周創(chuàng)輝+文桂林

摘 要：為了在滿足減振需求的同時提高懸架的饋能效果，對一種新型液-電饋能式懸架的液壓系統(tǒng)參數(shù)進行了靈敏度分析和優(yōu)化.在AMESim中建立了液-電饋能單元的仿真模型，并通過樣機臺架試驗對仿真模型進行了驗證.以ISIGHT為平臺，在1/4車輛AMESim模型中，對影響車身加速度和饋能功率的5個液壓系統(tǒng)參數(shù)進行了靈敏度分析.結(jié)果表明：液壓馬達排量對車身加速度和饋能功率均有顯著的影響.以平順性為約束，建立了提高饋能功率的優(yōu)化模型，并對液壓系統(tǒng)的參數(shù)進行了優(yōu)化計算.結(jié)果表明：在滿足車身平順性的前提下，優(yōu)化后的平均饋能功率提高了12.7%.

關鍵詞：汽車懸架；饋能懸架；ISITHT；AMESim；靈敏度分析；優(yōu)化

中圖分類號：U463.1 文獻標志碼：A

Sensitivity Analysis and Optimization of Hydraulic Parameters toa Hydraulic-electrical Regenerative Suspensions Performance

ZHOU Chuanghui，WEN Guilin

（State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body，Hunan University，Changsha 410082，China）

Abstract：To improve suspension regenerative power with reasonable vehicle ride comfort，sensitivity analysis and optimization of hydraulic parameters to a hydraulic-electrical regenerative suspension were carried out. The regenerative suspension consists of a spring and a hydra-electrical regenerative unit. Based on the suspension structure and principle，a simulation model of the hydra-electrical regenerative unit was established by AMESim software. And the model was verified by a prototype testing of the hydraulic-electrical regenerative unit. Taking ISIGHT software as a platform，sensitivities of hydraulic system parameters affecting car-body vertical acceleration and suspension regenerative power were analyzed by a quarter car vehicle mode in AMESim. The results show that，compared with recharging pressures and volumes of two accumulators，hydraulic motor displacement has a significant effect on both the vehicle vertical acceleration and suspension regenerative power. Moreover，taking the vehicle vertical acceleration RMS value of a traditional suspension as a constraint，the hydraulic system parameters were optimized to maximize the suspension average regenerative power. The results show that the average regenerative power is improved by 12.7% after optimization when the vehicle ride comfort is acceptable.

Key words：vehicle suspension； regenerative suspension； ISIGHT； AMESim； sensitivity analysis； optimization

車輛的懸架用于傳遞車身和車輪之間的力和力矩，對車輛的乘坐舒適性和操縱穩(wěn)定性有直接影響[1].其中，饋能式懸架在實現(xiàn)車身減振的同時，能夠有效回收懸架的振動能量，已成為當前車輛工程領域的一個研究熱點[2-3].近年來，國內(nèi)外學者對饋能式懸架系統(tǒng)展開了大量研究：Lei等[4]設計了一種直線電機式饋能懸架，并通過1∶2的樣機試驗對懸架的饋能特性做了研究.陳龍等[5-6]在直線電機饋能懸架中引入Boost/Buck 型 DC-DC變換器，設計了自適應離線神經(jīng)網(wǎng)絡逆控制器對饋能懸架的電磁阻尼力進行控制.許光燦等[7]對滾珠絲杠-電機式饋能懸架的饋能特性進行了仿真和實驗分析，并對懸架的阻尼特性和優(yōu)化特性進行了局部優(yōu)化.寇發(fā)榮[8]提出一種基于EHA作動器的饋能式懸架系統(tǒng)，并對該懸架的主動和半主動控制做了研究.過學迅[9-10]提出一種采用多個單向閥組成整流回路的液-電式饋能懸架系統(tǒng)，通過仿真和試驗對饋能懸架系統(tǒng)的阻尼力和饋能功率等特性進行了分析.從已有的研究側(cè)重點和方向來看，對液壓-旋轉(zhuǎn)電機饋能式懸架系統(tǒng)的研究主要集中在結(jié)構(gòu)設計、特性分析和控制方式等方面，幾乎沒有針對饋能懸架系統(tǒng)參數(shù)的靈敏度分析和優(yōu)化.本文針對一種新型液-電饋能式懸架系統(tǒng)，聯(lián)合ISIGHT和AMESim，分析液壓系統(tǒng)的幾個重要參數(shù)對懸架減振和饋能特性的靈敏度.在此基礎上，以車輛平順性為約束，以提高饋能功率為目標，對液壓系統(tǒng)參數(shù)進行優(yōu)化.本文的研究對其他類型饋能式懸架系統(tǒng)的設計開發(fā)也有一定的指導意義.endprint

1 基于AMESim的饋能式懸架系統(tǒng)建模

1.1 液-電饋能式懸架系統(tǒng)

圖1所示是一種新型液-電饋能式懸架系統(tǒng)，該懸架系統(tǒng)安裝在車身mc和車輪mw之間，由一個剛度為K1的彈簧和一個液-電饋能單元并聯(lián)組成.在液-電饋能單元中，液壓缸的活塞桿和缸筒分別連接在車身和車輪上.其中，液壓缸的上下腔通過活塞上的油孔連通，使其等同于一個柱塞缸.活塞上的油孔設計為多個直徑較大的通孔，總通流截面積較大，壓力損失可以忽略.液壓缸上下兩腔之間沒有泄漏，活塞和缸體之間不需要密封，減小了液壓缸的摩擦力.兩個單向閥反向并聯(lián)安裝在液壓缸的油口上.單向閥的另一端分別安裝一個蓄能器.液壓馬達通過三通接頭安裝在兩個蓄能器之間，帶動汽車發(fā)電機將振動能量轉(zhuǎn)化成電能，并存儲到蓄電池中.發(fā)電機采用汽車用發(fā)電機，輸出14 V直流電壓，直接向蓄電池充電.在懸架的壓縮行程中，活塞桿被壓進缸筒內(nèi)，引起液壓缸內(nèi)壓力升高，使單向閥1打開而單向閥2關閉.從液壓缸流出的高壓油經(jīng)過單向閥1后，一部分流入蓄能器1，使蓄能器1的壓力高于蓄能器2的壓力，從而在液壓馬達兩端產(chǎn)生壓力差；另一部分高壓油克服馬達軸上的阻力矩后，經(jīng)過液壓馬達進入蓄能器2.在懸架的伸張行程中，活塞桿從缸筒內(nèi)拔出，導致液壓缸內(nèi)壓力降低，使得單向閥1關閉而單向閥2打開.蓄能器2內(nèi)的油液經(jīng)過單向閥2流入到液壓缸中，使得蓄能器2的壓力低于蓄能器1的壓力，從而在液壓馬達的兩端產(chǎn)生壓力差.當液壓馬達兩端的壓力差足夠克服馬達軸上的阻力矩時，液壓馬達帶動發(fā)電機轉(zhuǎn)動.蓄能器1內(nèi)的高壓油經(jīng)過液壓馬達補充到低壓側(cè).在懸架兩個行程中，油液始終從蓄能器1經(jīng)過液壓馬達流向蓄能器2，液壓馬達的旋轉(zhuǎn)保持方向一致.

傳統(tǒng)的油氣懸架和液壓減振器中，阻尼部件是串連在主油路中的.而圖1所示的液-電饋能單元中，液壓馬達與蓄能器之間是并聯(lián)的.當懸架處于壓縮行程時，大部分高壓油進入蓄能器1，液壓缸中的壓力主要由蓄能器1決定；當懸架處于伸張行程時，液壓缸所需的大部分油液由蓄能器2提供，液壓缸的壓力主要由蓄能器2決定.由于液壓馬達的隔離，兩個蓄能器的工作狀態(tài)是不相同的.因此，液壓缸的輸出力是不對稱的，液-電饋能單元相當于一個變剛度的油氣懸架系統(tǒng).

車輛靜止不動時，液-電饋能單元的液壓系統(tǒng)中的壓力為穩(wěn)態(tài)工作壓力pg=4 mcg/πd2s.其中，mc為車身質(zhì)量，ds為活塞桿直徑.蓄能器1和蓄能器2的充氣壓力低于pg，穩(wěn)態(tài)下兩個蓄能器中分別會充入一定體積的油液.在參數(shù)設置合理的情況下，穩(wěn)態(tài)下蓄能器2中充入的油液體積大于液壓缸伸張行程所需的油液體積，防止液壓缸出現(xiàn)“吸空”現(xiàn)象.

懸架的減振性能直接影響到車輛的乘坐舒適性，主要表現(xiàn)為車身垂向加速度的大小.在傳統(tǒng)被動懸架的1/4車輛模型中，車身的振動微分方程為：

Ks（Xc-Xw）+Cs（c-w）+mc2c=0（1）

式中：Ks和Cs分別為傳統(tǒng)被動懸架的剛度和阻尼，mc和c分別為車身的質(zhì)量和加速度.從上式可以看出，減小車身加速度的關鍵是減小彈簧和減振器的合力，即懸架作用在車身上的力.通常在設計懸架時，在相同的速度下，要求壓縮行程和伸張行程的阻尼力不對稱.當懸架壓縮時，彈簧力和阻尼力都向上，阻尼力越小，則懸架作用在車身上的力越小.當懸架處于伸張行程時，彈簧力向上，而阻尼力向下，阻尼力越大，彈簧和減振器向上的合力越小.

在圖1所示的饋能懸架的1/4車輛模型中，液壓系統(tǒng)中有一定的壓力，液-電饋能單元相當于一個油氣子懸架.液壓缸的輸出力Fh中包含彈性力和阻尼力.彈簧剛度K1小于同等參數(shù)下傳統(tǒng)懸架中的彈簧剛度系數(shù).車身的振動微分方程可以描述為：

K1（Xc-Xw）+Fh+mx2c=0（2）

式中：K1為螺旋彈簧的剛度；Fh為液壓缸的輸出力.前兩項之和為懸架作用在車身上的力，且方向始終向上.在壓縮行程中，蓄能器1起主要的緩沖儲能作用，液壓馬達提供阻尼力.液壓缸排出的大部分高壓油進入蓄能器1；小部分高壓油流經(jīng)液壓馬達進入蓄能器2.此時，蓄能器1的緩沖作用較大，而液壓馬達提供阻尼力作用較小.高壓油快速進入蓄能器1，使得液壓缸內(nèi)的壓力得到釋放，減小了液壓缸的輸出力Fh.在伸張行程中，液壓缸容腔增大、壓力降低，需要從油路中補充油液.蓄能器2中的油液快速流出補充到液壓缸，使得蓄能器2的壓力降低.存儲在蓄能器1中的高壓油經(jīng)過液壓馬達也補充到液壓缸，液壓馬達相當于阻尼，消耗液壓系統(tǒng)中存儲的振動能量.此時，液壓馬達的阻尼作用較大，蓄能器2提供的彈性力作用較小.液壓缸的壓力降低減小液-電饋能單元的輸出力Fh，使式（2）的前兩項之和減小，進而降低了車身加速度.綜上所述，本文提出的液-電饋能懸架系統(tǒng)的工作原理符合懸架設計要求，滿足車輛減振需要.

1.2 液-電饋能單元仿真模型及試驗驗證

根據(jù)饋能式懸架系統(tǒng)中液-電饋能單元的結(jié)構(gòu)原理，在AMESim軟件中建立液-電饋能單元的仿真模型，如圖2所示.模型中，液壓缸由HCD庫中的brp2模塊搭建，上下腔分別采用BRP18和BRP17子模型.單向閥采用presscontrol102元件模型，選擇CV000子模型.液壓馬達選擇motor02元件，選擇HYDFPM01M子模型.蓄能器采用accumulator元件模型，選擇HA001子模型.發(fā)電機采用ae_Alternator_QS汽車發(fā)電機模型，選擇AEALT01子模型.電池采用ae_Battery汽車電池模型，選擇AEBAT01子模型.rotaryload2ports元件模型用于模擬液壓馬達和發(fā)電機的轉(zhuǎn)動慣量和摩擦力.根據(jù)液-電饋能單元的結(jié)構(gòu)原理制作樣機一臺，并進行臺架試驗，如圖3所示.其中，發(fā)電機采用JFZ03型汽車發(fā)電機，蓄電池為55D23型汽車蓄電池.在饋能電路中采用HCS-LTS-15A型霍爾電流傳感器測量發(fā)電機的輸出電流，并通過示波器讀取.測試臺采用MTS電液伺服試驗系統(tǒng)，激振液壓缸的自帶位移傳感器和力傳感器.液-電饋能單元液壓缸的活塞桿和激振缸的活塞桿通過法蘭聯(lián)接，其輸出力和位移可直接從測試臺電腦終端讀取.由于液壓馬達有外泄露，一般液壓馬達的殼體需要外接泄油管到油箱.本文選擇Sauer公司OMM8液壓馬達.如圖4所示，該馬達在內(nèi)部通過單向閥將殼體泄油與液壓馬達的油口相連.當轉(zhuǎn)速達到800 r/min以上時，液壓馬達殼體密封的可承受壓力為20 bar.由饋能單元的工作原理可知，蓄能器2的壓力低于蓄能器1的壓力.因此，液壓馬達的殼體泄油始終與蓄能器2相連，液壓系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)壓力設置不宜過高，以保證馬達殼體密封.以某SUV車型為參照對象，其參數(shù)如表1所示.假設饋能懸架中并聯(lián)的彈簧剛度K1為11 000 N/m，液-電饋能單元的穩(wěn)態(tài)壓力設為17 bar，則計算可得液壓缸活塞桿的直徑約為35 mm.其他參數(shù)如表2所示.endprint

在圖2所示的AMESim仿真模型中輸入與樣機中相同的參數(shù)，進行饋能懸架的外特性仿真.試驗和仿真中的激振信號均為正弦信號，頻率為1.67 Hz，振幅為0.05 m.為了模擬實車條件，先根據(jù)傳統(tǒng)懸架下車身的平衡位置確定液-電饋能單元的靜平衡位置.由表1參數(shù)計算可得，當車輛處于靜止狀態(tài)時，被動懸架彈簧的壓縮量約為0.2 m.因此，在仿真和試驗中要先給液壓缸一個0.2 m的位移，待系統(tǒng)達到穩(wěn)態(tài)后再加激振信號.試驗中，信號采樣頻率設為128 Hz.將試驗結(jié)果與仿真結(jié)果進行對比，驗證仿真模型的正確性.

圖5所示分別是試驗和仿真得到的一個激振周期內(nèi)液壓缸的輸出力-位移曲線.如圖6所示分別是試驗和仿真得到的發(fā)電機輸出瞬時電流曲線.對比圖5和圖6中的曲線，可以看出在相同的激勵下，試驗得到的曲線和仿真結(jié)果之間存在一些誤差.一是由于實際中的摩擦力隨機性較大，仿真無法完全模擬；另一個原因是仿真模型中的發(fā)電機和電池的參數(shù)與實物之間存在一定誤差.但是，兩條曲線吻合度較高，趨勢基本一致.因此，在AMESim中建立的液-電饋能單元仿真模型是比較準確的，可以用于搭建饋能懸架系統(tǒng)的仿真模型.

2 液壓系統(tǒng)參數(shù)靈敏度分析

2.1 液-電饋能懸架系統(tǒng)的1/4車輛模型

利用圖2所示的液-電饋能單元仿真模型，在AMESim軟件中建立液-電饋能式懸架系統(tǒng)的1/4車輛仿真模型，如圖7所示.利用AMESim軟件的AMEPilot功能，設置AMESim與ISIGHT的聯(lián)合仿真接口.車輛平順性一般通過車身加速度均方根值來評價，而懸架的饋能性能可以通過發(fā)電機輸出功率的平均值來評價.因此，在Export輸出模塊中，將表1中的參數(shù)設置為仿真輸入變量，將車身加速度均方根值和發(fā)電機輸出功率的平均值設置為復合輸出變量.仿真時，以一段50 km/h車速下的C級路面為輸入信號.模型中彈簧的剛度為11 000 N/m，其他參數(shù)如表1和表2所示.

2.2 設計變量

液-電饋能單元中，液壓缸、蓄能器和液壓馬達是主要的三個元件.其中，活塞桿直徑主要影響懸架液壓系統(tǒng)中的穩(wěn)態(tài)壓力.因此，以蓄能器1，蓄能器2和液壓馬達排量為主要考察對象，設計變量參數(shù)及取值范圍，如表3所示.

2.3 靈敏度計算

在ISGIHT中建立如圖8所示的參數(shù)DOE分析試驗設計模型.在該模型中，采用DOE模塊設計了一個L32（4×5）的正交試驗數(shù)組，采用Simcod組件調(diào)用AMESim程序并進行數(shù)據(jù)交換[11].

圖9和圖10所示分別是輸入變量對車身加速度均方根值和發(fā)電機輸出功率平均值的靈敏度分析結(jié)果.圖中靈敏度的正負代表了變量對輸出結(jié)果的影響方向.若靈敏度為正，則輸出結(jié)果隨輸入變量的增大而增大.若靈敏度為負，則輸出結(jié)果隨輸入變量的增大而減小.從圖9中可以明顯看出，5個參數(shù)對車身加速度的靈敏度都為負.其中，靈敏度最大的是液壓馬達排量qm，其次是蓄能器1的容積Vac1，蓄能器2的容積Vac2，蓄能器2的充氣壓力pac2和蓄能器1的充氣壓力pac1.從圖10中可以看出，液壓馬達排量qm，蓄能器2的充氣壓力pac2和蓄能器2的容積Vac2的靈敏度為負.蓄能器1的充氣壓力和容積的靈敏度為正，但絕對值較小.相比其他參數(shù)，液壓馬達的排量對車身加速度和懸架回收的功率影響最顯著.增大液壓馬達排量，車身加速度和饋能功率都會減小.通過調(diào)節(jié)液壓馬達排量可以有效調(diào)節(jié)車輛的平順性和懸架的饋能特性，可以作為饋能懸架半主動控制的一個途徑.

3 液壓系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化

3.1 優(yōu)化模型

車輛的平順性和懸架的饋能特性之間是對立的.改善車輛的平順性會在一定程度上降低懸架的饋能功率.反之，過分地提高饋能功率會造成平順性變差.饋能懸架作為一種特殊用途的懸架，首要作用仍然是用于車輛的減振.在滿足車輛行駛平順性的前提下，提高懸架系統(tǒng)的饋能功率才有實際意義.以相同條件下傳統(tǒng)被動懸架對應的車輛平順性為參考，盡可能提高懸架的饋能功率.因此，以表1中被動懸架對應的車身垂向加速度均方根值為約束條件，以饋能懸架中發(fā)電機回收功率的最大平均值為目標函數(shù)，建立式（3）所示的優(yōu)化模型.

式中：out為發(fā)電機輸出的電功率平均值；σc為車身加速度均方根值，σ0為傳統(tǒng)被動懸架對應的車身加速度均方根值.在圖7所示的1/4車輛模型中，根據(jù)表1中的參數(shù)建立被動懸架模型來替代饋能懸架模型.其他條件不變，仿真后可得安裝原被動懸架對應的車身加速度均方根值σ0≈1.41 m/s2.

3.2 優(yōu)化計算

在圖7所示的模型中將DOE模塊替換為Optimization模塊，保持其他設置不變，即可進行優(yōu)化設計，流程如圖11所示.優(yōu)化算法選擇Optimization模塊中的Pointer智能優(yōu)化器.Pointer優(yōu)化器是ISIGHT提供的智能自動化優(yōu)化專家，能夠自動捕捉設計空間的信息，自動組合線性單純行法（linear simplex）、最速下降法（downhill simple）、序列二次規(guī)劃法（NLPQL）和遺傳算法（genetic algorithms）四種優(yōu)化算法形成一個最優(yōu)的優(yōu)化策略[12-13].

在ISIGHT中運行優(yōu)化模型，可得到優(yōu)化后的輸入輸出變量計算結(jié)果.考慮到工程實際，需要對優(yōu)化后的參數(shù)進行圓整.優(yōu)化前后的饋能懸架系統(tǒng)的液壓參數(shù)如表4所示.對比表中饋能懸架優(yōu)化前后的參數(shù)可以看出，蓄能器1的充氣壓力和容積基本沒變化，液壓馬達的排量、蓄能器2的充氣壓力和容積有所減小.這和前面的參數(shù)靈敏度分析結(jié)果是比較吻合的.

分別將表4中優(yōu)化前和圓整后的參數(shù)，輸入到圖7所示的1/4車輛模型中，其他條件不變，進行仿真.圖12（a）（b）（c）和（d）所示分別為優(yōu)化前后得到的發(fā)電機輸出功率、車身加速度、車輪動載荷和懸架動撓度的時域響應結(jié)果.endprint

由于圖12中的曲線為隨機激勵的響應結(jié)果，不能直接對比.因此，對圖12所示的優(yōu)化前后的時域相應結(jié)果進行統(tǒng)計計算，得到發(fā)電機輸出功率的平均值以及車身加速度、車輪動載荷和懸架動撓度的均方根值，如表5所示.從表中數(shù)據(jù)可知，優(yōu)化后，發(fā)電機輸出功率和懸架動撓度的改善比較顯著，發(fā)電機的饋能功率的平均值提高了12.7%；車輪動載荷均方根值減小了4.4%，有利于提高車輛的操穩(wěn)性；饋能懸架動撓度均方根值減小了12.2%，減小了撞擊限位塊的概率.優(yōu)化后車身加速度均方根值相比優(yōu)化前增大了6.1%，但仍小于被動懸架對應的車身加速度均方根值，且實際增加值只有0.08 m/s2，對平順性影響不明顯，可以認為優(yōu)化后的車身平順性在可接受范圍內(nèi).上述結(jié)果表明，在滿足車輛平順性要求的前提下，以饋能功率最大為目標，對饋能懸架主要參數(shù)進行的優(yōu)化符合設計要求.

4 結(jié) 論

本文聯(lián)合ISIGHT和AMESim在液-電饋能式懸架系統(tǒng)的1/4車輛模型中，對影響車輛平順性和懸架饋能功率的關鍵參數(shù)進行了靈敏度分析和優(yōu)化，得到如下結(jié)論：

1）通過樣機臺架試驗驗證了在AMESim中建立的液-電饋能單元的仿真模型是比較準確的，可以用于液-電饋能懸架系統(tǒng)的仿真研究.

2）在1/4車輛仿真模型中，對影響車身平順性和懸架饋能特性的5個液壓系統(tǒng)參數(shù)進行了DOE分析.結(jié)果表明，5個參數(shù)均對車身加速度和饋能功率有一定的影響.其中，液壓馬達排量對車輛平順性和懸架饋能功率的影響最明顯.

3）以傳統(tǒng)被動懸架對應的車身平順性為約束條件，以平均饋能功率最大值作為目標函數(shù)，對饋能懸架的5個液壓系統(tǒng)參數(shù)進行優(yōu)化.在滿足車輛平順性的前提下，優(yōu)化后的發(fā)電機平均輸出功率提高了12.7%，車輪動載荷和懸架動撓度也得到了改善.

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