基于新型减振支柱的半主动悬架特性研究

江浩斌,盛立志,张　云,张孝良

(江苏大学汽车与交通工程学院， 江苏镇江212013)



基于新型减振支柱的半主动悬架特性研究

江浩斌,盛立志,张云,张孝良

(江苏大学汽车与交通工程学院， 江苏镇江212013)

摘要：为了解决传统半主动悬架减振器有限的阻尼调节范围很难满足所有控制策略要求的问题，提出了刚度和阻尼偶联可调的一体式悬架减振支柱结构。介绍了该减振支柱的结构组成、阻尼和刚度的调节原理与耦合关系，分析了新型减振支柱的非线性刚度和阻尼特性。建立了采用新型减振支柱的二自由度半主动悬架系统模型，运用MATLAB/SIMULINK对半主动悬架模型进行仿真计算。根据仿真结果得到了路面条件、车速、悬架阻尼和空气弹簧初始气压对半主动悬架性能的影响规律。仿真结果显示：在三种典型路面和车速工况下，当减振器的阻尼状态为“高”、空气弹簧的初始气压为0.4 MPa时，半主动悬架的车身加速度、轮胎动载荷和悬架动行程分别比原车被动悬架至少降低6%、10%和18%。表明采用新型减振支柱的半主动悬架可以根据车辆行驶工况，对减振支柱的刚度特性和阻尼特性进行匹配，实现降低车身加速度、轮胎动载荷和悬架动行程的目标，从而改善车辆行驶平顺性、行驶安全性以及机动性。

关键词：新型减振支柱；非线性刚度；非线性阻尼；半主动悬架；性能仿真

0引言

近年来，主动悬架和半主动悬架技术在多方面快速发展，其中一体式减振支柱的空气弹簧与减振器采用了同轴一体的紧凑结构，在国外的许多高档乘用车的电控悬架上得到广泛应用，这类电控悬架中，分别采用不同的两套装置对其中的空气弹簧刚度和减振器阻尼进行单独控制，实现刚度和阻尼的可调节。文献[1]以丰田公司LS600h轿车中的一体式减振支柱为例，对其中空气弹簧与减振器的耦合作用力进行了理论分析，并通过试验对一体式减振支柱的静刚度特性进行了研究。文献[2-5]对刚度和阻尼偶联可调的一体式减振支柱的结构特点、调节原理、建模方法及刚度和阻尼特性进行了研究，研究结果显示了这种新型减振支柱具有良好的减振性能和一定的鲁棒性。

新型一体式减振支柱的刚度特性和阻尼特性均呈明显的非线性，由于特殊的双气室结构使其刚度特性与传统的空气弹簧的刚度特性有较大不同，新型一体式减振支柱在性能上和传统阻尼可调式半主动悬架存在差异，因此本文在文献[2-5]的研究基础上，针对新型一体式减振支柱非线性的刚度特性和阻尼特性，采用不同初始气压空气弹簧和不同阻尼档位进行匹配[6-9]的方法，对可调式一体式减振支柱的半主动悬架系统性能及其刚度、阻尼的匹配规律进行研究，为掌握该减振支柱在整车半主动悬架系统中的控制方法奠定基础。

1新型一体式减振支柱的结构组成及调节原理

新型一体式减振支柱采用了空气弹簧和单筒液压减振器同轴一体的组成结构，单筒液压减振器被空气弹簧包裹在其中，如图1所示[3-4]。

1.电机; 2.保持架; 3.上密封板; 4.橡胶气囊; 5.气囊支架; 6.气嘴; 7.柱塞; 8.支承座; 9.浮动活塞;

空气弹簧的刚度主要与气囊初始充气压力有关，减振器的阻尼状态由电机驱动的调节机构在高、中、低三种状态之间变化，调节原理如图2所示[4]。通气口H将位于减振器浮动活塞与底座之间的浮动气室与空气弹簧的主气室联系起来，使空气弹簧与液压减振器建立动力学联系，使减振支柱的刚度和阻尼可以联动变化。通气口H的开闭与浮动活塞上的柱塞振幅有关，当悬架振动时，随着浮动活塞振幅的变化，通气口H具有三种状态：全开、部分开、关闭，如图3所示。

(a) 低档阻尼状态

(a) 通气口全开

图4　一体式减振支柱的简化力学模型Fig.4　Simplified mechanical model of integrated shock strut

空气弹簧和减振器是采用同轴一体式结构并通过浮动气室来建立联动耦合关系的。由图1可知，浮动活塞9将油缸筒内的液压油与空气隔开，并与支承座8及油缸筒13构成浮动气室。外筒12与油缸筒13则构成容积不变的气道，并在外筒上端开设通气孔B从而使主气室与浮动气室连通。因此新型减振支柱的主气室和减振器内的浮动气室可以等效成两个并联的空气弹簧，图4是研究减振支柱气液力耦合关系的一体式减振支柱的简化力学模型。

当活塞压缩及拉伸运动时，受到上、下腔油液压差的影响，上、下面压力不同而产生阻尼力，下腔油压P3在浮动活塞的作用下，与浮动气室中空气压强P2始终保持动平衡，并且浮动气室通过节气孔中的气体流动进而对主气室空气压强P1产生影响，从而影响空气弹簧的刚度和弹性力。同理可以推导，主气室气体压强P1也通过浮动气室、浮动活塞等结构对减振器油腔压力和上、下腔油液压差产生影响，进而影响活塞上下运动时受到的阻尼力。同时，通气口H的开启程度对减振支柱的刚度有一定影响。减振支柱的阻尼状态变化会影响悬架的振幅，间接地影响浮动活塞的振幅和通气口H的开启程度。因此，减振支柱的弹性力与阻尼力之间具有较强的耦合关系。

该减振支柱在半主动悬架系统工作过程中，可以将由系统参数匹配不当、系统非线性、控制时滞、外界干扰等引起的内部动力学冲突转化为浮动活塞的自调整运动，经空气和油液吸收衰减后迅速达到平衡，因此具有良好的鲁棒性。此外，当悬架大幅度振动时，通气口H完全关闭，浮动气室刚度迅速变大，使悬架能够承受一定的冲击，同时对减振器起到压缩限位保护作用。

2新型减振支柱的特性分析

通过仿真和试验验证，得到某轻型车后悬架新型减振支柱的刚度特性和阻尼特性如图5所示[3-6]。

(a) 三种初始充气压力下的减振支柱刚度特性

(b) 三种阻尼状态下的阻尼力—速度特性

(c) 三种阻尼状态下的示功图

(初始充气压力=0.5 MPa)

图5新型减振支柱的工作特性

Fig.5The operating characteristics of the new strut

由图5(a)、(b)可见，新型减振支柱的刚度与阻尼特性具有明显的非线性特点。当减振器压缩行程小于20 mm(即位移大于-20 mm)时，减振支柱的刚度平缓增加;当减振器压缩行程达到20 mm(即位移等于-20 mm)时，减振支柱的刚度突增10 kN/m，并在之后的压缩过程中持续增大，这是由于通气口H(如图3)完全关闭，减振支柱双气室空气弹簧的结构发生改变，造成刚度突然的增大，可以避免恶劣路况下的悬架击穿。图5(c)中在初始气压为0.5 MPa时，使用不同阻尼状态下的示功图倾斜程度有所差异，说明减振支柱不同阻尼档位会对其刚度产生相应的影响，二者之间具有联动关系。

3基于新型一体式减振支柱的半主动悬架性能仿真与分析

图6　1/4车辆二自由度半主动悬架模型Fig.6　Two degrees of freedom model of semi-active suspension vehicle 1/4

基于所设计的新型一体式减振支柱，建立1/4车辆半主动悬架系统模型[7-9]，该模型为二自由度，如图6所示。

根据牛顿第二定律，半主动悬架系统的动力学微分方程[10-12]为：

(1)

为研究在不同行驶工况下的半主动悬架系统性能，选择了B、C、D级三种路面和80 km/h、60 km/h、40 km/h三种车速工况，考虑了三种空气弹簧的初始充气压力：0.4 MPa，0.5 MPa, 0.6 MPa。悬架模型中的主要参数如表1所示。

表1　悬架模型主要参数

由于新型减振支柱的空气弹簧与减振器之间具有动力学耦合关系，刚度和阻尼均有较强的非线性[13-15]，用MATLAB/SIMULINK软件进行仿真时，不能采用与线性悬架相同的方式直接求解式(1)。因此，先将减振支柱的刚度和阻尼特性曲线进行分段线性化处理，然后搭建减振支柱的作用力模块，以簧载质量质心处的垂直位移和垂直速度为输入，以减振支柱的总成作用力为输出，最后与积分白噪声模块(路面输入)和1/4悬架系统模块联合完成求解。通过计算，得到该悬架系统在典型工况下的车身加速度、悬架动行程及轮胎动载荷。

由图7可以看出，在C级路面60 km/h工况下，空气弹簧初始气压为0.4 MPa与减振器各阻尼状态的匹配方案在各频率下都有良好的性能，其中与低阻尼匹配时的性能最佳；使用其他组合匹配时在0～2.5 Hz时会出现比原悬架性能稍差，在其他频段都能很好的提高车辆的行驶平顺性。

(a) 低档阻尼时使用不同初始气压空气弹簧仿真曲线

(b) 0.4 MPa初始气压下使用不同档位阻尼仿真曲线

图7C级路面60 km·h-1工况下各刚度阻尼匹配时车身加速度功率谱密度仿真曲线

Fig.7C-class road 60 km·h-1conditions of each match rigidity damping body

acceleration power spectral density of the simulation curves

通过对比图8中C级路面60 km/h工况下各刚度阻尼匹配时车身加速度可以发现，在各档位阻尼下，减振支柱气囊初始气压越小，车身加速度越小，效果越好。对各刚度阻尼匹配时车身加速度的均方根值进行求解，在C级路面60 km/h工况下，使用低档位阻尼、初始气压为0.4 MPa的空气弹簧时改善车身加速度的效果最好，与原悬架相比加速度均方根值减少了12.4%。

(a) 低档阻尼

(b)中档阻尼

(c)高档阻尼

表2是在C级路面60 km/h的工况下，半主动悬架与原车被动悬架的三个主要性能指标均方根值的仿真结果对比。由表2可以看出,路面条件、车速、悬架阻尼和空气弹簧初始气压对半主动悬架性能的影响规律：①在相同的路面和车速情况下，车身加速度随悬架阻尼和空气弹簧初始气压的提高而增大;轮胎动载荷随悬架阻尼提高而降低、随空气弹簧初始气压的提高而增大;悬架动行程随悬架阻尼和空气弹簧初始气压的提高而降低。②在减振支柱空气弹簧初始气压和阻尼档位不变的情况下，当路面条件恶化，即路面不平度增大时，车身加速度、轮胎动载荷和悬架动行程均逐渐增大。

表2　三种典型工况下不同匹配下的性能指标

针对不同行驶工况，要有选择性的提高车辆不同性能。对于B级路面80 km/h，要在保证行驶平顺性的同时兼顾操纵稳定性和车身稳定性；对于C级路面60 km/h，在改善行驶平顺性的同时兼顾操纵稳定性和对路面的友好性；对于D级路面40 km/h，路面不平度较大，在尽量调节行驶平顺性的同时要考虑道路友好性。

综合比较表2中半主动悬架与原车被动悬架在C级路面60 km/h的工况下车身加速度、轮胎动载荷和悬架动行程这三项性能指标，可以看出，在C级路面60 km/h的工况下，使用阻尼状态为“高”、初始气压为0.4 MPa的匹配模式时，半主动悬架的三项性能指标均优于原车被动悬架，其中，车身加速度降低6%以上，轮胎动载荷降低12%以上，悬架动行程降低29%以上。通过同样的方法,根据不同工况的行驶需求,可以得出三种典型工况下刚度和阻尼良好匹配的新型一体式悬架减振支柱，其中，在B级路面80 km/h的工况下，选择阻尼状态为“高”、初始气压为0.4 MPa的匹配模式，在D级路面40 km/h的工况下，选择阻尼状态为“高”、初始气压为0.5MPa的匹配模式具体性能指标及改善程度如表3所示，半主动悬架的三项性能指标均优于原车被动悬架，其中，在B级路面80 km/h和C级路面60 km/h的工况下，车身加速度降低6%以上，在D级路面40 km/h的工况下，为了保证轮胎动载荷和悬架动行程，使用了刚度较大的空气弹簧，对车身加速度的改善不明显；在各路况下，轮胎动载荷都降低8%以上；在B级路面80 km/h的工况下，悬架动行程降低18%以上，随着路面不平度的增大，在C级路面60 km/h和D级路面40 km/h的工况下，由于新型减振支柱的刚度在压缩行程大于0.02 m时突增的特点，悬架动行程降低29%以上。

因此，采用新型减振支柱的半主动悬架可以根据路面和车速的变化调节悬架阻尼状态和空气弹簧充气压力，使车身加速度、轮胎动载荷和悬架动行程均得到有效控制，克服了被动悬架不能协调车辆不同性能要求之间矛盾的缺点，使车辆的行驶平顺性、行驶安全性、机动性均得到改善。

表3　刚度和阻尼良好匹配的新型悬架与原悬架性能对比

4结语

本文分析了采用同轴一体式结构、刚度和阻尼可调式新型减振支柱的结构组成和工作原理，揭示了该减振支柱的非线性刚度和非线性阻尼特性，以及刚度和阻尼之间的耦合关系。建立了采用新型减振支柱的1/4车辆二自由度半主动悬架系统模型，针对新型减振支柱的非线性特性，搭建了专门的仿真模块，实现了对半主动悬架性能的仿真计算。通过对三种典型工况下的悬架性能仿真以及与原被动悬架对比分析，得到了路面条件、车速、悬架阻尼和空气弹簧初始气压对半主动悬架性能的影响规律，与原被动悬架性能相比，半主动悬架的三项性能指标均优于原车被动悬架，其中，在B级路面80 km/h和C级路面60 km/h的工况下，车身加速度降低6%以上；在各路况下轮胎动载荷都降低8%以上；在B级路面80 km/h的工况下，悬架动行程降低18%以上，在C级路面60 km/h和D级路面40 km/h的工况下，由于新型减振支柱在压缩行程大于0.02 m时刚度突增的特点，对减振器起到压缩限位保护作用，悬架动行程降低29%以上。采用新型减振支柱的半主动悬架可以根据路面和车速的变化对悬架阻尼状态和空气弹簧充气压力进行匹配，实现对车身加速度、轮胎动载荷和悬架动行程的有效控制。研究结果为进一步研究采用新型减振支柱半主动悬架的刚度和阻尼匹配与控制策略[15-19]提供了理论依据。

参考文献：

[1]马莉，何乐，金达锋.减振器一体式空气悬架的试验及静刚度特性研究[J]. 汽车技术，2009(9)：52-55.

[2]杜滢君.刚度和阻尼耦联可调的半主动悬架一体式减震支柱动力学特性研究[D]. 镇江：江苏大学，2012.

[3]江浩斌，杜滢君，叶燊辰.新型一体式悬架减震支柱行程相关刚度特性研究[J]. 振动与冲击，2012,31(22)：66-70.

[4]JIANG Hao-bin，DU Yin-jun，YE Shen-chen.Stiffness performance simulation and testing of a new type integrated suspension strut[J]. Advanced Material Research,2012,472-475:2760-2765.

[5]江浩斌，李龙晨，叶燊辰.气液力耦合的新型悬架减震支柱设计与动力学性能研究[J]. 汽车技术，2013(9):1-5.

[6]唐诗晨,陈龙,汪若尘,等.基于阻尼多模式切换的主动悬架最优控制研究[J]. 广西大学学报(自然科学版),2014,39(2):300-307.

[7]程悦.客车空气悬架系优化匹配技术及试验研究[D]. 长春：吉林大学，2012.

[8]杨启耀.ECAS 客车空气悬架系统匹配与充放气研究[D]. 镇江：江苏大学，2008.

[9]张俊玲.重型车辆空气悬架参数匹配与性能分析[J]. 制造业自动化，2015(5)：96-99.

[10]余志生.汽车理论[M]. 4版.北京:机械工业出版社,2006.

[11]叶光湖，吴光强.汽车磁流变减振器半主动空气悬架仿真研究[J]. 汽车工程，2015(5)：561-565.

[12]申一方，李翔晟，蒋淑霞.基于非线性振动模型的空气悬架特性研究[J]. 制造业自动化，2014(6)：45-49.

[13]汪少华.半主动空气悬架混杂系统的多模式切换控制研究[D]. 镇江: 江苏大学，2013.

[14]谢广明 .线性切换系统的分析与控制[D]. 北京: 清华大学，2001.

[15]潘志鹏 .汽车空气悬架系统的最优控制研究[D]. 哈尔滨: 哈尔滨理工大学，2009.

[16]LIU C C，REN C B，LIU L，et al.Optimal control of nonlinear resonances for vehicle suspension using linear and nonlinear control[J]. Journal of Low Frequency Noise，Vibration and Active Control，2013，32( 4) : 335-346.

[17]JI J C，ZHANG N.Suppression of the primary resonance vibrations of a forced nonlinear system using a dynamic vibration absorber[J]. Journal of Sound and Vibration，2010，329( 11) : 2044-2056.

[18]GOMEZ L G，KUO E，WANG N X.Statistical model for vehicle body-in-prime static stiffness target setting[J]. International Joumal of Reliability,Quality and Safety Engineening, 2002,9(4):393-402.

[19]GUAGLIA G, SCOPESI M, FRANCO W.A comparison between two pneumatic suspension architecttures[J]. Vehicle System Dynamics,2012,50(4):509-526.

(责任编辑梁健)

Performance of semi-active suspension base on the novel suspension strut

JIANG Hao-bin, SHDNG Li-zhi, ZHANG Yun, ZHANG Xiao-liang

(School of Automobile and Traffic Engineering, Jiangsu University,Zhenjiang 212013，China)

Abstract:In order to solve the problem that the limited damping of traditional semi-active suspension damper is difficult to meet all the requirements of the control strategy. Coupled stiffness and damping adjustable suspension strut integrated structure was studied. The structure of the new stiffness and damping adjustable shock strut，the regulating theory and coupling relationship between stiffness and damping were discussed. Nonlinear stiffness and damping characteristics of the new strut was analyzed. Two degree of freedom semi-active suspension system model using the new strut was set up, the simulation of the semi-active suspension model was finished with MATLAB/SIMULINK. According to the results of simulation, influence of the initial pressure, road conditions, speed, and air spring initial pressure on the performance of semi-active suspension were found. The simulation results show that in three typical road and vehicle speed conditions, when the shock absorber damping state is “high”, the air spring initial pressure is 0.4 MPa, comparing with the original passive suspension, body acceleration, tires dynamic load and suspension distorsion of semi-active suspension were respectively reduced at least by 6%, 10% and 18%. The semi-active suspension of new strut can match the stiffness and damping characteristic of the shock strut in different vehicle operating conditions and achieve the reduction of body acceleration, tires dynamic load and suspension distorsion, thereby improve vehicle ride comfort, driving safety and mobility.

Key words:new struts; nonlinear stiffness; nonlinear damping; semi-active suspension; performance simulation

中图分类号：U463.33

文献标识码：A

文章编号：1001-7445(2016)02-0371-08

doi:10.13624/j.cnki.issn.1001-7445.2016.0371

通讯作者：江浩斌(1969—)，江苏启东人，江苏大学教授，博士生导师，工学博士；E-mail: jianghb@ujs.edu.cn。

基金项目：国家自然科学基金资助项目(51405202)；江苏省第八批“六大人才高峰”项目资助(2011-ZBZZ-023)

收稿日期：2015-11-05；

修订日期：2015-12-14

引文格式：江浩斌,盛立志,张云,等.基于新型减振支柱的半主动悬架特性研究[J].广西大学学报(自然科学版)，2016，41(2)：0371-0378