车辆半主动悬架阻尼多模式切换控制研究_陈龙.pdf

振 动 与 冲 击 第 39 卷第 13 期JOURNAL OF VIBRATION AND SHOCKVol. 39 No.13 2020 基金项目 国家自然科学基金51605195;51875256;湖南省重点研发计 划项目号2017GK2204;衡阳科技发展计划项目号2017KJ158 收稿日期 2019 -01 -17 修改稿收到日期 2019 -04 -09 第一作者 陈龙 男,博士,教授,1958 年生 通信作者 黄晨 男,博士,副教授,1984 年生 车辆半主动悬架阻尼多模式切换控制研究 陈 龙1, 马 瑞1, 王寿静2, 黄 晨1, 孙晓强1, 崔晓利3 1. 江苏大学 汽车工程研究院, 江苏 镇江 212013; 2. 安徽省汽车 NVH 与可靠性重点实验室, 安徽 芜湖 241006; 3. 湖南工学院 机械工程学院, 湖南 衡阳 421002 摘 要为提高车辆行驶平顺性,提出了一种基于阻尼多模式切换减振器的车辆半主动悬架及其控制方法。 相较 于传统阻尼可调减振器,该新型减振器通过控制两个高速开关电磁阀的通断状态即可实现四种不同的阻尼工作模式,从 而使得车辆半主动悬架的阻尼控制更加高效和节能。 分析了阻尼多模式切换减振器的基本原理,建立了减振器阻尼特性 数学模型。 结合车辆悬架系统的阻尼比范围,确定了减振器关键部件参数,并通过仿真获取了四种阻尼工作模式下的减 振器复原阻尼系数和压缩阻尼系数。 在此基础上,进一步建立了车辆半主动悬架数学模型,采用模糊控制逻辑设计了悬 架阻尼多模式切换控制策略。 仿真结果表明,相较于传统被动悬架和基于天棚控制的半主动悬架,基于阻尼多模式切换 减振器的车辆半主动悬架可以进一步改善车辆行驶平顺性。 关键词 车辆; 半主动空气悬架; 减振器; 阻尼多模式; 模糊控制 中图分类号 U463. 33 文献标志码 ADOI10. 13465/ j. cnki. jvs. 2020. 13. 022 Damping multi-mode switching control for a vehicle semi-active suspension CHEN Long1, MA Rui1, WANG Shoujing2, HUANG Chen1, SUN Xiaoqiang1, CUI Xiaoli3 1. Automotive Engineering Research Institute, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China; 2. Key Laboratory of Automotive NVH and Reliability of Anhui Province,Wuhu 241006, China; 3. School of Mechanical Engineering, Hunan Institute of Technology, Hengyang 421002, China Abstract In order to improve ride comfort of vehicles, a new vehicle semi-active suspension control based on a damping multi-mode switching damper was proposed. Compared to traditional dampers with adjustable damping, the new damper could have four different damping modes through controlling on-off statuses of two high-speed switch solenoid valves to make damping control of vehicle semi-active suspension be more efficient and energy-saving. The basic principles of dampers with damping multi-mode switching were analyzed to establish damping features mathematical model of this type damper. The damping ratio range of this type vehicle suspension system was applied to determine parameters of key components of this type damper. The damper’s restoring damping coefficients and compression ones under four damping modes were obtained with simulation to establish the mathematical model of this type vehicle semi-active suspension. The suspension’s damping multi-mode switching control strategy was designed based on the fuzzy control logic. Simulation results showed that compared to traditional passive suspensions and semi-active suspensions based on skyhook control, the vehicle semi-active suspension based on damping multi-mode switching damper can further improve vehicle ride comfort. Key words vehicle; semi-active suspension; damper; damping multi-mode switching; fuzzy control 近年来,随着人们对车辆乘坐舒适性要求的逐渐 提高,高性能悬架系统的研究日益受到广泛关注[1-2]。 相较于传统被动悬架和主动悬架,半主动悬架由于能 够更好地兼顾悬架系统性能、成本以及能耗等多方面 要求,因而发展前景十分广阔[3-5]。 一般而言,车辆半 主动悬架是通过阻尼连续可调减振器实现悬架系统阻 尼特性的自适应调节。 目前,市场上常见的阻尼连续 可调减振器包括磁流变减振器,电流变减振器以及带 有阀芯面积连续可调的液压减振器等[6-9]。 毫无疑问, 这些不同类型的减振器在阻尼调节方面均具有卓越的 性能,但是仍然面临一定程度上的结构复杂、成本高以 及控制难度大等问题,进而制约了车辆半主动悬架的 快速发展。 与此同时,已有研究表明,较小的阻尼变化 ChaoXing 并不会对车辆半主动悬架的控制效果产生显著影响, 因此,进一步研究结构简单、成本低以及控制难度较小 的阻尼多级可调减振器具有重要的学术意义和实际工 程应用价值[10-12]。 关于阻尼多级可调减振器,已有相关学者开展了 部分研究。 江洪等[13]以阻尼有级可调的电子控制空气 悬架系统为研究对象,采用遗传算法分析路面车速等 因素对阻尼值优化的影响,设计了阻尼的优化策略,确 定了多级减振器阻尼的最优档位划分。 江浩斌等[14]根 据某乘用车辆半主动悬架阻尼控制要求,设计出一种 具有两级阻尼特性的可调减振器,并进行仿真分析确 定了相关设计参数。 赵景波等[15]为了解决车身高度控 制问题改善车辆减振性能,设计了阻尼分级可调减振 器取代了传统减振器,使得阻尼模式可以跟随车身高 度切换。 总体看来,目前关于阻尼多级可调减振器的研究 大多集中在减振器整体参数确定以及阻尼调节机构设 计等方面,对包含阻尼多模式切换减振器的车辆半主 动悬架控制策略方面则较少涉及。 据此,本文首先通 过分析新型阻尼多模式切换减振器的结构原理,然后 建立减振器阻尼特性数学模型,进而根据悬架系统阻 尼比范围确定了减振器关键部件的参数,随后仿真获 取了减振器四种阻尼工作模式下的阻尼系数。 在此基 础上,结合车辆半主动悬架数学模型设计了阻尼多模 式切换模糊控制策略,最后仿真验证了系统控制性能。 1 阻尼多模式切换减振器 1. 1 减振器结构和工作原理 阻尼多模式切换减振器结构如图 1 所示。 从图 1 可知,该减振器的调节机构包括 6 个液压阀,其中,s1, s2为两个开关电磁阀,两个电磁阀具有相同的尺寸参 数,a,b,c,d 为 4 个单向止回阀。 为了能够实现四种不 1. 气室; 2. 浮动活塞; 3. 压缩腔; 4. 液压阀; 5. 开关电磁阀; 6. 复原 阀; 7. 活塞; 8. 压缩阀; 9. 活塞杆; 10. 复原腔 图 1 新型多模式减振器结构图 Fig. 1 The structure of the new damper with multi-mode 同的阻尼模式,每一个单向止回阀油液压力损失并不 相同。 该结构通过控制两个电磁阀的开闭状态,实现 油路的改变,保证了阻尼的多级可调特性。 如表 1 所示,根据可调减振器中电磁阀的开闭状 态,可以确定四种阻尼模式。 其中电磁阀的开关状态 和四种模式的阻尼特性已经给出。 四种阻尼模式的油 液路径如图 2 所示。 表 1 减振器阻尼模式划分 Tab. 1 Damping modes of the damper 阻尼模式 电磁阀开关状态减振器工作状态 s1s2压缩行程复原行程 1开开软软 2闭开软硬 3开闭硬软 4闭闭硬硬 图 2 不同阻尼模式油液流路 Fig. 2 Hydraulic oil flow paths of different damping modes 1. 2 减振器的数学模型 减振器中工作介质是其内部充满的油液,当减振 器受到拉伸或压缩时,油液通过减振器内部各个阀流 经上下腔,并在其内部产生压力损失,从而产生阻尼力 起到对车辆行驶的减振作用。 从图 1 可知,在不同阻尼模式下,复原腔和压缩腔 之间油液流动主要分为两个部分,一部分是通过阻尼 调节机构流通的油液,另一部分油液直接通过活塞阀 流通上下腔,对这两部分油液流路,需要分别进行计 算。 以减振器处于复原行程为例,对其进行数学模型 的建立。 941第 13 期陈龙等 车辆半主动悬架阻尼多模式切换控制研究 ChaoXing 当处于复原行程时,整个腔体流通油液流量为 Qrc Ap- ArVh1 式中Ap为压缩腔活塞有效面积; Ar为复原腔活塞有 效面积;Vh为活塞相对于气缸的运动速度。 当忽略减 振器内部摩擦力,减振器产生的阻尼力可以表示为[16] Fr PrAp- Ar - PcAp ΔPrcAp- Ar - PcAr Fc PcAp- PrAp- Ar ΔPcrAp- Ar PcAr { 2 式中Fr是复原行程中总的阻尼力;Fc是压缩行程总 的阻尼力;Pr是油液复原腔压力;Pc为油液压缩腔压 力;ΔPrc和 ΔPcr分别为复原腔和压缩腔压力差。 同时,整体流通油液也可以被分为两部分 Qrc Qrc-ac Qrc-pi3 ΔPrc ΔPrc-ac ΔPrc-pi4 式中Qrc - ac表示通过阻尼调节执行器的油液流量; Qrc - pi表示通过活塞阀的油液流量;ΔPrc - ac和 ΔPrc - pi分 别为阻尼调节结构压强损失和活塞阀的压强损失。 在阻尼调节机构中,油液分别经由电磁阀 s1,s2和 四个单向止回阀流通上下腔。 其中开关电磁阀可以被 视作薄壁孔板[17-18],可以计算通过的压力损失为 ΔPrc-sv1 ΔPrc-sv2 ρ 2 Qrc-ac CAsv 25 式中ΔPrc - sv1和 ΔPrc - sv2分别为通断电磁阀 s1,s2的压 力损失;ρ 为减振器内部油液密度;C 为压力损失系数; Asv为通过的薄壁孔板面积。 对于单向止回阀,其压力损失可表示为 ΔPrc-ck ΔPrcQrc-ac Qck 6 式中ΔPrc-ck为止回阀的压力损失,Qck为止回阀对应的 流量。 根据四种模式流路的不同,可以归纳出四种不 同模式下的阻尼调节机构方程 ΔPrc-ac ΔPrc-sv1 ΔPrc-sv2→ 模式 1 ΔPrc-ac ΔPrc-cka ΔPrc-sv2→ 模式 2 ΔPrc-ac ΔPrc-sv1 ΔPrc-ckd→ 模式 3 ΔPrc-ac ΔPrc-cka ΔPrc-ckd→ 模式 4 7 油液除了流通阻尼调节机构外,还通过活塞阀流 通上下腔。 活塞阀中压力损失也分为两部分,第一部 分为流过的细长孔径的压力损失[19] ΔPre1 rc-pi 32μls d2 s Qrc-pi8 式中μ 为油液运动学黏度;ls为通过的细长孔径的长 度;ds为细长孔径的直径。 除此之外,活塞阀片会产生挠度变形,形成环状平 面缝隙节流,此时液压油流经节流孔处也会产生的压 力损失[20] ΔPre2 rc-pi 6μlnRrp/ rrpQrc-pi πω3 rp 9 式中Rrp为阀门片外半径;rrp为阀门片内半径;ωrp为阀 片的变形挠度,其公式为[21] ωrp P Eδ3[9R 4 rp8R 3 rprrp-18R 2 rpr 2 rp r 4 rp /6 - 4R3 rprrplnRrp/ rrp] 10 式中P 为活塞阀片所受压力;E 为阀片的弹性模量;δ 为阀片厚度。 1. 3 减振器阻尼比范围确定 减振器各阀系参数的大小取决于减振器各档位阻 尼值的大小,对于不同的悬架,减振器各档位所需设计 的阻尼值并不相同,但是基于隔振理论,可以确定减振 器阻尼比范围[22]。 对于简单的单自由度悬架隔振系 统,其阻尼值为 c 2ζkm 4πζf0m11 式中ξ 为悬架阻尼比;k 为悬架的刚度;m 为悬架簧上 质量;f0为悬架固有频率。 悬架主要作用是隔离地面与驾驶员之间所产生的 的振动,为了同时兼顾隔振和舒适性的要求,通常悬架 的固有角频率 ωn所取的值应该较小[23]。 以最简单的 单自由度隔振系统为例,求得其幅频特性曲线如图 3 所示。 图 3 振动系统的幅频特性曲线 Fig. 3 Amplitude-frequency curve of vibration system 只有当传递率小于 1 时,振动系统才能够起到隔 振作用。 由图 3 可以看出,不论阻尼比 ζ 取值的大小, 只有频率大于 2ωn,悬架才能够起到隔振的作用,并且 此时随着阻尼比的减小,悬架的隔振性能也会提升。 当频率小于 2ωn时,此时振动系统不能起到隔振作用, 并且会使得所受到的振动放大,随着阻尼比 ζ 的减小, 放大系数也会加大,对系统产生极大的危害。 因此,阻 尼比 ζ 的选取,需要同时兼顾低频段和高频段隔振的 要求。 根据隔振要求和舒适性要求,经过大量仿真实 验,选取减振器阻尼比范围为 0. 2 0. 5。 在此基础上, 根据悬架簧载质量和悬架刚度,可以计算得到减振器 等效阻尼系数范围为 1 100 2 750。 根据所得到的减振器阻尼系数范围,划分各个档 051振 动 与 冲 击 2020 年第 39 卷 ChaoXing 位阻尼值并进行多次仿真分析,可以确定减振器关键 部件参数如表 2 所示。 表 2 减振器关键部件参数 Tab. 2 Parameters of the key components of the damper 参数值参数值 Ap/ m20. 001 3δ/ mm0. 255 6 Ar/ m29. 56 10 -4 E/ MPa2. 06 105 ρ/ kgm -3 830ΔPck - cka/ MPa1. 9 C0. 65ΔPck - ckb/ MPa1. 7 Asv/ m28. 31 10 -6 ΔPck - ckc/ MPa1. 7 μ/ Pas0. 015ΔPck - ckd/ MPa1. 8 ls/ m0. 015Qck - cka/ Lmin -1 1. 35 ds/ m0. 001 8Qck - ckb/ Lmin -1 1. 48 Rrp/ m0. 017 5Qck - ckc/ Lmin -1 1. 21 rrp/ m0. 094Qck - ckd/ Lmin -1 1. 12 1. 4 减振器的仿真分析 基于所建立的多模式阻尼减振器数学模型,应用 Simulink 软件建立减振器各档位下的仿真模型。 仿真过程中,减振支柱受到的激励一般为正弦激 励。 即活塞相对工作缸作往复谐波规律运动 S Asin ωt12 v ωAcos ωt13 式中S 和 v 分别代表活塞的位移和速度;A 为活塞的 最大位移;ω 为活塞运动的角频率。 图 4,图 5 分别展示了四种模式下示功图特征曲线 和相应的速度特征曲线。 从图中可以看出四种阻尼模 式存在很大的差异,模式 1 模式 4 阻尼特性依次由软 变硬。 从图 5 中可以看出,阻尼系数在某一种模式下 接近一固定常数,根据计算,各模式下等效阻尼系数如 表 3 所示[24]。 表 3 减振器各模式下等效阻尼系数 Tab. 3 Damping coefficients in different damping modes 阻尼模式复原行程/ Nsm -1 压缩行程/ Nsm-1 阻尼模式 11 020925 阻尼模式 22 3151 018 阻尼模式 31 5751 388 阻尼模式 42 7951 851 图 4 阻尼力-位移曲线 Fig. 4 Damping force-displacement curve 图 5 阻尼力-速度曲线 Fig. 5 Damping force-speed curve 2 半主动悬架动力学模型及路面模型 2. 1 车辆半主动悬架模型 悬架系统是一个复杂的多输入,多输出系统。 为 了研究的方便,对悬架系统进行简化。 忽略轮胎行驶 过程中的形变,简化成等效刚度弹簧,汽车悬架简化成 弹簧与可调阻尼减振器构成的减振系统[25],建立了具 有二自由度的 1/4 半主动悬架模型,如图 6 所示。 相 较于复杂的整车模型,简化了系统的输入和输出,减少 了所涉及的参数。 图 6 半主动悬架模型 Fig. 6 Model for semi-active suspension 根据图 6 中的半主动悬架模型,依据牛顿运动学 定律,可以得到下列方程 muz u ktzr- zu - kzu- zs - cz u - z s msz s kzu- zs cz u - z s { 14 式中ms为簧上质量;mu为簧下质量;k 为悬架等效弹 簧刚度;kt为轮胎的等效刚度;zs为簧上质量位移;zu 为簧下质量位移;zr为路面的激励。 2. 2 路面模型 路面的输入模型对于悬架的振动分析有很大影 响,本文采用随机路面模型作为激励。 在实际仿真中, 常采用不同强度的高斯白噪声来模拟随机路面。 本文 在仿真中,采用高斯白噪声来模拟 C 级随机路面,其时 151第 13 期陈龙等 车辆半主动悬架阻尼多模式切换控制研究 ChaoXing 域模型如式15所示 z rt - 2πf0zrt 2π G0vωt15 式中f0为下截止频率,f0 0. 01 Hz,v 为汽车行驶速 度;G0为路面不平度系数;ωt为均值为0 的均匀分布 的单位白噪声。 3 模糊控制器设计 模糊控制器是模拟人类控制特征一种语言控制 器,相较于其它控制器,具有很强的鲁棒性[26]。 一般而 言,模糊控制器设计主要包括对模糊控制器结构的选 取、输入变量的模糊化、确定模糊规则表、选取各模糊 集对应的隶属度函数、对输出变量解模糊等。 3. 1 悬架模糊控制理论分析 根据悬架减振要求,选取两个二维模糊控制器分 别对电磁阀 s1、s2进行控制,控制器结构如图 7 所示。 所选取的控制器的输入为悬架动行程及其导数,控制 器的输出的是两个电磁阀的开闭控制信号。 通过模糊 控制器,使得代表悬架舒适性的动行程和垂向加速度, 代表安全性的动载荷三个指标有所降低。 下面对所模 糊控制器可行性进行分析。 图 7 模糊控制器原理图 Fig. 7 The principle of fuzzy controller 根据悬架振动特性机理,随着阻尼比的增大,悬架 垂向加速度均方根值也会随之提升,而动行程和动载 荷性能则会改善[27]。 因此,模糊控制器设计准则就是 当悬架动行程满足要求时,保持阻尼器为低档模式,阻 尼较小,使得悬架能够获得较好的舒适性能,垂向加速 度较小。 当悬架动行程不满足要求时,此时控制电磁 阀闭合,使得阻尼器变为高档位模式,阻尼比变大,降 低悬架动行程和动载荷。 据图 5 所示,悬架分为拉伸和压缩两种工作行程, 即 zs- zu0,此时悬架处于拉伸行程,zs- zu0 时若 z s - z u 0,此时悬架处于拉伸行 程,且有继续拉伸的趋势,减振器应趋向于使用硬拉伸 模式,选取模式 2 或模式 4。 若 z s- z u0,此时有压缩 趋势,选取模式 3。 zs- zu0 时若 z s - z u 0,此时有拉伸 趋势,选取模式 2。 若悬架动行程及其导数均较小,此时采用模式 1, 减振器保持软压缩软复原状态。 3. 2 悬架模糊控制器设计 依据实际控制对象,对模糊控制器的输入动行程 E 及其导数 E 采用五个模糊集表示它们的模糊状态,相 应的模糊子集为 PB正大、PM正中、PS正小、ZE 零、NS负小、NM负中、NB负大。 而对于输出 的电磁阀开闭控制信号采用五个模糊集表示对电磁阀 开闭控制趋势,即 ZE闭、S小、M中、B大、K 开。 在设计中,输入变量 E 和 E 的基本论域分别设置 为[ -0. 1,0. 1]和[ -0. 5,05],模糊输出的基本论域为 [0,1]。 特别的是,此处模糊输出的是在[0,1]内连续 信号,仅仅代表对电磁阀的开闭控制趋势,因此对于输 出还需要进行取整,当输出为 0 时,控制电磁阀闭合, 输出为 1 时,电磁阀打开。 根据之前对悬架运动过程分析,可以分别得到电 磁阀 s1, s2模糊规则表如表 4 和表 5 所示。 利用 MATLAB 自带的模糊系统箱对模糊系统进行编辑,可 以的到相应的模糊控制器输入量与输出量关系曲面如 图 8 所示。 a 电磁阀 s1 b 电磁阀 s2 图 8 控制器输入与输出关系曲面图 Fig. 8 Relation of the and the output variable 在确定输入输出论域、模糊词集、每个电磁阀对应 的模糊规则表后,还需要确定输入与输出隶属度函数。 一般而言,隶属度函数选取具有很大的主观性,需要根 据实际情况具体分析[29]。 仿真结果表明,当输入变量 采用三角形函数,输出变量采用高斯型函数时,能够取 得较好的控制效果。 251振 动 与 冲 击 2020 年第 39 卷 ChaoXing 表 4 电磁阀 s1模糊规则表 Tab. 4 Rules of the fuzzy control for solenoid valve s1 E E NBNMNSZEPSPMPB NBZEZESMSZEZE NMZEZESMSZEZE NSSSSKSSS ZEMMKKKMM PSBBBKBBB PMKKBMBKK PBKKBMBKK 表 5 电磁阀 s2模糊规则表 Tab. 5 Rules of the fuzzy control for solenoid valves s2 E E NBNMNSZEPSPMPB NBZEZESMBKK NMZEZESMBKK NSSSSKBBB ZEMMKKBBB PSSSSKSSS PMZEZESMSZEZE PBZEZESMSZEZE 4 半主动悬架阻尼多模式切换仿真分析 为了 对 所 设 计 的 控 制 器 效 果 进 行 验 证, 在 MATLAB/ Simulink 环境下对建立的整个悬架系统进行 仿真分析,相关的仿真车辆参数如表 6 所示。 悬架系 统将动行程及其导数作为控制信号输送到模糊控制模 块,控制器输出电磁阀控制信号对多模式阻尼减振器 进行模式切换,减振器根据工况实现阻尼参数的调节。 图 9 中,给出了当随机路面输入时,两个电磁阀通断状 态。 在此基础上,整个控制器阻尼模式输出如图 10 所示。 表 6 车辆仿真参数表 Tab. 6 Vehicle simulation parameter table 参数数值 车辆簧上质量 ms/ kg500 车辆簧下质量 mu/ kg60 悬架等效弹簧刚度 k/ Nm -1 30 000 轮胎等效刚度 kt/ Nm -1 200 000 为了进一步评估所设计的带有多模式阻尼减振器 的半主动悬架控制效果,采用了具有连续可调阻尼减 振器并带有天棚控制的半主动悬架作为对比。 一般而 言,天棚控制常被视为一种基准控制方法,用于验证车 辆悬架新型控制策略的效果[30],天棚控制器阻尼力为 Fsky Kskyz s z sz s - z u ≥ 0 0z sz s - z u 0 { 16 式中Ksky为天棚阻尼系数。 系统的仿真结果,即所设 a 电磁阀 s1 b 电磁阀 s2 图 9 随机路面输入下电磁阀开关控制信号 Fig. 9 On-off statuses of the two solenoid valves under random road 图 10 随机路面输入下阻尼模式切换 Fig. 10 Damping mode switching under random road 计的阻尼多模式可调半主动悬架与天棚控制半主动悬 架垂向振动加速度、动行程、动载荷对比如图 11 所示, 对图中的仿真结果进一步进行分析和处理,得其均方 根值变化结果如表 7 所示。 表 7 半主动悬架性能指标均方根比较 Tab. 7 Comparison of root mean square value between different semi-active suspensions 悬架性能指标 被动天棚阻尼多模式 RMSRMS 改善度/ RMS 改善度/ 垂向加速度/ ms -2 2. 2851. 74123. 811. 66826. 98 动行程/ m0. 0180. 01324. 460. 01231. 15 动载荷/ N976. 2817. 216. 29804. 517. 59 从图 11 和表 7 中可以看出,带有模糊控制器的阻 尼多模式半主动悬架有效地改善了悬架垂向加速度, 动行程和动载荷的性能,表明所设计的控制方法达到 了改善悬架舒适性的目的,并且能够很好的与多模式 351第 13 期陈龙等 车辆半主动悬架阻尼多模式切换控制研究 ChaoXing 阻尼减振器相匹配。 a 垂向加速度b 动行程c 动载荷 图 11 随机路面输入下阻尼多模式半主动悬架与天棚半主动悬架响应对比 Fig. 11 Response comparisons between the damping multi-mode semi-active suspension and skyhook semi-active suspension under random road 5 结 论 多模式可调阻尼减振器在汽车振动控制方面有着 极大应用前景。 本文提出了一种新型的带有四种离散 阻尼模式的可调阻尼减振器,并将其应用到半主动悬 架控制中。 通过控制两个电磁阀的开闭,实现阻尼模 式的调节,并且建立了相应的模糊控制策略。 对减振 器和控制策略进行了仿真分析,主要得出了以下结论 1 所建立的多模式可调阻尼减振器动力学模型 准确,能够实现四种不同的阻尼工作模式。 2 设计的模糊控制策略能够实现减振器阻尼模 式自动切换,从而可以适应不同的路面工况。 3 相较于被动悬架和天棚控制半主动悬架,基 于多级阻尼可调减振器的半主动悬架有效改善了悬架 动态性能,起到了很好的隔振作用。 参 考 文 献 [ 1] 张云,周孔亢,钱宽. 互联空气悬架对整车振动性能的影响 [J]. 江苏大学学报自然科学版,2017,384410-415. 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