一种纵向垂向二维振动集成半主动可控座椅悬架系统的试验研究

祝安定, 李 祥, 杨 森, 白先旭

(合肥工业大学 汽车与交通工程学院,安徽 合肥 230009)

工程车辆、越野车辆等非道路行驶的车辆作业环境复杂、恶劣,除了路面坑洼、凸起等不平度因素会造成车辆的垂向振动外,车辆作业过程中不可避免地的跌落、爬高等工况还会引起车辆的纵向振动。这些车辆的纵向和垂向振动频率一般小于10 Hz[1],刚好处于人体的敏感频率范围[2](纵向1～2 Hz,垂向4～8 Hz),它们传递到座椅会影响人体乘坐(驾驶)舒适性,甚至导致健康和安全问题[3-6]。长期以来,乘员乘坐舒适性的提高多数通过改进车辆底盘悬架的隔振性能来实现[7-9],但是面向行驶平顺性的车辆悬架很难兼顾到操纵稳定性[10-11],并且底盘悬架一般只能实现垂向的单自由度的振动控制,很难满足二维、多维振动减振的需要。在面向操纵稳定性的车辆悬架中,座椅悬架似乎可以弥补乘坐舒适性的不足[12-14]。座椅是设置于乘员与车厢地板之间的减振系统,改进座椅的减振性能是提升车辆乘坐舒适性的重要途径。近年来基于座椅悬架结构的研究多为垂向的单维减振[15-16],而纵向振动在车辆实际作业中不可避免,因此为了彻底提升座椅减振系统的减振效果,实现二维乃至多维振动减振是必然趋势。目前关于多维减振座椅悬架的结构多是每个维度上“独立”配置的模式[17-18],这样不仅增加了系统的成本、结构的复杂性和重量、安装空间,而且各个维度上的动力学相互耦合的根本特性也使得控制系统的解耦控制十分复杂,多维减振座椅悬架系统的减振效果难以保证,不利于多维减振座椅的广泛应用。

为了简化结构、节省安装空间以及降低成本,基于“功能集成”(对2个或多个相互独立的系统进行集成和简化,实现原本需要2个或多个系统重复叠加才能实现的二重或多重功能的结构设计概念),文献[19]提出了一种可同时实现纵向和垂向振动衰减的集成半主动座椅悬架结构。其原理为:利用平行四边形框架作为座椅纵向、垂向运动的转换机构,将纵向、垂向运动转换为旋转运动,通过齿轮传动放大机构进行放大,将运动传递至与旋转激励速度不相关的纯剪切式旋转磁流变(magnetorheological, MR)阻尼器上进行振动能量耗散,通过实时调节旋转式MR阻尼器的励磁电流即可实现对座椅二维振动的控制。

根据文献[19]提出的可同时实现纵向和垂向振动衰减的集成半主动座椅悬架结构原理,本文设计并开发了该座椅原型及其快速控制原型系统,通过实时调节旋转式MR阻尼器的励磁电流实现对座椅二维振动的有效控制;建立了基于伺服液压试验设备、NI 嵌入式平台与LabVIEW软件搭建的快速控制原型系统,对座椅悬架原型系统在不同控制状态下的振动控制性能进行试验测试,并对比分析座椅悬架在被动控制、模糊控制以及天棚半主动控制下的振动控制效果。

1 座椅悬架系统的结构与原理

基于“功能集成”结构设计概念,文献[19]提出的用于纵向和垂向振动集成控制的座椅悬架系统如图1所示。

图1 座椅悬架系统

由图1可知,座椅悬架系统由纵向和垂向运动转换机构、阻尼力(扭矩)可控执行器(MR阻尼器)、弹性元件和传动放大机构等组成。

纵向和垂向运动转换机构由运动支架、前后摇臂、固定支架等组成的2组平行四边形框架构成，平行四边形框架可引导座椅作纵向(x轴)和垂向(z轴)运动，同时,座椅的纵向、垂向二维运动也被平行四边形框架转换成摇臂绕其与固定支架铰接点处的单维往复旋转运动。因此,只需设置1个旋转式阻尼器吸收旋转运动的能量即可同时实现对座椅纵向、垂向二维振动的集成控制。可以看出,相比于每个维度上“独立”配置的模式,在座椅悬架的结构设计上利用“功能集成”概念实现座椅悬架系统二维振动的集成可控,不仅可以简化座椅悬架结构、减小安装空间,而且能实现座椅二维振动的实时协调控制。这也有利于进一步降低系统的制造成本，并拓展了可控座椅悬架系统的应用范围。

座椅悬架系统运动原理如图2所示。

图2 座椅悬架系统的运动原理

根据文献[19],座椅悬架系统纵向和垂向的动力学模型可以分别表示为:

(1)

(2)

FMRDx、FMRDz可分别表示为:

(3)

(4)

2 半主动控制器设计

2.1 模糊控制系统设计

以座椅悬架系统中的响应加速度作为模糊控制器的被控目标,选择座椅悬架系统的响应加速度及其变化率作为模糊控制系统输入语言变量,分别记为E、E′,选择旋转式MR阻尼器的扭矩作为模糊控制器的输出语言变量,记为U。设E、E′的模糊论域均为[-6,6],相应的模糊子集均为{NB,NM,NS,Z,PS,PM,PB},即正大(PB)、正中(PM)、正小(PS)、零(Z)、负小(NS)、负中(NM)、负大(NB)；U的模糊论域为[0,7],相应的模糊子集为{D0,D1,D2,D3,D4},分别对应零(D0)、小(D1)、中(D2)、较大(D3)、最大(D4)。量化因子kE、kE′分别取6、0.15。选择高斯形函数作为输入语言变量E、E′的隶属度函数,选择三角形函数作为输出语言变量U的隶属度函数。模糊控制规则见表1所列,座椅悬架模型参数见表2所列。

表1 模糊控制规则

表2 座椅悬架模型参数

模糊变量座椅加速度E、座椅加速度变化率E′和MR阻尼器输出扭矩U(与MR阻尼器的外加电流直接相关)的隶属度函数如图3所示。当座椅加速度E越接近正最大,同时加速度变化率E′越接近正最大时,表明座椅加速度会继续增长,此时需要较大的扭矩U输出;当座椅加速度E越接近正最大,而加速度变化率E′越接近负最大时,表明座椅加速度会降低,此时需要较小的扭矩U输出。也就是说,模糊控制是不断抑制座椅的响应加速度。

图3 模糊子集隶属度函数

2.2 天棚半主动控制系统设计

利用扭矩测试台架测试旋转式MR阻尼器的扭矩特性。驱动电机转速为15、60、180 r/min时,不同励磁电流对应的旋转式MR阻尼器的可控扭矩范围和动态范围如图4所示。

图4 旋转式MR阻尼器性能

(5)

天棚阻尼控制策略[20]是根据激励速度和座椅的响应速度计算当前悬架系统所需的阻尼器扭矩,由扭矩与励磁电流的关系计算出所需励磁电流的大小提供给阻尼器,进而实现振动的控制。将座椅和人体看作一个刚性的整体,将模拟人体的质量块运动状态作为控制目标,天棚阻尼控制可表示为:

(6)

3 座椅悬架系统快速控制原型试验

3.1 试验原理

本文基于伺服液压试验设备(型号LFH-LFV3068, SAGINOMIYA Inc.)、NI CompactRIO-9030嵌入式平台与LabVIEW软件搭建的快速控制原型系统和系统信号流如图5所示。

图5 座椅悬架系统试验台架和系统信号流

伺服液压试验设备为座椅悬架系统提供振动激励,NI 9234模块将加速度信号传递至NI CompactRIO-9030嵌入式机箱,经模糊控制器和天棚半主动控制处理输出相应的控制电压至NI 9263输出模块,可控电流源根据NI 9263输入的电压信号大小调节输出至旋转式MR阻尼器的励磁电流值,满足座椅悬架系统对实时可变阻尼力的要求。

3.2 结果与分析

为了对比被动控制、模糊控制以及天棚半主动控制情况下的座椅悬架系统振动加速度传递特性,试验采用幅值15 mm的正弦激励,激振频率为0.5 ～5.0 Hz。试验过程中保持LabVIEW程序一直处于运行状态,确保模糊控制系统和天棚半主动控制系统能实时接收反馈并调节输出。

试验所得座椅悬架系统分别在被动控制、模糊控制以及天棚半主动控制情况下的振动加速度传递率对比如图6所示。

图6 座椅悬架系统振动加速度传递率

由图6可知,模糊控制和天棚半主动控制能显著抑制座椅悬架系统共振频率附近的加速度传递率。当激励频率小于2.3 Hz时,被动控制和模糊控制状态下的座椅悬架系统控制效果差别不大,相比于天棚半主动控制均较差一些;当激励频率大于3.0 Hz时,3种控制情况下的振动减振效果逐渐趋于一致,被动控制效果最好,但是控制效果差别非常小;在共振频率(2.3～3.0 Hz)附近,3种控制效果差异特别明显,其中天棚半主动控制的控制效果最好,模糊控制次之,被动控制效果最差。总体来说,在全频率振动范围内,天棚半主动控制状态下座椅悬架系统的减振性能优于被动控制和模糊控制。

综上所述,本文设计的模糊控制系统和天棚半主动控制系统,能够根据座椅悬架的系统响应加速度和响应速度,实时调节旋转式MR阻尼器提供的扭矩值,实现对座椅纵向和垂向振动的实时集成半主动控制。此外,所设计的座椅悬架系统的共振频率范围也避开了人体纵向和垂向的敏感频率范围。

座椅悬架系统在振幅15 mm、频率分别为1.5、2.8、4.0 Hz的正弦位移激励下的加速度响应与时间关系的对比如图7所示。

图7 不同频率正弦位移激励下座椅悬架系统的加速度响应

不同频率的正弦位移激励下座椅悬架系统的加速度响应RMS值如图8所示。

从图7、图8可以看出:在激励频率为1.5Hz时,由于机械摩擦等因素的影响,3种控制方式下的座椅响应加速度相差很小,由RMS值可知此时的响应加速度值及差别均较小;当激励频率增加到2.8 Hz(共振频率附近)时,模糊控制和天棚半主动控制的控制效果较好,其中天棚半主动控制效果最好,被动控制效果最差,说明在共振频率附近大阻尼利于减振,由RMS值可知此时响应加速度为3个频率中最大的,且不同控制方法之间存在明显差异;在激励频率为4.0 Hz时,模糊控制和天棚半主动控制情况下的控制效果相比于被动控制均较差一些,因此此时小阻尼利于减振,由RMS值可知此时响应加速度较大,但不同控制方法之间差距较小。从全局来看,模糊控制和天棚半主动控制可以有效抑制座椅的振动,天棚半主动控制效果更好。

图8 座椅悬架系统的加速度响应RMS值

值得注意的是,由于座椅悬架系统的纵向、垂向运动之间存在特定的关系(见 (1) 式、(2)式),若验证了座椅悬架系统的垂向振动半主动可控特性,其实也间接得到了其纵向振动半主动可控特性,实现了座椅悬架系统纵向、垂向二维振动集成半主动控制。

座椅悬架系统的旋转式MR阻尼器在振幅为15 mm以及频率分别为1.5、2.8、4.0 Hz的正弦位移激励下,模糊控制和天棚半主动控制下的外加电流的试验结果对比如图9、图10所示。本文试验是以座椅悬架系统的加速度响应及其变化率作为模糊控制器的输入,以座椅悬架系统受到的激励速度和响应速度作为天棚半主动控制的输入,采用不同的控制方法输出控制电流,从而实现对座椅悬架系统的半主动控制。如图9a和10a所示,控制电流和实测电流均比较小;对比图9b和图9c、图10b和图10c,外加电流幅值均比较大,但是后者的电流稍密于前者,这是由于后者激励频率大于前者导致的。

图9 模糊控制下的MR阻尼器外加电流

图10 天棚半主动控制下的MR阻尼器外加电流

4 结 论

根据文献[19]所提出的原理,本文基于“功能集成”结构设计概念,开发并测试了一种可同时实现纵向和垂向振动衰减的集成半主动座椅悬架系统的原型系统,并基于搭建的试验台架对座椅悬架原型系统进行了试验测试和分析。根据本文的研究结果,可以得出以下结论:

(1) 根据文献[19]开发的可同时实现纵向和垂向振动衰减的集成半主动座椅悬架系统能够实现座椅的纵向和垂向的集成减振,验证了文献[19]提出的集成半主动座椅悬架系统的可行性和有效性。相比于每个维度上“独立”配置的模式,该系统极大地简化了二维减振座椅悬架的结构设计,减小了安装空间,降低了应用成本,拓展了其应用范围。

(2) 设计了以座椅悬架系统响应加速度为控制目标的模糊控制器,并试验测试了其在被动控制、模糊控制以及天棚半主动控制情况下的振动控制效果。试验结果表明,所设计的模糊控制器和天棚半主动控制能有效抑制系统的振动加速度传递率,并且在主频范围内天棚半主动控制的振动减振性能明显优于被动控制和模糊控制。