车辆悬架最佳阻尼比及功率计算

车辆悬架最佳阻尼比及功率计算

现有车辆中存在能源浪费现象，如污染排放引起的振动能量、车辆行驶过程中的振动能量以及动能转化为动能的动能。在减少能源浪费的方案中，激励悬索引起了国内外车辆专家的高度关注。目前的三种抗弯悬索悬索主要包括静液蓄能式和电磁式。由于电磁式激励悬索结构快速响应，能量回收效率和执行效率提高，是最理想的激励方式。对于电磁式分能提升系统的设计，首先要确定悬挂的功率，使悬挂系统达到最合适的电阻组合，以满足车辆行驶的平滑性设计要求。根据参考数据，由于支撑系统衰减补偿理论的局限性，目前国内和国外的支撑系统没有提供可靠的设计理论和方法。例如，韦登等人研究了汽车支撑的能量再生系统，并提供了系统的基本结构。欧田教授使用双向电压变换电路和由直线电流装置组成的衰减装置来吸收振动。余凡教授设计了带珍珠丝虫的动态跟踪装置，并通过带珍珠丝虫的动态激励装置将能量转化为能耗。西南金融大学的蔡雷只能通过最大速度和适当的阻力来确定悬挂的最大功率。这些研究表明，支撑结构模型是激励结构的模型，并讨论了振动能量回收的要求。然而，确定的最大功率不能满足支撑结构和抗弯能力的要求，不能为车辆带来最佳振动效果。本文首先通过单轮二自由度行驶振动模型对悬架系统最优阻尼比及最佳阻尼特性进行研究,然后依据悬架功率等于车载减振器单位时间所耗散能量,利用最佳阻尼特性数学模型,建立基于阻尼匹配的悬架功率设计数学模型,并通过设计实例及试验验证,从而解决制约馈能悬架设计的关键问题,使车辆达到最佳减振效果,提高车辆行驶平顺性.1单轮二轴运行的振动模型和最优阻尼比1.1弹簧下质量汽车单轮二自由度行驶振动模型如图1所示,其中,单轮簧上质量为m2,簧下质量为m1,悬架阻尼为C;悬架弹簧刚度为K,轮胎刚度为Kt,q为路面不平度输入函数,z1、z2分别是车轮与车身垂直振动位移.单轮二自由度系统的行驶振动微分方程可以表示为1.2路面功率谱密度n0为了便于分析,引入以下辅助变量:由振动微分方程及根据随机振动理论,可分别建立车身振动加速度响应和车轮动载荷的均方值数学模型,即式中,n0为参考空间频率,n0=0.1m-1;Gq(n0)为参考频率n0下的路面功率谱密度;v为车辆行驶速度.将车身垂直振动加速度均方值和车轮动载荷均方值分别对ζ求偏导数,可以分别得到基于舒适性的最佳阻尼比ζoc和基于安全性的悬架最佳阻尼比ζos即根据基于舒适性的最佳阻尼比和基于安全性的悬架最佳阻尼比ζoc,利用黄金分割法ζos,可得到舒适性和安全性相统一的车辆悬架最优阻尼比ζo数学模型上式即为车辆悬架系统的最优阻尼比ζo,可使车辆达到最佳减振效果,满足车辆行驶平顺性的设计要求.2u3000悬臂最合适的衰减性能数学模型2.1开阀速度特性的确定已知悬架系统的固有频率fs,即根据车辆参数、车身固有频率及最佳阻尼比ζo,可确定复原行程初次开阀阻尼系数由复原阀初次开阀速度Vk1及阻尼系数Ck1,可得初次开阀时的阻尼力和初次开阀前任意速度下的阻尼力因为减振器在初次开阀前的阻尼系数Ck1,等于初次开阀前减振器速度特性曲线的斜率k1,由复原行程平安比η,可得开阀后的特性曲线斜率为k2,即根据开阀后的直线斜率k2和最大开阀速度点Vk2,可确定复原行程最大开阀阻尼力及最大开阀前任意速度下的阻尼力分别为2.2开阀运动阻尼力验算根据车辆参数以及压缩行程初次开阀阻尼系数Ck1y=Ck1=4πζofsm2,压缩行程初次开阀速度Vk1y,可得压缩行程初次开阀前任意速度下的阻尼力和初次开阀时的阻尼力根据在相同速度情况下的减振器压缩与复原阻尼力的双向比β,可得压缩行程最大开阀阻尼力及最大开阀前任意速度下的阻尼力分别为2.3u3000悬臂的最佳耐制成性能根据复原和压缩行程的阻尼特性,可得悬架的分段速度特性曲线方程为3悬臂设计的数学模型3.1减振器耗散功率减振器示功图表示阻尼力随位移的变化曲线,所以曲线所围成的面积表示减振器一个循环周期内消耗的总功.减振器速度特性曲线表示阻尼力随速度的变化曲线,是由示功图求导得到,因此,曲线与坐标轴围成的面积S表示减振器消耗的功率.设减振器复原和压缩最大速度分别为V2和V2y,则复原行程速度特性曲线与坐标轴围成的面积为同理,压缩行程速度特性曲线与坐标轴围成的面积为减振器在一个周期上、下振动循环过程中经过了复原和压缩两个行程,因此,减振器耗散功率可表示为3.2u3000悬臂式悬臂式数学模型1悬臂最大功率23悬浮设备当减振器速度对应车辆悬架常规速度时,则通过上式所得到的减振器耗散功率,即为悬架的额定功率设计值.4最佳阻尼匹配某汽车悬架系统的单轮簧上质量m2=400kg;簧下质量m1=40kg;悬架弹簧刚度K=22u3000717N/m和轮胎刚度Kt=230u3000000N/m.在相同速度情况下的压缩阻尼力与复原阻尼力的双向比β=1/3,该汽车减振器的平安比ηps=1.5.根据上述所建立的车辆悬架最优阻尼比数学模型,利用上述车辆参数,可求得基于舒适性的悬架最佳阻尼比ζc=0.164u30008,基于安全性的阻尼比ζs=0.436u30009,以及舒适性和安全性相统一的悬架最优阻尼比ζo=0.333u30000,并且建立车辆悬架最佳阻尼匹配速度特性数学模型,得到该车辆悬架的最佳阻尼特性曲线,如图2所示.悬架最佳阻尼特性对应不同速度下所要求的阻尼力数值,见表1.因此,如果减振器的最大速度V=1.0m/s时,利用上述方法计算得到的速度特性曲线与坐标轴围成的面积之和S1+S2=1171(N·m/s),从而可得悬架的最大功率为.同理,如果减振器的通常工作速度为0.6m/s,可求得悬架的额定功率为pN=242.5W.5试验结果和分析利用电液伺服减振器综合性能试验台对所设计减振器的阻尼特性进行试验.该试验台的控制系统为数字控制和计算机控制的综合控制系统,可自动进行数据采集、处理、显示、打印数据和试验结果.其中,综合性能试验台,控制及数据采集系统,分别如图3和图4所示.通过施加位移幅值为A=0.05m,频率分别为f=3.18Hz和f=1.909Hz的谐波激励信号,对减振器分别进行最大速度V=1.0m/s和常规速度V=0.6m/s下的特性试验.由试验测得的在不同加载频率下的减振器示功图,分别如图5中曲线1和曲线2所示.由试验采集的数据,分别得到位移数组X={X(i)}和阻力数组Fd={Fd(i)}(i=1,2,3,…,N),其中,N为一个周期循环所采集的数组个数.已知试验的加载频率f,则利用位移数组X={x(i)}和阻尼力数组Fd={Fd(i)},可求得减振器一个周期内消耗总功W,即则减振器消耗的平均功率P,即通过在最大速度V=1.0m/s下所测定的位移和阻尼力,利用Matlab分析计算程序,得该车辆所设计的原车载减振器的最大耗散功率为595.5W;在常规速度V=0.6m/s下,原车载减振器的额定耗散功率为246W.理论设计所得到的悬架最大功率和额定功率值与试验测得功率验证值的对比,如表2所示.由以上实例设计和试验验证可知,根据最优阻尼特性曲线所设计的悬架的最大功率和额定功率值,分别与所设计的车载减振器的耗散功率相吻合,其中,最大功率的相对偏差为1.7%,额定功率的相对偏差为1.4%.表明所建立的基于阻尼匹配的悬架功率的设计数学模型和方法是正确的.6悬架最大功率设计通过理论分析、实例设计及试验验证,可知:通过车辆单轮行驶振动模型及分析,可建立基于舒适性和安全性的车辆悬架最优阻尼比及减振器最佳阻尼特性数学模型.根据减振器最佳阻尼特性数学模型,依据悬架的功率等于车载减振器单位时间所耗散能量,可以建立悬架最大功率和额定功