2021年（第43卷）第2期汽车工程
彭志召1，2，危银涛2，傅晓为3，姚谢钧4
丰田车友会（1.陆军装甲兵学院车辆工程系，北京100072；2.清华大学车辆与运载学院，北京100084；
3.上海瑞尔实业有限公司，上海201805；
4.上汽大通汽车有限公司，上海200438）
［摘要］针对车辆半主动悬架系统的整车协调控制，通过悬架动力学模型分析了耦合量的影响，提出了一种主从控制方法。基于自行研制的并联常通孔式磁流变减振器和控制系统开展了实车道路试验。在越野路行驶时，驾驶员坐垫处的加权加速度降低了13.8%~42.6%，车身俯仰角速度降低了21.1%~53.7%；蛇行试验中车身侧倾角速度、角度分别平均降低了65%和38.5%；变道试验中车身侧倾角速度、角度分别平均下降65%和51%。综上所述，研制的磁流变悬架系统显著地提升了车辆的乘坐舒适性、操纵稳定性和行驶安全性。
关键词：半主动悬架；磁流变；主从控制；整车悬架协调控制；实车试验
Research and Performance Test of Magnetorheological Semi‑Active Suspension
System Based on a Real Vehicle
Peng Zhizhao1，2，Wei Yintao2，Fu Xiaowei3&Yao Xiejun4
1.Department of Vehicle Engineering，Army Academy of Armored Forces，Beijing100072；
2.School of Vehicle and Mobility，Tsinghua University，Beijing100084；
3.Shanghai Ruier Industrial Co.，Ltd.，Shanghai201805；
4.SAIC MAXUS Automobile Co.，Ltd.，Shanghai200438
［Abstract］For coordinated control of vehicle for semi‑active suspension system，a master‑slave control strategy is proposed by analyzing the coupling influence through suspension dynamic model.The road test is carried out based on a real vehicle equipped with the self‑developed electronic control unit（ECU）as well as magnetorheo‑logical（MR）dampers paralleling with constant throttling orifices.The off‑road test indicates that the weighted accel‑eration of the driver seat and the pitching rate are reduced by13.8%~42.6%and21.1%~53.7%respectively；In the slalom
test，the rolling rate and angle are reduced by65%and38.5%respectively.In the double lane‑change test，the rolling rate and angle are reduced by65%and51%respectively.In conclusion，the developed MR suspension system can improve the riding comfort，handling stability and driving safety significantly.
Keywords：semi⁃active suspension；magnetorheological；master⁃slave control；vehicle suspension coordinated control strategy；real vehicle experiment
前言
半主动悬架能够显著改善车辆的乘坐舒适性和操作稳定性，且具有控制能耗低、鲁棒性好、性价比高等优点，成为车辆工程领域研究和应用的热点［1-2］。
目前，半主动悬架主要通过电磁阀减振器和磁流变减振器两种执行器来实现。基于电磁阀减振器的半主动悬架商业化应用主要有ZF Sachs公司的
CDC悬架系统和大众公司的DCC悬架系统。与电磁阀减振器相比，磁流变减振器具有结构紧凑、响应
doi：10.19562/j.chinasae.qcgc.2021.02.016
*国家自然科学基金（51605490）资助。
原稿收到日期为2020年8月15日，修改稿收到日期为2020年9月26日。
通信作者：彭志召，博士，讲师，E‑mail：zhizhao8593@139。
汽车工程2021年（第43卷）第2期
快、可控阻尼力大等优点。目前基于磁流变技术的半主动悬架商业化应用主要有LORD公司和BWI/
Delphi公司。BWI/Delphi公司的MagneRide悬架系统于2019年已推出了第四代产品，进一步优化了控制系统和算法［3］。
由于行驶路况恶劣，军用车辆对高性能悬架系统的需求更为迫切。美军基于“悍马”和Stryker战车测试了LORD公司的磁流变半主动悬架系统。实车道路测试表明，磁流变半主动悬架系统能将“悍马”的车体垂直加速度均方根值降低10%~ 30%［4］；在一定的路面条件下，将Stryker战车驾驶员的受振6W吸功极限车速从35提升至61km/h，提升幅度达72%，变道操控车体侧倾率降低30%［5］。LORD公司开发的磁流变减振器通过了400~500万次的疲劳试验和24140.16km的越野路强化试验，未出现性能退化，耐久性是普通减振器的4倍以上［6］。
国内针对磁流变悬架实车试验方面的报道极少。余淼等［7-8］将小波变换和模糊控制相结合，通过实时调节安装于“长安之星”微型面包车前悬架的磁流变减振器，有效提高了汽车的平顺性，但算法复杂，
计算量大，影响系统实时性。任宏斌等［9］采用自行设计的磁流变减振器，基于dSPACE和天棚on/off 控制，测试了某型越野车辆的磁流变半主动悬架系统，有效抑制了车身垂向振动，提高了行驶平顺性和乘坐舒适性。
本文中以实车工程化应用为出发点，提出了整车悬架的主从控制策略，基于自行研制的磁流变减振器及控制系统，通过实车道路试验验证了自行研制的磁流变悬架系统性能。
1悬架系统阻尼控制策略
1.1悬架系统动力学模型
四轮车辆悬架振动的整车模型包含车身的俯仰、侧倾、垂向及4个车轮的垂向振动，共7个自由度，是典型的多入多出（MIMO）系统的耦合振动系统，加上各种非线性、载荷变化等因素，依赖于精确系统模型的控制方法，工程应用较为困难。
7自由度整车悬架振动模型实际上是一个4自由度俯仰振动模型与一个4自由度侧倾振动模型的叠加。以俯仰振动模型（见图1）为例，其数学模型为
ì
í
î
ï
ïï
ï
ï
ïï
ï
M s x c+F c s1+F c s2+F k s1+F k s2=0
Jϕ-bF c s1+aF c s2-bF k s1+aF k s2=0
m t1x t1-F c s1-F k s1+F k t1=0
m t2x t2-F c s2-F k s2+F k t2=0
（1）
其中：F c
s1=
c s1(x s1-x t1)；F c s2=c s2(x s2-x t2)
F
k s1=k s1(x s1-x t1)；F k s2=k s2(x s2-x t2)
F
k t1=k t1(x t1-x r1)；F k t2=k t2(x t2-x r2)
式中：c s1和c s2分别为前、后悬架阻尼系数，是受控参数；k s1、k s2分别为前、后悬架刚度；k t1、k t2分别为前、后车轮的等效刚度；M s、J分别为车体的质量和转动惯量；m t1和m t2分别为前、后车轮质量；x s1、x s2、x c分别为前、后半车和车体质心的垂直位移；x t1、x t2分别为前、后车轮的垂直位移；x r1、x r2分别为前、后车轮的路面不平度输入；ϕ为车辆的俯仰角位移；a、b分别为质心与前轴、后轴的距离。
由式（1）的前两个方程可以得到
aM s x c-Jϕ+(a+b)F c s1+(a+b)F k s1=0（2）bM s x c+Jϕ+(a+b)F c s2+(a+b)F k s2=0（3）由于车体的俯仰角和侧倾角一般都比较小（通常<10°），有sinϕ≈ϕ，质心垂直位移可以用前、后悬架车体垂直位移近似表示为
x c=x s1+bϕ（4）x c=x s2-aϕ（5）将式（4）代入式（2），式（5）代入式（3），并且J=
M
s
ρ2（ρ为俯仰惯量的等效回转半径），可得
aM s
a+b
x s1+F c s1+F k s1+M s a+b(ab-ρ2)ϕ=0
（6）bM s
a+b
x s2+F c s2+F k s2+M s a+b(ρ2-ab)ϕ=0
（7）则式（1）可以用前、
后悬架的两个方程组表示为图1车辆悬架4自由度俯仰振动模型
270
2021（Vol.43）No.2
彭志召，等：磁流变半主动悬架研究及实车试验分析
{aM s a +b x s1+F c s1
+F k s1
+M s
a +
b (ab -ρ2)ϕ=0m t1x t1-F
c s1
-F k s1
+F k t1
=0
（8）
{
bM s a +b x s2+F c s1
+F k s2
+M s
a +
b (ρ2-ab )ϕ=0m t2x t2-F
c s2
-F k s2
+F k t2
=0
（9）
1/4车悬架模型（见图2）的动力学方程为{
m s x s +F c s
+F k s
=0m t x t -F c s
-F k s
+F k t
=0
（10）
bmw x6其中：
F c s =c s (x s -x t )；F k s
=k s (x s -x t )F k t
=k t (x t -x r )
式中：m s 为簧载质量；m t 为非簧载质量；k s 和k t 分别为
悬架刚度和车轮刚度；c s 为可控阻尼器的阻尼系数；x r 为路面不平度激励；x s 和x t 分别为车轮和车体垂直位移。
对比式（10），式（8）和式（9）中的车体动力学方程，除了前、后悬架的载荷分配差异，还多出了前、后悬架振动的关联量，即俯仰振动的耦合量。若该耦合量为0，则前、后悬架的振动才会完全独立，即当前轮遇到路面不平而引起振动时，前悬架簧载质量运动，而后悬架簧载质量不运动，反之亦然。在这种特殊情况下，可以对前、后悬架实施完全独立的控制。
理论上，在如下条件下可消除式（8）和式（9）中的耦合量，即消除前、后悬架之间的耦合振动。
（1）调配车体质量分布，使ρ=
ab ，即悬挂质
量分配系数ε=ρ2ab =1［10］。然而实际上，完全实现ε=1较为困难，并且车辆的载荷分配也随载重量及
位置的变化而出现较大的差异。
（2）在悬架间或非簧载质量上构造一个控制器，
通过反馈角加速度ϕ，产生与耦合量相反的控制力将耦合量定量抵消，从而使得前、后悬架独立运行。
文献［11］中提出了双可控阻尼器半主动悬架，其中簧载可控阻尼器用于振动控制，非簧载可控阻尼器用于部分跟踪补偿耦合力。
（3）当ϕ=0时，耦合量也为0。此时，车辆行驶平稳，车体未出现俯仰振动，仅有垂向振动，前、后悬架互不干扰，可以完全独立地实施控制。
以上是基于车辆悬架的俯仰动力学模型分析得到的结论，对于侧倾振动有相同的分析过程和结论，这里不再赘述。1.2
控制策略
由于悬架振动存在耦合量，对各子悬架独立实施控制难以达到最佳的整车协调控制效果。由前面的分析可知，当俯仰角加速度ϕ=0时，前、后悬架之间的耦合振动消除，当侧倾角加速度θ=0时，左、右悬架之间的耦合振动消除。但是车辆行驶时，在路面不平的激励下，车身只出现垂向振动，而不发生俯仰和侧倾振动的情况不会大概率出现。为综合考虑车身垂向、俯仰和侧倾的整车协调控制，达到提高车辆平顺性、操作稳定性和安全性的目的，可以设定俯仰角加速度临界值ϕc ，当|ϕ|
<ϕc 时，即车身俯仰振动
幅度较小，式（9）和式（10）中的耦合量取值较小，可以忽略耦合振动的影响，从而对前、后悬架
实施独立
控制；相反，当|ϕ|
≥ϕc 时，车身俯仰振动明显，耦合振
动的影响不可忽略，须采取抑制俯仰振动的控制方
奔驰a系法。对于侧倾振动的控制，同样可设定侧倾角加速度θc ，采取相同的思路。针对整车协调控制时，显然
只有当|ϕ|<ϕc 并且|θ|
<θc 时，耦合量的影响才可以忽
略，此时认为只有车身垂向振动，整车可以视为由4个独立的2自由度悬架组成。
本文中采取主从控制策略，主控制包括俯仰控制器和侧倾控制器，分别用于抑制车体俯仰振动和侧倾振动；从控制器用于抑制车身垂向振动，由4个独立的2自由度悬架控制器组成。1.3
俯仰与侧倾控制
针对俯仰（|ϕ|≥ϕc ）或侧倾（|θ|
≥θc ），采用转矩
阻尼控制，也就是给车身提供与俯仰或侧倾角速度方向相反的阻尼力矩M d ，使车身尽快恢复平稳。以俯仰控制为例，该阻尼力矩由前、后悬架减振器的可控阻尼力F df 、F dr 产生，如图3所示。考虑阻尼力矩的前、后分配差异，阻尼系数的调
控为
图2
1/4车悬架动力学模型
271
汽车工程2021年（第43卷）第2期
ìí
îïï
ï
ïïïc s1=αC pitch ||ϕL ||(x s1-x t1)，(x s1-x t1)ϕ>0c s2=(1-α)C pitch ||ϕL ||(x s2-x t2)，(x s2-x t2)ϕ<0（11）式中：ϕ为车身俯仰角速度；C pitch 为俯仰阻尼系数；α为前、后悬架的阻尼力矩分配系数。
对车身侧倾振动的抑制，采用相同的思路，由于车辆左右对称，不需要考虑侧倾阻尼力矩的左右分配差异。
工程上往往采用开关型（on/off ）控制算法［2］
。约定车头上仰、车身右倾分布为俯仰和侧倾的正方向，结合车身俯仰和侧倾的阻尼力矩控制，整车4个减振器的阻尼开关控制策略如下。
左前减振器：
c fl =ìí
îïïïïc
max ，éëùû
||φ≥φc |
|θ≥θc 和éëùû()x sfl -x tfl φ>0
()x sfl -x tfl θ>0c min
，其他
（12）
右前减振器：
c fr =ìí
îïïïïc
max ，éëùû
||φ≥φc |
|θ≥θc 和éëùû()x sfr -x tfr φ>0
()x sfr -x tfr θ<0c min
，其他
（13）
左后减振器：
c rl =ìí
îïïïïc
max ，éëùû
||φ≥φc |
|θ≥θc 和éëùû()x srl -x trl φ>0
()x srl -x trl θ>0c min
，其他
（14）
右后减振器：
c rr =ìí
îïïïïc
max ，éëùû
||φ≥φc |
|θ≥θc 和éëùû()x srr -x trr φ<0
()x srr -x trr θ<0c min
，其他
（15）
1.4
垂向振动控制
针对车身俯仰和侧倾振动幅度较小的情况，即
|ϕ|
<ϕc 且|θ|
<θc 时，由前面的分析可知，此时车身以
垂向振动为主，耦合量的影响较小，整车悬架可以视为由4个相互独立的2自由度悬架组成。
在前期的研究中发现［12］，车辆在在恶劣路面上低速行驶（40km/h 以下）时，天棚控制可以非常有效地减小悬架动行程，降低悬架撞击限位装置的风险；但在良好路面上高速行驶（40km/h 以上）时，天棚控制会恶化平顺性；而频域控制对提高平顺性的效果较佳，且具有仅需要车身加速度信号实施控制的优点，在悬架高度传感器出现故障或损坏时，还能够实
施控制，提高了系统可靠性和失效-安全能力。因此，针对车身垂向振动，对4个相互独立的子悬架实施天棚控制与频域控制相结合的控制策略。
朱福寿天棚控制（SkyHook ，SH ）是最经典的车辆悬架控
制策略，考虑实用性，其通常采用on/off 的执行形式［13］：东风风神
c si ={
c max ，x si (x si -x ti )>0c min ，其他
（16）
式中：i=fl 、fr 、rl 、rr ，分别代表车辆左前、右前、左后、右后4个方位的子悬架；
x si 、x ti 代表各子悬架车身和车轮的垂向振动速度；
c si 代表各子悬架的阻尼状态，在c max 和c min 两档中取值。
在文献［14］中依据悬架阻尼在频域上对车身加
速度、悬架动行程、车轮动变形3个悬架指标传递特性的影响存在较好的一致性，以及悬架不动点的有关特性，提出了频域控制。
c si =
{
c max ，(x 2si -α2
x
si 2)<0c min ，其他
（17）
式中：x
si 为各子悬架的车身加速度变化率，可以由车身加速度微分获得；x s 为车身的速度，可以由车身加
速度积分获得；
α=(2πf α)2，f α是车身垂向振动加速度传递率曲线，在悬架1阶共振频率附近不受阻尼影响的不动点频率。
f α=
（18）
图3车身俯仰的转矩阻尼控制示意图
272
2021（Vol.43）No.2彭志召，等：磁流变半主动悬架研究及实车试验分析其中β=2(m s +m t )k s +m s k t
(x 2s -α2
x郑州市车管所违章查询
s 2)也是一个分频器，该算法的原理是将悬架系统的振动特征频带分为两个部分来实施阻尼控制：当f <f α时，实施大阻尼；当f ≥f α时，实施小阻尼。由式（17）可知，该算法的执行只需要车身垂向振动的加速度信号。
将路面激励视为随机过程，为使悬架动行程不超过极限许用值的概率为99.7%，则
RMS (x s i )
=
≤1
3X s
（19）
式中：X s 为悬架极限许用行程；
RMS (x s i )为某个子悬架的动行程在前N 个控制周期内的均方根值。
针对天棚控制和频域控制的特点，依据悬架动行程均方根值和车速制定算法切换准则：
{
天棚控制：RMS ()x s i >1
3X s 和v <40km/h
频域控制：其他
（20）
2磁流变减振器
采用自行研制的具有并联常通孔的磁流变减振
器作为实车试验的阻尼调控执行器［15］
，其结构和工
作原理如图4所示。虽然其阻尼系数设计为最大和最小两档式，但是加载的电流连续变化时，通过改变环形缝隙中磁流变液的屈服强度，可以调控阻尼力的临界屈服点适时泄压。
并联常通孔式磁流变减振器与开关类控制策略结合应用时，只需要按照控制策略的要求设计好最大、最小阻尼系数，调校好电流大小与状态量的对应关系，不但在实施控制时避免了复杂的逆模型求解过程，降低了在线计算量，提高了系统的响应速度，同时也避免了普通（无旁通孔）磁流变减振器尤其在
加载较大电流时引起的颤振现象［16］。由于并联常通孔的存在，零场阻尼力更小，在控制策略需要提供小阻尼时能尽可能减小阻尼的激扰，而且有利于低温条件下减振器中磁流变液的流动［17］。
3控制系统
自行研制的控制系统包括电子控制单元
（ECU ）、传感器及线束。ECU 包括微控制单元（MCU ）和电流驱动器两部分。MCU 采集悬架高度传感器、车身加速度传感器、陀螺仪芯片的信号，并通过CAN 总线读取原车相关信号，根据算法及状态信息运算得到各磁流变减振器需加载的目标电流，通过PWM 脉冲实时调控电流驱动器的输出电流。
ECU 的电流响应速度反映了对磁流变减振器的
驱动能力，响应速度越快，系统时滞越小，从而能够达到更好的控制效果。图5是在PWM 脉冲调控下
0.5A 电流加载和置零的响应速度，上升约为1ms ，下降约为70μs 。2A 电流的加载和置零响应时间分别约为1.5ms 、100μs （由于篇幅原因，不做详细描述）。
4
实车试验
4.1
试验车辆
实车试验以上汽大通汽车有限公司的SUV 车
型D90为试验平台，空载2.4t ，满载2.9t 。原车的悬架弹簧保持不变，仅将原车的被动减振器换装为自行研制的磁流变减振器，安装ECU 及传感器，通过实车道路试验进行对比。4.2
行驶平顺性试验
行驶平顺性试验主要考察悬挂系统对路面激励的过滤以及衰减车身振动的能力。选取了越野路和
扭曲路两种典型的路面开展实车道路试验。
图4
磁流变减振器结构及工作原理
图5控制器电流响应（0.5A ）
273
发布评论