悬架结构设计

精选优质文档-----倾情为你奉上精选优质文档-----倾情为你奉上专心---专注---专业专心---专注---专业精选优质文档-----倾情为你奉上专心---专注---专业JIANGSUUNIVERSITY本科毕业论文主动悬架的最优控制理论OptimalControlTheoryofActiveSuspension学院名称：汽车学院专业班级：交通运输0602学生姓名：刘高君指导教师姓名：张孝祖指导教师职称：教授2010年6月目录主动悬架的最优控制专业班级：交通运输0602学生姓名：刘高君指导老师：张孝祖职称：教授摘要悬架是现代汽车的重要组成，它对汽车的平顺性、操纵稳定性、通用性及汽车寿命等多种使用性能有很大影响。随着计算机技术的发展，计算机控制开始被应用到汽车悬架的刚度和阻尼控制中，即主动悬架和半主动悬架，汽车主动和半主动悬架研究的一个重要课题就是采用什么控制方法使汽车达到一个最优控制，且悬架的车身加速度、动挠度和轮胎的动载荷满足要求，能保证汽车在各种行驶情况下的行驶安全。过去的二三十年间，人们在车辆悬架控制系统方面做了许多理论研究工作，并有大量的文献发表。车辆主动悬架设计的关键任务之一，就是要寻求一个能够为车辆提供良好性能的控制律。尽管许多学者提出了各种不同的控制理论，但广泛应用于主动悬架设计中的应是随机线性二次最优理论[]。本文对随机线性最优控制进行重点介绍:针对主动悬架控制系统建立1／4车体的悬架模型方程，采用一个滤波白噪声作为路面输入模型，得出其状态空间方程，并用matlab仿真得出汽车悬架控制的三个性能指标（车身加速度、动挠度、动载荷）的幅频特性曲线，将得出的主动悬架系统的三个性能指标跟被动悬架系统进行仿真试验对比。最后，利用仿真系统求出三个不同系统的悬架性能标的均方根植，并作出比较。从而为主动悬架控制的最优控制提供一条新的思路。关键词：主动悬架最优控制幅频特性均方根植OptimalControlTheoryofActiveSuspensionAbstractSuspensionisanimportantcomponentofmodernautomotive，ithasagreatinfluenceinItsridecomfort,handlingandstability,versatilityandlongevityofavarietyofperformancecars.Withthedevelopmentofcomputertechnology,Computercontrolbegantobeappliedtothevehiclesuspensionstiffnessanddampingcontrol,theactivesuspensionandsemi-activesuspension,animportantresearchtopicofAutomotiveactiveandsemi-activesuspensionishowtocontrolthevibrationofthecartoaminimum,andsuspensiondeflectionandtiredynamicloadtomeettherequirements,guaranteedcardrivingsituationsinavarietyofdrivingsafety.Overthepast23years,peoplehavedonealotoftheoreticalresearchinthevehiclesuspensioncontrolsystem,andalargenumberofdocumentspublished.OneofthekeytasksofVehicleactivesuspensionsystemistofindagoodperformancetothevehiclescontrollaw.Althoughmanyscholarshaveproposedavarietyofcontroltheory,thebesttheoryofstochasticlinearquadraticshouldbewidelyusedinactivesuspensiondesign.Inthispaper,optimalcontrolofstochasticlinearhighlights:Foractivesuspensioncontrolsystemsetup1/4thebodyofthesuspensionmodelequations,usingafilterwhitenoiseastheroadinputmodel,Cometothestatespaceequation,andwecangettheamplitude-frequencycharacteristiccurveofthethreevehiclesuspensioncontrolperformance（bodyacceleration、deflection、dynamicload）obtainedbytheMatlabsimulation.Wewillcometocomparethethreeactivesuspensionsystemswithapassivesuspensionsystemperformancesimulationexperiments.Finally,wewillobtainthesubjectrootmeansquareplantofthreedifferentsystemsbythesimulationsystem,andtocompare.Thustheoptimalcontrolofactivesuspensioncontroltoprovideanewwayofthinking.Keywords:ActiveSuspensionOptimalcontrolAmplitude-frequencycharacteristicsRMSplant第一章绪论1.1汽车悬架的历史及发展概况从1886年德国人戴姆勒制造了世界上第一辆汽车开始，汽车工业经历了100多年的发展历史。现代汽车的性能、安全性和舒适性早已超出了前人所想象的程度。车辆在行驶过程中。轮胎和悬架的性能对乘坐舒适性和操纵稳定性的影响最大。路面激励经轮胎及悬架传至乘员，直接影响着车辆乘坐的舒适度，但由于轮胎结构参数改变有限，所以改进车辆乘坐舒适性的研究，就主要集中在悬挂系统动态特性上。1934年世界上出现了第一个由螺旋弹簧组成的被动悬架。20世纪40年代，汽车悬架由工字形系统改变为长短臂系统，70年代末至80年代初，在前轮驱动的轿车上，麦弗逊(Macpherson)撑杆式悬架又取代了长短臂悬架系统。传统的被动汽车悬架主要由弹性元件、减振器及稳定杆组成，其中弹性元件、减振器和轮胎的综合特性，决定了汽车的形式性、操纵性和乘坐的舒适性。被动悬架的模型如图1.1所示。由于弹性元件、减振器均是决定刚度的元件，它们对路面状况和汽车的行驶状况(如汽车直线行驶时的加速和制动，汽车转弯)的适应性均受到了很大的局限。因此，近年来的轿车越来越多地采用横臂式独立悬架(烛式和麦弗逊式)、纵臂式独立悬架(单纵臂式和双纵臂式)和车轮沿主销移动的悬架(烛式和麦弗逊式)。尽管这些悬架可使汽车的有关性能得到较大的最优化折衷处理，但由于被动悬架的参数是根据经验或优化设计的方法确定的，参数在行驶过程中保持不变，所以很难适应各种复杂路况，并且减振的效果也较差。被动悬架主要应用于中低档轿车上，现代轿车的前悬架一般采用带有横向稳定杆的麦弗逊式悬架，比如桑塔纳、夏利、赛欧等车；而现代轿车的后悬架的形式较多，主要有复合式纵摆臂悬架和多连杆悬架。随着道路交通的不断发展，1954年美国通用汽车公司在悬架设计中率先提出开发兼顾舒适性和操纵稳定性的主动悬架。主动悬架的模型如图1.2所示。它在被动悬架的基础上，增加可调节刚度和阻尼的控制装置，使汽车悬架在任何路面上均能保持最佳的运行状态。20世纪80年代，世界各大著名的汽车公司和生产厂家都竞相研制开发主动悬架。丰田、洛特斯、沃尔沃、奔驰等在汽车上进行了较为成功的试验。其中，1981年开始在汽车上使用车身高度控制技术，同年又成功开发出可变换减振器阻尼力控制的新技术，之后又开发出可以自动变换减振器阻尼力和弹性元件刚度的电控悬架。1987年，日本本田公司率先推出装有空气弹簧的主动悬架，这是一种通过改变空气弹簧内的空气压力来改变弹性元件刚度的主动悬架。1989年，世界上又推出了装有油气弹簧的主动悬架。90年代，则是电子技术在汽车悬架系统中的应用越来越多的时期。现在，某些计算机控制的悬架系统已具有在10～12ms内即能对路面和行驶条件作出反应的能力，以改善行驶时的平稳性和操纵性。装置主动悬架的汽车，在不良路面高速行驶时，车辆能保持车身平稳、轮胎噪音小，在转向和制动时，车身也能保持水平，因此极大地提高了乘坐的舒适性。但主动悬架结构复杂、能耗高，成本昂贵，可靠性方面也存在某些问题。半主动悬架的概念首先由D．A．Crosby和D．C．Kamopp于1973年提出，Karnopp还提出天棚阻尼控制模型和实现方法，但直到20世纪80年代初期才有试验性的产品问世。然而，半主动悬架投入应用的速度却比主动悬架快得多，随着电子技术和计算机技术的发展，半主动悬架从实验室走向工厂。在开发方面，1975年，Margolis等人提出了“开关”控制的半主动悬架，1983年日本丰田汽车公司开发了具有3种减振工况的“开关”式半主动悬架，并应用于ToyotaSoarer280GT型轿车上。1986年，KimBrough在半主动悬架控制方法中引入了Lyapunov方法，改进了控制算法的稳定性。1988年日本日产公司首次将“声纳”式半主动悬架系统应用于Maximas轿车上，它可预测路面信息，悬架减振器有“柔和”、“适中”和“稳定”3种选择状态。20世纪90年代以后，研究的显著特点是新型智能材料在半主动悬架上的运用。1994年，Prinkos等人使用电流变和磁流变体作为工作介质，研究了新型半主动悬架系统。2002年，采用美国德尔福(Delphi)公司磁流变减振器的MagneRide半主动悬架系统应用在CadillacSevilleSTS高档车上，此悬架系统能根据行驶情况自动改变减振阻尼。半主动悬架可看作由可变特性的弹簧和减振器组成的悬架系统，其模型如图1.3所示。虽然半主动悬架不能随外界激励的输入进行最优的控制和调节，但它可按储存在计算机中的各种条件下最优弹簧和减振器的优化参数指令来调节弹簧的刚度和减振器的阻尼状态，使悬架对复杂多变的路面状况具有较好的适应性。半主动悬架又分为有级半主动式(阻尼力有级可调)和无级半主动式(阻尼连续可调)两种。其产生力的方式与被动悬架相似，而其阻尼或刚度系数都可根据运行状态调节。由于半主动悬架结构简单，工作时不需要消耗车辆的动力，并且可取得与主动悬架相近的性能，因此具有广阔的发展前景。由于种种原因，目前我国的汽车绝大部分采用被动悬架。在半主动和主动悬架的研究方面起步晚，与国外的差距大。在西方发达国家，半主动悬架在20世纪80年代后期趋于成熟，福特公司和日产公司首先在轿车上应用，取得了较好的效果。主动悬架虽然提出早，但由于控制复杂，并且牵涉到许多学科，一直很难有大的突破。进入20世纪90年代，仅应用于排气量大的豪华汽车。在国内，只有北京理工大学和同济大学等少数单位对主动悬架开展研究，未见国内汽车产品采用此技术。1.2国内、外对主动、半主动悬架的研究现状目前，国内外对汽车主动、半主动悬架已经进行了诸多研究[]，取得了众多研究成果。有关汽车悬架系统的文献和研究成果每年都有报道，国外比较有影响的学者有Karnopp、Margolis、Thompson等，其研究内容涉及路面描述与模型、悬架系统的简化与建模，应用模糊逻辑控制、自适应控制、控制、最优控制、人工神经网络等智能控制方法，进行悬架控制规律的设计、系统仿真与实验研究，同时还成功地开发了不少新型减震器。从总体上来看，悬架系统合理化、控制理论复杂化、控制过程实用化是当今智能悬架开发的显著特点。这些研究极大地丰富了悬架的控制理论，有力地推进了悬架系统在汽车工程中的应用。然而在如此众多的研究中，多数是对汽车悬架主动和半主动控制的研究，而针对汽车悬架非线性特性进行分析的却很少。1998年M．Kurimoto和T.YoshimuraTM的文章考虑到客车车体长，纵倾度大，故采用四自由度半车非线性模型和线性二次型最优控制，即LQG控制，滑模控制器应用于客车上。非线性控制的关键是要找到滑动平面的稳定条。在设计过程中，原始模型被简化为互不耦合的两个线性系统——分别位于的前后悬位置。仿真结果表明，主动悬架的隔振效果优于被动悬架。C．KiIIl和P．I．Ro对主动悬架系统的非线性考虑的比较全面。他总结自适应控制方案的发展成果，从线性模型到非线性模型都进行了相应的阐。说明自适应方案有严重的局限性，比如车轮冲击加大，弹簧刚度超出线性围，若按普通识别方法很难确定参数。为此，Kim和Ro提出了非线性悬架模。弹簧力为三次多项式，阻尼力．力为二次多项式。而且考虑了“跳轮’’现象。当>0时当<0时其中为簧载质量与非簧载质量之间的相对位移。这样将悬架系统的非线性主要因素(非线性弹簧、阻尼力)和不确定性(轮跳)考虑进模型中。他们根据悬空阻尼所作的参考模型与实际悬架系统的差异提出了一种滑模控制方案。NiklasKarlsson等的文章提出了一种非线性的有限时间预控制方案。该方是在原有的线性预控制和LQG控制的基础上发展而来。文章首先分析了影响汽行驶安全性的各种非线性因素，并采用了最常用的1／4车体模型分析了各种参数对汽车性能的影响。然后应用迭代运算法则实现了在有限时间里对汽车悬架的预控制。最后对此最优控制器的效果进行仿真模拟，通过对线性预控制器、LQG控制器、四次型的性能指数预控制器的主动系统进行比较，发现了该控制方法的优越性。MakotoYokoyama等的论文中提出了一种新的滑模控制器应用于半主动控制悬架系统。针对电磁流变(Magnetorheological，MR)阻尼器不确定的非线性特性，采用1／4车体的非线性模型，考虑电流交流体的惯性和可压缩性得到一个动力模型。由此引起的运动方程是非线性的，作者由此设计了一种新的滑模控制器。其优点是：(1)阻尼力的测量法不再需要，(2)模型考虑了阻尼器的被动约束，(3)能高效维持滑模控制并很好的避免模型中的不确定性及各种干扰。国内对主动、半主动悬架的研究，自九十年代中后期逐渐受到重视，研究单纷纷立项，《汽车工程》文献自96年后逐渐增多，代表了国内汽车技术界对车悬架非线性的研究认识和研究水平。1998年2月同济大学的余卓平等人发表了《非线性悬架系统频率特性数值解》，针对非线性悬架在不同的载荷和路面激励下会有不同的传递特性，而且，这种传递特性由于参数的非线性化，常常无法用函数关系式来表达的问题，从振动测试技术中测取悬架频域特性的快速扫频激励方法出发，采用对悬架系统力学模型进行数字快速正弦扫频的计算机仿真手段，获得非线性悬架系统频域特性的数值解，为分析带非线性悬架的汽车平顺性和安全性提供了一种有效的方法。第二章汽车悬架控制系统的概述2．1汽车悬架的结构汽车悬架是车架(或承载式车身)与车桥(或车轮)之间的一切传力连接装置的总称。它把路面作用于车轮的支承力、牵引力、制动力、侧向反力和这些力所产生的力矩传递到车架或车身上，来保证汽车的正常行驶。汽车悬架主要有弹性元件、减振器和导向机构三个基本部分组成。此外还包括一些特殊功能的部件，如稳定杆和缓冲块等[剐，如图2．1所示。现代汽车进一步采用了控制机构，形成可控悬架，如半主动悬架和全主动悬架等。悬架系统是汽车重要的组成部分，汽车悬架系统的性能是影响汽车行驶平顺性、操纵稳定性和安全性的重要因素。图2．1汽车悬架组成示意图2．2汽车悬架控制系统的类型汽车悬架控制系统通常可分为被动控制、半主动控制和主动控制三种基本类型。不需输入能量控制的称为被动控制，仅需输入少量能量控制用于调节阻尼系数的称为半主动控制，由控制机构对悬架系统施加一定控制力的控制称为主动控制。2．2．1被动控制悬架被动控制悬架的作用是由外力所引起的，不需要输入外部能量，同时还具有结构简单等优点而得到广泛应用2．2．2半主动控制悬架半主动悬架是指悬架弹性元件的刚度和减振器的阻尼系数之一可以根据需要进行调节控制的悬架。半主动悬架系统基本上不需要其它的外加能源只要选择合适的控制逻辑就可以达到像主动减振一样的减振效果。目前半主动悬架研究主要集中在调节减振器阻尼系数方面即将阻尼可调减振器作为执行机构，通过传感器检测汽车行驶状况道路条件变化和车身的加速度由ECU根据控制策略发出脉冲控制信号实现对减振器阻尼系数的有级可调或无级可调。（1）有级可调减振器有级可调减振器阻尼可在2-3档之间快速切换，在结构中采用较简单的控制阀，实现有级调控；系统简单，但适应汽车行驶工况和道路条件变化的能力较差，其设计关键是发展先进的阀技术增加阻尼变化的档数，缩短切换时间，实现复杂控制策略，提高悬架控制性能。（2）无级可调减振器无级可调减振器的阻尼调节可分为节流孔径调节和减振液粘性调节两种方式。节流孔径调节是通过步进电机驱动减振器的阀杆连续调节。减振器节流阀的通流面积来改变阻尼，这类减振器因结构和成本等缺点较少使用。减振液粘性调节是使用粘性连续可控的电流变或磁流变液体作为减振液实现阻尼无级变化，改变减振器的阻尼力在应力温度粘度和稳定性等性能方面磁流要比电流好，所以现在倾向于选用磁流变液体的减振器。2．2．3主动控制悬架汽车主动悬架是在被动悬架原有弹性元件和阻尼元件基础上增加主动力装置通过主动力装置和预定的控制策略改变悬架特性获得较好的性能。主动悬架能够有效地抑制车身侧倾保持车身水平。主动悬架的作用主要有3个方面：1、提高舒适性；2、控制车身运动；3、调节车身高度。通过输入外部能量施加控制力悬架的主动控制采用流体传动的控制系统，主动液力减振器研究方向之一是采用复合减振方法减少外部能量的消耗。2．3汽车悬架控制系统的控制方法汽车悬架控制系统大多由传感器拾取车身绝对速度、车身对车轮的相对速度、车身的加速度等信号、经计算机处理发出指令进行控制。应用于汽车悬架控制系统的控制方法主要是各种现代控制方法。2．3．1最优控制最优控制是确定明确的目标函数后，通过数学方法计算出使该函数取极值时的控制输入。在汽车悬架系统上应用较多的有：线性最优控制、最优控制和最优预见控制等。线性最优控制建立在系统较为理想的模型基础上，采用受控对象的状态响应与控制输入的加权二次型作为性能指标，保证受控结构在动态稳定条件下实现最优控制。最优控制方法是通过设计控制器，在确保闭环系统各回路稳定条件下，使相对于干扰输出取最小的一种最优控制方法。最优预见控制方法不仅考虑车辆即时的状态，还利用前轮的扰动信息预估路面干扰输入，将测量状态变量反馈给前后控制器实施，对四轮进行全预见控制和后轮进行单预见控制。2．3．2自适应控制自适应控制是针对具有不确定性的系统而设计的，可以自动检测系统参数变化，保持系统的性能指标为最优，有自校正控制和模型参考自适应控制两种方法。自校正控制是将受控对象参数在线识别与控制器参数整定相结合的控制方法。模型参考自适应控制是指当外界激励条件和自身参数状态发生变化时，被控悬架系统的振动输出仍能跟踪所选定的理想参考模型。2．3．3模糊控制模糊控制其最大特点是允许控制对象没有精确的数学模型，使用语言变量代替数字变量，在控制过程中包含有大量人的控制经验和知识，与人的智能行为相似。2．3．4神经网络控制神经网络控制应用在特定环境以及采用固定描述方式的多种目的设计中。作为一种并行分布式处理系统，它具有自动知识获得、联想记忆、自适应性可学习性和巨量并行性。故在汽车悬架振动控制中有广泛的应用前景。第三章悬架系统设计分析3．1悬架的组成如图3-1，现代汽车悬架一般都是由弹性元件、减振器和导向机构三部分组成[]。图3-1汽车悬架的组成1弹簧2减振器3导向机构3．1．1弹性元件由于汽车行驶的路面不可能绝对平坦，路面作用于车轮上的垂直反力往往是冲击性的，特别是在坏路面上高速行驶时，这种冲击力将达到很大的数值，冲击力传到车架和车身时，可能引起汽车机件的早期损坏，传给乘员和货物时，将使乘员感到极不舒适，货物也可能受到损伤。为了缓和冲击，在汽车行驶系中，除了采用弹性的充气轮胎之外，在悬架中还必须装有弹性元件，使车架(或车身)与车桥之间作弹性联系[]。弹性元件的主要种类有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧、油气弹簧及橡胶弹簧等。(1)钢板弹簧：由多片不等长和不等曲率的钢板叠合而成。安装好后两端自然向上弯曲。钢板弹簧除具有缓冲作用外，还有一定的减震作用，纵向布置时还具有导向传力的作用，非独立悬挂大多采用钢板弹簧做弹性元件，可省去导向装置和减震器，结构简单。(2)螺旋弹簧：只具备缓冲作用，多用于轿车独立悬挂装置。由于没有减震和传力的功能，还必须设有专门的减震器和导向装置。(3)油气弹簧：以气体作为弹性介质，液体作为传力介质，它不但具有良好的缓冲能力，还具有减震作用，同时还可调节车架的高度，适用于重型车辆和大客车使用。(4)扭杆弹簧：将用弹簧杆做成的扭杆一端固定于车架，另一端通过摆臂与车轮相连，利用车轮跳动时扭杆的扭转变形起到缓冲作用，适合于独立悬挂使用。3．1．2减振器弹性系统在受到冲击后，将会产生振动。持续的振动易使乘员感到不舒适和疲劳，故悬架还应当具有减振作用，使振动迅速衰减(振幅迅速减小)。为此，在许多结构型式的汽车悬架中都设有专门的减振器[]。目前汽车悬架系统中最广泛采用的是液力减振器，常见结构如图3．2。其作用原理是当车架与车桥作往复相对运动，而活塞在缸筒内往复运动时，减振器壳体内的油液便反复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔。此时，孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转化为热能，而被油液和减振器壳体所吸收，然后散到大气中。除了液力减振器以外，目前又陆续研究开发了一系列新型减振器，如充气式减振器、阻尼可调式减振器等。图3-2液力减振器3．1．3导向机构车轮相对于车架和车身跳动时，车轮(特别是转向轮)的运动轨迹应符合一定的要求，否则对汽车某些行驶性能(特别是操纵稳定性)有不利的影响。因此，悬架中某些传力构件同时还承担着使车轮按一定轨迹相对车架和车身跳动的任务，因而这些传力构件还起导向作用，故称导向机构。根据导向机构型式的不同，汽车悬架可分为两大类：非独立悬架和独立悬架(如图3-3)。非独立悬架(图3-3a)的结构特点是两侧的车轮由一根整体式车桥相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架悬挂在车架(或车身)的下面。这种悬架结构简单，传力可靠，但两轮受冲击震动时互相影响。而且由于非悬架质量较重，悬架的缓冲性能较差，行驶时汽车振动，冲击较大。独立悬架(图3-3b)是每个车轮单独通过一套悬挂安装于车身或者车桥上，车桥采用断开式，中间一段固定于车架或者车身上．此种悬架两边车轮受冲击时互不影响，而且由于非悬架质量较轻，缓冲与减震能力很强，乘坐舒适。各项指标都优于非独立式悬架，但该悬架结构复杂，而且还会使驱动桥、转向系统变得复杂起来。图3-3非独立悬架与独立悬架除了弹性元件、减振器和导向机构之外，在许多轿车和客车上，为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在定器等。所有这些元件共同组成了汽车的悬架系统，共同承担着缓冲、减振和传力的作用，保证汽车正常行驶。3．2悬架设计的性能要求根据汽车理论的分析，悬架与汽车的多种使用性能有关，在悬架设计中应满足这些性能的要求，其要点如下：1．保证汽车有良好的行驶平顺性。为此，汽车应有较低的振动频率，乘员在车中承受的振动加速度应不超过国际标准263l—78所规定的人体承受振动界限值。2．有合适的减振性能。它应与悬架的弹性特性很好匹配，保证车身和车轮在共振区的振幅小，振动衰减快。3．保证汽车有良好的操纵稳定性。导向机构在车轮跳动时，应不使主销定位参数变化过大，车轮运动与导向机构运动应协调，不出现摆振现象。转向时整车应有一些不足转向特性。4．汽车制动和加速时能保持车身稳定，减少车身纵倾(即所谓的“点头”或“后仰”)的可能性。5．能可靠地传递车身与车轮间的一切力和力矩，零部件质量轻并有足够的强度和寿命。3．3悬架设计目标参数的选择根据前面所述悬架的机构组成及汽车悬架设计的性能要求，我们可以知道悬架设计的主要对象参数有以下几个：(1)悬架刚度，主要为弹簧刚度；(2)阻尼；(3)簧载质量与非簧载质量之比；(4)防撞缓冲块的特性；(5)部分轮胎特性；(6)衬套刚度；(7)其他。对悬架设计而言，有些参数可以由设计者来确定，而有些则不能或者不能完全由设计者所控制。通常可由设计者确定的设计参数有悬架刚度、阻尼等，而有些因素，如簧载质量、轮胎特性等，通常是出于某些其他方面因素的考虑，因此不能完全由设计者所控制。另外，悬架系统中，衬套的刚度主要影响高频响应的传递特性，它对低频下的行驶性能影响较小。此外，在悬架行程达到极限引起缓冲块撞击时，缓冲块的特性则属于典型的非线性响应范畴，本文不作介绍。本文的研究重点主要侧重于悬架刚度和阻尼参数的设计方面。3．4悬架设计性能评价指标的选择车辆悬架的两个主要功能是保证良好的乘坐舒适性和稳定的轮胎载荷。悬架在执行该功能的同时，还必须将悬架行程控制在允许的限度内，并满足在载荷变化、加速、制动、转弯时对车身姿态的要求。车辆行驶性能评价指标中，对乘坐舒适性的要求是显而易见的，而对轮胎载荷均匀性要求则是出于对轮胎抓地性的考虑，由于轮胎产生剪切力的能力会因载荷的波动而减弱，因而应尽量避免其载荷波动过大。对于一个给定的悬架系统，其性能可用3个基本参数来进行定量评价，实际上这些参数代表了悬架互相冲突着的要求，具体介绍如下：3．4．1不舒适性参数即车身加速度(ACC)不舒适性参数(Lm．S．valueofweightedBodyAcceleration)定义为IS02631加权后垂向加速度均方根值。根据IS02631推荐的加权方法，将不同的加速度信号进行加权后求和便可得出。这样一来，车辆复杂的振动环境就可简化成仅用一个特征参数即可描述其行驶平顺性品质。对轿车而言，垂直加速度很大程度上决定了车辆行驶平顺性品质。3．4．2悬架动行程(SWS)悬架动行程参数(r.m.s.valueofSuspensionWorkingSpace)，定义为车轮与车身的位移之差的均方根值，以SWS表示，用于描述相对于静止状态的位移变化程度。路面对悬架的激励可认为是随机的，并本质上服从高斯分布。因此，对线性系统而言，其响应也应该具有高斯性质，并可用正态分布描述。3．4．3轮胎动载荷(DTL)轮胎动载荷参数(r.n1.s.valueofDynamicTypeLoad)，定义为相对于静平衡位置时轮胎载荷变化的均方根值。因为轮胎载荷的变化会引起地面接触印迹面积的变化，并导致侧向力和制动力的减小，所以该参数可作为衡量轮胎抓地能力的一个指标。轮胎载荷变化引起的轮胎力损失的机理比较复杂，基本上可以这样解释：当需要轮胎来产生横向或纵向力的情况下，在力充分产生之前，轮胎与地面接触部分必定变形，而这一变形又反过来要求轮胎应滚动一定距离，因此在完全获得轮胎力之前有一短的时间延迟。当轮胎载荷随悬架运动而波动时，由于轮胎动态延迟机理的影响，导致了可用的有效横向或纵向力减小。总之，如果轮胎的垂直载荷比较稳定，则可获得较大的轮胎力；如果轮胎动载荷波动增加，随着轮胎跳动的加剧，轮胎产生力的能力将随之减弱。综上所述，加权后的车身加速度、悬架动行程、轮胎动载荷均方根值，即ACC、SWS、DTL，便为车辆悬架设计提供了3个量化指标。然而，只有与其他一些只能通过主观评价的因素结合起来使用时，对这些指标的分析才有意义。这里所说的主观评价因素中，一个最重要的性能指标是加速、制动和转弯时的车身姿势。比如，在上述工况下，车身的俯仰角及侧倾角主要由悬架刚度决定，而悬架阻尼特性对瞬态响应有显著影响。虽然不同工况下车辆所表现出来的特性能够由行驶振动模型分别计算得出，但对所得结果的分析和解释在很大程度上取决于制造厂家的主观判断，比如他们认为对所生产的车辆来说，何种程度的车身姿势是可接受的。实际中的情况通常是这样，可接受的最小悬架刚度由车身姿态控制确定，而不是由行驶振动方面的因素决定。同样重要的一些因素还包括车辆的负载情况，如空载、满载及其影响等。对被动悬架车辆来说，宝贵的悬架动行程可能会被额外的负载占用，而只留下较小的可用悬架行程。这也再次说明，其他方面的考虑可能会是选择悬架刚度的主要因素，尤其是在货车、客车两用车及小客车的悬架设计中。总的来说，我们在悬架系统设计时，希望车身加速度、悬架动行程、轮胎动载荷三个指标都尽可能的小，但实际上，这三个指标在客观上存在矛盾。其中，车身加速度主要考虑的是汽车的乘坐舒适性，悬架动行程则是考虑悬架的振动位移与其自身寿命，轮胎动载荷则主要是从汽车轮胎与地面的接触，与汽车的操纵有关。本文主要研究的是汽车悬架系统参数对整车行驶平顺性的影响，在上述三个指标中，轮胎动载荷与汽车的行驶平顺性的关系相对较小，本文不作为主要考虑，而车身加速度对汽车行驶平顺性(即乘坐舒适性)的直接反映，悬架动行程对汽车的平顺性也有较大影响(后续章节将作进一步研究)，因此，本文将主要考虑悬架刚度和阻尼参数对于车身加速度和悬架动行程的影响，以及针对这两个指标进行悬架参数优化设计。3．5本章小结本章详细介绍了常见的悬架系统的机构组成，以及对悬架系统进行设计时所应满足的性能要求。在悬架系统设计的目标参数中，有许多参数是设计者所不能或者不完全掌控的，所以本文将对悬架的主要性能参数——弹簧刚度和减振器阻尼的特性及优化设计进行研究。最后，提出了悬架设计的性能评价指标：不舒适性参数(即车身加速度)、悬架动行程和轮胎动载荷，其中车身加速度和悬架动行程是对汽车行驶平顺性的直接反映，它们将作为本文的分析与优化的主要评价指标，为悬架特性分析及优化设计提供参照标准。第四章汽车主动悬架的最优控制及其仿真4．1仿真技术4．1．1MATLAB软件介绍MATLAB是矩阵实验室(MatrixLaboratory)之意。除具备卓越的数值计算能力外，它还提供了专业水平的符号计算，文字处理，可视化建模仿真和实时控制等功能。该软件的产生是在上世纪70那年代中期，CleveMoler博士和其同事在美国国家科学基金的资助下开发了调用EISPACK和LINPACK的FORTRAN子程序库，EISPACK是特征值求解的FOETRAN程序库，LINPACK是解线性方程的程序库．在当时，这两个程序库代表矩阵运算的最高水平．时至今日，经过MathWorks公司的不断完善，MATLAB已经发展成为适合多学科，多种工作平台的功能强大的大型软件。在国外，MATLAB已经经受了多年考验。在欧美等高校，MATLAB已经成为线性代数，自动控制理论，数理统计，数字信号处理，时间序列分析，动态系统仿真等高级课程的基本教学工具；成为攻读学位的大学生，硕士生，博士生必须掌握的基本技能。在设计研究单位和工业部门，MATLAB被广泛用于科学研究和解决各种具体问题。在国内，特别是工程界，MATLAB一定会盛行起来。可以说，无论你从事工程方面的哪个学科，都能在MATLAB里找到合适的功能。MATLAB软件是一个功能强大、计算能力惊人的软件，它集成了数值计算、图形、高级语言编程等多种功能。该软件萌芽于上世纪70年代末，直到1984年正式推向市场。自此，该软件不断改进完善，更高级的版本一代接一代更新出现，直到本世纪初，MATLAB6．5的出现，功能已经相当强大，目前还有很多人在用。本文中使用的是MATLAB7版本，它给本课题的研究带来了巨大的方便。是矩阵的计算、模型的建立都变的非常简单。4．1．2仿真环境介绍Simulink是MATLAB中的一种可视化仿真工具，是一种基于MATLAB的框图设计环境，是实现动态系统建模、仿真和分析的一个软件包，被广泛应用于线性系统、非线性系统、数字控制及数字信号处理的建模和仿真中。Simulink可以用连续采样时间、离散采样时间或两种混合的采样时间进行建模，它也支持多速率系统，也就是系统中的不同部分具有不同的采样速率。为了创建动态系统模型，Simulink提供了一个建立模型方块图的图形用户接口(GUI)，这个创建过程只需单击和拖动鼠标操作就能完成，它提供了一种更快捷、直接明了的方式，而且用户可以立即看到系统的仿真结果。本文所应用的仿真环境是一集成仿真环境，是MathWorks公司的Simulink软件。Simulink是Matlab最重要的组件之一，它提供一个动态系统建模、仿真和综合分析的集成环境。它可以编制、分析、设计系统仿真模型，它里面有丰富的工具箱，如模糊控制、神经网络、DSP等都有专门的工具箱，在这种情况下，即使是一个语句都不用编写，就可以搭建简单的仿真模型。还可以实时改变模型数据，调整仿真参数，得到不同的仿真效果。Simulink具有适应面广、结构和流程清晰及仿真精细、贴近实际、效率高、灵活等优点，Simulink的应用，大大提高了仿真建模效率，其可视化界面也给建模带来了巨大的方便。作为Matlab的一个可视化仿真工具，Simulink是基于框图的设计环境，简单易学。它既可以实现连续系统的建模、也可以实现离散系统的建模，既可以对线性系统进行仿真、又可以对非线性系统仿真。对于复杂系统，可以利用S函数或者编写M文件实现其仿真。同时Simulink与多种软硬件都有通用接口，比如支持CAD文件的导入导出等。Simulink与Matlab软件的无缝结合，使它能够应用Matlab的丰富功能，给用户提供了方便。概括起来，Simulink技术的有三大优点：图形化建模环境，这种方式简单易学；交互式仿真环境，既可以通过下拉菜单仿真，又可以使用命令进行仿真的启动；专用的模块库，不同的用户可以选择不同的工具箱，同时还可以生成代码。由于Simulink强大的功能和友好的界面，在诸多领域得到了广泛应用，如通信卫星、汽车系统、金融系统、船舶导航系统等。4．2主动悬架系统的车辆动力学模型前面已经提到过，运用仿真技术的前提是要有合理的数学模型，本节主要是讲述了两自由度1／4车体主动悬架系统的物理模型，如图4．1所示。汽车各参数值见表4．1。准确的数学模型是得到准确结果的前提，在这一个环节中必须做到谨慎，科研中的任何一个环节都来不得半点马虎，否则可能会差之毫厘谬以千里，造成与新的成果失之交臂的惨痛代价。主动悬架模型的建立是以牛顿第二定律为基础的，从力学平衡的角度入手，建立力学平衡方程，进一步整理，得到系统的状态方程。建立模型的过程中，忽略了一些次要参数，只提取了最主要的参数，以使模型简化。表4.1主动悬架的单轮模型仿真输入参数值车辆模型参数符号数值单位1/4车身质量车轮质量悬架刚度轮胎质量允许的悬架工作空间MbMwKsKtSWS3204020000+0.1,-0.1KgKgn/mn/mm仿真路面输入参数路面不平度系数车速下载止频率G0U0f0200.1/cyclem/sHz性能指标加权系数轮胎动位移悬架动行程车身加速度q1q2q38000051------车身质量车身位移车身质量 车身速度作动器作动器悬架弹簧刚度 控制力车身质量车身质量 车轮位移轮胎刚度 车轮速度 路面位移图4.11/4单轮车辆模型首先，建立一个具有主动悬架系统的车辆动力学模型。根据牛顿定理，得出系统的运动方程如下：（4.1）（4.2）这里，我们采用一个滤波白噪声作为路面输入模型，即：（4.3）式中：-----------路面位移，m;-----------路面不平度系数，/cycle;-----------车辆前进速度，m/s;W-----------均值为零的高斯白噪声；-----------下截止频率，Hz。结合以上三个式子，将系统运动方程和系统激励输入方程写成矩阵形式，即得出系统的空间状态方程：（4.4）式中：—系统状态矢量，=[]T;根据以求的矩阵我们可以求出系统的状态方程和输出方程：=*+*+*=*+*+*（4.5）=*+*（4.6）=*+*在车辆悬架设计中，主要性能指标通常是：1、代表轮胎接地性的轮胎动载荷；2、代表乘坐舒适性的车身加速度；3、影响车身姿态且与结构设计和布置有关的悬架动行程。因此，LQG控制器设计的目标函数J即为轮胎动位移、悬架动行程和车身加速度的加权平方和的积分值，表示如下：（4.7）其中q1、q2、q3分别是轮胎的动位移、悬架的动行程和车身加速度，根据给出的参数值我们去q3=1。加权系数的选择决定了设计者对悬架性能的倾向，如：对车身加速度选择较大的权值，那么就意味着悬架系统以提高乘坐舒适性为主要目标；若对轮胎动位移项选择较大的权值，则是出于对提高操作稳定性的考虑。将目标函数J表达式改写成矩阵形式，即：（4.8）其中当车辆参数值和加权系数值确定以后，最优控制的反馈增益矩阵K即可由黎卡提方程求出，其形式如下：（4.9）其中控制反馈增益矩阵K由车辆参数和加权系数决定。根据前面所建立的系统状态方程及优化性能指标函数，利用已知的矩阵A、B、Q、R、N，调用MATLAB中的最优线性二次控制器设计函数[K,S,]=LQR(A,B,Q,R,N),即可完成最优悬架控制器的设计。返回的结果中，为最优控制反馈增益矩阵，S为黎卡提方程的解。=[711.88-1241.5-19284-2038.520864]4．3被动悬架的动力学模型之前我们建立了主动悬架系统的动力学模型，并写出了其状态方程，四个矩阵，最终求出了最优控制反馈增益矩阵和黎卡提方程的解。但本文主体是通过仿真比较主动悬架控制系统与被动悬架控制系统的三个性能指标。为了更方便我们了解主动悬架与被动悬架之间的区别，这里我们将也建立被动悬架的车辆动力学模型，并写出其状态方程。表4.2为被动悬架的参数值。表4.2被动悬架的单轮模型仿真输入参数值车辆模型参数符号数值单位1/4车身质量车轮质量悬架刚度轮胎刚度允许的悬架工作空间被动悬架阻尼系数MbMwKsKtSWSCs3204020000+0.1,-0.11000KgKgN/mN/mmN.s/m仿真路面输入参数路面不平度系数车速下载止频率G0U0f0200.1/cyclem/sHz车身质量车身位移车身质量 车身速度悬架弹簧刚度 悬架阻尼系数车轮质量车轮质量 车轮位移轮胎刚度 车轮速度 路面位移图4.2被动悬架系统1/4单轮车辆模型首先，我们同样建立一个被动悬架系统的车辆动力学模型。根据牛顿定理，得出系统的运动方程如下：（4.9）（4.10）这里，我们采用一个滤波白噪声作为路面输入模型，即：（4.11）式中：-----------路面位移，m;-----------路面不平度系数，/cycle;-----------车辆前进速度，m/s;W-----------均值为零的高斯白噪声；-----------下截止频率，Hz。结合以上三个式子，将系统运动方程和系统激励输入方程写成矩阵形式，即得出系统的空间状态方程：（4.12）（4.13）式中：我们可以得出系统的状态方程为=*+*=*+*输出方程为=*4．4仿真结果分析与比较搭建好模型以后，即可实现仿真，可以调节控制器的参数，使仿真最优化。在本文中主要的评价指标是主动悬架和被动悬架的三个性能指标（车身加速度、悬架动行程、轮胎动位移）的幅频特性对比和两个悬架系统的三个悬架性能指标的加权均方根植的对比。之所以选择车身加速度、悬架动行程、轮胎动位移作为车辆性能的评价指标，是有原因的。随着汽车性能的提高，汽车的速度和载重量也不断增大，们对汽车行驶的舒适性、操作稳定性都提出了更高的要求。因此在汽车悬架系统的研究过程中，发现控制规律、研究控制规律，对悬架控制中的最优控制的性能指标等进行评价是很有意义的。车悬架模型时，只是提取了最主要的参数，使模型简单化，为后面的工作进一步研究半主动汽车悬架的仿真结果等打下了基础。通过以上对最优反馈增益矩阵的求解和黎卡提方程的解我们可以运用MATLAB仿真画出主动悬架和被动悬架的幅频特性的对比图。图4.2主动悬架与被动悬架车身加速度幅频特性曲线对比我们运用MATLAB进行仿真，根据提供的参数我们得到如图4.2是主动悬架与被动悬架的车身加速度幅频特性曲线的对比图。幅频特性值在频率为0.1HZ左右时，主动悬架略高于被动悬架，随着频率的逐渐升高，当频率为1HZ左右时，被动悬架的幅频特性值明显高于主动悬架。之后随着频率的升高，主动悬架和被动悬架的幅频特性值趋于相似。之上的图说明了主动悬架显著的降低了车身的垂直加速度，使车辆的舒适性得到了明显的提高。图4.3主动悬架与被动悬架动挠度幅频特性曲线对比我们可以通过仿真得到以上关于主动悬架与被动悬架的动挠度幅频特性曲线对比，发现主动悬架起始频率的动挠度幅频特性值明显高于被动悬架的幅频特性值。随着频率的升高，我们发现主动悬架的动挠度的幅频特性值缓慢下降并趋于被动悬架的动挠度幅频特性值。反过来我们也可以看出被动悬架的动挠度的幅频特性值随着频率的升高，当频率在1.5Hz左右时，出现了一个峰值，之后缓慢下降，以上动挠度的仿真结果形象的表明，被动悬架的动挠度值一开始随着频率的升高会出现升高，而主动悬架的动挠度值随着频率的升高，逐渐而缓慢的下降，说明主动悬架对悬架动挠度的改善较为有限，尤其在低频阶段动挠度还有一定的恶化。图4.4主动悬架与被动悬架轮胎动变形幅频特性曲线对比最后我们通过MATLAB仿真得到的一项结果就是主动悬架与被动悬架的轮胎动变形幅频特性曲线对比。通过图4.4我们可以发现，主动悬架在频率12HZ以前，随着频率的提高，轮胎的动变形逐渐提高，并在12HZ时达到峰值，之后迅速降低。而被动悬架的轮胎动变形在频率12Hz以前会出现两个峰值，说明被动悬架的轮胎动变形的幅度明显大于主动悬架，从侧面我们也可以看出，主动悬架对轮胎的动变形（相应地为轮胎动载荷）在低频段有很好的改善，但在轮胎固有频率附近引起的轮胎动变形（亦即动载荷）的恶化通过MATLAB仿真，我们得到了车辆的车身加速度、悬架动挠度、轮胎动变形的幅频特性曲线的对比图。同时我们也可以求出两个不同系统的悬架性能指标的均方根植。性能指标均方根值主动悬架 被动悬架单位车身加速度0.2712 0.3392m/s*s动挠度0.0245 0.0135cm动载荷0.00430.0045mm可以看出，在轮胎动载荷基本相同的情况下，所设计的最优主动悬架显著降低了车身的垂直振动加速度。但主动悬架在改善车身加速度的幅频特性的同时，其动挠度和动载荷并没有得到相应的改善，甚至还出现的恶化。通过以上关于汽车主动悬架与被动悬架的三个性能指标幅频特性的对比图可以看出，这三个性能指标之间存在着相互制约关系。4．5汽车悬架系统指标的相互制约关系根据悬架三个性能指标对路面不平度的速度输入的频响函数可以得出三个频响函数之间的相互关系：（4.14）（4.15）（4.16）式中，--车身加速度的频响函数；--轮胎动变形的频响函数；--悬架的动挠度的频响函数。以上说明这样一个问题，当三个频响函数中的一个指定后，其他两个频响函数可以有相应的约束方程（4.14）-（4.16）确定。这说明在悬架设计时，不能片面的强调悬架的车身加速度，忽视悬架的动挠度和轮胎的动变形。而应该在它们三者之间采取合理的折中方案，才能使总体性能指标达到最佳。4．5．1车身加速度与轮胎动变形之间的制约关系车身加速度与轮胎动变形的制约关系由方程（4.14）确定。将式（4.14）写成如下形式：（4.17）式中，=，其中，。通过对频响函数进行微分等一系列的运算，我们可以得出，在低频阶段如果车身加速度传递特性得到改善，则轮胎的动变形的性能也可得到改善。总之，我们可以看出，主动悬架的车身加速度和轮胎动变形的幅频特性在1Hz以下都有很大改善，而车身加速度幅频特性在高于10Hz时的改善却引起轮胎动变形幅频特性的急剧增大，车轮的接地性急剧恶化。4．5．2悬架动挠度与轮胎动变形的制约关系悬架动挠度与轮胎动变形的制约关系可由方程（4.15）确定。将式(4.15)写成如下形式：，式中，，其中，。通过对频响函数进行微分等一系列的运算，我们可以看出，在低频和高频段，悬架动挠度增加的趋势非常明显，而在中频段之间，悬架动挠度有一定的改善。4．5．3车身加速度与悬架动挠度的制约关系假设车身加速度得到改善，即车身加速度频响函数有如下关系，>0（4.18）对式（4.16）中的频响函数微分，得（4.19）得（4.20）式中，，为动挠度影响函数。悬架平顺性的改善对动挠度的制约因素可直接由动挠度影响函数确定。在低频段和车轮固有频率附近主动悬架的动挠度比被动悬架有很大的增加，仅在悬架的固有频率（接近1Hz）附近，悬架的平顺性和动挠度同时得到改善。4．6本章小结从上面的分析可以看出，描述悬架性能的三个频响函数满足方程式（4.14）-(4.16)确定的约束条件。当三个频响函数中的任意一个给定以后，其他两个就不能随意给定。从控制的观点来看，用一个控制量，去控制三个被控制量，不可能找到这样的一个控制率，使三个被控制量都能按期望的规律变化。因此在悬架的设计中，不能片面强调某一性能的指标，而忽视其他两个性能的指标，这样往往导致其他两个性能指标的恶化。设计时必须在三个性能指标之间选择一个折中方案，使总体效果达到最佳。通过理论分析已经指出三个频响函数所包含的不变点，并且这些不变点出现在重要的频率范围之内。因此在悬架设计时，不要把目标放在不变点，或固有频率段内的性能改变上。已经证明，悬架的平顺性（车身加速度）和轮胎的动变形和簧载质量固有频率可得到同时改善。在非簧载质量的固有频率w1附近或高于w1的频率段，减少轮胎的动变形，则必大幅度降低悬架的车身加速度。同样，在非簧载质量固有频率w2附近改善悬架的平顺性，也必然增加轮胎的动变形，两者必居其一。约束方程表明，改善轮胎的动变形一般要求增加悬架的动挠度。在悬架的固有频率w2附近可使悬架的平顺性和动挠度同时得到改善，而在低频和接近非簧载质量固有频率w1频段内，改善悬架的平顺性则必然增加悬架的动挠度。第五章总结与展望汽车悬架系统是汽车必不可少的重要组成部分，它影响着乘坐的舒适性、行驶的平顺性和操控的稳定性，为了使这三项指标达到最佳，有必要研究汽车悬架的各参数对悬架的作用。汽车传统的车辆悬架系统是被动悬架系统，是按某种特定的路面状况和车辆运行态进行设计的。近年来，主动控制悬架系统研究有了较大发展。本章总结了全文的研究工作，概括归纳出本文中所得到的结论及创新点，同时也指出了本课题研究过程中的问题和不足，迸一步明确了下一步的研究方向，即研究展望部分，指出了在以后的研究中需要注意的问题。本课题以主动悬架系统的最优控制的研究为来源，人们对汽车悬架的舒适性和操作稳定性要求不断提高的社会背景下，在科技发展水平不断提高，车辆技术、计算机技术的飞速提高下提出的。管从宏观角度还是微观角度，本课题的研究都有重要的意义。在此基础上，实现对主动悬架的最优控制的设计。论文主要完成了以下工作内容：1、首先介绍了课题的背景及来源即汽车悬架的历史及发展概况以及国内、外对主动、半主动悬架的研究现状。次从多个层面分析了研究本课题重要意义，既有助于我国汽车工业的发展，又可以满足人们的主观需求，意义重大。再次回顾了悬架系统的发展历程，总结出了智能悬架的发展趋势，最后概括了汽车悬架控制方法的演变过程，层层剖析了悬架的结构和功能，对悬架系统有了质的认识。2、概述了悬架控制系统。介绍了悬架系统的分类，并分析了被动悬架、半被动悬架、半主动悬架和主动悬架的性能，比较了其优缺点，总结出半主动悬架系统将是未来悬架发展的一大趋势，并将其作为本文的研究对象。同时介绍悬架的几种控制方法。3、简述了悬架系统的设计分析。介绍了悬架的组成、悬架设计的性能要求、悬架设计目标参数的选择、悬架设计性能评价指标的选择。介绍了常见的悬架系统的机构组成，以及对悬架系统进行设计时所应满足的性能要求。在悬架系统设计的目标参数中，有许多参数是设计者所不能或者不完全掌控的，所以本文将对悬架的主要性能参数——弹簧刚度和减振器阻尼的特性及优化设计进行研究。最后，提出了悬架设计的性能评价指标：不舒适性参数(即车身加速度)、悬架动行程和轮胎动载荷，其中车身加速度和悬架动行程是对汽车行驶平顺性的直接反映，它们将作为本文的分析与优化的主要评价指标，为悬架特性分析及优化设计提供参照标准。4、简单介绍了Matlab+Simulink仿真软件的性能特点和计算机仿真技术的发展历程，并建立了主动悬架系统的车辆动力学模型，运用已经给出的参数值，搭建了仿真模型，对仿真结果进行比较，总结出主动悬架控制系统的优势。本文所选择的汽车悬架性能指标是车身加速度、悬架动挠度和轮胎动变形，这三个性能指标很好的说明了汽车舒适性、操作稳定性的影响因素，画出主动悬架与被动悬架的三个性能指标的幅频特性对比曲线。并结合仿真的结果，求出两个不同系统的性能指标均方根值，并作出比较。研究展望：由于课题研究时间和研究进度的安排，也限于本人的能力，本论文的内容还有很多地方值得改进。在目前已经完成控制器的设计和仿真模型的分析的基础上，应进一步构建实际的研究平台。本文针对主动悬架系统的最优控制展开了一系列的理论探索，但是由于汽车悬架是一个非常复杂的多自由度振动系统，悬架的控制是一门多学科交叉的复杂课题，受到人们的极大关注仅仅只有十余年的时间，发展还不完善，所以有许多更深入的问题有待于研究。1、综合考虑各方面因素，建立整车模型，更加全面的分析影响汽车悬架系统的操作稳定性和舒适性的影响因素，克服模型不精确带来的影响，汽车的行驶工况复杂，外界信号干扰多且不确定，这给整车模型的建立带来了不变，是建立整车模型时的一个难点。2、进一步加强最优控制理论在主动悬架控制领域的应用，车辆主动悬架设计的关键任务之一，就是要寻求一个能够为车辆提供良好性能的控制律。广泛应用于主动悬架设计中的应是随机线性二次最优理论。我们在重点学习它的同时，并熟悉其他控制方法，如自校正控制。3、进一步解决汽车悬架三个性能指标之间的制约关系，设计时找到折中的方案，使总体效果达到最佳。4、走出实验室，与生产厂家合作，争取能够设计出能够应用在实车上的主动控制悬架系统，同时进行整车道路试验，评价其行驶的舒适性和操作稳定性，同时考核控制系统的稳定性和抗干扰能力。对课题的研究不能只是处于理论阶段，要时刻准备着应用到实际生活中，这样的研究才有意义。一旦条件成熟，就把它投入到实际应用，最终目的就是将科研成果转化为产品，为提高我国汽车悬架的设计制造水平尽一份力。总之，汽车悬架系统的改变，是一个不断进步的过程，当今的科技日新月异，随着交叉学科的发展，各学科之间的联系更加紧密，其他科技领域的新发现可能也会给汽车悬架系统的发展带来新的机遇。目前还处于理论研究状态的主动悬架，由于能耗大，实现困难，成本高，但是这些缺点在今后并不是不能克服的，广大学者的不断研究，必然推动这一天的早日到来。参考文献:[1]张孝祖.车辆控制理论基础及运用.北京化学工业出版社，2007[2]李军．汽车主动悬架控制方法的现状与发展[J].渝州大学学报，1999[3]赵桂范．汽车设计[M]．哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，1994[4]慧文，孙小娟，张伟．汽车悬架控制技术的发展[J]．森林工程，1998[5]余强．汽车悬架控制技术的发展[J]．汽车技术．1994[6]CrollaDA,Vehicledynamics—theoryintoPractice,ProcInstnMechEngrspartD,1996[7]HrovatD．Surveyofadvancedsuspensiondevelopmentandrelatedoptimalcontrolapplication[J]．Automatic，1997[8]余志生.汽车理论.第二版.北京.机械工业出版社，1994[9]叶霭云.汽车发展史.北京.北京工业大学出版社，2005[10][英]DaveCrolla，喻凡.车辆动力学及其控制.第一版.人民交通出版社，2004[11]张洪欣.汽车设计.第二版.机械工业出版社，1999[12]黄忠霖.控制系统MATLAB计算及仿真.北京:国防工业出版社,2001[13]张洪欣.解春阳.轿车悬架最优减振特性的研究.汽车工程出版社，1993[14]李迪,郭忠菊，王军方，陈才伟.利用Matlab的汽车主动悬架动力学仿真，山东理工大学学报，2003[15]容一鸣，阳杰.车辆随机输入的动态仿真和试验研究.汽车工程，2001[16]万钢，秦明，吴宪.轿车悬架技术现状及发展趋势.上海汽车，2004[17]郭新华.汽车构造.北京：高等教育出版社，2004．7第一版[18]喻凡，郭孔辉．车辆悬架的最优自适应与自校正控制[J]，汽车工程1998[19]高卫民，刘霄.汽车悬架振动分析研究方法.同济大学学报，1997[20]张洪欣.汽车系统动力学.第一版.同济大学出版社，1996致谢本文是在我的导师张孝祖教授的精心指导下完成的，在大学本科四年之间，张老师孜孜不倦的工作精神、一丝不苟的治学态度以及正直磊落的为人品质都给了我深刻的影响，将使我终身受益。谨慎的治学态度、敏锐的科研思路和实事求是的科研作风是我四年来的最大收获，对我今后的人生有十分重要的意义。在此论文完成之际，衷心感谢张老师对我在学业上的殷切教诲以及生活上的极大关怀。衷心感谢汽车学院的各位老师在学业上给予的耐心指导，老师良好的修养、渊博的学识、高尚的品格和诚挚的为人为我树立了做人的标准。感谢我的同学和朋友，与他们在学习和生活中进行的交流和探讨使我受益匪浅，在我最需要安慰和帮助的时候，是他们给我了希望、信心和勇气，对于他们的关心和帮助，在此表示衷心的感谢。最后，衷心感谢我的父母，在过去十几载寒窗苦读的岁月中，正是他们给予了我坚定的支持和鼓励，陪伴我克服一个又一个困难，他们的支持和关心，使我的学业得以顺利完成。附录：1计算被动悬架车身加速度幅频特性函数文件functionz2=H1(w);mb=320;mw=40;ks=22000;kt=;cs=1000;f0=0.1;A=[-cs/mb,cs/mb,-ks/mb,ks/mb,0;cs/mw,-cs/mw,ks/mw,-(kt+ks)/mw,kt/mw;1,0,0,0,0;0,1,0,0,0;0,0,0,0,-2*pi*f0];B=[0;0;0;0;1];C=[-cs/mb,cs/mb,-ks/mb,ks/mb,0;0,0,1,-1,0;0,0,0,1,-1];I=eye(5);G=C*inv(j*w.*I-A)*B;z2=abs(G(1));2计算被动悬架动挠度幅频特性函数文件functionfd=H2(w);mb=320;mw=40;ks=22000;kt=;cs=1000;f0=0.1;A=[-cs/mb,cs/mb,-ks/mb,ks/mb,0;cs/mw,-cs/mw,ks/mw,-(kt+ks)/mw,kt/mw;1,0,0,0,0;0,1,0,0,0;0,0,0,0,0];B=[0;0;0;0;1];C=[-cs/mb,cs/mb,-ks/mb,ks/mb,0;0,0,1,-1,0;0,0,0,1,-1];I=eye(5);G=C*inv(j*w.*I-A)*B;fd=abs(G(2));3计算被动悬架轮胎动变形幅频特性函数文件functionFd=H3(w);mb=320;mw=40;ks=22000;kt=;cs=1000;f0=0.1;A=[-cs/mb,cs/mb,-ks/mb,ks/mb,0;cs/mw,-cs/mw,ks/mw,-(kt+ks)/mw,kt/mw;1,0,0,0,0;0,1,0,0,0;0,0,0,0,0];B=[0;0;0;0;1];C=[-cs/mb,cs/mb,-ks/mb,ks/mb,0;0,0,1,-1,0;0,0,0,1,-1];I=eye(5);G=C*inv(j*w.*I-A)*B;Fd=abs(G(3));4计算主动悬架车身加速度幅频特性函数文件functionz2A=HA1(q1,q2,q3,w);mb=320;mw=40;ks=20000;kt=;f0=0.1;q1=80000;q2=5;q3=1;A=[0,0,-ks/mb,ks/mb,0;0,0,ks/mw,(-kt-ks)/mw,kt/mw;1,0,0,0,0;0,1,0,0,0;0,0,0,0,-2*pi*f0];B=[1/mb;-1/mw;0;0;0];F=[0;0;0;0;1];C=[0,0,-ks/mb,ks/mb,0;0,0,1,-1,0;0,0,0,1,-1];D=[1/mb;0;0];Q=[0,0,0,0,0;0,0,0,0,0;0,0,q2+(ks*ks)/(mb*mb),-q2-(ks*ks)/(mb*mb),0;0,0,-q2-(ks*ks)/(mb*mb),q1+q2+(ks*ks)/(mb*mb),-q1;0,0,0,-q1,q1];R=q3/(mb*mb);N=[0;0;-q3*ks/(mb*mb);q3*ks/(mb*m