雙氣室液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)特性研究*

陳盛釗，鄭敏毅，凌啟輝，陳哲吾

（1. 湖南科技大學機電工程學院，湘潭 411201；2. 合肥工業(yè)大學汽車與交通工程學院，合肥 230009）

前言

操縱穩(wěn)定性、行駛平順性和道路友好性是評價車輛性能的重要指標。發(fā)展主動、半主動和被動等懸架類型能有效改進車輛性能，但主動/半主動懸架的結構復雜、能耗大且維護成本高，難以獲得廣泛應用。為降低車輛的使用與維護成本，發(fā)展被動式油氣懸架以改善車輛動態(tài)性能，仍具有較強的現實意義。

近年來，為改善車輛動態(tài)性能，油氣懸架系統(tǒng)獲得了國內外學者的廣泛關注。田晉躍等對油氣分離式單氣室懸架的剛度與阻尼進行分析，并獲得了非線性剛度與阻尼的數學模型；郭孔輝等提出一種油氣消扭懸架，該懸架系統(tǒng)能顯著降低車身受到的轉矩與輪荷偏載；劉剛等將油氣懸架系統(tǒng)應用于越野車輛，研究阻尼閥系的參數對油氣懸架阻尼特性的影響；同時，液壓互聯(lián)懸架（hydraulically interconnected suspension，HIS）系統(tǒng)的多種互聯(lián)模式，如側傾、俯仰與垂向等，也在降低車體側傾風險與俯仰趨勢、提升車輛行駛平順性等方面獲得發(fā)展與應用。Ding 等設計一種適用于兩軸車輛的HIS系統(tǒng)，研究阻尼閥系數對車輛俯仰模態(tài)振動的影響。Wang 等提出一種帶有“慣容-彈簧-阻尼”結構的HIS 系統(tǒng)，利用該系統(tǒng)協(xié)調車輛操縱穩(wěn)定性與平順性之間的關系。此外，諸多國外學者也對油氣懸架系統(tǒng)展開研究。Kwon 等將油氣懸架中的油液與氣體置于同一空間內，研究含有乳狀液的油氣懸架參數對乘員舒適性與側翻穩(wěn)定性的影響。Kucuk等將油氣懸架應用于移動式起重機，對其參數進行優(yōu)化以改進平順性。Ali 等利用機器學習算法預測油氣懸架在自卸車使用過程中的振動抑制效果。

國內外有關雙氣室懸架結構的研究正在快速發(fā)展。殷智宏設計了一種雙氣室空氣懸架，利用附加氣室與節(jié)流閥為懸架引入空氣阻尼。楊波等對內置有儲氣室的油氣懸架展開分析，研究內外儲氣室在不同壓強和阻尼系數時，油氣懸架對行駛平順性的影響。桑志國等應用諧波平衡法推導了雙氣室油氣懸架的等效剛度和等效阻尼表達式。Zhu等設計了一種雙氣室懸架，使油缸內活塞在往復行程中產生不同的剛度系數，以兼顧改進車輛的行駛平順性和側傾穩(wěn)定性。Sang等設計了一種雙氣室油氣懸架結構，研究該結構剛度和阻尼系數對外部激振頻率的依賴關系。

目前國內外學者對油氣懸架系統(tǒng)開展了廣泛而深入的研究，取得了大量成果。然而針對HIS 系統(tǒng)的研究仍存在一定的局限性，如半車模型難以有效描述整車懸架的互聯(lián)耦合關系，單氣室HIS 系統(tǒng)難以兼顧車輛操縱性能和行駛平順性等。因此，本文中提出一種基于整車模型的雙氣室液壓互聯(lián)懸架（hydraulically interconnected suspension with dual accumulators，DHIS）系統(tǒng)，該系統(tǒng)既能有效改善車輛操縱穩(wěn)定性，又能兼顧改善行駛平順性與道路友好性。

1 雙氣室液壓互聯(lián)懸架整車建模

安裝有DHIS系統(tǒng)的機械-液壓耦合車輛動力學模型如圖1 所示。該模型主要包含簧上質心垂向位移、簧上質量繞側傾中心的側傾角和俯仰角（假設側傾中心與俯仰中心重合）、輪胎垂向位移（= 1，2，3，4）等自由度。其中=1，2，3，4 分別表示車輛的左前、右前、左后、右后位置。機械部分車輛建模過程見文獻［11］。

圖1 機械-液壓耦合車輛模型

側傾模式的雙氣室液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)如圖2 所示。該系統(tǒng)主要由阻尼閥、蓄能器、液壓作動器和液壓油管連接的兩個液壓回路組成。其工作原理是：在車輛轉向導致車輛發(fā)生側傾時（如車輛向右轉向），回路A 中油液由作動器油腔流向蓄能器，而回路B 中油液由蓄能器流向作動器，從而導致回路A中氣室體積減小，而回路B 中氣室體積增加。因此，回路A 中油壓上升，回路B 中油壓下降，從而導致左側作動器對簧上質量產生向上作用力，而右側作動器對簧上質量產生向下作用力，進而抑制車體的側傾運動趨勢。

圖2 雙氣室液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)

對DHIS系統(tǒng)作如下假設：①液壓作動器內活塞與內壁的摩擦阻力可忽略不計；②因油液與蓄能器內氮氣直接相互作用，而液體體積可壓縮系數比氣體體積可壓縮系數要小很多，因此，忽略油液體積可壓縮性對回路響應的影響；③不考慮溫度對油液和氣體狀態(tài)的影響；④將液壓管壁對流體的黏性阻尼力集成于阻尼閥處。

DHIS 系統(tǒng)中液壓作動器的運動狀態(tài)由簧上、簧下質量的相對運動狀態(tài)決定，因此液壓作動器上端點的運動狀態(tài)可表示為

式中：=［，，，］為車體在作動器上端點處的垂向位移；為狀態(tài)傳遞矩陣。

從而可以得到流入作動器上、下腔室的油液體積為

式中：Δ、Δ分別表示上、下腔室的油液體積變化量；、分別表示上、下腔室的橫截面積。

設阻尼閥引起的壓力損失Δ為

式中：為閥孔阻尼系數；為閥孔處油液流量。作動器上、下腔室出口處阻尼閥孔的油液流量可表示為=（-）和=-（-）。

不失一般性，以回路A 為例，設回路A 中蓄能器處氣體體積的總變化量為Δ，設蓄能器與的氣體體積變化量分別為Δ和Δ。則可得回路A中各狀態(tài)量之間的關系為

式中：為蓄能器G出口處阻尼閥孔系數；為DHIS系統(tǒng)內初始油壓；與分別為蓄能器/和/的初始氣體體積；為蓄能器G處氣體壓強；為相應的壓強變化量。

類似地，對回路B 可列出狀態(tài)方程。因此，結合式（3）～式（4），可得到液壓作動器各腔室處油壓為

其中（）=［，，p，，，，，］，（）=［，，，，，，，］，Δ（）=［Δ，Δ，Δ，Δ，Δ，Δ，Δ，Δ］，Δ（）=［Δ，Δ，Δ，Δ，Δ，Δ，Δ，Δ］。Δ和Δ分別為液壓回路中與引起的壓力損失。

因此可得到作動器對簧上質量沿軸作用力為

式中T為液壓作動缸中各腔室油壓與輸出作用力的轉換矩陣，即

從而可得到DHIS系統(tǒng)對車輛的作用力為

式中（）中各分量分別對應車輛在、、（=1，2，3，4）共7個自由度處受到的作用力或力矩。

將文獻［11］中式（3）～式（5）和式（11）與本文式（8）相結合，可得到裝有雙氣室液壓互聯(lián)懸架的整車動力學模型。

2 車輛模型試驗驗證

為驗證所建立車輛模型的有效性，將仿真與試驗結果進行對比分析。車輛模型參數見文獻［11］?？紤]到DHIS 系統(tǒng)尚處于初步研究階段，而HIS 系統(tǒng)卻廣泛應用于多種車型。同時，當DHIS 系統(tǒng)中與的阻尼系數遠大于與時，液壓回路中油液難以與蓄能器/內油液發(fā)生交換，此時DHIS系統(tǒng)可近似為傳統(tǒng)HIS 系統(tǒng)。因此，在仿真驗證時，設與的阻尼系數為1.0×10kg·s·m（該值遠大于與的阻尼系數1.0×10kg·s·m），其它參數保持不變，進而應用裝有HIS 系統(tǒng)車輛的試驗結果驗證仿真模型。

根據GB/T 6323—2014《汽車操縱穩(wěn)定性試驗方法》，在蛇行工況下，設置6 個標樁，間距30 m，轉向盤最大轉角135°，車輛行駛速度=50 km/h。由于缺少轉向盤轉角位移傳感器，無法應用實際車輛輸入作為仿真分析的輸入，因此，參考GB/T 6323—2014，建立仿真時車輛轉向盤轉角位移，如圖3所示。

圖3 轉向盤轉角輸入

車輛試驗系統(tǒng)如圖4 所示，主要包括：便攜式數據采集儀器（型號cRIO9025-NI（9234））、華碩筆記本電腦、4 個位移傳感器（型號LVDT Trans-TEK 0246-00005 B-13）、1 個六分力傳感器（型號MSCLW12）、陀螺儀（型號iVRU-FC）、1個自制電源箱。位移傳感器用于檢測簧上質量與簧下質量的相對位移；陀螺儀傳感器用于檢測簧上質量側傾角位移；六分力傳感器用于檢測輪胎動載荷；加速度傳感器用于采集簧上質量在各懸架位置處的垂向加速度；所有傳感器信號通過設置信號采集通道由NI 數據采集系統(tǒng)進行采集與處理，并傳輸至便攜式計算機進行記錄與顯示。

圖4 車輛試驗測試與數據采集系統(tǒng)

仿真與試驗結果對比如圖5 所示。由圖5（a）可知，在繞過第1 個標樁前，車輛發(fā)生輕微向右轉向，其主要原因是駕駛員對即將發(fā)生的繞樁行為進行預判，進而對車輛轉向行為進行適當調整；同時，在第4 次繞樁結束時，車輛發(fā)生了一定加速行為，隨后駕駛員對車速進行修正，導致該現象的原因主要是駕駛員通過儀表盤對車速進行控制，難以實現恒速駕駛。但總體上，仿真與試驗的側傾角響應吻合良好。由圖5（b）可以看出，仿真與試驗的輪胎動載荷響應存在一定誤差，該誤差主要由車速控制誤差、車輛轉向誤差和路面噪聲等引起。根據GB/T 6323—2014對蛇行試驗數據處理的要求，在車輛進入有效標樁區(qū)間且轉向達到穩(wěn)定狀態(tài)時，所采集的試驗數據才為有效數據。對應于圖5，該狀態(tài)位于2.2～12.9 s范圍內，此時仿真結果相對試驗數據的整體有效偏差低于10%。因此，該結果驗證了機械-液壓耦合車輛模型應用于車輛動態(tài)響應分析的有效性，表明可以應用該模型進行后續(xù)研究。

圖5 仿真與試驗對比

3 雙氣室液壓互聯(lián)懸架特性分析

3.1 懸架剛度特性分析

液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)對車輛穩(wěn)定性有重要影響，主要原因是液壓管路的側傾互聯(lián)模式顯著提高了車輛的側傾角剛度，因此，分析DHIS 系統(tǒng)的側傾角剛度對研究車輛運動性能有重要意義。此外，在不平路面上行駛時，車輛俯仰、垂向運動狀態(tài)對車輛行駛平順性有重要影響，因此，有必要在應用DHIS 系統(tǒng)提高側傾穩(wěn)定性的同時，研究DHIS系統(tǒng)對俯仰與垂向運動特性的影響。

為分析DHIS 系統(tǒng)相對于HIS 系統(tǒng)與原懸架系統(tǒng)對車輛性能的影響，本文將車輛在3 種懸架狀態(tài)下的剛度特性進行對比分析。為表述簡便，將原機械懸架系統(tǒng)表示為MS。將MS、HIS 與DHIS 系統(tǒng)合稱為3種懸架系統(tǒng)。

3.1.1 側傾角剛度特性分析

為有效分析懸架系統(tǒng)的側傾角剛度，使車輛處于純側傾狀態(tài)，此時除側傾角發(fā)生準靜態(tài)變化外，其它狀態(tài)變化量均保持為零。設車輛側傾角由負至正逐漸變化，通過結構幾何關系獲得懸架變形量，進而計算得到DHIS系統(tǒng)內狀態(tài)量的變化，從而獲得整體懸架系統(tǒng)對外界的作用力矩，并通過該作用力矩與側傾角位移計算得到懸架系統(tǒng)的側傾角剛度。其計算結果如圖6所示。

由圖6 可以看出，相對于MS 系統(tǒng)，HIS 與DHIS系統(tǒng)使車輛側傾角剛度顯著增強，但DHIS系統(tǒng)產生的側傾角剛度低于HIS 系統(tǒng)。其原因是在車輛處于相同側傾狀態(tài)時，HIS 系統(tǒng)的單氣室結構比DHIS 系統(tǒng)的雙氣室結構對車輛懸架變形量更敏感。

圖6 側傾工況下3種懸架準靜態(tài)響應對比

3.1.2 俯仰角剛度特性分析

與測量側傾角剛度的方法類似，在測量俯仰角剛度時，使車輛的俯仰角由負至正逐漸變化，通過測量懸架系統(tǒng)對外界的作用力矩計算俯仰角剛度。其計算結果如圖7 所示。可以看出，相比原懸架系統(tǒng)，DHIS與HIS系統(tǒng)對車輛俯仰角剛度的影響很小。

圖7 俯仰工況下3種懸架準靜態(tài)響應對比

3.1.3 垂向剛度特性分析

在分析3 種懸架系統(tǒng)的垂向剛度特性時，保持輪胎位移輸入為零，使簧上質心位移由負至正變化，計算懸架變形量與懸架對外界系統(tǒng)的作用力，從而獲得懸架系統(tǒng)的垂向剛度特性，其結果如圖8 所示?？梢钥闯?，相比原懸架系統(tǒng)，DHIS 與HIS 系統(tǒng)對懸架系統(tǒng)垂向剛度的影響很小。

圖8 垂向振動工況下3種懸架準靜態(tài)響應對比

3.2 懸架阻尼特性分析

為改善安裝有液壓懸架系統(tǒng)車輛的舒適性能，在液壓回路中安裝阻尼閥裝置以改善車輛行駛平順性，如圖2所示。

應用線性模型描述阻尼閥的動態(tài)特性（見式（3）），且各阻尼閥孔系數保持恒定（見表1），因此，液壓懸架系統(tǒng)在各運動模態(tài)下的阻尼系數為常數，其結果如表2 所示?？梢钥闯?，HIS 和DHIS 系統(tǒng)使車輛側傾阻尼系數顯著提高，但對俯仰與垂向阻尼系數影響較??；同時，DHIS 系統(tǒng)的側傾阻尼系數比HIS 系統(tǒng)明顯減小，但俯仰和垂向的阻尼系數與HIS系統(tǒng)接近。

表1 雙氣室液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)參數與取值

表2 3種懸架系統(tǒng)阻尼系數對比

4 仿真分析

為分析DHIS系統(tǒng)對車輛性能的影響，分別在時域（蛇行工況）和頻域（隨機路面工況），對比分析3種懸架系統(tǒng)的仿真結果。為表述簡便，定義裝有MS系統(tǒng)的車輛為S-Ⅰ，同時裝有MS 和HIS 系統(tǒng)的車輛為S-Ⅱ，裝有MS和DHIS系統(tǒng)的車輛為S-Ⅲ。將上述3 種不同的懸架組合方式合稱為3 種懸架模式。

4.1 時域仿真分析

應用時域仿真（選用蛇行工況）對比分析3 種懸架系統(tǒng)對車輛操縱性能的影響。仿真時車輛的轉向盤轉角、行駛速度及其它仿真條件與第2 節(jié)一致，分別對3種懸架模式開展分析，其結果如圖9所示。由圖9（a）～圖9（b）可以看出，DHIS 和HIS 系統(tǒng)均使車輛的側傾角和側傾角速度顯著降低，表明二者均能改善轉向時車輛側傾性能；同時，DHIS 系統(tǒng)比HIS系統(tǒng)對側傾性能的影響略弱，其原因是DHIS系統(tǒng)提供的側傾角剛度低于HIS 系統(tǒng)。由圖9（c）可以看出，DHIS 和HIS 系統(tǒng)均能顯著降低懸架動行程，同時DHIS 系統(tǒng)對懸架變形的抑制作用比HIS 略小。由圖9（d）可以看出，DHIS 和HIS 系統(tǒng)均使輪胎動載荷幅值減小。上述分析表明二者均能有效提升車輛的操縱性能。

圖9 蛇行工況下車輛動態(tài)響應對比

4.2 頻域仿真分析

應用頻域仿真（選用隨機路面工況）對比分析3種懸架系統(tǒng)對車輛行駛平順性和道路友好性的影響。參考GB/T 4970—2009《汽車平順性試驗方法》，在C 級（即路面不平度系數G（）=256×10m）隨機路面工況下，設計純垂向（各車輪受到路面激勵的大小與方向均相同）、純側傾（左輪受到路面激勵的大小與右輪相同，但方向相反）和純俯仰（前輪受到路面激勵的大小與后輪相同，但方向相反）3 種運動工況，分析質心處垂向加速度、側傾角和俯仰角的加速度，及左前輪動載荷的功率譜密度，結果如圖10～圖12所示。

由圖10可知，DHIS 和HIS系統(tǒng)均使質心處垂向加速度幅值在4～8 Hz 范圍內升高，但在峰值頻率處（=1.592 Hz）該幅值有一定降低；同時，輪胎動載荷峰值明顯降低，表明在純垂向運動工況下，兩種液壓懸架系統(tǒng)均能改善車輛行駛平順性。由圖11 可知，在純側傾工況下，DHIS 和HIS 系統(tǒng)均能顯著降低側傾角加速度功率譜峰值，表明車輛側傾剛度有明顯升高；但是，HIS 系統(tǒng)在顯著改善高頻段（8～12 Hz）道路友好性時，使低頻段（0～6 Hz）性能變差，而DHIS 系統(tǒng)卻能兼顧平衡不同頻段的道路友好性。由圖12 可知，在純俯仰工況下，兩種液壓懸架系統(tǒng)均使俯仰角加速度幅值在4～8 Hz 處升高，但使該幅值在峰值頻率處（=2.093 Hz）有一定降低；同時，輪胎動載荷峰值有明顯降低，表明在純俯仰工況下，兩種液壓懸架系統(tǒng)均能改善車輛的道路友好性。

圖10 純垂向振動工況下車輛頻域響應的功率譜密度

圖11 純側傾振動工況下車輛頻域響應的功率譜密度

圖12 純俯仰振動工況下車輛頻域響應的功率譜密度

為有效評價3 種懸架系統(tǒng)對車輛頻域響應的影響，參考GB/T 4970—2009，在質心處取三軸加權加速度均方根值作為平順性評價指標；并參考文獻［21］設計道路友好性評價指標（）。應用上述兩種指標分析車輛在3 種隨機路面工況下的響應，其結果如表3所示。

由表3 可知，在純垂向運動工況下，DHIS 和HIS系統(tǒng)均使行駛平順性略有變差，但DHIS系統(tǒng)略優(yōu)于HIS 系統(tǒng)；同時，兩種液壓懸架系統(tǒng)均使車輛的道路友好性明顯改善，且DHIS 系統(tǒng)略優(yōu)于HIS 系統(tǒng)。在純側傾運動工況下，兩種液壓懸架系統(tǒng)均使行駛平順性發(fā)生一定惡化，但DHIS 系統(tǒng)比HIS 系統(tǒng)存在明顯優(yōu)勢；同時，相比于HIS 系統(tǒng)使車輛道路友好性變差，DHIS 系統(tǒng)使該性能明顯改善。在純俯仰運動工況下，兩種液壓懸架系統(tǒng)對車輛性能影響的差異很小。

表3 3種懸架模式下車輛頻域響應評價結果

5 結論

提出了一種能夠平衡操縱穩(wěn)定性與行駛平順性的DHIS 系統(tǒng)，建立了包含該系統(tǒng)的整車動力學模型，并結合試驗驗證該車輛模型的有效性。分別分析3 種懸架系統(tǒng)的剛度和阻尼特性，并在時域和頻域驗證了3 種懸架系統(tǒng)對車輛響應的影響。主要結論如下。

（1）相比原懸架系統(tǒng)，DHIS 系統(tǒng)能顯著提高車輛側傾模態(tài)的剛度和阻尼，但對俯仰和垂向模態(tài)的剛度和阻尼影響很小。

（2）基于蛇行工況分析DHIS 系統(tǒng)對操縱穩(wěn)定性的影響。當車輛轉向時，相比原懸架系統(tǒng)，DHIS系統(tǒng)能顯著降低車輛側傾角與側傾角速度，減小懸架動行程與輪胎動載荷的變化幅值，表明DHIS系統(tǒng)能改善車輛操縱穩(wěn)定性能。

（3）基于隨機路面工況分析DHIS 系統(tǒng)對車輛行駛平順性與道路友好性的影響。在純側傾運動工況下，DHIS 系統(tǒng)使行駛平順性的影響明顯優(yōu)于HIS系統(tǒng)；相比HIS 系統(tǒng)使道路友好性變差，DHIS 系統(tǒng)能有效改善該性能。在純俯仰、純垂向運動工況下，DHIS 系統(tǒng)對車輛行駛平順性的影響很小，且在一定程度上能改善道路友好性。