李占芳，仝軍令，李 威

(1.中國(guó)礦業(yè)大學(xué) 應(yīng)用技術(shù)學(xué)院，徐州 221008;2.吉林大學(xué) 汽車動(dòng)態(tài)模擬國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)春 130022;3.中國(guó)礦業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，徐州 221116)

油氣懸架是一種新型的懸架形式，它的核心部件是油氣彈簧。油氣彈簧集彈性元件和阻尼元件于一體，以油液作為傳力介質(zhì)，用氣體作為彈性介質(zhì)，具有良好的非線性剛度和阻尼特性，因此在工程車輛、軍用車輛、大型礦用自卸車及高級(jí)轎車上得到了廣泛的應(yīng)用。油氣彈簧起源于國(guó)外，因此，國(guó)外在油氣彈簧的研究方面已日趨成熟，他們已經(jīng)掌握了從油氣彈簧的設(shè)計(jì)、生產(chǎn)到維護(hù)的一系列技術(shù)。而國(guó)內(nèi)的研究起步較晚，國(guó)內(nèi)絕大多數(shù)關(guān)于油氣彈簧的研究都是針對(duì)具體結(jié)構(gòu)類型的油氣彈簧進(jìn)行建模、仿真、試驗(yàn)和特性分析，目的在于為油氣彈簧的設(shè)計(jì)奠定理論基礎(chǔ)，但國(guó)內(nèi)至今仍然沒有形成一套簡(jiǎn)單易行、切實(shí)可靠的油氣彈簧的設(shè)計(jì)方法［1］。由文獻(xiàn)［2，3］的研究可以知，油氣彈簧的各項(xiàng)參數(shù)對(duì)懸架系統(tǒng)性能的影響非常復(fù)雜，因此對(duì)油氣彈簧主要參數(shù)的設(shè)計(jì)是一個(gè)復(fù)雜的過程，需要統(tǒng)籌考慮。很顯然，采用傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法難以有效、合理地確定出油氣彈簧的主要參數(shù)，而優(yōu)化設(shè)計(jì)方法則可以很好地在各目標(biāo)之間尋求最佳的折中，從而有助于合理地確定出油氣彈簧的主要參數(shù)。而且油氣彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)也是近年來有關(guān)油氣彈簧的主要研究方向之一［1］。

優(yōu)化設(shè)計(jì)主要工作包括兩部分內(nèi)容［4］。首先要將設(shè)計(jì)問題的物理模型轉(zhuǎn)變?yōu)閿?shù)學(xué)模型，然后采用適當(dāng)?shù)淖顑?yōu)化方法求解數(shù)學(xué)模型。本文以某軍用越野車為例，建立了其油氣懸架系統(tǒng)1/2車輛模型。在此基礎(chǔ)上，討論了1/2車輛模型的油氣彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型的建立，并應(yīng)用粒子群算法進(jìn)行了求解。

1 油氣懸架系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的建立

1.1 油氣彈簧單缸數(shù)學(xué)模型的建立

圖1所示為應(yīng)用于某軍用越野車的油氣彈簧的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖。該油氣彈簧主要由懸架缸，主活塞，蓄能器，浮動(dòng)活塞和中空的活塞桿組成。主活塞與懸架缸構(gòu)成了主油室Ⅰ，浮動(dòng)活塞把活塞桿內(nèi)的空腔分為副油室Ⅱ和副氣室Ⅲ，蓄能器的氣囊為氣室Ⅳ。

圖1 油氣彈簧結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Diagram of hydro-pneumatic spring

為了獲得油氣彈簧的輸出力特性，需要建立油氣彈簧的單缸數(shù)學(xué)模型。油氣彈簧單缸數(shù)學(xué)模型的建立過程參見文獻(xiàn)［2］，其結(jié)果如式(1)～式(8)所示。

式中:F為懸架缸輸出力/N;p1為主油室Ⅰ腔內(nèi)的壓力/Pa;A1為主活塞的橫截面積/m2;z為活塞—活塞桿組件相對(duì)于懸架缸的位移/m;Q12、Q14為主油室流入副油室、蓄能器的流量，流入為正，流出為負(fù)/(m3·s－1);p3為副氣室內(nèi)的壓力/Pa;ρ為液壓油的密度/(kg·m－3);Cg為流量系數(shù);Ad0為阻尼孔過流面積/m2;nc0為單向閥的個(gè)數(shù);Ac0為單向閥的有效過流面積/m2;sign()為符號(hào)函數(shù)，定義為:

式中:p4為蓄能器內(nèi)的壓力/Pa;μ為油液的動(dòng)力粘度/(Pa·s);dp為連接蓄能器和主油室的液壓軟管的內(nèi)徑/m;lp為連接蓄能器和主油室的液壓軟管的長(zhǎng)度/m;V3、V4為副氣室、蓄能器氣囊內(nèi)氣體的體積/m3;V3s、V4s為靜平衡位置時(shí)副氣室、蓄能器氣囊內(nèi)的氣體體積/m3;r為氣體多變指數(shù)。

式(1)～式(8)所示即為該結(jié)構(gòu)類型的油氣彈簧的數(shù)學(xué)模型，當(dāng)對(duì)活塞—活塞桿組件施加外部激勵(lì)信號(hào)時(shí)，即可通過該方程組得出懸架缸的輸出力F。

1.2 油氣懸架系統(tǒng)1/2車輛模型的數(shù)學(xué)模型的建立

圖2為基于該結(jié)構(gòu)類型油氣彈簧的某軍用越野車懸架系統(tǒng)四自由度1/2車輛模型的振動(dòng)模型。

圖2 油氣懸架系統(tǒng)1/2車輛振動(dòng)模型Fig.2 Half-car model of hydro-pneumatic suspension system

以靜平衡位置為坐標(biāo)原點(diǎn)，應(yīng)用牛頓第二定律可以得到其動(dòng)力學(xué)方程如式(9)～式(12)所示。

式中:mf1、mr1為前、后軸非簧載質(zhì)量/kg;Ff、Fr為前、后油氣彈簧的輸出力/N;kft、krt為前、后輪輪胎剛度/N/m;zf0、zr0為前、后輪的路面位移激勵(lì)/m;zf1、zr1為前、后非簧載質(zhì)量的位移/m;m2為簧載質(zhì)量/kg;z2為簧載質(zhì)量質(zhì)心的位移/m;I為簧載質(zhì)量的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量/(kg·m2);θ為簧載質(zhì)量的俯仰角位移/rad;L為軸距/m;a、b為前、后軸到簧載質(zhì)量質(zhì)心的距離/m;g為重力加速度/(m·s－2)。

由于前后油氣彈簧的懸架缸與簧載質(zhì)量鉸接，因此前后懸架缸的位移zf2和zr2可分別用式(z2－aθ)和式(z2+bθ)來表示。于是，前后油氣彈簧的輸出力Ff和可以分別用和代替式(2)中的，由式(1)～式(8)計(jì)算得到。

2 油氣彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)問題的描述

以上建立了油氣彈簧的單缸數(shù)學(xué)模型和油氣懸架系統(tǒng)四自由度1/2車輛模型的數(shù)學(xué)模型，基于此，應(yīng)用Matlab/Simulink可以建立該1/2車輛模型的仿真模型，通過構(gòu)建路面譜，可以仿真得到該1/2車輛模型的懸架系統(tǒng)的性能。對(duì)油氣彈簧進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，是通過一定的算法不斷改變油氣彈簧的主要參數(shù)，然后對(duì)其仿真模型進(jìn)行仿真，進(jìn)而評(píng)價(jià)仿真輸出的懸架系統(tǒng)的性能。當(dāng)車輛懸架系統(tǒng)的性能達(dá)到要求時(shí)，即說明當(dāng)前油氣彈簧的參數(shù)是符合要求的。優(yōu)化設(shè)計(jì)過程的示意圖如圖3所示。

由優(yōu)化設(shè)計(jì)工作的主要內(nèi)容［4］知，首先要將設(shè)計(jì)問題的物理模型轉(zhuǎn)變?yōu)閿?shù)學(xué)模型，即確定設(shè)計(jì)問題的目標(biāo)函數(shù)、設(shè)計(jì)變量和約束條件。以下詳細(xì)討論建立某軍用越野車1/2車輛模型的前、后油氣彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型。

2.1 目標(biāo)函數(shù)的確定

通常對(duì)懸架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)，選用的目標(biāo)函數(shù)為平順性、懸架動(dòng)行程和輪胎接地性，即常用的評(píng)價(jià)懸架系統(tǒng)性能的三個(gè)指標(biāo)。最常用的是采用平順性作為單一目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，同時(shí)也可以將這三個(gè)指標(biāo)的加權(quán)和作為目標(biāo)函數(shù)，以尋求懸架系統(tǒng)綜合性能的最優(yōu)。

對(duì)于越野車來說，為了保證乘坐的舒適性和行駛的安全性，必須使平順性和輪胎接地性達(dá)到要求。另外，由于越野車經(jīng)常在較差路面甚至是無路的情況下行駛，其懸架動(dòng)行程相對(duì)較大，一味地追求動(dòng)行程的最小是沒必要的，而且會(huì)對(duì)平順性的最優(yōu)化造成不利影響，因此這里通過約束條件來對(duì)懸架動(dòng)行程進(jìn)行處理，保證其滿足要求即可。

圖3 油氣彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)過程Fig.3 Optimal design process of hydro-pneumatic spring

2.1.1 平順性

對(duì)于1/2車輛模型來說，平順性應(yīng)該包括簧載質(zhì)量的質(zhì)心垂直振動(dòng)加速度和俯仰角振動(dòng)加速度。

(1) 質(zhì)心垂直振動(dòng)加速度

以質(zhì)心垂直振動(dòng)加速度表示平順性時(shí)，可以采用簧載質(zhì)量質(zhì)心加速度均方根值［5～7］來評(píng)價(jià)，為了更加準(zhǔn)確地對(duì)懸架系統(tǒng)的平順性進(jìn)行評(píng)價(jià)，本文采用ISO2631－1:1997(E)標(biāo)準(zhǔn)［8］所規(guī)定的平順性的評(píng)價(jià)指標(biāo)，即加權(quán)加速均方根值來表示，即:

式中:J1為垂直振動(dòng)加速度平順性的目標(biāo)函數(shù);aw為簧載質(zhì)量質(zhì)心垂直振動(dòng)的加權(quán)加速度均方根值，m/s2;f為頻率，Hz;

Ga(f)為簧載質(zhì)量質(zhì)心垂直振動(dòng)的加速度功率譜密度，m2·s－3;Wk(f)為垂直振動(dòng)頻率加權(quán)函數(shù)［8］，定義為:

(2)俯仰角振動(dòng)加速度

以俯仰角振動(dòng)加速度來表示平順性時(shí)，采用簧載質(zhì)量俯仰角振動(dòng)的加權(quán)加速均方根值［8］來表示，即:

式中:J2為俯仰角振動(dòng)加速度平順性的目標(biāo)函數(shù);βw為簧載質(zhì)量俯仰角振動(dòng)的加權(quán)加速度均方根值/rad/s2;Gβ(f)為簧載質(zhì)量角振動(dòng)的加速度功率譜密度/rad2·s－3;We(f)為俯仰角振動(dòng)頻率加權(quán)函數(shù)［8］，定義為:

為了達(dá)到較好的乘坐舒適性，平順性的目標(biāo)函數(shù)J1和J2應(yīng)盡可能小。

2.1.2 輪胎接地性

Sun［5］、Yoshimura et al［6］和 Hac［7］研究的關(guān)于輪胎接地性的目標(biāo)函數(shù)采用非簧載質(zhì)量和路面之間的相對(duì)位移的均方值 E［(z1－z0)2］來表示，本文采用車輪動(dòng)載荷系數(shù)［8］來表示，如式(17)～式(19)所示:

式中:J3為輪胎接地性的目標(biāo)函數(shù);ξ為車輪動(dòng)載荷系數(shù);Fd為車輪動(dòng)載荷/N;kt為輪胎的剛度/(N·m－1);z0為路面位移激勵(lì)/m;z1為非簧載質(zhì)量的位移/m;G為車輪靜載荷/N。

出于行駛安全角度的考慮，車輪動(dòng)載荷系數(shù)也要盡可能小，以降低車輪與地面間脫離接觸的可能性。

2.2 設(shè)計(jì)變量的選取

油氣彈簧的主要參數(shù)均對(duì)油氣懸架系統(tǒng)的工作性能產(chǎn)生影響［2］，而且其他的一些次要參數(shù)對(duì)懸架系統(tǒng)性能同樣也存在著不同程度的影響［3］。因此，理論上應(yīng)該把所有影響懸架系統(tǒng)性能的參數(shù)作為設(shè)計(jì)變量，通過優(yōu)化設(shè)計(jì)過程進(jìn)行確定。但實(shí)際中是不可行的，這樣會(huì)使問題過于復(fù)雜、龐大，給求解帶來困難，甚至導(dǎo)致求解失敗。為了突出重點(diǎn)，這里僅確定對(duì)油氣懸架系統(tǒng)特性影響程度較大的關(guān)鍵參數(shù)作為設(shè)計(jì)變量，包括前、后油氣彈簧的主活塞直徑、阻尼孔水力直徑、單向閥水力直徑以及平衡位置時(shí)副氣室和蓄能器內(nèi)氣體體積與壓力。

2.3 約束條件確定

對(duì)于一個(gè)優(yōu)化設(shè)計(jì)問題來說，目標(biāo)函數(shù)的數(shù)值取決于設(shè)計(jì)變量的數(shù)值。在實(shí)際問題中，為保證優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果的可行性和合理性，設(shè)計(jì)變量的取值范圍需要有一定的限制或必須滿足一定的條件。油氣彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)作為一個(gè)實(shí)際的工程問題同樣也是受到很多條件的約束，具體分析如下:

(1)靜平衡位置時(shí)的充氣體積

對(duì)于靜平衡位置時(shí)積蓄能器和副氣室內(nèi)的氣體體積V4s和V3s，要根據(jù)油氣彈簧的整體結(jié)構(gòu)以及它們對(duì)懸架系統(tǒng)性能的影響程度來確定一個(gè)適當(dāng)?shù)姆秶?，因此它們受到上下限的限制，即?

(2)主活塞直徑和靜平衡位置時(shí)氣體壓力

油氣彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)是針對(duì)特定車輛在特定工況下的優(yōu)化，而特定車輛特定工況下的質(zhì)量參數(shù)是一定的。在靜平衡位置時(shí)，油氣彈簧內(nèi)部的氣體和液壓油的壓力是相等的，并作用于懸架缸來支撐簧載質(zhì)量的重量。于是可得靜平衡位置時(shí)主活塞直徑d1和氣體壓力ps的關(guān)系為:

式(21)是一個(gè)等式約束，理論上，有一個(gè)等式約束就有從最優(yōu)化過程中消去一個(gè)設(shè)計(jì)變量的機(jī)會(huì)［4］，因此用含d1的表達(dá)式來表示ps，并代入油氣彈簧的數(shù)學(xué)模型中，從而可消去設(shè)計(jì)變量ps，使問題得以簡(jiǎn)化。d1和ps均存在上下限，而且彼此存在式(21)所確定的關(guān)系，因此，在綜合考慮d1和ps的取值范圍后，僅確定d1的取值范圍即可，d1的取值范圍為:

(3)阻尼孔和單向閥的水力直徑

由文獻(xiàn)［2］知，阻尼孔的水力直徑Dd0對(duì)懸架系統(tǒng)性能的影響較單向閥的水力直徑Dc0大。對(duì)于這兩個(gè)參數(shù)，首先要依據(jù)其對(duì)懸架系統(tǒng)性能的影響確定一個(gè)適當(dāng)?shù)娜≈捣秶?，?

由圖1所示的油氣彈簧結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖可以看出，阻尼孔和單向閥均開設(shè)在主活塞上，其詳細(xì)的布置形式如圖4所示。

圖4 阻尼孔和單向閥的布置形式Fig.4 Layout of damping hole and check valve

出于結(jié)構(gòu)方面的考慮，需保證阻尼孔的直徑與兩個(gè)單向閥小孔的直徑之和小于活塞桿中心空腔的直徑，即有:

式中:Dc為單向閥小孔直徑/m;D2為活塞桿中心空腔直徑/m。

由流體力學(xué)知識(shí)可知，單向閥水力直徑的表達(dá)式為:

式中:dc為單向閥球閥直徑/m。

由于單向閥水力直徑一般較小，僅有幾個(gè)毫米，在適當(dāng)選取一個(gè)單向閥球閥直徑的情況下，單向閥小孔直徑的變化不大，并且可由球閥直徑和單向閥水力直徑表示，則式(24)可變?yōu)?

活塞桿中心空腔直徑可以依據(jù)主活塞直徑和活塞桿壁厚通過強(qiáng)度計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)得到，鑒于Dd0和Dc相對(duì)于主活塞直徑小得多，一般有:

而通常D2＞d1/2，因此，Dd0和Dc0的約束關(guān)系可以由式(27)表示。

(4)簧載質(zhì)量質(zhì)心垂直振動(dòng)的加權(quán)加速度均方根值

由文獻(xiàn)［2］的研究可知，油氣懸架系統(tǒng)的平順性與其他兩個(gè)性能是矛盾的，即平順性的改善必然要導(dǎo)致懸架動(dòng)行程和輪胎接地性的惡化，反之亦然，需要通過優(yōu)化設(shè)計(jì)的方法來適當(dāng)調(diào)整油氣彈簧的參數(shù)以便在這對(duì)矛盾中尋求一種最佳的平衡。對(duì)于油氣彈簧的多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)問題，首先要保證懸架系統(tǒng)的平順性，優(yōu)化設(shè)計(jì)的原則是在保證平順性的前提下，使其綜合性能達(dá)到最優(yōu)。為此，需要對(duì)平順性提出更為嚴(yán)格的要求，以免其為了給懸架動(dòng)行程和輪胎接地性“讓步”而過于惡化到不能接受的地步，即需使

由文獻(xiàn)［8］知，當(dāng)加權(quán)加速度均方根值aw＜0.315 m/s2時(shí)，人的主觀感覺為“沒有不舒適”，而當(dāng) aw=0.315 m/s2～0.63 m/s2時(shí)，人的主觀感覺為“有一些不舒適”?？紤]到車輛實(shí)際運(yùn)行過程中不確定性因素的影響，這里對(duì)平順性要求嚴(yán)格一些，取aw≤0.315 m/s2，以便當(dāng)平順性因不確定性因素的影響而變壞后仍能維持在可以接受的程度。

(5)懸架動(dòng)行程

為了保證懸架動(dòng)行程達(dá)到要求，需要對(duì)動(dòng)行程的取值范圍加以限定，以避免因限位塊的撞擊而引起懸架元件的損壞和舒適性的降低。對(duì)于越野車來說，其懸架動(dòng)行程的實(shí)用范圍［fd］［8］為7 cm ～13 cm。本文采用簧載質(zhì)量和非簧載質(zhì)量的相對(duì)位移的均方根值來衡量懸架動(dòng)行程，即

則fdrms的取值范圍為:

式中:fdrms為懸架動(dòng)行程的均方根值/m;為懸架動(dòng)行程的上、下限/m。

2.4 油氣彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型

以上分析了油氣彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)問題的目標(biāo)函數(shù)、設(shè)計(jì)變量和約束條件。在約束條件限定的范圍內(nèi)，將各設(shè)計(jì)變量值的組合代入依據(jù)式(1)～式(12)所建立的油氣懸架系統(tǒng)1/2車輛模型的仿真模型中，經(jīng)過數(shù)據(jù)處理，即可得出各目標(biāo)函數(shù)的值，并作為評(píng)價(jià)該組設(shè)計(jì)變量的依據(jù)。

綜合以上分析，令前油氣彈簧的設(shè)計(jì)變量為xf=［V3sf，V4sf，d1f，Dd0f，Dc0f］T，后油氣彈簧的設(shè)計(jì)變量為xr=［V3sr，V4sr，d1r，Dd0r，Dc0r］T，即可得出 1/2 車輛模型的油氣彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型的標(biāo)準(zhǔn)形式如式(40)所示。需要說明的是，1/2車輛模型的油氣彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型中，平順性目標(biāo)函數(shù)J1和J2同時(shí)受到前后油氣彈簧設(shè)計(jì)變量的影響，而目標(biāo)函數(shù)J3則分別受到前后油氣彈簧設(shè)計(jì)變量的影響。約束條件中，aw≤aupw同時(shí)影響前后油氣彈簧設(shè)計(jì)變量的取值，而其余的約束條件則分別影響前后油氣彈簧的設(shè)計(jì)變量取值。

3 優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果分析

由圖3所示的油氣彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)過程可知，對(duì)于該多變量多目標(biāo)非線性優(yōu)化設(shè)計(jì)問題，傳統(tǒng)的最優(yōu)化算法是難以勝任的，只有群智能優(yōu)化算法才可以處理。典型的群智能優(yōu)化算法包括遺傳算法、粒子群算法、蟻群算法、免疫算法、細(xì)菌覓食算法和Memetic算法等。本文采用粒子群算法進(jìn)行求解。

表1 優(yōu)化設(shè)計(jì)前后油氣彈簧的主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of hydro-pneumatic spring of non-optimal design and optimal design

應(yīng)用固定權(quán)重和的方法處理優(yōu)化設(shè)計(jì)的多目標(biāo)問題，采用懲罰函數(shù)法處理后三個(gè)約束條件，并通過粒子的編碼過程處理前五個(gè)關(guān)于設(shè)計(jì)變量的取值范圍的約束。針對(duì)滿載且以20 m/s車速行駛于B級(jí)路面的工況，應(yīng)用粒子群算法，對(duì)以上所建立的基于1/2車輛模型的油氣彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)模型進(jìn)行求解。優(yōu)化設(shè)計(jì)前后，前、后軸油氣彈簧的主要參數(shù)如表1所示。優(yōu)化設(shè)計(jì)前后，車身質(zhì)心垂直振動(dòng)加速度、車身俯仰角振動(dòng)加速度和車輪動(dòng)載荷曲線分別如圖5～圖8所示。

圖5 車身質(zhì)心垂直振動(dòng)加速度Fig.5 Vertical vibration acceleration of barycentre of car body

圖6 車身俯仰角振動(dòng)加速度Fig.6 Pitching angular vibration acceleration of barycentre of car body

圖7 前軸車輪動(dòng)載荷Fig.7 Wheel ynamic load of the fore axis

圖8 后軸車輪動(dòng)載荷Fig.8 Wheel ynamic load of the rear axis

對(duì)圖5～圖8所示的時(shí)域信號(hào)進(jìn)行數(shù)據(jù)處理，得優(yōu)化設(shè)計(jì)前后，懸架系統(tǒng)性能的對(duì)比情況如表2所示。

表2 優(yōu)化設(shè)計(jì)前后懸架系統(tǒng)性能對(duì)比Tab.2 Comparison of the suspension performances between non-optimal design and optimal design

由表2的對(duì)比分析可知，車輛的平順性得到了很大程度的提高，前懸架車輪動(dòng)載荷系數(shù)也有了一定程度的降低，然而后懸架車輪動(dòng)載荷系數(shù)卻惡化了16.00%。究其原因，優(yōu)化設(shè)計(jì)前，平順性不太理想，而車輪動(dòng)載荷系數(shù)卻比較低，尤其是后懸架，懸架系統(tǒng)的性能嚴(yán)重的不匹配。通過優(yōu)化設(shè)計(jì)，在允許的范圍內(nèi)增加了后懸架車輪動(dòng)載荷系數(shù)，雖然“犧牲”了后懸架的輪胎接地性，但卻為平順性的改善做出了“貢獻(xiàn)”，使懸架系統(tǒng)的綜合性能，即懸架系統(tǒng)性能匹配的合理性得到大幅提高。

4 結(jié)論

本文詳細(xì)討論了油氣彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)過程。問題的關(guān)鍵在于正確地建立油氣彈簧優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型，進(jìn)而選用適當(dāng)?shù)淖顑?yōu)化算法進(jìn)行求解。本文是以某軍用越野車為例來研究一種單氣室油氣彈簧的優(yōu)化設(shè)計(jì)的，對(duì)于其他結(jié)構(gòu)類型的油氣彈簧，根據(jù)其所應(yīng)用的車型，可以通過改變油氣彈簧單缸數(shù)學(xué)模型、目標(biāo)函數(shù)和約束條件來應(yīng)用本文所闡述的方法進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，為最終形成一套簡(jiǎn)單易行、切實(shí)可靠的油氣彈簧的設(shè)計(jì)方法奠定了基礎(chǔ)。

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