車輛減振裝置的設計與應用畢業論文-資料下載頁

　　

【正文】 減率，有效地改善了車輛在通過凹凸不平路面時的操縱性和舒適性。3）指出了用充氣插片進行充氣的新方法，這種方法操作簡單，工藝性好，效率較高。還需要進一步解決的問題是：1）因外部充氣壓力與減振裝置內部氣壓不相等，必須借用測量氣體反彈力來推算減振裝置內部氣壓，需進一步提高充氣壓力的準確性。2）減振裝置充氣后使油封唇口受到的擠壓力增大，加速了油封唇口的磨損，更易產生滲漏油現象，需進一步提高充氣油封的耐久性。致謝本篇論文的完成參閱了大量的參考文獻，引用了大量的先期研究者的成果，尤其是得到了遼寧工程技術大學王慧老師的細心指導，沒有老師的無私幫助，我無法完成這篇論文，在此對老師的大力支持表示深深的感謝。參考文獻[1] [J].1993.[2] Gunter Heyer. 減振裝置的發展趨勢[J].1990.[3] [M].清華大學出版社,.[4] [M].人民交通出版社,.[5] [M].機械工業出版社,1992.[6] [M].武漢工學院，1990.[7] [J].兵工學報,1994.[8] [J].1988.[9] [J].1994.[10] 車用雙筒充氣液壓減振裝置的研制和試驗研究[D].南京理工大學碩士學位論文,2002.[11] [J].北方交通大學學報,1996.[12] 李幼德,[M].南京理工出版,2003.[13] 李曉豁,[M].東北大學出版社,2002.[14] 王慶宇，袁尚平。雙作用筒式減振器設計開發中主參數的選擇分析。上海汽車集團股份有限公司[15] 張兆順,:清華大學出版社,1999[16] Mohan D. Raoa and Scott of Equivalent Stiffness and Damping of Shock Absorbers[J] .Michigan Technological University, Houghton, USA, 1998.附錄A利用液壓驅動的離合器伺服系統的控制及性能評價摘要 ,它們主要受兩個主要參數影響:,這也證明了前面所提方法的可行性.關鍵詞:性能分析 系統設計 模擬 自動推進控制 液壓驅動在近幾年,用于商用車換檔系統上的伺服驅動已經得到很大的注意,機械伺服驅動系統有很多優點:%5%,這一點得到市場的認同.根據基本的操作的不同,伺服換檔系統可分為兩種形式：? 半自動: 在發動機和車輛運行條件合適的情況下,駕駛員通過合適的分界面,利用系統進行換檔；? 全自動: 利用系統自動換檔,基于操作點(驅動器的轉矩,轉速,當前的檔位。利用這種系統的缺點是離合器自由的從當前的檔位換到新檔位, 牽引轉矩中斷的時間盡量短,這個控制器根據離合器,變速箱的控制要求產生轉矩,本文主要講述離合器子系統的控制和所能達到的性能.許多文獻刊登了離合器控制的問題,包括完整的動力控制系(Fredrikssonamp。Egardt,2000Garofalo,Glielmo,Iannelli,amp。Vasca,2002。Petterssonamp。Nielsen,2000)和離合器的子系統(Horn ,Bamberger,Michau,amp。Pindl,2002).,系統的標準分析是必須的,以此在設備和控制器的規格方面定義理想的性能.,跟隨著線性控制的設計(Merritt,1967).其他的重要途徑有:非線性模擬(Zavarehi,Lawrence,amp。Sassani,1999),反饋線性(Vossoughiamp。Donath1995),Lyapunov控制(Sohlamp。Bobrow,1999),可變結構的控制(Bonchis,Corke,Rye,amp。Ha,2001)和H∞控制(Tunay,Rodin,amp。Beck,2001).不過,在某些情況下,非線性的追蹤問題應該考慮,它影響著系統預期的性能.根據上面的考慮,本文從兩方面展開:? 離合器位置追蹤問題的合理控制體系的定義? 在設備和控制器結構上,整個系統所表現的性能分析,這一點是解決在最低成本情況下特定系統標準規格的基礎.盡管后來的可以作為一個最優化的問題被明確表達,但是解決辦法太復雜而不能系統的表達,而且需要通過模擬來實現.,在降序模型倒置時,.一旦控制器被定下來,將對所選性能參數的正確性進行分析,展示了怎樣為設備構造和電子控制單元提供性能和成本的制定.,證實離合器模型,公布模擬分析和實驗結果,以證明所提方案的可行性.,離合器由兩塊圓盤組成,一邊連于發動機軸,轉矩在從發動機傳到車輪的過程中時刻調的,在離合器脫離階段換檔變為可能.驅動主要是由一個液壓活塞連接在Belville彈簧(Almenamp。Laszlo,1936)和其他預載彈簧上組成,這些彈簧保持離合器的閉合,(一個三接口的控制閥)控制,它通過泵使閥中充滿油,伺服閥通過低壓Po與驅動室相連,改變水流的偏移量以保持軸在平衡點,驅動源與高壓源相連,為了使水流量小于偏移量,在這里應考慮油管的不同.為了模擬的目的,整個離合器控制系統被分解成三塊互相連接的主要部分:伺服閥,油池壓力假定不變的,=0. 圖1 伺服系統被認為是三接口的控制閥(Merritt,1967).(當沒有外力時,維持回程時的負載):電磁的,機械的和液壓的.機械的模型:伺服閥的機械模型由以下描述:分別表示活塞的位移和速度, 表示電磁力,φ表示磁通量, 表示閥的彈力, 表示摩擦力,它由閥內流動的油產生,表示伯努利力,作用在活塞上,由流過孔的液體形成. 伯努利力的表達式如下:Cd表示流出系數, 表示速度系數, 表示噴射角, 表示進口和出口的面積, 表示死區的振幅.值得注意的是伯努利力在孔口是成比例的,(Merritt,1967)具體分析作用在活塞上的力的來源.電磁模型。 電磁力是由與活塞相連,Guarino LoBianco,andToniflli(1993)所表示:N表示線圈的繞數, 表示磁通量,i表示電流,V表示電壓,r表示電阻, 表示非線性, 表示鐵芯的非線性磁化曲線.液壓模型:閥是一個交迭的閥,比如,當軸是中性的(沒有流動的油),長大于寬,因此孔口與軸的轉移相比,存在一個死帶,這一點可以從圖2(a)的特性曲線中看出,伺服閥出口的流量可以根據伯努利方程式得到:ρ表示油的密度.離合器驅動主要是由彈性大的抑制系統,m主要有伯努利彈力,摩擦力(ArmstrongHelouvry,Dupont,amp。Canudas De Wit,1994):油的流量是輸入,x,v表示驅動的位移和速度, 表示機械驅動室的壓力,m表示驅動的質量, 表示容器的最小容積,當x=0(見圖1),A表示驅動區域, 表示油的體積系數,在(4)式中的表示驅動液壓力, 表示所有由位置決定的非線性力,所以該力由如下表達式表示:函數和見圖2(b),摩擦力考慮為粘性力(假定b(0)=0),粘性力近似為線性的.由于汽車外部結構的限制,. 利用一個散射可變的方法,它可以通過一個輸入和輸出為上游和下游流量q1,q2,壓力為p1,而驅動的輸入為油的流量q2,(Goodsonamp。Leonard,1972。Lozano,Brogliato,Egeland,amp。Maschke,2000)和近似值技術(Yangamp。Tobler,1991)的PDEs的解決方法上看,對流動曲線的降序有限元LTI模型如下:其中 n表示頻率, 被認為是近似值,l表示管道的軸向長度, 表示管道的直徑, 表示油的密度, 表示考慮了管道彈性后油的彈性系數, =表示液體的音速速率, ,液壓回路是一個可能泄漏的裝置,. 因為有限數量的方式用于公式6,所以我們必須對傳遞函數的穩定性進行糾正,為了保證它的穩定性,我們必須保持:結果是n=3. 模型的鑒定和確認:(Coleman,Branch,amp。Grace,1999).確定了閥口的面積,驅動彈力和見圖2(a)和(b).為了證實整個模型,:,在這些測試中,上游和下游的壓力(p1,p2),采用的是m, , ,表14. 控制模型的出處在第二部分中的模型相當的復雜,一些參數很難確定,一個為了控制設計目的的簡化模型已經發展,該模型忽略了動力性和二次次序的現象. 伺服系統的近似模型在正常的操作條件下,作用在伺服閥活塞上的電磁力被認為是成比例的.表示推力系數,在正常操作條件下,在飽和區域伺服閥被設計成, , , , 則該假設成立.為了設計一個高性能的控制器,:這個等式是從式(8)和式(1):(10)函數和是從孔的剖面和關系式(9)得到. 是伺服閥的極限電流,相對應的是軸在死區的極限位移.管道的近似模型 為了控制的目的,采用了由液壓線(7),閉環回路的壓力,位移控制器必須跟隨著一個充分小的帶寬,就是管道的自身參數(也就是管道的長度和彈性).簡單的驅動模型滯后作用決定了在控制器設計中忽略伯努利彈力,因此平均彈力 ,即..5. 控制器的設計基于簡化的模型,。(A)通過大的諧波很好的追蹤離合器位置軌線,并要考慮由管道振動而引起的有限帶寬.(B)可以注意到那些不能確定的參數和不能模擬的動力性.,油壓和由半導體壓力傳感器測量,推出的反饋壓力控制器可以將液壓回路中伺服閥不確定的效果減到最小.,在Zanasi,Guarino Lo Bianco,andTonielli(2000)中提到的非線性濾波器被用來產生平坦位置參數以及它的派生物, 和 .,管道參考頻率的效果將被認為是閉環控制器參數的調整.根據伺服閥模型(10)和管道模型(7),由于模型的倒置,記起和是倒置函數,電流有如下定義:是將要被定義為油的流量,上游的壓力通過測量的壓力和控制輸入計算出來.(Kristic,Kanellakopoulos,amp。Kokotovich,1995).通過機械驅動的動力性,定義了位置追蹤控制器,通過輸入:前饋運動和彈力的補償被引入,:是下游的壓力追蹤誤差,:是不變的壓力常數, 定義為一個輔助信號,前面有,壓力動力性的誤差模型為:派生物并不是完全被知道,它的表達式依靠:為了補償的時間派生物,特定義如下:全部的誤差模型為:隨著控制參數的合適調整,所設計的控制器通過歐拉公式使之離散,它的性能將在下一部分分析. 6 分析在這個部分,:,(參見圖9(a),(b)).被選擇的性能指數是位置軌跡誤差的估計.由于電流和壓力反饋控制器的存在,模擬結果顯示了電磁和機械伺服閥的參數變化比理論上沒有任何影響的系統參數變化大50%.,管道的長度和彈性是整個系統性能的主要參數.值得注意的是在接下來的考慮中,控制器結構沒有改進,而控制參數則根據每種結構做出適當的改變,以配合由于管道影響的有限帶寬.在圖7中,展示了不同管道的影響:考慮短的()和長的()管道,而硬的或柔軟的管道用相同的體積系數,而管道的硬度影響很小.另一個主要的參數是數字控制器的取樣時間,:長并且軟,(,2,5和10ms)和不同的換檔時間(,),在沒有任何改進下,第一個管道的共振頻率影響了動力性,因此,一旦管道被選定,最好的取樣時間應根據圖8,:,一個在管道和ECU之間的交換中斷表現在圖8,提供一個最優化的系統結構.因為所有的行為均為模擬的, ,經挑選過得結果表現在圖9(a)(b),它展示了這些估計與通過模擬得出的估計是一致的.7 結論:,避免昂貴的實驗和誤差分析.附錄AA1 被提到的控制器的穩定性證據通過Lyapunovlike技術(Khalil,1996),(15)的傳遞得離合器的位置限制為,因此存在常熟K0使應用Young的不等式得到()的第四個條件因此,緊接著它說明了常數和控制參數,時間派生物是負的,因此軌跡誤差趨近于零.參考文獻[1] Almen, J., amp。 Laszlo, A. (1936). The uniformsection disk spring. American Society of Mechanical Engineers, 58, 305–314.[2] ArmstrongH!elouvry, B., Dupont, P., amp。 CanudasDe Wit, C. (1994). A survey of models, analysis tools and pensation methods for the control of machineswith friction. Automatica, 30(7),1083–1138.[3] Bonchis, A., Corke, P., Rye, D., amp。 Ha, Q. (2001). Variable structure methods in hydraulic servo systems control. Automatica, 37, 589–595.[4] Coleman, T., Branch, M., amp。 Grace, A. (1999). Matlab optimization toolbox user’s guide. Natick, MA: The MathWorksInc. Filicori, F., Guarino Lo Bianco, C., amp。 Tonielli, A. (1993). Modelling and control strategies for a var