油氣懸架耦連形式對車輛穩定性的影響?

田文朋，楊宜坤，王 偉

(1.長安大學公路養護裝備國家工程實驗室，西安 710061；2.重慶創隆實業有限公司，重慶 401120)

前言

油氣懸架因性能優良且功能多樣，歷來對其研究不斷。懸架作為車輛傳遞外界激勵的機構，其性能的好壞直接決定了車輛的平穩性。較好的油氣懸架可大幅降低車身在加減速或制動時的俯仰和側傾響應，提高車輛穩定性[1]。

車身穩定性主要由懸架的剛度決定，而懸架的側傾和縱傾剛度隨車身傾角的變化而迅速變化。油氣懸架的非線性剛度除了與結構參數有關外，還與油氣懸架的耦連形式密切相關[2]。將油氣懸架按照一定方式進行耦連后，在車身姿態變化時可均衡各輪懸架沖擊，降低車身側傾或俯仰變化。

在目前已有的關于油氣懸架系統的文獻中，主要是對單輪油氣懸架或某一耦連形式油氣懸架特性的研究[3-8]，但沒有解釋為何選擇這種耦連形式，以及不同耦連形式的優缺點。針對以上存在的不足，本文中以各輪獨立、同軸交連和對角交連這3種耦連形式的油氣懸架為研究對象，分別建立了反映車輛穩定性的性能指標的數學模型和仿真模型，并與整車模型聯合仿真，分析懸架耦連形式對車輛穩定性的影響，為油氣懸架耦連形式的選擇提供理論指導。

1 油氣懸架耦連形式

以最常見的雙軸車輛為例，其油氣懸架常見的3種耦連形式如圖1所示：(a)各輪油氣懸架相互獨立；(b)同軸上的兩輪的油氣懸架上下腔交叉連，即同一軸的懸架油缸左側有桿腔連通右側無桿腔，左側無桿腔連通右側有桿腔；(c)4個輪的油氣彈簧對角交叉連，即左前有桿腔連通右后無桿腔，左前無桿腔連通右后有桿腔；右前有桿腔連通左后無桿腔，右前無桿腔連通左后有桿腔。

圖1 雙軸車輛油氣懸架耦連形式示意圖

2 油氣耦連懸架的剛度分析

2.1 油氣懸架的氣室體積與壓力

當油氣彈簧處于平衡位置時，其氣室的壓力和體積分別為Ps和Vs。 油氣彈簧無桿腔和有桿腔的橫截面積分別為A1和A2。 活塞相對于缸筒的運動行程為x，油氣彈簧壓縮時的方向為正，拉伸時為負。任意時刻油氣彈簧的氣室體積[7-8]為

式中r為氣體多變指數。

為便于對3種不同耦連形式油氣懸架的垂向、側傾、俯仰和扭轉剛度進行分析，忽略管路沿程阻尼，并假設車輛左右對稱。

2.2 各耦連形式油氣懸架的剛度特性分析

2.2.1 垂向剛度分析

僅分析垂向剛度，假設車身沒有側傾和俯仰，也不承受扭轉力矩，則3個油氣懸架的運動行程x相同。此時3種耦連油氣懸架中的各輪油氣彈簧的氣室體積變化均相同。由于在平衡位置時各輪油氣彈簧承載狀況相同，故當懸架運動行程為x時各輪油氣懸架的垂向力為

油氣懸架系統總的垂向剛度為各輪油氣懸架垂向剛度之和。

仿真得到3種耦連油氣懸架的垂向力-位移曲線及垂向剛度-位移曲線，如圖2和圖3所示。

圖2 垂向力曲線

2.2.2 側傾剛度分析

這里只分析車身純側傾工況，認為車身前后高度無變化。設車身側傾角為β，右傾為正，左傾為負，左右兩側懸架的安裝間距為B，則左側懸架的行程(指懸架與車身連接點的行程，向下為正，下同)為-Bβ/2，右側懸架的行程為Bβ/2。 可求得各輪獨立油氣懸架的側傾力矩為

則各輪獨立油氣懸架的側傾剛度為

對于同軸上的左右交叉連接的兩個油氣懸架，左側有桿腔油液流入右側無桿腔，左側無桿腔的油液流入右側有桿腔，可求得同軸交連油氣懸架的側傾力矩為

在不考慮俯仰的情況下，從結構上可知，對角交連油氣懸架也是左右兩側油缸的有桿腔與無桿腔交叉連接，所以對角交連油氣懸架的側傾力矩和側傾剛度等于同軸交叉連油氣懸架，即仿真得到3種耦連油氣懸架的側傾力矩和側傾剛度曲線，如圖4和圖5所示。

圖3 垂向剛度曲線

圖4 側傾力矩曲線

圖5 側傾剛度曲線

可以看出，這3種耦連形式的油氣懸架中，同軸交連和對角交連的油氣懸架側傾剛度相同且較大，各輪獨立的油氣懸架的側傾剛度最小。

2.2.3 俯仰剛度分析

在只考慮車身的純俯仰工況時，認為只有前后高度變化，而左右高度不變。設車身俯仰角為θ，車身前部下俯為正，車身前部上仰為負，軸間距為L，則前懸架的行程為后懸架的行程為 -θ。

車身產生俯仰時，各輪獨立、同軸交連這兩種油氣懸架系統的前后懸架之間沒有關聯，其對應的各油氣懸架的氣室體積變化相同，則可知這兩種耦連形式油氣懸架的俯仰力矩和俯仰剛度均相同，即Mθa＝Mθb和 kθa＝ kθb， 可求得

不考慮車身側傾的影響，對角交連的油氣懸架系統相當于兩對前后交叉連接的油氣懸架，其俯仰力矩和俯仰剛度分別為

仿真得到3種耦連油氣懸架的俯仰力矩及俯仰剛度曲線，如圖6和圖7所示。

可以看出，這3種耦連形式的油氣懸架中，對角交連的油氣懸架俯仰剛度最大，各輪獨立和同軸交連這兩種耦連形式的油氣懸架的俯仰剛度相同，且小于對角交連油氣懸架的俯仰剛度。

2.2.4 扭轉剛度分析

當車身前后部分受到的懸架的抗側傾力矩不同時，車身在扭矩的作用下將產生扭轉。設車身扭轉角為α，為簡化分析，只考慮純扭轉工況，左前輪和右后輪的懸架變化相同，右前輪和左后輪的懸架變化相同，設左前輪和右后輪的懸架的行程為Bα/2，右前輪和左后輪的懸架行程為 -Bα/2。 求得各輪獨立油氣懸架的扭轉力矩和扭轉剛度分別為

圖6 俯仰力矩曲線

圖7 俯仰剛度曲線

同軸交連油氣懸架系統受左右互連懸架的影響，其扭轉力矩和扭轉剛度分別為

根據對角交連油氣懸架的結構形式，可知在純扭轉工況下，左前懸架與右后懸架運動行程一致，右前懸架與左后懸架運動行程一致，即對角交連油氣懸架與各輪獨立油氣懸架的氣室變化相同，受力狀況也相同，則扭轉力矩和扭轉剛度均相同。

仿真得到3種油氣耦連懸架的扭轉力矩及扭轉剛度曲線，如圖8和圖9所示。

圖8 扭轉力矩曲線

圖9 扭轉剛度曲線

可以看出，這3種耦連形式的油氣懸架中，同軸交連的油氣懸架扭轉剛度最大；各輪獨立和對角交連兩種耦連形式的油氣懸架的扭轉剛度相同，且小于同軸交連油氣懸架的扭轉剛度。

3 油氣懸架Simulink模型與整車Carsim模型聯合仿真

在汽車專用軟件Carsim中建立某工程車輛的整車模型，并將以上建立的3種耦連形式的油氣懸架Simulink模型分別與整車模型聯合仿真[9-10]。為較全面地分析懸架耦連形式對車輛穩定性的影響，選取行駛、制動、加速和轉向4種工況進行仿真，以模擬信號作為仿真激勵輸入，仿真結果如下。

3.1 掃頻信號激勵

車輛在行駛過程中，路面的不平度是車輪振動的激勵來源。最典型的路面激勵常采用正弦信號模擬，為反應路面激勵的連續性和隨機性，采用掃頻信號模擬路面激勵。

圖10為掃頻激勵信號，圖11為裝有3種不同耦連形式油氣懸架的整車在掃頻激勵下的垂向加速度響應曲線。

圖10 掃頻激勵信號

為更好地量化車身垂向加速度，對圖11的響應曲線進行處理，得到車身垂向加速度均方根值，如表1所示。

表1 掃頻激勵下的垂向加速度均方根值

由以上仿真結果可知，不同耦連形式油氣懸架的整車垂向振動響應差別較小，產生差別的原因主要是整車Carsim模型中的垂向、俯仰和側傾3個運動存在一定的相關，但相互影響較小。

3.2 加速工況仿真

車輛在加速下的車身響應是操縱穩定性的一個重要指標。車輛在正常行駛中，加速時主要分析車身的俯仰響應。對仿真模型施加一個加速度激勵，車身俯仰角隨時間的變化曲線如圖12所示。

圖11 整車垂向加速度響應曲線

圖12 加速時的車身俯仰角變化曲線

由圖可知，對角交連油氣懸架的車身俯仰角最小，其它兩種耦連形式的車身俯仰響應相同且較大。

3.3 制動工況仿真

車輛制動是不可回避的一種必要工況，尤其是應急情況下的緊急制動，對車輛的操縱穩定性的要求更高。對正常行駛的車輛，施加一突然制動信號，仿真得車身俯仰角隨時間的變化曲線如圖13所示。

由圖可知，對角交連油氣懸架的車身俯仰角最小，其它兩種耦連形式的車身俯仰響應相同且較大。

3.4 雙移線仿真[11]

在車輛轉向操作時，車身的側傾響應是影響車輛穩定性的重要因素。為分析較為劇烈的轉向操作，模擬雙移線工況，車身側傾角隨時間的變化曲線如圖14所示。

圖13 制動時的車身俯仰角變化曲線

圖14 雙移線時的車身側傾角變化曲線

可以看出，同軸交連油氣懸架的車身側傾角最小，對角交連的側傾角比同軸交連稍大，各輪獨立的車身側傾角最大。結果與前面側傾剛度分析結果有一定出入，原因是Carsim整車模型中俯仰與側傾存在一定的耦合影響。

以上4種仿真，第1種激勵主要模擬路面不平度，仿真結果反映了整車的平順性；后3種激勵用于分析車身慣性力導致的車身的側傾與俯仰響應。仿真結果表明，油氣懸架耦連形式對整車的垂向振動影響不大，對整車的側傾及縱傾響應影響較大。通過改變油氣懸架的耦連形式可在兼顧整車平順性的前提下，大大提高車身穩定性。

4 結論

(1)針對雙軸車輛油氣懸架常見的3種耦連形式(各輪獨立、同軸交連和對角交連)，分別建立了其垂向、側傾、俯仰及扭轉的力/力矩和剛度的數學模型。根據數學模型在Simulink中仿真得到各耦連形式油氣懸架的垂向、側傾、俯仰和扭轉的力/力矩和剛度曲線。對比特性曲線，可初步判斷懸架耦連形式對車身穩定性的影響。

(2)將建立的油氣懸架Simulink模型與整車Carsim模型進行聯合仿真，得到了車輛行駛、加速、制動和轉向工況下的車身振動響應曲線。結果表明：油氣懸架耦連形式對整車的垂向振動影響不明顯，對車身的姿態穩定性影響較大。在俯仰響應上，同軸交連雖不如對角交連性能優異，但考慮到現實中耦連的簡便性，且車身的俯仰危害遠小于側傾和扭轉，因此推薦采用同軸交連的耦連方式以提高車身的穩定性。

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