车辆以及用于弹簧悬挂车辆中的车辆部件的方法

摘要

本发明涉及一种车辆以及用于弹簧悬挂车辆中的车辆部件的方法，所述车辆包括可以振动方式相对于第一车辆部件(21)运动的车辆部件(22)，和用于测量所述第一车辆部件(21)相对于地表面的至少一个加速度测量的第一测量装置值，其中还提供了计算装置，用于确定在出现所述加速度测量值时刻施加于所述第二车辆部件(22)的最优加速度值，以及至少一个执行机构(9，47，60)设在所述第一和第二(22)车辆部件之间，其具有用于使第二车辆部件(22)的实际加速度值与在使用至少一个可用的弹簧路径时的最优加速度值的偏差最小的控制和闭环控制单元(40，42)。

说明书

技术领域

本发明涉及一种车辆，其具有可以振动方式相对于第一车辆部件运动的车辆部件，以及用于测量第一车辆部件相对于地表面的至少一个加速度测量值的第一测量装置，本发明还涉及用于车辆内的车辆部件主动式弹簧悬挂的方法。

背景技术

非公路用车辆(off road vehicle)如卡车和建筑用机器，其车辆座位及其运动通常会很大程度地造成司机的疲劳，长远来讲，甚至会影响到车辆司机的健康。为减轻司机的压力，座位要做到能使作用于司机的加速度最小。由于在驾驶非公路用车辆时可能会出现驾驶室明显的垂直运动，因此必须要注意不能到达弹簧行程的终点。在此环境下，已知各种弹簧悬挂原理，它们的复杂程度以及能量要求相互不同。因此存在被动式、半主动式和主动式弹簧悬挂系统。

在被动式弹簧悬挂系统中，由于它们通常用于车辆座位，弹簧部件的属性由它们的结构条件而预先确定，并且在弹簧工作期间不可能变更。在半主动弹簧悬挂系统中，座位弹簧的消耗属性可根据各种情况选择性地受到影响。例如，司机的座位和驾驶室地板之间所用的减震器的硬度可调节，和/或司机的座位和驾驶室地板之间的弹簧元件的抗绕性可随情况而改动。另一方面，主动式弹簧悬挂系统中，通过将能量反馈给弹簧悬挂系统以主动方式影响弹簧悬挂系统。

通常会遇到这样的问题，司机的座位的振动反应必须得处理从下面作用的地表面振动激励和司机产生的负载反向振动激励。例如，司机在他试图接触脚踏板来操作车辆时会给司机的座位施加不同的激励，同时由于粗糙的地表面条件的振动激励从下面作用。这意味着必须考虑到作用于司机的座位的至少两个不同的振动激励，以便满足针对司机保证的更大的就座舒适性，而不到达司机的座位的弹簧行程的终点。因此需要的主动振动隔离不仅应当保证相对于振动动作以及从中产生的加速度值来说，司机座位尽可能舒适，而且还要用于辅助司机座位受限偏移。

发明内容

因此，本发明的目的在于提供一种车辆和方法，用于主动式弹簧悬挂包括第一车辆部件和第二车辆部件的车辆，其即使在振动激励作用于第一车辆部件和第二车辆部件二者上时也能保证使用该车辆的人的高级舒适性。

该目的由根据权利要求1的特征和根据权利要求6的特征的方法的装置来完成。

本发明的核心思想涉及在车辆中设置用于确定第二车辆部件的最优加速度值的计算装置，其中该车辆包括可以振动方式相对于第一车辆部件运动的第二车辆部件和用于测量第一车辆部件相对于地表面的至少一个加速度测量值的第一测量装置，最优加速度值是测量的加速度测量值的函数，其中，至少一个执行机构设在第一车辆部件和第二车辆部件之间，其具有用于使第二车辆部件的实际加速度值与在使用可用的弹簧路径时的最优加速度值的偏差最小的控制和闭环控制单元。

而且，本发明提供了用于主动式弹簧悬挂车辆的闭环控制的方法，该车辆包括第一车辆部件和第二车辆部件以及测量装置，其借助计算装置确定第二车辆部件的最优加速度值，该最优加速度值是第一车辆部件的测量的加速度测量值的函数，并借助至少一个执行机构和与之关联的控制和闭环控制单元使第二车辆部件的实际加速度值与使用可用的弹簧路径的最优加速度值的偏差最小。

在这种主动式弹簧悬挂包括至少第一车辆部件和第二车辆部件的车辆以及用于主动式弹簧悬挂相关方法的情况下，为满足司机的振动舒适性，可以不用考虑例如可以为卡车车辆驾驶室的第一车辆部件的弹簧振动，而优选弹簧悬挂可以为例如车辆座位的第二车辆部件，其中SEAT(座位有效变速幅度)值应当尽可能地保持比较低的值。SEAT值是司机座位的加速度值的有效值与驾驶室的加速度值的有效值的商。由于作用于人体的振动效果是与频率相关的，因此加速度值在形成有效值之前用估计过滤器加权。作用于司机或使用座位的人的加速度应当尽可能低以便获得针对司机或人的高度舒适性。

同时，车辆座位相对于地表面存在有限偏移z_A＝z_S-z_K，其中z_S是座位的垂直绝对位置，z_K是驾驶室地板在引起的振动时的垂直绝对位置。如果有这种有限的偏移，则必须同时保证车辆的可操作性，例如司机的脚必须能够持续地接触加速踏板。同时，在司机座位的上下运动中应当避免接触弹簧如空气弹簧悬挂装置以及减震器的终点。

根据本发明的弹簧悬挂方法和具有相关弹簧悬挂的车辆的特征在于，提供了主动的司机座位的弹簧悬挂闭环控制，其基于用于根据驾驶室地板的测量的加速度产生座位特性的理想轨线的模型。此理想特性由实际座位特性借助导航控制和轨线跟踪闭环控制来跟踪。因此车辆座位被控制在理想模型表示的轨线上，其中最优偏移值z_A设定点是预先确定的。这利用了快速偏移或位置闭环控制电路或轨线跟踪闭环控制。

根据一个优选实施例，在计算装置中，根据第二车辆部件的最优加速度值来确定第二车辆部件或车辆座位相对于地表面的最优偏移z_A setpoint和最优速度并借助控制单元将它们作为控制力信号反馈给执行机构。

而且，第二车辆部件的最优偏移z_A setpoint的实际偏移z_A借助设在计算单元和执行机构之间的闭环控制单元通过输出闭环控制力信号给执行机构而进行匹配。

闭环控制单元的闭环控制力和控制单元的控制力之和产生由执行机构施加的设定点力，其作用于执行机构以调节最优偏移。

第一车辆部件可以是例如车辆驾驶室地板，而第二车辆部件可以是例如车辆座位或车辆座位部件，如设在车辆座位和车辆驾驶室地板之间的受电弓(pantograph)臂的顶部或两个受电弓臂。车辆的其他车辆部件也可用作第一车辆部件和第二车辆部件，如底盘区域中的那些部件。

计算装置用于确定第二车辆部件的弹簧悬挂和振动特性的理想轨线以使其实际加速度值最小。由计算装置应用的理想模型不确定座位顶部和座位之间借助实际弹性或阻尼元件的力，而自由地作为条件参数偏移或弹簧偏移z_Asetpoint和偏移速度或弹簧偏移速度的函数，其中计算装置用于计算作为例如来自地表面下方并经由车辆驾驶室作用于车辆座位的发起的振动的函数的最优加速度值、最优偏移和最优速度。为能够直接看到所得的座位加速度以及包括用座位的人的质量，并且如果需要的话还有座位自己的重量，将m₀归一化为1。

因此，在该系统的简单的数学模型中包括载有人或司机的车辆座位，不仅有人和坐垫的质量，而且还有座位的受电弓中借助弹簧和阻尼元件的机械耦合，而且当构建理想模型时考虑主动力执行机构。这样确定与测量的驾驶室加速度相关联的座位加速度其中座位加速度由于粗糙的地表面造成的弹簧振动而产生：最优地满足座位弹簧悬挂的质量标准。如果最优座位加速度的位置为已知，并且因此最优偏移z_A setpoint以及其偏移的推导是已知的，在知道座位的被动式元件的特性情况下，如受电弓的力

$F_{\mathrm{pantograph}}=f({\stackrel{··}{z}}_A,z_A)$

可以确定由主动执行机构施加的力

$F_{\mathrm{control}}=m{\stackrel{··}{z}}_{\mathrm{setpoint}}+f({\stackrel{··}{z}}_{\mathrm{Ssetpoint}},z_{\mathrm{Asetpoint}}).$

除了此控制之外，由于建模的不安全性和用于补偿司机施加的例如用于起动踏板的力F_司机必须要进行跟踪设定点闭环控制，其借助另一力部件F_{closed-loop-control}跟踪实际座位偏移z_A和其设定点值z_A setpoint。结果是执行机构的设定点力

F_setpo int＝F_control+F_{closed-loop_control}

主动闭环控制概念的主要优点变得显而易见，因为座位偏移总是由跟踪与理想加速度相关联的设定点位置的闭环控制调节，这意味着跟踪闭环控制可以非常的快，因此踏板执行期间的偏移运动可保持非常小。因此司机可感觉非常明显的座位支撑，而不会导致更差的振动隔离和更大的SEAT值。

在根据本发明的方法中，计算装置确定第二车辆部件弹簧振动特性的理想轨线，以便最小化实际加速度值。在该计算装置中，根据第二车辆部件的最优加速度值确定第二车辆部件相对于第一车辆部件的最优偏移z_A setpoint和最优速度并借助控制单元作为控制力信号反馈给执行机构。而且，借助闭环控制单元将第二车辆部件的最优偏移z_A setpoint的实际偏移z_A通过输出闭环控制力信号与执行机构匹配。

根据一个优选实施例，将第二车辆部件的偏移控制到与最优加速度值关联的设定点值。

其他有利实施例在附属权利要求中有所定义。

附图说明

从以下结合附图的说明中可看出本发明的优点和实际效果，附图中：

图1是具有用于说明本发明的指定参数的车辆座位的示意图；

图2是带有前馈控制的主动式弹簧悬挂座位的闭环控制方法的示意图；

图3是具有理想振动隔离的闭环控制方法的示意图；

图4是实际座位的物理模型的示意图；

图5是理想座位的物理模型的示意图；

图6是具有加速度、速度和弹簧路径值的振动特性的特征域的图表；

图7是归一化信号的加速度的PSD值和频率值的图表；

图8是作为振动改进的激励信号的函数的SEAT值或弹簧行程的图表；

图9是座位模型的计算环境(calculation context)的示意图；

图10是根据本发明的弹簧悬挂的车辆座位的总体结构的示意图；

图11是状态闭环控制结构的示意图；

图12是作为偏移和时间的函数的响应于司机突然起身座位的反应改进的图表；及

图13是作为执行机构的液压缸的装配位置的示意图。

1车辆座位

3坐垫

4，5受电弓结构

6底盘

7减震器

8空气弹簧

10座位

11前馈控制

12，13作为设定点值中间位置中的位置闭环控制器

20力

21座位顶部

22驾驶室

23，24弹簧和减震器元件

30质量

31机械耦合

32弹簧和减震器元件

40控制单元

41外力

42闭环控制单元

43实际座位偏移

44设定点值

45另一力部件

46执行机构

47，60执行机构

48控制力

51，52限制器

61，62受电弓结构

63座位顶部

64驾驶室元件

具体实施方式

首先考虑要进行闭环控制的弹簧座位的结构。参照图1，在示意图中，显示了根据本发明所提供的这种车辆座位的基本结构。车辆座位1由坐垫3、设在其上表示司机的假人和底盘6以及设在底盘和座位顶部之间的受电弓4，5。此外，根据本发明减震器7、空气弹簧8以及执行机构9设在受电弓臂和底盘之间或设在顶部和底盘之间。

变量z表示垂直空间坐标，下标S表示受电弓上臂或车辆座位，K表示驾驶室地板，A表示弹簧悬挂，下面给出：

z_A＝z_S-z_K。

新的闭环控制方法的基础是用于主动式弹簧悬挂的座位的闭环控制概念，包括其对应于控制的前馈控制和位置闭环控制，如图2所示。座位10的主动座位系统的振动隔离的计算(Dimensioning)借助前馈控制11完成。通常这样计算：中间频率和高频率振动激励不影响座位加速度但是低频率的驾驶室运动必须传送到座位，这是因为所需要的弹簧路径将会太大。为保持座位在其中间位置，而不管是否受到例如由执行踏板产生的其它力F_driver，还需要将中间位置作为其设定点值的位置闭环控制。这用标号12和标号13表示。然而，这种众所周知的闭环控制概念的基本缺点是必须相对慢地实施位置闭环控制循环，以便不会降低通过控制而达到的振动隔离。此环境由位置测量通道中包括的低通来指示。

有利地是，不采用中间位置而是采用由理想振动隔离产生的弹簧偏移结果来作为座位位置的设定点值。以下将更详细地说明如图3所示的这种闭环控制系统或概念，其中如图所示设定点值确定和前馈控制相互不是独立的，但是以共同基础设计。

为能发现偏移或弹簧偏移设定点值的改进，采用图5示意性显示的理想座位的模型。它基于实际座位的物理模型，如图4所示。然而在根据图5的理想模型中，座位顶部21和驾驶室22的部件之间的力20不是由实际弹簧和减震器元件23，24产生，而是自由地作为弹簧偏移z_A setpoint和弹簧偏移速度的状态变量的函数。为能够直接看出得到的座位加速度，将质量m₀归一化为1。

首先作为用于计算可预先确定的理想力或座位加速度的函数f_opt，多维多项式公式如下：

${\stackrel{··}{z}}_{\mathrm{Ssetpoint}}=f_{\mathrm{opt}}(z_{\mathrm{Asetpoint}},{\stackrel{··}{z}}_{\mathrm{Ssetpoint}})=\underset{j=1}{\overset{N}{\Sigma }}\underset{i=0}{\overset{j}{\Sigma }}{k}_{i,j}{z_{\mathrm{Asetpoint}}}^i{{\stackrel{··}{z}}_{\mathrm{Ssetpoint}}}^{(j-i)}---\left(1\right)$

随后的数字最优化得到此多项式的系数k_i，j。要确定的系数的数量可大大减少，如果约定座位必须对正向和反向激励做出镜像反应。则接下来应用系数

k_i，j＝0，j∈{2，4，6，...}                        (2)

根据这种优化，尽可能小的理想模型的SEAT值应该产生典型的激励。为避免在偏移运动期间空气弹簧到达终点，要求作为优化的附加条件是即使用期望的极端激励也不得超过最大弹簧路径如95mm。

对于激励，考虑驾驶室运动的典型情况和极端情况，其功率密度谱对应于(1.8)²乘以根据ISO7096的归一化信号EM3，并在1秒内具有170mm的最大位置变化。图6显示了得到的优化的非线性函数的特征域，其中纵坐标是加速度，而x和y横坐标是速度和弹簧路径。

根据图6，根据优化的座位加速度的特征域可以看出只有非常小的加速度传送到司机，因此偏移较小且速度相对较低。只有具有相对高的速度，尤其是接近弹簧元件的终点并具有按这些终点的方向运动，才会有较大的加速度值作用于司机上。由此，结果是幅度可选择的座位特性。这可从表1中看出，如下：

表1

根据表1，理想模型中由不同的激励信号产生的SEAT值可看成具有关联的弹簧行程。因此归一化激励EM3期间显示理想座位的仿真结果。

如果图4的实际座位在给定质量情况下具有以上显示的特性，实际座位将会按理想方式相对于振动隔离工作。然后前馈控制可以省略，如图3所示，闭环控制将仅必须借由执行机构补偿司机力的影响。然而，利用被动式元件来实现针对每种重量的司机显示的特性，这几乎是不可能的。即使这些座位特征的纯粹的被动式实现是可以的，它也不应该在没有附加位置闭环控制的情况下实现，因为弹簧在其静止位置时非常软，并且座位将不给司机明显的座位感觉。当没有被动式元件的情况下实现主动座位，需要执行机构的最大力$F_{\max }=m_{\max }{\stackrel{··}{z}}_{\mathrm{Ssetpoint}\_\max }.$可通过使理想加速度加权的质量和实际座位的弹性力、减震力之间最接近来减小需要的执行机构力，如可从随后导出的等式(8)中看出。

对于理想模型，在建立理想模型时不仅司机或使用座位的人以及坐垫的质量，而且座位的受电弓结构中借助弹簧和减震器元件的机械耦合以及主动力执行机构均应纳入考虑。以下将会更详细地考虑。因此，对于测量的驾驶室加速度以这种方式确定座位加速度优选满足质量标准如未到达弹簧元件的终点。这通过理想模型实现。

如上所述，由于为了实现理想座位，总是需要主动执行机构，可省略理想力必须只取决于相关参数的限制说明。包括驾驶室加速度的影响的扩展是明显的，

${\stackrel{··}{z}}_{\mathrm{Ssetpoint}}=\bar{f}(z_{\mathrm{Asetpoint}},{\stackrel{·}{z}}_{\mathrm{Asetpoint}},{\stackrel{··}{z}}_K)---\left(3\right)$

因为最优座位运动当然也是与激励相关联的。出于优化目的，函数f_opt分成两部分，一部分f_optR用于减少相关参数，而另一部分f_optA用于前馈控制激励，是相关参数和激励方向的函数：

${\bar{f}}_{\mathrm{opt}}(z_{\mathrm{Asetpoint}},{\stackrel{·}{z}}_{\mathrm{Asetpoint}},{\stackrel{··}{z}}_K)={\bar{f}}_{\mathrm{optR}}(z_{\mathrm{Asetpoint}},{\stackrel{·}{z}}_{\mathrm{Asetponit}})+{\bar{f}}_{\mathrm{optA}}(z_{\mathrm{Asetpoint}},{\stackrel{·}{z}}_{\mathrm{Asetpoint}},\mathrm{sign}\left({\stackrel{··}{z}}_k\right)){\stackrel{··}{z}}_K.---\left(4\right)$

函数f_optR和f_optA也是用多维多项式来表示的，它们的系数如上所述进行了数字优化。

除了这里已阐述的优化目的，即SEAT值减小的同时保持在可用的弹簧路径中，还可以质量向量优化的形式考虑其他的理想特征。

例如如果在已占用的座位的典型运作情况下，频繁发生较大的偏移，司机可能发现它是令人不安的。由于没有这里已知的对象质量标准，因此在用归一化信号激励时根据弹簧偏移的变化来计算偏移的中间值，并将其用作质量标准。

还重要的是，座位在完成激励后合理的时间内从偏离的状态z_A0回到其静止位置。作为质量标准，时间加权的平方控制表面用来保证返回到静止位置。

利用包括上述附加条件优化同时采用相同的激励信号的理想模型，在这些基本方面优越于最优座位的简单模型。这可从表2显示的扩展的和简单的理想模型中的SEAT值和弹簧行程看出。这就是以下仅考虑扩展的理想模型并简称为理想模型的原因。

表2

表2显示了如上所述的简单理想模型和扩展的理想模型的仿真结果。

由于采用具体的激励信号实现的优化这一事实，因此确定的最优函数f_opt仅使质量函数针对特定激励信号最小。如果车辆的激励频谱偏离用于其构思的信号，理想模型不再是最优的。因此它可以用于开发出适应每种车辆和激励类型的理想模型。

更详细地考虑这些适应的理想模型可能促成改进。为此，根据多个众所周知的归一化激励信号，选择两个其他的信号，它们尽可能彼此不同，并尽可能与已经使用的相对于加速度谱和最大激励行程z_Kmax按比例缩放的EM3信号不同。这些归一化信号的加速度的功率密度谱如图7所示，在图表中，纵坐标表示PSD值，横坐标表示频率值。

根据图7的图表可看成出，当采用归一化信号时，EM3具有相对低的频率部分，或当放大到180％，具有较大的激励行程，即z_Kmax＝182mm，例如，当信号EM6只有非常短的行程时，即在高频时z_Kmax＝12mm。对于A类、II类卡车具有更小的激励行程即z_Kmax＝90mm的激励信号EWG2，其在与EM3信号比较时具有更狭窄的频带谱。两个其他的归一化信号分别用作典型激励以便设计另一理想模型。在优化时，180％的极端的激励EM3还用作测试终点预防。

为了比较可能的不同的理想模型，每个SEAT值和关联的弹簧路径在用选择的归一化信号激励时按不同的缩放比例来确定。为此的结果可从图8看出。在图8中，SEAT值或弹簧行程是纵坐标，而不同的激励信号是横坐标。当比较图8显示的不同的激励信号的发展线时，可看成基于激励信号EM6的理想模型甚至在用小幅度的其他信号测试时产生相对良好的SEAT值，即EM6400％和EWG250％，虽然需要增加弹簧路径。当行程激励较强时，其隔离效果减少。优化为EWG2的理想模型具有最佳的隔离效果，其测试信号处于激励行程的范围中间和弹簧路径要求范围中间。然而，其隔离性能甚至会因为较强的激励而减弱。基于可能最高的激励的理想模型对于所有激励信号具有最小的弹簧路径要求，但是只有在最强激励时具有最佳的SEAT值。

适应车辆的理想模型的固定选择由此可改善振动隔离，其中甚至采用非适应的理想模型得到的隔离值也可超过可用的标准座位的那些隔离值。为进一步改进，根据负载状态和地表面产生的激励，自动选择合适的理想模型也是可以想到的。

现在，已在驾驶室地上板测量出加速度值，并且借助预确定的参数如司机的质量和弹簧路径的长度已确定出或计算出司机的座位的理想运动，主动执行机构随后必须被驱动使在未到达弹簧行程终点情况下司机的座位加速度最小，其可沿缩回和拉伸方向施加力。

为此，控制单元和闭环控制单元二者均是必要的，借助所述执行机构以这种方式控制弹簧悬挂车辆座位：当座位不同地运动至理想模型时，借助所述执行机构将作用于司机的加速度最小化同时保持座位在可用的弹簧行程内。

基于图1所示的座位结构，可导出闭环控制的主动司机座位的计算模型。建模时不仅考虑图9的标号30表示的质量m，图9显示了对于司机和坐垫的座位模型的计算条件的示意图，而且还考虑在座位的受电弓结构中经由未用作执行机构的弹簧和减震器元件32的机械耦合F_pantograph(用标号31表示)，以及寄生摩擦。因此实际座位的加速度的力的等式为：

$m{\stackrel{··}{z}}_S=F_{\mathrm{adjust}}+F_{\mathrm{pantograph}}+F_{\mathrm{driver}}---\left(5\right)$

在根据图9的结构图中显示出此计算的相互依赖性。

如上所述，控制的任务是保证良好的振动隔离。根据以上所示的理想模型得知最优座位加速度以及最优偏移z_Asetpoint和其偏移的改进。知道座位的被动式元件的特性，可确定出受电弓在最优运动时产生的力$F_{\mathrm{pantographsetpoint}}=f({\stackrel{·}{z}}_{\mathrm{Asetpoint}},z_{\mathrm{Asetpoint}}).$利用调节信号

$F_{\mathrm{adjust}}=F_{\mathrm{control}}=m{\stackrel{··}{z}}_{\mathrm{Ssetpoint}}-f({\stackrel{·}{z}}_{\mathrm{Asetpoint}},z_{\mathrm{Asetpoint}})---\left(6\right)$

可借助等式(5)根据

$m{\stackrel{··}{z}}_S=m{\stackrel{··}{z}}_{\mathrm{Ssetpoint}}-f({\stackrel{·}{z}}_{\mathrm{Asetpoint}},z_{\mathrm{Asetpoint}})+f({\stackrel{·}{z}}_A,z_A)+F_{\mathrm{driver}}---\left(7\right)$

确定实际座位加速度。如果司机不施加力并且如果模型和座位的初始状态一致，基于模型足够精确的情况下，实际座位将会像理想模型那样运动。

在根据等式(1)的简单理想模型中控制的结果是：

$F_{\mathrm{adjust}}=F_{\mathrm{control}}=m{f}_{\mathrm{opt}}({\stackrel{·}{z}}_{\mathrm{Asetpoint}},z_{\mathrm{Asetpoint}})+f({\stackrel{·}{z}}_A,z_A).---\left(8\right)$

这里，如果受电弓特征与最优座位的相同，则可看出控制是多余的。

除了借助控制单元40控制之外，如图10所示，在根据本发明的弹簧悬挂的车辆座位的结总体构的示意图中，因为构建的模型不安全，并且为补偿例如当驱动踏板时司机施加的力F_driver(用标号41表示)、为根据其设定点值z_Asetpoint(用标号44表示)跟踪由另一力部件的F_{feedback_control}(用标号45表示)产生的实际座位偏移z_A(用标号43表示)，因此必须要借助闭环控制单元42跟踪闭环控制。对于执行机构47的设定点力46，因此可以得到

F_setpo int＝F_control+F_{closed-loop_control}    (9)

因此这还包括由标号48指示的控制力F_control。

根据本发明的本主动闭环控制概念的主要优点又在图10中示出，由于座位偏移总是重新调节到与理想加速度相关联的设定点位置，跟踪闭环控制循环可进行的非常快，并且因此回避运动可保持非常小，例如当踏板被驱动时。因此司机感觉坐的非常好而不会导致更差的振动隔离和更差的SEAT值。由于本质上的原因，因此考虑座位的非线性元件，并且在理想情况下在控制中进行补偿，参照图9可采用座位的简单的线性化代替模型，来设计根据闭环控制单元42跟踪闭环控制：

$G_{\mathrm{dis}\tan \mathrm{ce}}\left(s\right)=\frac{Z_{A\mathrm{mode}l}\left(s\right)}{F_{\mathrm{setpoint}}\left(s\right)}=\frac{1}{({\mathrm{ms}}^2+\mathrm{ds}+c)}\frac{Z_{\mathrm{actuator}}\left(s\right)}{N_{\mathrm{actuator}}\left(s\right)}=\frac{Z\left(s\right)}{N\left(s\right)}$

作为闭环控制单元42，采用带有频率域的集成部分的基于基准的状态闭环控制，其结构示意性地在图11中显示出来。

为设计闭环控制单元42，设计等式

$Z\left(s\right)Z_R\left(s\right)+N\left(s\right)Z_U\left(s\right)=(\tilde{N}\left(s\right)-N\left(s\right))\Delta \left(s\right)---\left(11\right)$

必须得到解决，要确定闭环控制器多项式Z_R(s)和Z_U(s)，其中Δ(s)是观测器(基准)的特征多项式，是闭环控制的距离的特征多项式，并可当和Δ(s)的度数等于N(s)的度数时自由地预先确定。已选择的闭环控制器/观测器结构避免了如果其中含有的限制器51，52模仿执行机构47的调节限制时，闭环控制器在到达调节限制时结束控制。

如已讨论的，根据本发明的这种弹簧悬挂方法，除了良好的振动隔离之外，还促进了良好的抑制扰动力。为说明此点，图12显示了座位对司机开始突然起身并在1秒后突然坐下的的反应，在图表中偏移是纵坐标，时间是横坐标。利用闭环控制选择的参数，当司机起身时座位的最大偏移是4mm，而当他坐下时是4.5mm。因此闭环控制的主动座位即使在用最大扰动激励时弹起其可用的弹簧路径的至少10％，而被动式座位则会伸展到弹簧元件的顶部终点。

对于实验研究，液压缸用作根据图13的执行机构60。其设在受电弓结构61，62中，受电弓结构设在座位顶部63和座位底部结构或驾驶室元件64之间。液压缸装配的位置和所采用的参数标号示意性地显示在图13中。

首先建立同步汽缸模型。对于腔内压强p_A和p_B，我们得到

$\frac{{\mathrm{dp}}_A}{\mathrm{dt}}=\frac{E_{\mathrm{oil}}}{V_A}(-(K_L(p_A-p_B)+A_{{\stackrel{·}{x}}_{\mathrm{cyl}}})+Q_A)$

以及

$\frac{{\mathrm{dp}}_B}{\mathrm{dz}}=\frac{E_{\mathrm{oil}}}{V_B}(K_L(p_A-p_B)+A_{{\stackrel{·}{x}}_{\mathrm{cyl}}}+Q_B)$

其中A是有效的活塞表面，E_oil是所用的液压油的弹性模型，K_L是汽缸的漏油系数，V_A/B在每个汽缸腔内流动，并可由4向/3位置的方向阀调节。在先决条件：两个腔内压强比供给压强P₀小，并且比油箱压强P_T大，阀门流量流动速率作为阀门开度x_V的函数可由等式来描述：

$Q_A=B_v{x}_v\sqrt{\frac{1}{2}(P_0-P_T)+\mathrm{sign}\left(x_v\right)(\frac{1}{2}(P_0+P_T)-p_A)}$

以及

$Q_B={-B}_v{x}_v\sqrt{\frac{1}{2}(P_0-P_T)-\mathrm{sign}\left(x_v\right)(\frac{1}{2}(P_0+P_T)-p_B)}$。

$\frac{E_{\mathrm{oil}}(V_A+V_B)(K_L{p}_{\Delta }+A{\stackrel{·}{x}}_{\mathrm{cyl}})+V_A{V}_B\bar{u}}{E_{\mathrm{oil}}{B}_V(V_A\sqrt{p_B-P_T}+V_B\sqrt{P_0-p_A})}$

根据等式(8)和(9)，可得到差分表示pΔ＝(p_A-p_B)，得到

$\frac{{\mathrm{dp}}_{\Delta }}{\mathrm{dt}}=E_{\mathrm{oil}}(-(\frac{1}{V_A}+\frac{1}{V_B})(K_{{\mathrm{Lp}}_{\Delta }}+A{\stackrel{·}{x}}_{\mathrm{cyl}})+\frac{Q_A}{V_A}-\frac{Q_B}{V_B})$

通过将等式(10)和(11)替换到等式(12)中，我们得到新的等式，其可根据条件阀门开的时候得到。

$\frac{{\mathrm{dp}}_{\Delta }}{\mathrm{dt}}\stackrel{!}{=}\bar{u}---\left(17\right)$

如果采用因此得到的调节法则，我们得到

则汽缸相对于新的输入参数u的压强差是线性的，并且不与汽缸运动耦合。

然而，实际感兴趣的是对于施加在座位上的是

$F_{\mathrm{cyl}}={\mathrm{Ap}}_{\Delta }-m_{\mathrm{piston}}{f}_K(x_{\mathrm{cyl}},{\stackrel{·}{x}}_{\mathrm{cyl}},{\stackrel{··}{x}}_{\mathrm{cyl}},{\stackrel{···}{x}}_{\mathrm{cyl}},{\stackrel{··}{z}}_K)-F_{\mathrm{frict}}\left({\stackrel{·}{x}}_{\mathrm{cyl}}\right)$

由汽缸施加于受电弓结构上的力。对于其用于主动振动阻尼，汽缸活塞的质量m_piston和摩擦力F_friction可忽略不计，或将其增加到座位的被动式元件上。利用根据等式(14)得到的调节法则，我们在此还得到针对汽缸力的线性化的调节法则

$\frac{{\mathrm{dF}}_{\mathrm{cyl}}}{\mathrm{dt}}=A\bar{u}---\left(20\right)$

因为这些简化，不像[7]，汽缸加速度和汽缸急拉的参数，它们仅是难以测量的，不需要作为线性化调节法则的输入参数，基本上简化了其实现。

此外，必须考虑液压缸的力F_cyl不直接作用在座位顶部，但是首先经由受电弓运动学转换成垂直地作为调节力。

F_adjust(t)＝F_cyl(t)umr_ZK(z_A(t))                (21)

如果不是预先假设的，那么$\frac{d}{\mathrm{dt}}{F}_{\mathrm{adjust}}\left(t\right)=u\left(t\right)$应用为根据(14)的线性化调节法则的输入参数u，我们得到：

$\bar{u}\left(t\right)=\frac{1}{A}\frac{{\mathrm{dF}}_{\mathrm{cyl}}\left(t\right)}{\mathrm{dt}}=\frac{1}{A}\frac{(u\left(t\right)-{\mathrm{Ap}}_{\Delta }\left(t\right)\frac{{\mathrm{dumr}}_{\mathrm{ZK}}\left(z_A\right)}{{\mathrm{dz}}_A}{\stackrel{·}{z}}_A\left(t\right))}{{\mathrm{umr}}_{\mathrm{ZK}}\left(z_A\left(t\right)\right)}---\left(22\right)$

因此，在新的输入参数u(t)和调节力F_adjust(t)之间存在整体关系。为稳定系统，力闭环控制与P闭环控制器重叠，使得整个执行机构产生PT₁特性，此外其与座位运动不相耦合。

为更廉价地实现力闭环控制，测量汽缸速度的传感器应该省略。此参数可重新产生，例如，根据测量的汽缸长度。然而由此确定的速度放大了测量噪声，并且具有较大的相位偏移。这就是这里采用座位的设定点弹簧偏移速度和汽缸的设定点速度作为线性化调节法则(14)和(18)的输入参数的原因。后者经由关系式得到

$\frac{{\mathrm{dF}}_{\mathrm{adjust}}\left(t\right)}{\mathrm{dt}}\cong u\left(t\right)+\frac{(V_A\left(t\right)+V_B\left(t\right))E_{\mathrm{oil}}{A}^2{\mathrm{umr}}_{{\mathrm{ZK}}^2}\left(z_A\left(t\right)\right)}{V_A\left(t\right)V_B\left(t\right)}({\stackrel{·}{z}}_{\mathrm{Asetpoint}}\left(t\right)-{\stackrel{·}{z}}_A\left(t\right))=u\left(t\right)+K\left(t\right)({\stackrel{·}{z}}_{\mathrm{Asetpoint}}\left(t\right)-{\stackrel{·}{z}}_A\left(t\right))$

其中K(t)＞0。将设定点参数输入到调节法则(14)和(18)中，这就像是在设定点和实际弹簧偏移速度之间的偏差的附加的前馈控制，并因此有助于使座位沿设定点轨线移动。

对于针对测试设备的实验研究，采用前述部分中所述的力闭环控制的同步汽缸作为执行机构。当在前述部分的仿真中，力闭环控制的时间常量被调节至表3所示的测量结果70Hz。跟踪闭环控制的参数保持相同。

表3

图14显示了理想模型在具有线性执行机构的闭环控制的座位中的仿真结果，以及具有液压执行机构的主动座位和被动式标准座位的测量结果。当考虑主动系统的弹簧路径要求并且理想模型一致时，实验确定的SEAT值大大超过了理想模型。原因是采用的液压阀门相对较慢，而体积较大因数至少为5，并因此不适于就近分派任务。因此必须期望在改进的选择下有更低的值。

与标准座位相比，对于所有激励观测的主动系统需要更小的弹簧路径。而且，理想模型和仿真系统总是具有更小的SEAT值。特别是在较强的激励作用下，SEAT值比标准座位低大约40％，同时，弹簧路径要求减少30％。除了一个激励变量(EWG2100％)试验研究的座位保持低于标准座位的SEAT值。对SEAT值的改进高达25％，而同时大大降低了弹簧路径要求。

根据本发明针对关联的车辆用于设计车辆座位的主动振动隔离的方法实现了座位对驾驶室运动的反应，并且其他干扰相互独立调节。

由于闭环控制的模型结构，当主动式弹簧悬挂的座位要用在不同的车辆类型中时，只有理想模型需要适应性变化。如果座位结构或执行机构结构要改变的话，只有控制和跟踪闭环控制需要适应性变化。

仿真结果和测试设备上的测量证明该概念的基本耐久性，并且主动座位弹簧悬挂优越于被动式弹簧悬挂的变型。

申请文件中公开的所有特征均被认为是本发明必不可少的，只要它们单个或组合是新的并且优越于本领域的目前状态的。