,但有关的详细资料都没有公开发表过。,第五节 有限带宽主动系统,在市场应用方面,一种有限带宽主动悬架

14、系统更具商业竞争力。由于其主动作动响应频宽仅为06Hz,因而系统的成本相对较低。若其作动器再与一个可控减振器结合使用,有限带宽主动系统的总体性能在很多情况下几乎可与全主动悬架相媲美。尽管如此,其作动器频响范围仍然相对有限,正因为有限带宽主动悬架作动器响应相对较慢,因而也称为“慢主动悬架”。为使慢主动悬架在超过可控带宽时仍起作用,作动器还必须与一普通弹簧串联,这样也因此减少了系统的能量需求。有限带宽主动悬架系统的工作原理如图10-9所示。 有限带宽主动悬架的作动器成本低于全主动悬架,正因如此,促使了第一代有限带宽主动悬架在市场上的出现,如英菲尼迪Q45和丰田Celica等。两个典型的油气悬架有限

15、带宽主动系统的实施方案如图10-10所示。,第五节 有限带宽主动系统,图10-9 有限带宽主动悬架系统的工作原理,图10-10 有限带宽主动悬架系统的两个实施方案 1作动器 2气 3油 4阻尼阀 5比例阀 6随车载而变的车身高度调节装置(机械式或电动式) 7线性电机,第六节 连续可变阻尼的半主动系统,对连续可变阻尼的半主动悬架而言,其减振器产生的阻尼力理论上可独立地跟踪力需求信号,而与减振器本身的相对速度无关。因此,与前面介绍的自适应阻尼调节系统和可切换阻尼系统相比,连续可变阻尼半主动悬架为控制律的设计提供了更广泛的设计空间,使其工作范围可连续调节到阻尼特性场中的任何一点。 尽管许多学者采用不

16、同的控制理论对连续可变阻尼半主动悬架系统进行了大量的研究,但由于半主动系统本身固有的非线性特性,因而严格地讲,其控制律的设计问题需运用非线性理论来求解。此外,取决于执行机构和相关控制元件等硬件的系统响应也需要在控制律的设计中给予考虑。 根据单轨车辆模型,可写出半主动系统的运动方程如下:,第六节 连续可变阻尼的半主动系统,其中,Ud表示可控的阻尼力。 如果悬架相对位移、车轮速度、车身速度可测,则作为有限状态反馈变量,阻尼器的最优控制力为: 由于半主动系统的非线性限制,应用最优控制理论所得到的最优控制力实际上并不能完全实现,因而还需增加一条附加控制律: 即当悬架相对速度与力需求信号符号相同时,则令控制力需求信号等于最优控制力Ud,opt;否则令控制力需求信号为零。 本质上讲,半主动系统减振器没有能量输入机构,所需的能量只,第六节 连续可变阻尼的半主动系统,控制阀所需的电能而已。就其控制力Ud而言,当它与悬架相对速度符号相反时,即阀口充