劉偉++刁凱凱++殷徐盼++酈路遙++劉亦雨

【摘 要】為了更好地消除車身扭轉(zhuǎn)載荷，將永磁直線電機應(yīng)用于饋能懸架系統(tǒng)，提出了一種根據(jù)路況變化或人為需要切換懸架工作模式的控制方法，對饋能懸架的兩種模式進行性能仿真分析。結(jié)果表明，該懸架在隨動饋能模式下，可回收懸架的振動能量；在主動減振模式下，顯著的提高了汽車的行駛平順性。

【關(guān)鍵詞】饋能懸架 直線電機 模式切換

1 引言

汽車在不平道路上行駛時，車輪的附著力會降低，受到?jīng)_擊和扭轉(zhuǎn)載荷的作用，車身與車架會產(chǎn)生過度變形甚至出現(xiàn)裂紋等早期損壞現(xiàn)象。為了改善車輪接地性能和消除車身扭轉(zhuǎn)載荷，機械、油液、油氣等互聯(lián)懸架系統(tǒng)應(yīng)運而生。

本文將永磁直線電機應(yīng)用于汽車懸架系統(tǒng)，建立矢量變換下的直線電機數(shù)學(xué)模型、饋能懸架的單輪數(shù)學(xué)模型，提出饋能懸架的模式切換控制原理，并對饋能懸架的兩種模式進行性能仿真分析。

2 直線電機數(shù)學(xué)模型

采用電流滯環(huán)比較PWM控制原理、軸的數(shù)學(xué)模型和PWM逆變器技術(shù)分析，搭建適用于Matlab/Simulink仿真用的永磁直線電機的通用仿真模型和基于矢量控制的控制模型，如圖1所示。

3 饋能懸架模型

為了便于分析計算，又能突出問題的本質(zhì)，采用車輛單輪模型[1]，如圖2所示。

其中，、分別為簧載質(zhì)量和非簧載質(zhì)量；、分別為彈簧剛度系數(shù)和輪胎剛度系數(shù)；為阻尼器阻尼系數(shù)；為作動器產(chǎn)生的推力；、和分別為懸掛質(zhì)量位移、非懸掛質(zhì)量位移和路面激勵；為路面不平度系數(shù)；為車速；為下截止頻率；為均值為0的高斯白噪聲。

4 懸架參數(shù)確定

車身在振動過程中，部分振動能量通過減振器以熱能的形式耗散掉，其產(chǎn)生的熱量為減振器做的功

選擇某汽車的后懸架參數(shù)為仿真分析的對象，其簧載質(zhì)量為317.5 kg，非簧載質(zhì)量為45 kg，輪胎剛度為190 kN/m，彈簧剛度為20 kN/m，傳統(tǒng)懸架阻尼系數(shù)C為1200 N·s/m。充電電容初始電壓為10v，以20m/s的車速在C級路面上仿真10s，算出此時傳統(tǒng)懸架的車身質(zhì)心加速度均方根值為1.3324m/s2，并測得饋能懸架充電電容的最終電壓值和車身質(zhì)心加速度均方根值，仿真結(jié)果如圖3所示。

綜合分析懸架的減振性、饋能性以及安全性等多方面因素，選擇饋能懸架的減振器阻尼系數(shù)大小為N·s/m。

5 饋能懸架性能仿真分析

5.1 饋能懸架能量回收情況分析

在C級路面上以20m/s的車速行駛20s，比較電機作動器在兩種模式下的瞬時功率來對比兩種模式下的能量回收情況，如圖4.1和4.2所示。

功率為正值，電機耗能；為負值，電機饋能。由圖5（a）和5（b）可知，處于隨動饋能模式時，直線電機反饋能量，最大瞬時功率為-590W，計算得出平均功率為-34W；處于主動減振模式時，直線電機消耗能量，最大瞬時功率為270W，計算得出的平均功率為14W。

5.2 饋能懸架減振性能分析

5.2.1 手動模式下懸架減振性能仿真分析

路面輸入采用式（3）的濾波白噪聲，取，車速為20 m/s時，傳統(tǒng)懸架與隨動饋能模式、傳統(tǒng)懸架與主動饋能模式的輸出功率譜響應(yīng)對比如圖5所示。

由圖5可知，懸架工作在隨動饋能模式下其綜合性能與傳統(tǒng)懸架十分相似，可以滿足多種路況，并回收懸架部分振動能量。工作在主動減振模式下的懸架的減振性能有顯著的提高，可滿足乘客對舒適性的要求。

5.2.2 自動模式下懸架減振性能仿真分析

路面輸入采用式（3）的濾波白噪聲，仿真20s，以車速20m/s行駛在變化的路面上，前10s取，后10s取，對比傳統(tǒng)懸架與自動模式下的饋能懸架的減振性能，系統(tǒng)輸出功率普響應(yīng)如圖6所示。

由圖6可以看出，在低頻段，具有模式切換功能的饋能懸架其質(zhì)心加速度顯著降低，其性能與傳統(tǒng)懸架相比有較大改善，證明了模式切換控制策略的有效性。

6 結(jié)語

與傳統(tǒng)懸架相比，饋能懸架工作在隨動饋能模式下時，在不影響乘坐舒適性的條件下可回收懸架的振動能量；工作在主動減振模式下時，其減振性能明顯提升，提高了汽車的行駛平順性；并且，饋能懸架的工作模式可根據(jù)路況變化或人為需要自由切換，切換策略簡單有效。

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