Исследование активной подвески автомобиля с магнитореологическим амортизатором

Полный текст

В условиях возрастающих требований к качеству виброзащиты транспортных средств и других объектов на их основе всё более широкое применение получают «активные» системы виброзащиты (АСВ) [1]. В качестве исполнительных элементов в таких системах используются звенья с управляемой жесткостью [2] или элементы с управляемым коэффициентом вязкого трения, в частности управляемые магнитореологические амортизаторы (МА) [3, 4]. На рисунке 1, в качестве примера, представлена конструкция МА, разработанная фирмой Delphi [5]. Рисунок 1. Магнитореологический амортизатор В таком амортизаторе приложенное к штоку 8 усилие в режиме «сжатие» заставляет перемещаться поршень 6 с обмоткой 7 вдоль корпуса амортизатора 2 по направлению к нижнему креплению 1, что сопровождается одновременным перетеканием магнитореологической жидкости 5 через дроссельные каналы поршня 6 амортизатора из полости А в полость Б. Кавитация жидкости, возникающая при резких перемещениях поршня, устраняется поджатием жидкости через поршень 4 закаченным под давлением газом (поз. 3, рисунок 1). Регулирующее воздействие в виде напряжения, подаваемого через контакты 9 на обмотки катушки 7, изменяет степень вязкости магнитореологической жидкости и тем самым позволяет управлять силой сопротивления, создаваемой магнитореологическим амортизатором при движении. При экспериментальном исследовании характеристик амортизатора на специализированном комплексе с помощью кривошипно-шатунного механизма создавалось перемещение подвижного штока амортизатора по гармоническому закону с различными частотами. Измерялись значения частоты ω, максимальной линейной скорости V подвижного штока и соответствующее усилие F, создаваемое амортизатором при различных значениях управляющего напряжения. По результатам обработки экспериментальных данных установлено, что линеаризованное уравнение для усилия, создаваемого амортизатором, может быть представлено в виде , где: β0 - коэффициент передачи амортизатора при токе управления, равном нулю, βu - коэффициент передачи по приращению тока управления. Расчетная схема одномассовой колебательной системы виброзащиты с управляемым амортизатором представлена на рисунке 2. Рисунок 2.Расчетная схема одномассовой системы виброзащиты На рисунке 2 обозначено: виброзащищаемый объект массой m, упругий элемент жесткостью С, неуправляемый и управляемый элементы вязкого трения (амортизатор) с параметрами β0 и βu, соответственно; Z - перемещение виброзащищаемого объекта; Z0 - кинематическое возмущение в виде перемещения основания. Динамика рассматриваемой колебательной системы описывается дифференциальным уравнением: (1) Передаточная функция (ПФ), соответствующая дифференциальному уравнению (1), для выходной переменной - скорости перемещения защищаемого объекта ( ) - и входной переменной имеет вид: (2) где: р - оператор Лапласа, , . ПФ для выходной переменной - ускорения защищаемого объекта ( ) - и входной переменной имеет вид: (3) Рисунок 3. Структурная схема системы Разработанная с учетом ПФ (2) и (3) структурная схема (рисунок 3) позволяет исследовать динамические характеристики разомкнутой по регулируемой переменной (скорости или ускорению) системы и оценить возможность снижения вибрационного поля за счет дискретного изменения регулирующего воздействия на МД. В результате моделирования получены графики переходного процесса в системе при единичном ступенчатом воздействии со стороны основания (кривая 2, рисунок 4 а, б) для выходной переменной в виде скорости защищаемого объекта (кривая 1, рисунок 4 а) и для выходной переменной в виде ускорения защищаемого объекта (кривая 1, рисунок 4 б). а) б) Рисунок 4. Переходные характеристики системы Переходные характеристики на рисунке 4 а, б получены для следующих численных значений параметров: m=400 кг, С=40 кН/м, β0=2,8 кПа·с·м, βu=0 кПа·с·м, что соответствует типичным значениям параметров для амортизационных систем транспортных средств [6]. В результате обработки рассматриваемых переходных характеристик при различных относительных значениях регулирующего воздействия на демпфер получены зависимости относительных максимальных значений скорости и ускорения ( и - максимальные скорость и ускорение при значении ) защищаемого объекта от параметра , представленные на рисунке 5а и рисунке 5б соответственно. а) б) Рисунок 5. Графики зависимости максимальной виброскорости и виброускорения от относительного параметра Также исследованы зависимости виброскорости и виброускорения от параметра в режиме стационарных гармонических колебаний СВ. На рисунке 6а и рисунке 6б представлены соответственно графики амплитудной частотной характеристики (АЧХ) системы виброзащиты для скорости и ускорения защищаемого объекта: и . Они получены для трех значений параметра : кривая 1 соответствует значению ; кривая 2 - ; кривая 3 - . а) б) Рисунок 6. АЧХ для скорости и ускорения защищаемого объекта Дополнительно на рисунке 7а представлен график зависимости относительного максимального значения АЧХ виброскорости защищаемого объекта от параметра : (4) где: - максимальное значение АЧХ виброскорости защищаемого объекта во всем частотном диапазоне, соответствующее текущему значению , - значения АЧХ виброскорости защищаемого объекта при собственной частоте ( ) колебаний системы и . а) б) Рисунок 7. График зависимости АЧХ от параметра На рисунке 7б показан график зависимости относительного максимального значения АЧХ виброускорения защищаемого объекта от параметра : где: - максимальное значение АЧХ виброускорения защищаемого объекта во всем частотном диапазоне, соответствующее текущему значению ; - значения АЧХ виброускорения защищаемого объекта при собственной частоте ( ) колебаний системы и . Как следует из анализа графика на рисунке 7а, функция достигает минимума при значениях . При таком значении происходит снижение (рисунок 7б) с 1 до 0,75. АЧХ виброскорости, как следует из рисунка 6а, при имеют экстремум, соответствующий собственной частоте колебаний системы, величина которого снижается при увеличении . Наибольшее значение виброскорости при имеет место на зарезонансных частотах. Наибольшее значение ускорения защищаемого объекта (рисунок 6б) при различных значениях параметра соответствует зарезонансным частотам. Таким образом, с учетом зависимостей на рисунке 5 и рисунке 7 рекомендуется выбирать значения параметра в диапазоне от 0 до 0,75. С учетом полученных выше зависимостей предложен алгоритм (рисунок 8) дискретной перенастройки значений коэффициента вязкого трения управляемого амортизатора с учетом характеристик возмущающего воздействия. Рисунок 8. Алгоритм дискретной перенастройки значений коэффициента вязкого трения Предложенный алгоритм работает следующим образом. Вначале задаются параметры системы виброзащиты: значение защищаемой массы тела m, жесткости упругого элемента C, значение гидравлического сопротивления β0. Затем определяются текущие значения параметров βu, угловая частота возмущения ω, перемещение Z тела и основания Z0, скорость V и ускорение ε защищаемого объекта. Далее сравниваются текущее значение ω и частота собственных колебаний системы ωc и принимается решение об изменении βu (уменьшить или увеличить) на дискретную величину Δβu. После этого оценивается эффективность изменения βu по сравнению значений ε(t), V(t) в предыдущий и текущий моменты времени. Если значения βu находятся в рекомендуемом диапазоне значений для соответствующей частоты, то алгоритм завершает цикл работы и переходит в начало.

Об авторах

А. М Абакумов

Самарский государственный технический университет

Email: em@samgtu.ru
д.т.н. проф.; 8(846)242-11-78

Э. Г Чеботков

Самарский государственный технический университет

Email: em@samgtu.ru
к.т.н. доц.; 8(846)242-11-78

Д. Г Рандин

Самарский государственный технический университет

Email: em@samgtu.ru
8(846)242-11-78

Список литературы

Дополнительные файлы