唐志勇，朱 煒，朱洪濤

(南京理工大學 發(fā)射動力學研究所， 南京 210094)

良好的作業(yè)環(huán)境是保障乘員戰(zhàn)斗力的重要因素，而提高座椅懸架的減振性能是改善乘員的作業(yè)環(huán)境最簡單有效的方法。當前座椅懸架的形式主要有三種：被動式座椅懸架、主動式座椅懸架和半主動式座椅懸架[1]。傳統(tǒng)的被動式座椅懸架由剛度固定的彈簧和阻尼固定的阻尼器組成，它是根據特定的行駛狀況進行設計的，隔振性能較差，無法適應多變的行駛路況[2]。磁流變阻尼器因其阻尼力連續(xù)可調、響應快、耗能少等優(yōu)點被廣泛應用于武器緩沖、軍用防護、軍用飛機和軍用車輛等地方[3-4]?；诖帕髯冏枘崞鞯陌胫鲃幼慰梢酝ㄟ^對磁流變阻尼器輸入不同電流來調節(jié)阻尼力，從而達到更好的減振效果[5-6]?？諝鈴椈删哂凶儎偠取⑽窠翟胄阅芎?、重量輕、使用壽命長等特點，被應用于半主動懸架的剛度控制[7]。

<1)，且各件產品是否為不合格品相互獨立．

目前大部分半主動座椅都是通過調節(jié)阻尼提高減振性能，對剛度和阻尼聯合調節(jié)的研究很少。國內外學者對半主動座椅懸架阻尼調節(jié)的控制策略做了大量研究，孟小杰[8]通過遺傳算法辨識得到磁流變阻尼器的模型參數，在此基礎上研究了座椅懸架的開關天棚半主動控制策略；S Gad等[9]基于磁流變阻尼器設計了一種新型半主動座椅懸架分數階PID控制器；Rajendiran S等[10]基于磁流變阻尼器設計了半主動座椅懸架PID控制器和模糊控制器，研究結果表明模糊控制器控制效果更好；Nguyen S D等[11]提出了一種新型神經模糊控制器，用于汽車駕駛員座椅磁流變減振系統(tǒng)；Devdutt Singh等[12]對磁流變阻尼器進行多項式建模，設計了具有耦合規(guī)則的模糊-PID混合控制器。

本文通過模糊控制策略實現了半主動座椅的剛度和阻尼聯合調節(jié)，進行了隨機路面下的動力學仿真，為變剛度變阻尼座椅懸架的工程應用提供了理論基礎。

1 磁流變阻尼器模型建立

1.1 磁流變阻尼器的力學模型

磁流變液阻尼器在力學性能上具有強烈的非線性，而Bouc-Wen模型[13-14]是工程上廣泛使用的一種阻尼器的遲滯非線性力學模型，它能夠較好的體現磁流變阻尼器的遲滯現象，也能夠準確的計算出阻尼器的力-位移和力-速度曲線。磁流變阻尼器的Bouc-Wen模型如圖1所示。

圖1 阻尼器Bouc-Wen模型示意圖

阻尼力Fd為：

(1)

1.2 磁流變阻尼器的力學性能試驗

本文針對美國Lord公司生產使用的RD-8040-1型磁流變液阻尼器進行研究，使用W+B(Walter+Bai)力學性能試驗機對阻尼器進行力學性能實驗，獲得了正弦激勵下，不同電流時阻尼器的力-位移曲線。

如圖2所示利用夾具將磁流變阻尼器固定于W+B疲勞試驗機上，直流電流源對阻尼器供電，施加電流分別為0 A、0.2 A、0.4 A、0.6 A、0.8 A、1 A，控制電腦使W+B試驗機產生正弦激勵，頻率為2 Hz，振幅為10 mm，試驗采樣頻率為1 000。

圖2 磁流變阻尼器力學性能試驗現場

通過改變W+B試驗機的激勵和磁流變阻尼器的控制電流，得到多組阻尼力和位移的數據，使用MATLAB進行數據處理，得到如圖3所示的10 mm 2 Hz激勵下磁流變阻尼器的力-位移曲線。

圖3 阻尼器力-位移曲線

1.3 Bouc-Wen模型參數識別

為了使基于Bouc-Wen模型的計算結果吻合于實驗的結果，本文選用遺傳算法進行參數識別。利用Matlab中自帶的遺傳算法工具箱進行遺傳算法的參數識別，參數擬合結果為式(2)。

(2)

式中，I為磁流變阻尼器的輸入電流。

對10 mm 2 Hz激勵下阻尼器數據進行擬合，電流分別為0 A、0.2 A、0.4 A、0.6 A、0.8 A、1 A，圖4是磁流變阻尼器實驗數據與擬合數據曲線。從圖中可看出，遺傳算法識別參數擬合出的紅色虛線與實驗得到黑色實線基本吻合，所以該Bouc-Wen模型可以真實的反映磁流變阻尼器實際出力情況。

圖4 磁流變阻尼器力-位移擬合數據曲線與實驗數據曲線

2 座椅懸架系統(tǒng)分析

2.1 座椅懸架模型

裝甲車輛行駛時，路面激勵經過履帶輪、車體最終傳遞給座椅和人體，假設車體是前一個振動環(huán)節(jié)，“座椅—人體”系統(tǒng)是后一個振動環(huán)節(jié)，這里“座椅—人體”系統(tǒng)的質量遠小于裝甲車輛車體的質量，汽車理論認為這兩個環(huán)節(jié)之間沒有反饋，車身底板的垂直振動就是“座椅—人體”系統(tǒng)的輸入。利用發(fā)射動力學研究所開發(fā)的坦克動態(tài)系統(tǒng)仿真軟件MSTMMSim(如圖5所示)得到了C級路面激勵下，車速10 m/s時某型裝甲車車體的位移響應，如圖6所示，以此作為座椅的激勵。

圖5 MSTMMSim軟件坦克車輛動力學計算結果動畫截圖

圖6 C級路面下車身響應曲線

某型號座椅懸架總成如圖7(a)所示，把人體簡化為一個剛性質量m3，它與空氣彈簧k和磁流變阻尼器Fd構成了如圖7(b)所示的一自由度非線性系統(tǒng)。

圖7 座椅懸架

該模型運動方程如下：

(3)

式中：m3為座椅懸架簧載質量，為80 kg；k為座椅懸架等效剛度，其值如式(4)所示；x3為座椅懸架上底板位移；x2為座椅懸架下底板位移；Fdy為磁流變阻尼器等效阻尼力；Fd為磁流變阻尼器阻尼力；D為阻尼器安裝端點橫向距離，為0.16 m；d0為座椅懸架上底板與下底板之間初始距離，為0.095 m。

當負載為80 kg時，對座椅懸架等效剛度和座椅上底板高度關系曲線進行擬合得到

k=1.534×108h3-2.967×107h2+

2.121×106h-4.237×104

(4)

2.2 座椅懸架振動特性

為了了解座椅懸架參數對座椅減振性能的影響，這里通過分析求解得到的“座椅—人體”加速度對激勵x2的幅頻特性曲線。

由式(3)可知座椅系統(tǒng)的幅頻特性為

(5)

“座椅—人體”加速度對激勵的幅頻特性為

(6)

根據式(6)得到了圖8所示的剛度和阻尼對幅頻特性的影響曲線，當阻尼不變時，座椅的加速度幅頻特性曲線如圖8(a)所示，從圖8(a)中可以看出同一激勵頻率下，隨著剛度k的減小，加速度與位移激勵的比值在減小，即加速度響應在減小，適當降低剛度可以提高座椅減振性能；當剛度不變時，座椅的加速度幅頻特性曲線如圖8(b)所示，從圖中可以看出隨著阻尼c的增大，加速度與位移激勵比值的峰值急劇減小，增大阻尼可以有效減小共振，在低頻時增大阻尼，高頻時減小阻尼可以提高座椅減振性能。

圖8 剛度和阻尼對幅頻特性的影響曲線

3 模糊控制及仿真

本文采用模糊控制算法來對座椅懸架進行控制，通過空氣彈簧實現剛度調節(jié)，通過磁流變阻尼器實現阻尼調節(jié)，座椅懸架控制系統(tǒng)如圖9所示。

圖9 半主動座椅控制系統(tǒng)框圖

模糊控制器1的輸入信號為座椅懸架上底板的速度和座椅懸架上下底板的相對速度。速度和相對速度的模糊論域為[-6，6]，量化因子kv=20，kvr=24，語言變量為“負大(NB)，負中(NM)，負小(NS)，零(ZO)，正小(PS)，正中(PM)，正大(PB)”。選取磁流變阻尼器的控制電流為模糊控制器的輸出，輸出的范圍為[0，1]，定義5個語言變量，為{S，MS，M，MB，B}，分別表示電流的小、中小、中、中大和大，輸入輸出變量均采用三角形隸屬度函數。

模糊控制器1的控制經驗如下：① 當座椅上底板速度v3和上下底板相對速度v3-v2同向時，磁流變阻尼器阻尼力應該與v3成正比，v3越大，控制電流越大；② 當座椅上底板速度v3和上下底板相對速度v3-v2反向時，磁流變阻尼器阻尼力應該為零，此時控制電流為零。根據上述經驗建立的模糊控制規(guī)則如表1。

表1 模糊控制器1模糊規(guī)則

模糊控制器2的輸入信號為座椅懸架上下底板的相對位移，模糊論域為[-6，6]，量化因子為200，語言變量為“負大(NB)，負中(NM)，負小(NS)，零(ZO)，正小(PS)，正中(PM)，正大(PB)”。輸出信號為座椅懸架的高度，模糊論域為[0，1]，比例因子為0.1，語言變量為“大(B)，中(M)，小(S)，零(ZO)”，輸入輸出變量均采用三角形隸屬度函數。

模糊控制器2的控制經驗如下：當座椅懸架上下底板相對位移較小時，在限位行程內盡可能降低座椅高度，即對空氣彈簧放氣來減小座椅剛度；當座椅懸架上下底板相對位移較大時，盡可能提高座椅高度使其不撞擊限位塊，即對空氣彈簧充氣來增大座椅剛度，座椅懸架等效剛度與座椅高度的關系如式(4)所示，經過計算可得到座椅懸架剛度。根據上述經驗建立的模糊控制規(guī)則如表2。

表2 模糊控制器2模糊規(guī)則

使用Simulink搭建模糊控制的半主動座椅單自由度仿真模型，仿真時間為10 s，仿真步長為0.001 s，“人—椅”質量為80 kg，仿真結果如圖10和圖11。

圖10 座椅懸架加速度響應曲線

圖11 座椅懸架動行程響應曲線

圖10所示為座椅懸架模糊控制下加速度響應曲線，被動座椅懸架加速度均方根為1.739 0 m/s2，模糊控制策略下變阻尼座椅懸架加速度均方根為1.177 9 m/s2，加速度均方根減少了32.27%，模糊控制策略下變剛度變阻尼座椅懸架加速度均方根為1.025 8 m/s2，加速度均方根減少了41.01%，從圖11可知模糊控制策略下變剛度變阻尼座椅懸架動行程相比被動座椅懸架明顯減小，該變剛度變阻尼座椅懸架比被動座椅和單獨變阻尼控制的座椅擁有更好的減振性能。

4 試驗

4.1 試驗平臺整體方案

為了驗證半主動座椅懸架的減振性能和模糊控制策略的控制效果，設計了如圖12所示的半主動座椅控制系統(tǒng)，基于此系統(tǒng)搭建了如圖13所示的磁流變座椅振動控制試驗平臺。

圖12 磁流變座椅懸架控制系統(tǒng)框圖

圖13 磁流變座椅懸架控制系統(tǒng)試驗臺

在振動試驗控制儀的ShakerController控制軟件里設定好所需激勵信號，該系統(tǒng)會控制一自由度振動臺產生相應的振動激勵。在座椅懸架上下底板處各安裝有一個8711-01-005型量程5g的加速度傳感器，上底板傳感器靈敏度為927.32 mv/g，下底板傳感器靈敏度為928.46 mv/g。在磁流變阻尼器處安裝有一個位移傳感器，通過數據采集設備采集座椅的振動響應信號，信號經過計算機進行處理，在speedgoat仿真平臺下獲得磁流變阻尼器的控制電流，并向電流源輸送電流控制信號，同時獲得空氣彈簧的充放氣信號，并控制開關電磁閥充放氣。此時通過數據采集設備反饋回的座椅上底板加速度響應和磁流變阻尼器處位移傳感器信號來時刻修正電流控制信號和電磁閥充放氣信號。

4.2 試驗結果與分析

因為該振動臺無法產生隨機激勵信號，這里通過正弦激勵來驗證半主動座椅減振效果，座椅懸架固有頻率在 2 Hz 左右。

當座椅懸架共振時，被動座椅懸架與模糊控制下的座椅懸架加速度響應如圖14所示，被動座椅懸架加速度均方根為3.572 3 m/s2，僅對磁流變阻尼器進行控制時座椅上底板加速度均方根值為2.185 7 m/s2，加速度均方根值減少了38.81%，對空氣彈簧和磁流變阻尼器進行聯合控制時座椅上底板加速度均方根值為1.945 7 m/s2，加速度均方根值減少了45.53%，該變剛度變阻尼座椅懸架比被動座椅懸架和變阻尼座椅懸架擁有更好的隔振性能。

圖14 2 Hz 16 mm正弦激勵下加速度響應曲線

5 結論

本文制定了基于空氣彈簧和磁流變阻尼器的半主動座椅模糊控制策略，并進行驗證。通過仿真和試驗結果表明，該控制方法實現了座椅懸架的剛度和阻尼調節(jié)，相比被動座椅和單獨變阻尼控制的座椅，該半主動座椅擁有更好的減振性能。