一種新型液 電饋能式懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與研究?

文桂林，周創(chuàng)輝

(湖南大學(xué)，汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙 410082)

前言

傳統(tǒng)的懸架系統(tǒng)主要以阻尼耗能的方式實(shí)現(xiàn)減振不利于車輛的燃油經(jīng)濟(jì)性[1]。此外，油液溫度的升高會(huì)對(duì)懸架帶來(lái)一些負(fù)面影響，如改變油液黏度，加速密封元件老化等。近年來(lái)，研究和開(kāi)發(fā)兼顧隔振和能量回收的饋能式懸架系統(tǒng)已成為車輛工程領(lǐng)域的熱點(diǎn)之一[2－3]。

目前，饋能式懸架主要采用電磁式饋能方式，可分為直線電機(jī)式、機(jī)械-旋轉(zhuǎn)電機(jī)式和液壓-旋轉(zhuǎn)電機(jī)式3種。其中，直線電機(jī)式饋能懸架需要開(kāi)發(fā)新型直線電機(jī)作為作動(dòng)器，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)難度大，成本較高[4－5]。 機(jī)械-旋轉(zhuǎn)電機(jī)式饋能懸架系統(tǒng)需要開(kāi)發(fā)相應(yīng)的機(jī)械整流器解決懸架壓縮/伸張行程中的發(fā)電機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不一致，因而體積和質(zhì)量較大，能量回收率低，且機(jī)械裝置對(duì)懸架減振性能影響較大[6－7]。 液壓-旋轉(zhuǎn)電機(jī)式饋能懸架是近年來(lái)提出的一種新型饋能式懸架系統(tǒng)，通過(guò)液壓系統(tǒng)將懸架的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換成液壓馬達(dá)和發(fā)電機(jī)的單向旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)[8－12]。文獻(xiàn)[8]中基于電動(dòng)靜液壓作動(dòng)器設(shè)計(jì)了一種具有饋能效果的汽車主動(dòng)懸架，結(jié)構(gòu)較為簡(jiǎn)單，但發(fā)電機(jī)不能單向旋轉(zhuǎn)，對(duì)電路控制要求較高。文獻(xiàn)[9]中設(shè)計(jì)了一款稱為Genshock的液電饋能式減振器，通過(guò)管道和單向閥組成的整流回路使液壓油保持單向流動(dòng)，從而保證液壓馬達(dá)驅(qū)動(dòng)發(fā)電機(jī)單向旋轉(zhuǎn)，但管道較多，體積較大，壓力損失也比較大。文獻(xiàn)[10]和文獻(xiàn)[11]中提出一種由4個(gè)單向閥實(shí)現(xiàn)整流的液電饋能式減振器，相比Genshock減振器結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)單，但單向閥之間有泄漏導(dǎo)致回收效率較低。文獻(xiàn)[12]中設(shè)計(jì)了一個(gè)帶整流功能的液壓缸用于液電饋能式減振器，液壓缸的結(jié)構(gòu)過(guò)于復(fù)雜，加工制造難度大。上述幾種液電饋能減振器均采用普通單作用液壓缸，有桿腔和無(wú)桿腔有一定的面積比，導(dǎo)致壓縮行程和伸張行程液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速波動(dòng)較大。此外，現(xiàn)有的饋能式懸架系統(tǒng)大都采用普通發(fā)電機(jī)，輸出電壓隨懸架運(yùn)動(dòng)速度變化。汽車電氣系統(tǒng)和一般采用直流恒壓電源，而且汽車蓄電池一般都采用直流恒壓充電，需要另外設(shè)計(jì)電路，增加了懸架的復(fù)雜性。

本文中提出一種結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、適用性更好的液-電饋能式懸架系統(tǒng)(為了方便，文中稱為饋能懸架)。首先，基于饋能懸架的結(jié)構(gòu)和工作原理，推導(dǎo)出饋能懸架的輸出力和饋能功率的數(shù)學(xué)模型，分析其減振和饋能特性。其次，通過(guò)樣機(jī)的臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)饋能懸架方案的可行性和AMEsim中搭建的仿真模型進(jìn)行驗(yàn)證，并計(jì)算饋能效率。最后，在1/4車輛模型中，對(duì)饋能懸架和傳統(tǒng)被動(dòng)懸架進(jìn)行仿真對(duì)比。

1 饋能懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及原理

饋能式懸架系統(tǒng)安裝在車身和車輪之間，由一個(gè)螺旋彈簧和一個(gè)液-電饋能單元并聯(lián)組成，如圖1所示。在液-電饋能單元中，液壓缸的活塞桿和缸筒分別連接在車身和車輪上。其中，液壓缸的上下兩個(gè)腔通過(guò)活塞上的油孔連通，使其等同于一個(gè)柱塞缸?；钊系挠涂自O(shè)計(jì)為多個(gè)直徑較大的通孔，總通流截面積較大，壓力損失可以忽略?；钊透左w之間不需要密封，液壓缸沒(méi)有內(nèi)泄漏，同時(shí)減小了摩擦力。單向閥1和單向閥2互相反向并聯(lián)安裝在液壓缸的油口上，構(gòu)成整流回路。蓄能器1和蓄能器2分別安裝在單向閥1和單向閥2的另一側(cè)，用于緩沖和儲(chǔ)能。液壓馬達(dá)通過(guò)三通接頭連接在蓄能器和單向閥之間。液壓馬達(dá)通過(guò)剛性軸驅(qū)動(dòng)發(fā)電機(jī)旋轉(zhuǎn)，將振動(dòng)能量轉(zhuǎn)化成電能，并存儲(chǔ)到蓄電池中。發(fā)電機(jī)采用汽車發(fā)電機(jī)，輸出14V恒壓直流，可直接用于汽車電氣系統(tǒng)。

圖1 液-電饋能式懸架系統(tǒng)

當(dāng)懸架壓縮時(shí)，活塞桿被壓進(jìn)缸筒內(nèi)，導(dǎo)致液壓缸容腔體積減小、壓力升高，單向閥1打開(kāi)而單向閥2關(guān)閉。從液壓缸流出的高壓油經(jīng)過(guò)單向閥1后進(jìn)入蓄能器1，使其壓力升高。蓄能器1的壓力高于蓄能器2，在液壓馬達(dá)兩端形成壓力差。當(dāng)液壓馬達(dá)兩端的壓力差足夠克服馬達(dá)軸上的阻力矩時(shí)，液壓馬達(dá)帶動(dòng)發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)，部分高壓油經(jīng)過(guò)液壓馬達(dá)進(jìn)入蓄能器2。當(dāng)懸架伸張時(shí)，活塞桿從缸筒內(nèi)拔出，導(dǎo)致液壓缸容腔體積增大、壓力降低，單向閥1關(guān)閉而單向閥2打開(kāi)。蓄能器2內(nèi)的油液經(jīng)過(guò)單向閥2補(bǔ)充到液壓缸中，蓄能器2的壓力降低。蓄能器2的壓力低于蓄能器1的壓力，液壓馬達(dá)的兩端產(chǎn)生壓力差。當(dāng)液壓馬達(dá)兩端的壓力差足夠克服馬達(dá)軸上的阻力矩時(shí)，液壓馬達(dá)帶動(dòng)發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)。蓄能器1內(nèi)的高壓油經(jīng)過(guò)液壓馬達(dá)補(bǔ)充到蓄能器2和液壓缸中。在懸架兩個(gè)行程中，液壓油始終從蓄能器1經(jīng)過(guò)液壓馬達(dá)流向蓄能器2，液壓馬達(dá)旋轉(zhuǎn)保持方向一致。

綜上所述，壓縮行程中，液壓缸排出的大部分高壓油進(jìn)入蓄能器1，液壓缸中的壓力主要由蓄能器1決定；而伸張行程中，液壓缸所需的大部分油液由蓄能器2提供，液壓缸的壓力主要由蓄能器2決定。由于液壓馬達(dá)的隔離，兩個(gè)蓄能器的工作狀態(tài)不相同。因此，液壓缸的輸出力不對(duì)稱，液-電饋能單元相當(dāng)于一個(gè)變剛度的油氣懸架。

2 懸架饋能系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型

2.1 元件數(shù)學(xué)模型

液壓缸活塞桿上的輸出力等于懸架系統(tǒng)的輸出力。因此，饋能懸架的輸出力Fh可表示為

式中:ps為液壓缸的油液壓力；As為活塞桿的橫截面積，/4，ds為活塞桿的直徑。假設(shè)油液不可壓縮，液壓缸的進(jìn)出流量qs可表示為

式中為活塞桿和缸筒的相對(duì)速度。饋能懸架在車輛上安裝時(shí)，液壓缸的活塞桿與車身聯(lián)接，缸筒與車輪聯(lián)接。因此，為車身垂向速度，為車輪垂向速度。

流經(jīng)單向閥1和單向閥2的流量等于液壓缸的進(jìn)出流量。因此，單向閥1和單向閥2上的壓力損失可表示為

式中:ρ為油液密度；Cd為流量系數(shù)；Acv為單向閥的節(jié)流面積。

油液在管路中流動(dòng)時(shí)，由管路中流體液阻特性產(chǎn)生的壓力損失Δppi可以表示為

式中:μ為液壓油的動(dòng)力黏度；Lpi為油管的等效長(zhǎng)度；dpi為油管的內(nèi)徑。

根據(jù)理想氣體的狀態(tài)方程，蓄能器的氣體體積變化量與壓力之間的關(guān)系可表示為

式中:pac，g和 Vac，g分別為懸架靜平衡蓄能器的穩(wěn)態(tài)壓力和氣囊的體積；pac，t和 Vac，t分別為車輛行駛時(shí)蓄能器的動(dòng)態(tài)壓力和氣囊的體積；qac為流入蓄能器的油液體積；λ為氣體絕熱狀態(tài)指數(shù)，λ＝1.4。

根據(jù)液壓馬達(dá)的結(jié)構(gòu)原理，流經(jīng)液壓馬達(dá)的流量qm與排量Dm之間滿足:

式中:ωm為液壓馬達(dá)的旋轉(zhuǎn)角速度；ηv為液壓馬達(dá)的容積效率。

根據(jù)牛頓第二定理，液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)矩平衡方程可表示為

式中:Δpm為液壓馬達(dá)兩端的壓力差；ηm為液壓馬達(dá)的機(jī)械效率；Jm為液壓馬達(dá)及負(fù)載的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Bm為液壓馬達(dá)阻尼系數(shù)；TL為液壓馬達(dá)輸出軸上的負(fù)載轉(zhuǎn)矩。

發(fā)電機(jī)需要的輸入軸轉(zhuǎn)矩即為液壓馬達(dá)輸出軸上的負(fù)載轉(zhuǎn)矩。因此，根據(jù)發(fā)電機(jī)的工作原理，作用在液壓馬達(dá)輸出軸上的負(fù)載力矩TL可表示為

式中:kt為發(fā)電機(jī)的轉(zhuǎn)矩常數(shù)；I為發(fā)電機(jī)的輸出電流。

恒壓整流后，發(fā)電機(jī)的輸出的直流電壓Ue可表示為

式中:ke為發(fā)電機(jī)的結(jié)構(gòu)常數(shù)；Re為發(fā)電機(jī)的等效電阻；ωe為發(fā)電機(jī)的旋轉(zhuǎn)角速度，ωe＝ωm。

不考慮電容特性，由蓄電池充電時(shí)的伏安特性可以得到饋能電路中發(fā)電機(jī)的輸出電流I為

式中:Uoc為蓄電池的電壓；Rbat為蓄電池的電阻。

2.2 液壓缸的輸出力

(1)圧縮行程

由式(2)、式(5)和式(7)可得，懸架圧縮行程蓄能器1和蓄能器2的壓力為

圧縮行程中，液壓缸內(nèi)的油液壓力ps可表示為

將式(3)、式(4)、式(11)和式(12)代入式(1)可得圧縮行程液壓缸的輸出力為

(2)伸張行程

由式(2)、式(5)和式(7)可得伸張行程中蓄能器1和蓄能器2的壓力為

伸張行程中，液壓缸內(nèi)的油液壓力ps可表示為

將式(3)、式(4)、式(14)和式(15)代入式(1)可得圧縮行程液壓缸的輸出力為

2.3 饋能懸架的減振和饋能特性分析

(1)減振特性

懸架的減振性能直接影響到車輛的乘坐舒適性，主要表現(xiàn)為車身垂向加速度的大小。在傳統(tǒng)被動(dòng)懸架的1/4車輛模型中，車身的振動(dòng)微分方程為

式中:Ks和Cs分別為被動(dòng)懸架的剛度和阻尼；mc和分別為車身的質(zhì)量和加速度。從上式可以看出，減小車身加速度的關(guān)鍵是減小彈簧和減振器的合力。

在圖1所示的饋能懸架1/4車輛模型中，車身的振動(dòng)微分方程可描述為

式中:K1為彈簧剛度；Fh為液壓缸輸出力。前兩項(xiàng)之和為懸架作用在車身上的力，且方向始終向上。在圧縮行程中，液壓缸的輸出力增大，饋能懸架輸出力與傳統(tǒng)被動(dòng)懸架相當(dāng)。在伸張行程中，液壓缸內(nèi)的油液壓力下降，輸出力Fh減小。式(18)的前兩項(xiàng)之和減小，即懸架作用在車身上的力減小。

(2)饋能特性

發(fā)電機(jī)的輸出電能即為饋能懸架回收的振動(dòng)能量。由式(9)和式(10)可得饋能懸架的饋能功率Pout為

由上式可以看出，發(fā)電機(jī)的輸出功率與發(fā)電機(jī)的轉(zhuǎn)速之間成非線性關(guān)系。轉(zhuǎn)速越高，發(fā)電機(jī)的輸出功率越大。但式(19)僅僅是從饋能電路的角度考慮的。液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速不是一個(gè)獨(dú)立變量，受其他變量影響。根據(jù)液壓馬達(dá)輸出軸上的功率平衡關(guān)系，發(fā)電機(jī)的輸出功率可表示為

式中ηe為發(fā)電機(jī)的機(jī)械效率。上式說(shuō)明，饋能功率不僅與液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速有關(guān)，也與液壓馬達(dá)兩端的壓力差Δpm有關(guān)。由式(7)可知，馬達(dá)轉(zhuǎn)速越大，液壓馬達(dá)兩端的壓力差Δpm也越大，此時(shí)減振效果較差。反之，饋能功率減小，減振較好。因此，饋能懸架在減振和饋能兩個(gè)方面是對(duì)立的。

3 液 電饋能單元的驗(yàn)證

3.1 參數(shù)設(shè)計(jì)

圖2 饋能懸架參數(shù)設(shè)計(jì)流程

忽略螺旋彈簧的能量損耗，饋能懸架的能量回收效率主要由液 電饋能單元決定。液 電饋能單元的能量回收效率ηHE可表示為

式中ηh為液壓系統(tǒng)的機(jī)械效率。不同型號(hào)發(fā)電機(jī)的機(jī)械效率ηe不同，一般可參考廠家給出的測(cè)試結(jié)果。液壓系統(tǒng)的機(jī)械效率ηh主要由各液壓元件的機(jī)械效率決定。其中，不同型號(hào)液壓馬達(dá)的機(jī)械效率不同，一般在0.9以上。圖1所示的液壓缸的功率損失主要由活塞桿與缸筒之間的摩擦引起，機(jī)械效率大于普通的單作用液壓缸。由式(3)可知單向閥的壓力損失與通流面積成反比，單向閥的規(guī)格選擇適當(dāng)大一些有利于減小壓力損失。由式(4)可知管路的壓力損失與管道直徑成反比，與管道長(zhǎng)度成正比，因此采用大直徑的短管道有利于減小液壓系統(tǒng)壓力損失。實(shí)際工程中，各液壓元件的選型還要考慮油口連接問(wèn)題，需要綜合考慮。

本文中以某SUV車型為參照對(duì)象，其1/4車輛模型相關(guān)參數(shù)如表1所示。

表1 參考車型的參數(shù)

由于液壓馬達(dá)有外泄漏，一般液壓馬達(dá)的殼體需要外接泄油管到油箱。為了使懸架結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)單實(shí)用，本文中選擇Sauer公司OMM8液壓馬達(dá)，不需要外接泄油管和油箱。該馬達(dá)在內(nèi)部通過(guò)單向閥將殼體泄油腔與油口相連，如圖3所示。液壓馬達(dá)的低壓側(cè)壓力低于殼體密封許用壓力，就可保證殼體正常泄油。由饋能單元的工作原理可知，蓄能器2的壓力低于蓄能器1的壓力。因此，液壓馬達(dá)的殼體腔始終與蓄能器2相連。當(dāng)轉(zhuǎn)速達(dá)到800r/min以上時(shí)，液壓馬達(dá)殼體密封的可承受壓力為2.2MPa。

圖3 液壓馬達(dá)殼體泄油回路

車輛靜止時(shí)，對(duì)車身受力分析可知，液壓缸內(nèi)的穩(wěn)態(tài)壓力pg受活塞桿直徑ds和并聯(lián)彈簧的剛度K1的影響，可表示為

式中Δxg為車輛靜止時(shí)，懸架的靜平衡位置。上式說(shuō)明車輛靜止時(shí)，饋能懸架的液壓系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)壓力與活塞桿直徑成反比。在活塞桿直徑滿足機(jī)械性能的前提下，適當(dāng)提高懸架液壓系統(tǒng)的工作壓力，有利于提高系統(tǒng)效率和響應(yīng)速度。假設(shè)液-電饋能單元的穩(wěn)態(tài)壓力pg＝1.7MPa，經(jīng)過(guò)計(jì)算和校核取活塞桿直徑ds＝36mm。由表 1中的參數(shù)計(jì)算可得 Δxg≈0.2m，則計(jì)算可得饋能懸架中并聯(lián)的彈簧剛度K1＝10000N/m。

蓄能器的充氣壓力低于懸架靜平衡時(shí)液壓系統(tǒng)的壓力，蓄能器中會(huì)充入一定體積的油液。為避免伸張行程中液壓缸中出現(xiàn)“氣穴”現(xiàn)象，懸架靜平衡時(shí)蓄能器2中充入的油液量ΔVac2必須滿足:

式中:pac2，0和 Vac2，0分別為蓄能器 2 的容積和充氣壓力；[xs]為液壓缸的限位行程。蓄能器2在懸架靜平衡時(shí)的壓力pac2，g＝pg?？紤]液壓馬達(dá)和發(fā)電機(jī)的摩擦力，蓄能器1的充氣壓力比蓄能器2的充氣壓力設(shè)置略高一點(diǎn)。

2.2 診斷 3例多胎妊娠之一葡萄胎平均診斷孕周為14周(13～17周)，所有病例外院首次超聲檢查時(shí)均未發(fā)現(xiàn)葡萄胎征象。孕期均因反復(fù)陰道流血轉(zhuǎn)入本院。血清β-HCG值均異常增高。第2例患者孕期陰道排出少量葡萄樣組織物。

汽車用發(fā)電機(jī)要求發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)速ne≥1000r/min。液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速nm≤2500r/min。綜合考慮后，該懸架系統(tǒng)中的液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速范圍設(shè)計(jì)為1 000～2 500r/min。一般情況下，懸架的速度不超過(guò)1m/s2。液壓馬達(dá)的排量可由式(2)和式(6)式計(jì)算得到。綜上所述，選擇液-電饋能單元的參數(shù)，如表2所示。

3.2 樣機(jī)試驗(yàn)

根據(jù)液-電饋能單元的結(jié)構(gòu)和參數(shù)制作樣機(jī)一臺(tái)，并進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，如圖4所示。其中，液壓缸的缸筒固定在地面支座上，活塞桿與激振缸通過(guò)法蘭連接。發(fā)電機(jī)采用JFZ03型汽車發(fā)電機(jī)，蓄電池為55D23型汽車蓄電池。試驗(yàn)和仿真中的激振信號(hào)均為正弦信號(hào)，頻率為1.67Hz，振幅為0.05m。為了模擬實(shí)車條件，先根據(jù)傳統(tǒng)懸架下車身的平衡位置確定液-電饋能單元的靜平衡位置。計(jì)算可知，車身的靜平衡位置約為0.2m。因此，試驗(yàn)中要先給活塞桿一個(gè)0.2m的位移，待系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)態(tài)后再施加正弦激振信號(hào)。

表2 液-電饋能單元樣機(jī)的參數(shù)

圖4 液-電饋能單元試驗(yàn)

由于測(cè)試臺(tái)只能進(jìn)行懸架的外特性試驗(yàn)，不能模擬車輛行駛來(lái)測(cè)試懸架的綜合性能。對(duì)饋能懸架性能的進(jìn)一步考察需要在AMESim軟件中完成。因此，在AMEsim中建立液-電饋能單元的仿真模型，如圖5所示。根據(jù)饋能懸架的數(shù)學(xué)模型，選擇適合的元件子模型。在仿真模型中輸入與樣機(jī)中相同的參數(shù)，進(jìn)行饋能懸架的外特性仿真。將臺(tái)架試驗(yàn)的結(jié)果與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證液-電饋能單元仿真模型的正確性。

圖5 液-電饋能單元仿真模型

圖6 和圖7所示分別是液壓缸的輸出力-位移曲線和發(fā)電機(jī)的輸出電流曲線。從圖6中明顯可以看出，液壓缸的輸出力隨位移呈非線性變化，符合油氣懸架的外特性曲線趨勢(shì)。在壓縮行程和伸張行程之間的臨界位移處，懸架的輸出力變化曲線斜率發(fā)生突變。對(duì)比圖6與圖7中的曲線，可以看出在相同的激勵(lì)下，試驗(yàn)得到的曲線與仿真結(jié)果之間存在一些誤差。一是由于實(shí)際中的摩擦力隨機(jī)性較大，仿真無(wú)法完全模擬；另一個(gè)原因是仿真模型中的發(fā)電機(jī)和電池的參數(shù)與實(shí)物之間存在一定誤差。但是，兩條曲線吻合度較高，趨勢(shì)基本一致。因此，在AMESim中建立的液-電饋能單元仿真模型是比較準(zhǔn)確的，可用于下一步的研究工作。

圖6 輸出力-位移曲線

3.3 饋能效率

液-電饋能單元的能量回收效率ηHERS可表示為

式中:Pout為輸出的饋能功率；Pin為輸入的機(jī)械功率。

根據(jù)做功的定義，圖6中曲線包含的面積為一個(gè)周期內(nèi)輸入的機(jī)械能ΔW，因此輸入的平均機(jī)械功率可表示為

圖7 發(fā)電機(jī)輸出電流曲線

式中T為激振信號(hào)的周期，T＝1/1.67s。以圖5中的試驗(yàn)結(jié)果為對(duì)象，由式(25)計(jì)算可得 Pin≈247.6W。

試驗(yàn)測(cè)得的發(fā)電機(jī)輸出電壓Ue≈13.92V，由圖7中的試驗(yàn)結(jié)果計(jì)算可得發(fā)電機(jī)的平均輸出I＝7.52A，計(jì)算可得 Pout＝13.92×7.52＝104.7W。 將上述結(jié)果代入式(24)，可得液電饋能單元的能量回收效率為ηHERS＝42.3%。圖1所示的饋能懸架中，并聯(lián)螺旋彈簧作為彈性元件，能量損耗可以忽略不計(jì)。因此，可以認(rèn)為在頻率為1.67Hz振幅為0.05m的正弦激勵(lì)下，饋能懸架的饋能效率為42.3%。

4 饋能懸架的仿真

饋能懸架的主要作用仍然是用于車輛減振，饋能只是附帶功能。在滿足減振需求的基礎(chǔ)上，回收車輛垂向振動(dòng)的能量才有實(shí)際意義。因此，以被動(dòng)懸架為參考，考察饋能懸架的減振和饋能性能。在AMESim中建立饋能懸架和被動(dòng)懸架的1/4車輛仿真模型，如圖8所示。模型中，饋能懸架的參數(shù)參照3.1節(jié)，被動(dòng)懸架的參數(shù)如表1所示。

(1)時(shí)域響應(yīng)

在隨機(jī)路面激勵(lì)下，考察懸架對(duì)車輛行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的影響有工程參考價(jià)值。不平路面的激勵(lì)是汽車行駛時(shí)的主要激勵(lì)，通常用數(shù)值模擬來(lái)替代。在1/4車輛模型中，以圖9所示的一段50km/h車速下的C級(jí)路面作為輸入信號(hào)，分別對(duì)采用饋能懸架和被動(dòng)懸架的1/4車輛模型進(jìn)行仿真。

圖8 兩種懸架的1/4車輛仿真模型

圖9 50km/h車速下的C級(jí)隨機(jī)路面

圖10 為兩種懸架對(duì)應(yīng)的車身加速度、車輪動(dòng)載荷和懸架動(dòng)撓度的時(shí)域響應(yīng)曲線。對(duì)比圖中兩種曲線可知，兩種懸架對(duì)應(yīng)的車身加速度、車輪動(dòng)載荷和懸架動(dòng)撓度曲線比較吻合。這說(shuō)明饋能懸架的參數(shù)選擇比較合理，對(duì)車身平順性和操縱穩(wěn)定性的影響與被動(dòng)懸架比較接近。此外，從圖10(a)中可見(jiàn)，饋能懸架對(duì)應(yīng)的車身加速度峰值比被動(dòng)懸架低，這是由于液-電饋能單元的輸出力有非線性特性。

圖10(d)和圖10(e)分別為饋能懸架發(fā)電機(jī)輸出功率和液壓系統(tǒng)壓力的時(shí)域響應(yīng)曲線。從圖10(d)可知，饋能懸架的能量回收功率曲線連續(xù)性較好，這說(shuō)明饋能懸架一直處于饋能狀態(tài)。從圖10(e)可見(jiàn)，液壓缸內(nèi)的油液壓力曲線基本在兩個(gè)蓄能器圧力曲線之間。這驗(yàn)證了前面的分析:壓縮行程時(shí)，液壓缸內(nèi)壓力由蓄能器1的壓力決定；伸張行程時(shí)，液壓缸內(nèi)壓力由蓄能器2的壓力決定。此外，從圖10(e)中可知，蓄能器2的壓力在1.4～1.8MPa之間，低于2.0MPa。這說(shuō)明在車輛行駛過(guò)程中，液壓系統(tǒng)中沒(méi)有“氣穴”現(xiàn)象；蓄能器2的壓力低于液壓馬達(dá)的殼體密封許用壓力，能夠滿足馬達(dá)殼體泄油需要。

圖10 1/4車輛仿真的時(shí)域響應(yīng)

為了更明確地對(duì)比兩種懸架的性能，對(duì)上述時(shí)域響應(yīng)結(jié)果進(jìn)行統(tǒng)計(jì)計(jì)算。表3為兩種懸架對(duì)應(yīng)的車身加速度、車輪動(dòng)載荷和懸架動(dòng)撓度的均方根值以及饋能懸架的能量回收功率平均值。從表中數(shù)據(jù)可以看出，饋能懸架對(duì)應(yīng)的車身加速度均方根值略大于被動(dòng)懸架，但差值只有 0.02m/s2，占比為1.4%，工程實(shí)際中可以忽略。饋能懸架對(duì)應(yīng)的車輪動(dòng)載荷和懸架動(dòng)撓度略小于被動(dòng)懸架，提高了車身操穩(wěn)性。饋能懸架回收功率的平均值為62.3W。上述結(jié)果說(shuō)明，本文中提出的饋能懸架能夠替代傳統(tǒng)被動(dòng)懸架用于車輛減振，在滿足車輛乘坐舒適性的同時(shí)，能夠有效回收懸架的振動(dòng)能量。

表3 時(shí)域響應(yīng)計(jì)算結(jié)果

(2)頻率特性

對(duì)上節(jié)中1/4車輛模型仿真得到的時(shí)域響應(yīng)結(jié)果進(jìn)行FTT變換，得到車身加速度、車輪動(dòng)載荷和懸架動(dòng)撓度的頻率特性，如圖11所示。由圖中可以看出，兩種懸架對(duì)應(yīng)的車身加速度、懸架動(dòng)撓度、車輪動(dòng)載荷的兩個(gè)共振點(diǎn)基本相同，這說(shuō)明饋能懸架的設(shè)計(jì)符合車身和車輪的固有頻率要求。從圖11(a)中可見(jiàn)，饋能懸架對(duì)應(yīng)的車身加速度在1Hz附近較低，更利于減小車身加速度。從圖11(b)中可見(jiàn)，兩種懸架對(duì)應(yīng)的車輪動(dòng)載荷頻率特性曲線高度重合，特別是在中低頻段。由圖11(c)可見(jiàn)，饋能懸架對(duì)應(yīng)的懸架動(dòng)行程在低頻下大于被動(dòng)懸架。這是由于低頻激勵(lì)下發(fā)電機(jī)的轉(zhuǎn)速較低，對(duì)應(yīng)阻尼力偏小。

5 結(jié)論

本文中提出一種新型液-電饋能式懸架系統(tǒng)，建立了懸架的數(shù)學(xué)模型，并通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)和AMEsim軟件仿真進(jìn)行了一系列研究，得到了如下結(jié)論。

(1)饋能懸架由一個(gè)螺旋彈簧和一個(gè)液-電饋能單元并聯(lián)組成。其中，液-電饋能單元相當(dāng)于一個(gè)剛度可變的油氣懸架。圧縮行程和伸張行程中液壓缸的輸出力分別由兩個(gè)不同的蓄能器決定。

(2)以某SUV車型為對(duì)象，設(shè)計(jì)了饋能懸架的系統(tǒng)參數(shù)，通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證了饋能懸架的方案是可行的。在1.67Hz頻率和0.05m振幅的正弦激勵(lì)下，得到液-電饋能單元的能量回收效率約為42.3%。

圖11 兩種懸架的頻率特性

(3)在AMESim中建立1/4車輛仿真模型，對(duì)饋能懸架和傳統(tǒng)被動(dòng)懸架進(jìn)行了對(duì)比。結(jié)果表明:兩種懸架在車輛減振方面的性能基本相同，饋能懸架在滿足車輛行駛平順性的同時(shí)，能夠有效回收懸架振動(dòng)能量。

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