周 敏，章 杰，鄭敏毅，張 農(nóng)，張邦基

裝有液壓互聯(lián)懸架車輛的越野性能仿真與試驗(yàn)研究?

周 敏1，章 杰1，鄭敏毅1，張 農(nóng)2，張邦基1

(1.湖南大學(xué)，汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長沙 410082； 2.合肥工業(yè)大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，合肥 230000)

鑒于傳統(tǒng)車輛的懸架系統(tǒng)所配的前、后橫向穩(wěn)定桿，往往不能兼顧操縱穩(wěn)定性和越野性能，本文中提出了一種液壓互聯(lián)懸架，分別建立了安裝橫向穩(wěn)定桿和安裝液壓互聯(lián)懸架的整車動(dòng)力學(xué)模型，設(shè)計(jì)并開發(fā)出液壓互聯(lián)懸架功能樣車?；趧?dòng)力學(xué)模型和功能樣車進(jìn)行仿真和試驗(yàn)，分析了在扭曲模態(tài)下，車身附加扭矩和車輪垂向載荷的變化。仿真和試驗(yàn)結(jié)果基本吻合，表明液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)能提高車輛側(cè)傾穩(wěn)定性，且不會(huì)額外增加車身承受的扭矩；同時(shí)，4個(gè)車輪的垂向載荷分布更加均勻，進(jìn)一步提高了車輛的越野性能。

車輛；越野性能；液壓互聯(lián)懸架；扭轉(zhuǎn)力矩；仿真；試驗(yàn)

前言

液壓互聯(lián)懸架可提高車輛的越野性能，即改善車輪接地性能和車身所受的扭矩?；ヂ?lián)懸架與傳統(tǒng)穩(wěn)定桿相比，其優(yōu)勢(shì)在于單個(gè)車輪運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的作用力可通過液壓介質(zhì)流動(dòng)方式轉(zhuǎn)移到另一車輪，在特____定的運(yùn)動(dòng)模態(tài)下獲得優(yōu)越的動(dòng)力學(xué)性能[1]。為提高側(cè)傾穩(wěn)定性，越野車通常匹配橫向穩(wěn)定桿來增加車輛的側(cè)傾剛度；但是橫向穩(wěn)定桿不允許左右車輪有較大的垂向相對(duì)位移，導(dǎo)致輪胎接地性變差[2]，各輪荷出現(xiàn)分布不均的情況[3]，不均勻的輪荷會(huì)使車身受到動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)力矩，勢(shì)必削弱越野車在不平路面的通過能力。

液壓互聯(lián)懸架與傳統(tǒng)懸架一樣，連接車輪與車身部分，由液壓缸、蓄能器、各連接管路和阻尼閥等組成[4]，油管的連接形式取決于車輛所需解決的動(dòng)力學(xué)問題。最早在1927年Hawley提出了通過油管進(jìn)行互聯(lián)的減振器，之后互聯(lián)懸架采用不同的傳遞介質(zhì)進(jìn)行不斷演化、發(fā)展和應(yīng)用[5]。文獻(xiàn)[6]中將液壓互聯(lián)系統(tǒng)與傳統(tǒng)的彈性元件進(jìn)行并聯(lián)安裝，使整車在側(cè)傾模態(tài)和俯仰模態(tài)下具有良好的運(yùn)動(dòng)學(xué)性能。文獻(xiàn)[7]中研究了互聯(lián)懸架在提高側(cè)傾剛度的同時(shí)，對(duì)垂向剛度的影響；文獻(xiàn)[8]中在時(shí)域內(nèi)研究了不同氣室和油室互聯(lián)時(shí)懸架系統(tǒng)的特性。同時(shí)文獻(xiàn)[9]中進(jìn)一步研究了安裝互聯(lián)懸架車輛的動(dòng)態(tài)特性及其對(duì)車輛側(cè)翻穩(wěn)定性的影響，并通過試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。國內(nèi)學(xué)者也對(duì)油氣懸架展開了大量研究，文獻(xiàn)[10]中對(duì)油氣耦連懸架系統(tǒng)進(jìn)行了原理分析；文獻(xiàn)[11]中基于工程車輛對(duì)油氣懸架的非線性特性展開了研究；文獻(xiàn)[12]中針對(duì)多軸車底盤油氣懸架設(shè)計(jì)進(jìn)行了軟件仿真平臺(tái)的開發(fā)；文獻(xiàn)[13]中對(duì)多回路互聯(lián)式油氣懸架的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了仿真分析；文獻(xiàn)[14]中建立了油氣彈簧的數(shù)學(xué)模型，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。

本文中基于仿真分析和試驗(yàn)研究的方法，對(duì)液壓互聯(lián)懸架提高車輛越野性能的機(jī)理進(jìn)行了分析，對(duì)比了不同懸架形式之間越野性能的差異，基于實(shí)車開發(fā)了液壓互聯(lián)懸架樣件，并進(jìn)行了相應(yīng)的實(shí)驗(yàn)室和道路試驗(yàn)。

1 液壓系統(tǒng)單元建模

1.1 液壓系統(tǒng)單元數(shù)學(xué)建模

圖1 液壓系統(tǒng)單元模型

圖1 為液壓系統(tǒng)單元模型，液壓系統(tǒng)單元是液壓互聯(lián)懸架的基本組成部分，它的性能將直接影響系統(tǒng)的耦合特性，從而影響車輛的性能，因此該單元是進(jìn)行液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)耦合特性分析的基礎(chǔ)元件。圖1中液壓缸內(nèi)的壓力變化可根據(jù)流體的體積變化率來獲得，即液壓介質(zhì)的體積彈性模量為

蓄能器中氣體的瞬時(shí)壓力pa和氣體體積Va與初始?jí)毫和初始體積V的關(guān)系遵循理想氣體狀態(tài)方程，即

式中:γ為氣體的多變指數(shù)。

將液壓管路進(jìn)行離散化處理，對(duì)于一定質(zhì)量的液壓介質(zhì)，由牛頓第二定律，可得到液壓缸進(jìn)出口流量的變化量與蓄能器壓力之間的關(guān)系為

式中:Ai為液壓管路的橫截面積；ρ為液壓介質(zhì)密度；li為液壓管路的長度；pi1和pi2分別為管路兩端壓力；c為管路阻尼；qi為管路流量。

設(shè)液壓缸上下腔壓力變化為p1和p2，液壓缸無桿腔和有桿腔的面積分別為AT和AB，蓄能器壓力變化為pa、活塞桿質(zhì)量為m、活塞桿運(yùn)動(dòng)位移z和速度z·以及液壓缸上下腔進(jìn)出口流量為q1和q2，則狀態(tài)變量為

由式(1)～式(4)可以得到該單元的動(dòng)力學(xué)狀態(tài)方程為

其中

1.2 臺(tái)架試驗(yàn)與模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證液壓系統(tǒng)單元數(shù)學(xué)建模的準(zhǔn)確性，搭建了液壓系統(tǒng)單元的測(cè)試臺(tái)架，臺(tái)架試驗(yàn)在減振器示功機(jī)上進(jìn)行，如圖2所示，試驗(yàn)參考減振器臺(tái)架試驗(yàn)方法[15]，具體測(cè)試工況如表1所示。

圖2 液壓系統(tǒng)單元臺(tái)架試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)

表1 液壓系統(tǒng)單元臺(tái)架測(cè)試工況

將液壓系統(tǒng)單元模型與臺(tái)架試驗(yàn)在相同輸入工況下進(jìn)行系統(tǒng)油壓變化結(jié)果對(duì)比分析，驗(yàn)證液壓系統(tǒng)單元數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性。試驗(yàn)中，液壓缸上腔出口處安裝有油壓傳感器，如圖2所示，可測(cè)得活塞桿在正弦運(yùn)動(dòng)中液壓回路的油壓變化曲線；仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的油壓對(duì)比曲線如圖3和圖4所示。從圖中可以看出，在0.1和0.3m/s兩個(gè)不同的速度工況下，仿真與試驗(yàn)結(jié)果的油壓變化曲線均有較高的吻合度，表明了液壓系統(tǒng)單元數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性，該模型能夠反映液壓系統(tǒng)在外界不同激勵(lì)下的各參量變化。

圖3 速度0.1m/s油壓變化曲線對(duì)比

圖4 速度0.3m/s油壓變化曲線對(duì)比

2 整車動(dòng)力學(xué)建模

2.1 整車動(dòng)力學(xué)分析

為便于研究液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)對(duì)整車越野性能的影響，建立某越野車的機(jī)械液壓耦合整車動(dòng)力學(xué)模型，如圖5所示。

圖5 安裝液壓互聯(lián)懸架的整車模型

上述模型中，ms為簧上質(zhì)量，Ixx為側(cè)傾轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，Iyy為俯仰轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，車輛坐標(biāo)系設(shè)定在簧上質(zhì)量質(zhì)心o處，機(jī)械系統(tǒng)7個(gè)自由度分別為簧上質(zhì)量質(zhì)心處的垂向位移zs，側(cè)傾角φ，俯仰角θ以及4個(gè)車輪輪心處的垂向位移zu1，zu2，zu3，zu4。

安裝液壓互聯(lián)懸架的車輛，液壓缸處形成了整車機(jī)械與液壓系統(tǒng)耦合邊界條件。根據(jù)牛頓第二定律建立整車動(dòng)力學(xué)微分方程[16]，即

式中:Z(t)，·Z(t)，·Z·(t)分別為位移向量、速度向量和加速度向量；M，C和K分別為車輛的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；F包括外界路面激勵(lì)和液壓系統(tǒng)提供的作用力。

為求解車輛瞬態(tài)響應(yīng)，引入狀態(tài)變量，其中機(jī)械系統(tǒng)位移向量ZM為

設(shè)pi和qi(i＝1，2，…，8)分別為各液壓缸油口處的壓力和流量，pa1和pa2為蓄能器的壓力，則液壓系統(tǒng)狀態(tài)向量ZH為

根據(jù)ZM和ZH可得到機(jī)械液壓耦合的整車系統(tǒng)狀態(tài)變量Z為

根據(jù)圖5所示的油液流動(dòng)方向，進(jìn)出蓄能器的流量qa1和qa2分別為

2.2 整車參數(shù)

整車物理參數(shù)由試驗(yàn)和仿真獲取[17]，液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)的參數(shù)設(shè)計(jì)流程如圖6所示。

圖6 液壓系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計(jì)流程

根據(jù)建立的整車機(jī)械液壓耦合模型和物理參數(shù)，以側(cè)傾模態(tài)下需提供的側(cè)傾剛度為目標(biāo)匹配設(shè)計(jì)出液壓系統(tǒng)參數(shù)，包括液壓缸尺寸、蓄能器參數(shù)和初始油壓。圖7為液壓互聯(lián)懸架實(shí)物圖，圖8為整車車速50km/h的蛇形試驗(yàn)，在相同的側(cè)向加速度激勵(lì)下，安裝液壓互聯(lián)懸架的車輛與安裝橫向穩(wěn)定桿的車輛車身側(cè)傾角的對(duì)比曲線。由圖8可知，液壓互聯(lián)懸架達(dá)到最初整車側(cè)傾剛度設(shè)計(jì)目標(biāo)。

圖7 液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)實(shí)物圖

圖8 車速50km/h蛇形試驗(yàn)車身側(cè)傾角對(duì)比

最后確定的整車參數(shù)如表2所示。

表2 整車參數(shù)

3 仿真分析

3.1 車身所受扭矩

在不平路面行駛時(shí)，車身所受的扭轉(zhuǎn)載荷定義為前懸作用于車身的力矩與后懸作用于車身的力矩之差[18]:

式中:Fsi(i＝1，2，3，4)分別為前左處、前右處、后左處、后右處懸架對(duì)車身的作用力；tf和tr分別為前、后懸架至縱向中心面的距離。

對(duì)于前后均有橫向穩(wěn)定桿的車輛，橫向穩(wěn)定桿對(duì)左右車輪的作用力相反。當(dāng)車輪的運(yùn)動(dòng)模態(tài)為扭曲模態(tài)時(shí)，橫向穩(wěn)定桿附加車身的扭矩為

式中:kaf和kar分別為前后橫向穩(wěn)定桿的扭轉(zhuǎn)角剛度；φ1和φ2分別為前后軸車身側(cè)傾角。由式(10)可知，在扭曲模態(tài)下，由于前后橫向穩(wěn)定桿總會(huì)提供額外的扭矩，導(dǎo)致車身受到更大的扭轉(zhuǎn)載荷，且該扭轉(zhuǎn)載荷與前后橫向穩(wěn)定桿提供的角剛度成正比。

對(duì)于安裝互聯(lián)懸架的車輛，在受到不同的路面激勵(lì)時(shí)，上下腔油壓的變化會(huì)導(dǎo)致液壓缸對(duì)車身和車輪產(chǎn)生作用力。由于懸架行程的變化，會(huì)使油壓發(fā)生變化，可得到油壓變化率和懸架速度、液體流量的關(guān)系為

式中:H2為液壓缸進(jìn)出口壓力的變化與懸架速度之間的關(guān)系矩陣；H3為液壓缸進(jìn)出口壓力的變化量與液壓缸進(jìn)出口流量之間的關(guān)系矩陣。

在低速對(duì)角激勵(lì)中，可認(rèn)為同一條液壓回路中的油壓相等。設(shè)兩條液壓回路中的油壓分別為pf和pr，則

其中

式中:p和V分別為兩條液壓回路中蓄能器的初始?xì)怏w壓力與體積；AT1和AB1分別為前軸液壓缸無桿腔和有桿腔的面積；AT2和AB2分別為后軸液壓缸無桿腔和有桿腔的面積。

若令ΔVHIS＝tf(AT1＋AB1)－tr(AT2＋AB2)，則液壓互聯(lián)懸架提供的扭轉(zhuǎn)力矩為

式(13)中在前后液壓缸尺寸接近的情況下，ΔVHIS的變化范圍較小，可以認(rèn)為在扭曲模態(tài)下，液壓互聯(lián)懸架通過互聯(lián)形式實(shí)現(xiàn)載荷轉(zhuǎn)移，使車身幾乎不受附加扭矩作用。

圖9為對(duì)角激勵(lì)的路面工況，在該激勵(lì)下，整車的運(yùn)動(dòng)模態(tài)是以車輪運(yùn)動(dòng)為主導(dǎo)的扭曲模態(tài)。將該激勵(lì)分別輸入到安裝橫向穩(wěn)定桿、無橫向穩(wěn)定桿和安裝互聯(lián)懸架3種不同狀態(tài)的整車模型，得到車身所受扭矩的仿真對(duì)比曲線(圖10)和車身附加扭矩的仿真對(duì)比曲線(圖11)。車身所受扭矩為車輛懸架系統(tǒng)共同提供，車身附加扭矩為橫向穩(wěn)定桿或液壓互聯(lián)懸架單獨(dú)提供。由圖10和圖11可知，在受到路面高度為130mm凸塊對(duì)角激勵(lì)時(shí)，安裝互聯(lián)懸架與無橫向穩(wěn)定桿的車輛對(duì)比，其車身所受扭矩基本一致，但比安裝橫向穩(wěn)定桿的車輛小20%，表明液壓互聯(lián)懸架并不會(huì)增加車身受到的扭矩。雖然傳統(tǒng)懸架形式中的橫向穩(wěn)定桿能夠提高車輛的操縱穩(wěn)定性，但是卻進(jìn)一步惡化了車身的定位約束，使車輛在扭曲模態(tài)下對(duì)車身產(chǎn)生了額外的扭矩，且側(cè)傾剛度越大，產(chǎn)生的額外扭矩也越大。

圖9 130mm高度凸塊對(duì)角激勵(lì)

圖10 車身所受扭矩仿真對(duì)比

圖11 車身附加扭矩仿真對(duì)比

3.2 車輪垂向載荷

在對(duì)角激勵(lì)中，分別進(jìn)行車速為5和10km/h的仿真分析，對(duì)比安裝橫向穩(wěn)定桿和安裝互聯(lián)懸架的車輛車輪垂向載荷。在對(duì)角激勵(lì)中，首先右前輪通過凸塊，右前輪和左后輪的車輪垂向載荷增加，左前輪和右后輪的垂向載荷減小，然后左前輪和右后輪同時(shí)通過凸塊，垂向載荷增加，右前輪和左后輪垂向載荷減小，最后左后輪通過凸塊，左后輪和右前輪垂向載荷增加，左前輪和右后輪垂向載荷減小。圖12～圖19分別為車速5和10km/h對(duì)角激勵(lì)下車輪載荷的對(duì)比曲線。表3和表4分別為5和10km/h對(duì)角激勵(lì)時(shí)車輪垂向載荷變化。其中，極值表示車輪經(jīng)過凸塊時(shí)輪荷的最大值或最小值，差值表示橫向穩(wěn)定桿和液壓互聯(lián)懸架的車輪垂向載荷之差，變化值表示裝有橫向穩(wěn)定桿車輪垂向載荷曲線的極值與靜態(tài)垂向載荷之差。由圖12～圖15和表3可以看出:在左前輪和右后輪同時(shí)通過凸塊時(shí)，左前輪和右后輪垂向載荷增加；但與安裝橫向穩(wěn)定桿車輛相比，安裝互聯(lián)懸架的車輛車輪垂向載荷增加值較小，約小8%和14.2%；右前輪和左后輪垂向載荷減小，安裝互聯(lián)懸架的車輛車輪垂向載荷減小值較小，約小9%和20.7%。

圖12 車速5km/h左前輪垂向載荷曲線對(duì)比

表3 車速5km/h對(duì)角激勵(lì)時(shí)車輪垂向載荷

從圖16～圖19和表4中可以看出，在左前輪和右后輪同時(shí)通過凸塊時(shí)，左前輪和右后輪垂向載荷增加，安裝互聯(lián)懸架的車輛車輪垂向載荷增加較小，比安裝橫向穩(wěn)定桿的增加值小13.2%和9%，右前輪和左后輪垂向載荷減小，而安裝互聯(lián)懸架的車輛比安裝橫向穩(wěn)定桿車輛的車輪垂向載荷減小值較小，約小11.5%和9%。

圖13 車速5km/h右前輪垂向載荷曲線對(duì)比

圖14 車速5km/h左后輪垂向載荷曲線對(duì)比

圖15 車速5km/h右后輪垂向載荷曲線對(duì)比

根據(jù)上述分析結(jié)果可以看出，在對(duì)角激勵(lì)中，安裝互聯(lián)懸架與安裝橫向穩(wěn)定桿的車輛相比，當(dāng)左前輪與右后輪同時(shí)通過凸塊時(shí)，左前輪處和右后輪處的垂向載荷增加較少，右前輪處與左后輪處的垂向載荷減小較少，表明液壓互聯(lián)懸架更能均衡各車輪垂向載荷之間的差值；同時(shí)，與橫向穩(wěn)定桿相比，液壓互聯(lián)懸架可將差值變化百分比減小約8%～20%；互聯(lián)的效果是將前后軸柔性連接起來，將其中一個(gè)車輪處的運(yùn)動(dòng)情況反饋給其它3個(gè)車輪，改善四輪垂向載荷的變化，減小車身所受的扭矩，車輪瞬時(shí)載荷越靠近平均載荷，車輪附著力利用時(shí)間變長，進(jìn)一步提高車輪的接地性。

圖16 車速10km/h左前輪垂向載荷曲線對(duì)比

圖17 車速10km/h右前輪垂向載荷曲線對(duì)比

圖18 車速10km/h左后輪垂向載荷曲線對(duì)比

表4 車速10km/h對(duì)角激勵(lì)時(shí)車輪垂向載荷

圖19 車速10km/h右后輪垂向載荷曲線對(duì)比

4 道路試驗(yàn)

4.1 試驗(yàn)過程

道路試驗(yàn)中，路面工況為左前輪和右后輪同時(shí)受到凸塊激勵(lì)，試驗(yàn)凸塊總長2 600mm，總高130mm，如圖20所示。試驗(yàn)車輛以不同速度5，10和15km/h依次通過試驗(yàn)凸塊，如圖21所示。

圖20 試驗(yàn)凸塊

在試驗(yàn)過程中，測(cè)量各懸架處的動(dòng)行程和車身質(zhì)心處的垂向加速度，通過懸架動(dòng)行程可計(jì)算出車輛前后軸的車身側(cè)傾角，對(duì)比分析前后軸車身側(cè)傾角絕對(duì)值差值，驗(yàn)證不同懸架系統(tǒng)的車身扭轉(zhuǎn)狀態(tài)，由式(12)和式(13)可知，通過前、后軸的車身側(cè)傾角可計(jì)算出車身附加扭矩，對(duì)比分析不同懸架系統(tǒng)所提供的車身附加扭矩。

4.2 試驗(yàn)結(jié)果分析

4.2.1 前后軸車身側(cè)傾角差值

圖21 試驗(yàn)車輛

圖22 ～圖24分別為車速為5，10和15km/h時(shí)，不同懸架系統(tǒng)車輛在對(duì)角激勵(lì)下，前軸車身側(cè)傾角絕對(duì)值與后軸車身側(cè)傾角絕對(duì)值之差的曲線對(duì)比。由圖可見:在不同速度下，安裝互聯(lián)懸架車輛的前軸車身側(cè)傾角絕對(duì)值與后軸車身側(cè)傾角絕對(duì)值之差在數(shù)值上遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于安裝橫向穩(wěn)定桿的車輛，表明在對(duì)角激勵(lì)下，安裝前后橫向穩(wěn)定桿的車輛，前橫向穩(wěn)定桿的抗側(cè)傾作用會(huì)使車輛后軸也向前橫向穩(wěn)定桿作用方向轉(zhuǎn)動(dòng)，導(dǎo)致后軸車身側(cè)傾更加嚴(yán)重，前后軸的側(cè)傾角絕對(duì)值差值更大，車身受到的扭矩增加，且隨著車速增加，差值變化越大；而安裝互聯(lián)懸架的車輛，前后側(cè)傾角差值曲線變化較小，后軸的車身側(cè)傾角絕對(duì)值并不總是大于前軸的車身側(cè)傾角絕對(duì)值，表明前軸的抗側(cè)傾作用并不影響后軸的車身側(cè)傾角，前軸與后軸相對(duì)獨(dú)立，使車身不會(huì)受到附加扭矩作用。

圖22 車速5km/h時(shí)前后軸側(cè)傾角絕對(duì)值之差

圖23 車速10km/h時(shí)前后軸側(cè)傾角絕對(duì)值之差

圖24 車速15km/h時(shí)前后軸側(cè)傾角絕對(duì)值之差

4.2.2 車身附加扭矩

圖25 車速5km/h時(shí)車身附加扭矩

圖25 ～圖27分別為車速為5，10和15km/h時(shí)，不同懸架系統(tǒng)車輛在對(duì)角激勵(lì)下，根據(jù)式(12)和式(13)推導(dǎo)出的車身附加扭矩曲線對(duì)比。車身附加扭矩為橫向穩(wěn)定桿或液壓互聯(lián)懸架單獨(dú)提供。由圖可見:在不同車速的扭曲激勵(lì)下，安裝橫向穩(wěn)定桿的車輛，由于前后橫向穩(wěn)定桿的耦合作用，使車身受到附加扭矩，車身扭曲更加嚴(yán)重，對(duì)車身結(jié)構(gòu)造成損害；而安裝互聯(lián)懸架的車輛，幾乎不增加車身受到的扭矩，與仿真結(jié)果一致。

圖26 車速10km/h時(shí)車身附加扭矩

圖27 車速15km/h時(shí)車身附加扭矩

4.2.3 車身質(zhì)心垂向加速度

圖28～圖30分別為車速為5，10和15km/h時(shí)，不同懸架系統(tǒng)車輛在對(duì)角激勵(lì)下，車身質(zhì)心垂向加速度的曲線對(duì)比。由圖可見:在車速5km/h時(shí)，安裝互聯(lián)懸架車輛的車身質(zhì)心垂向加速度比安裝橫向穩(wěn)定桿的車身質(zhì)心垂向加速度??；在車速10和15km/h時(shí)，安裝互聯(lián)懸架車輛的車身質(zhì)心垂向加速度與安裝橫向穩(wěn)定桿的車身垂向加速度基本一致，表明安裝液壓互聯(lián)懸架的車輛增加的垂向剛度有限。同時(shí)，對(duì)比安裝液壓互聯(lián)懸架車輛在車速5和10km/h的車身質(zhì)心垂向加速度，隨速度增加，加速度增加較明顯，表明液壓系統(tǒng)可提供一定的管路阻尼。

圖28 車速5km/h時(shí)車身質(zhì)心垂向加速度

圖29 車速10km/h時(shí)車身質(zhì)心垂向加速度

圖30 車速15km/h時(shí)車身質(zhì)心垂向加速度

5 結(jié)論

基于越野車樣車平臺(tái)，分別建立了不同懸架系統(tǒng)的整車動(dòng)力學(xué)模型，并且進(jìn)行樣車開發(fā)，通過液壓系統(tǒng)單元試驗(yàn)驗(yàn)證了液壓系統(tǒng)建模的準(zhǔn)確性，為進(jìn)一步研究液壓系統(tǒng)特性提供了基礎(chǔ)?；趧?dòng)力學(xué)模型和功能樣車進(jìn)行仿真分析和樣車試驗(yàn)，仿真對(duì)比分析了不同懸架系統(tǒng)在側(cè)傾模態(tài)下可提供的側(cè)傾剛度和對(duì)車輛操縱穩(wěn)定性的影響；同時(shí)重點(diǎn)分析了在扭曲模態(tài)下，車身受到的扭矩、車輪處垂向載荷和輪胎接地性的變化。仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果一致，表明液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)能夠提高車輛側(cè)傾穩(wěn)定性而且不會(huì)額外增加車身所受的扭矩；同時(shí)，4個(gè)車輪處所受的垂向載荷分布更加均勻，接地性指數(shù)更高，進(jìn)一步提高了車輛的越野性能。

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Simulation and Experimental Study on the Off-road Performance of Vehicle with Hydraulically Interconnected Suspension

Zhou Min1，Zhang Jie1，Zheng Minyi1，Zhang Nong2＆Zhang Bangji1
1.Hunan University，State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body，Changsha 410082；2.School of Automotive and Traffic Engineering，Hefei University of Technology，Hefei 230000

In view of that the traditional suspension system of vehicle equipped with front and rear anti-roll stabilizer bars is unable to well achieve both handling stability and off-road performances concurrently，a hydraulically interconnected suspension system is proposed in this paper.Firstly，both vehicle dynamics models with transverse stabilizer bar and with hydraulically interconnected suspension system are created respectively and a functional sample vehicle with hydraulically interconnected suspension system is built.Then both simulations on dynamics models and tests on sample vehicle are conducted respectively to analyze the changes of additional twisting moment of vehicle body and the vertical load of wheels under twisting mode.The results of simulation basically well agree with that of tests，which shows that hydraulically interconnected suspension system can enhance the rolling stability of vehicle without additionally increasing the twisting moment of vehicle body，and the vertical loads on four wheels are more evenly distributed，further enhancing the off-road performance of vehicle.

vehicle；off-road performance；hydraulically interconnected suspension；twisting moment；simulation；test

10.19562/j.chinasae.qcgc.2017.04.013

?國家自然科學(xué)基金(51175157)和湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室自主研究課題(71575005)資助。

原稿收到日期為2016年5月3日，修改稿收到日期為2016年7月6日。

章杰，博士，E-mail:zhangjie1906＠sina.cn。