章 杰,周 敏，張邦基，王立夫,張 農(nóng),

(1.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； 2.悉尼科技大學(xué)工程與信息技術(shù)學(xué)院，悉尼2007，澳大利亞)

2016114

裝有液壓互聯(lián)懸架的礦山車輛動(dòng)力學(xué)分析與實(shí)驗(yàn)研究*

章 杰1,周 敏1，張邦基1，王立夫2,張 農(nóng)1,2

(1.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； 2.悉尼科技大學(xué)工程與信息技術(shù)學(xué)院，悉尼2007，澳大利亞)

礦山車輛因載質(zhì)量大通常選擇較硬的板簧，但是過(guò)高的彈簧剛度會(huì)導(dǎo)致舒適性下降；又由于坑道坡度較大，下坡制動(dòng)時(shí)整車載荷向前軸轉(zhuǎn)移，前板簧因應(yīng)力過(guò)大而斷裂的情況時(shí)有發(fā)生。為此本文首次提出一種和板簧相匹配的新型液壓互聯(lián)被動(dòng)懸架系統(tǒng)。該系統(tǒng)通過(guò)互聯(lián)安裝在車輛懸架位置的4個(gè)液壓作動(dòng)器，可以在垂向和俯仰兩個(gè)模態(tài)分別提供所需的剛度和阻尼，因此原車板簧剛度可以設(shè)計(jì)得較軟以提高舒適性；在坑道制動(dòng)時(shí)，該液壓系統(tǒng)可提供抗俯仰力矩以減少對(duì)前板簧的沖擊。建立了該液壓系統(tǒng)和整車的動(dòng)力學(xué)模型，設(shè)計(jì)并制作出了液壓互聯(lián)懸架樣件，并裝配到試驗(yàn)車上。模型的動(dòng)力學(xué)仿真和樣車的道路試驗(yàn)的結(jié)果表明，仿真結(jié)果和試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合良好；液壓互聯(lián)懸架可有效改善礦山車輛的舒適性和抗俯仰能力。

液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)；機(jī)液耦合；舒適性；抗俯仰

前言

懸架系統(tǒng)是影響車輛乘坐舒適性的重要因素[1]。由于礦山車輛條件惡劣[2]、工況復(fù)雜，一般采用鋼板彈簧懸架提供較大的剛度和阻尼,保證結(jié)構(gòu)緊湊；同時(shí)礦山車輛的另一個(gè)特點(diǎn)是加載和卸載時(shí)簧載質(zhì)量變化較大，為了滿足車輛的加載要求通常把鋼板彈簧設(shè)計(jì)得較硬,當(dāng)車輛空載時(shí),過(guò)硬的鋼板彈簧會(huì)降低車輛的乘坐舒適性[3]，同時(shí)產(chǎn)生嚴(yán)重的噪聲；設(shè)計(jì)較軟的鋼板彈簧具有較好的乘坐舒適性，但車輛的操縱穩(wěn)定性較差，俯仰點(diǎn)頭較為嚴(yán)重；而傳統(tǒng)懸架無(wú)法同時(shí)協(xié)調(diào)車輛的垂向和俯仰振動(dòng)。

油氣懸架[4]由于其承載能力和舒適性，可用于大型承重車輛，但是其成本較高。本文中旨在設(shè)計(jì)一種油氣懸架，通過(guò)互聯(lián)結(jié)構(gòu)來(lái)有針對(duì)性地解決車輛平順性和俯仰問(wèn)題，作為板簧的輔助系統(tǒng)，在大幅提高性能的同時(shí)又能有效控制成本。液壓互聯(lián)懸架(hydraulically interconnected suspension, HIS)是一種新型懸架系統(tǒng)，其優(yōu)點(diǎn)在于能夠獨(dú)立控制車輪相對(duì)車身的某個(gè)運(yùn)動(dòng)模態(tài)[5-6]，從而更好地改善車輛操縱穩(wěn)定性和舒適性。

HIS包括安裝于各車輪與車身之間的液壓缸、連接各液壓缸之間的多個(gè)油管支路、各油管支路上裝配的蓄能器和蓄能器與液壓缸之間的阻尼閥等。系統(tǒng)以密封在蓄能器中的氣體為彈性元件，以氣體與液壓缸活塞之間注入的液壓油作為傳遞力的介質(zhì)；管路的連接方式取決于車體狀態(tài)。系統(tǒng)不需要外部能量輸入，比主動(dòng)懸架結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單可靠、成本低、易于實(shí)現(xiàn)。國(guó)外學(xué)者對(duì)互聯(lián)懸架系統(tǒng)及其應(yīng)用作了有益的探索。文獻(xiàn)[6]中最早提出了被動(dòng)互聯(lián)懸架理論；文獻(xiàn)[7]中提出了互聯(lián)懸架能獨(dú)立控制車身運(yùn)動(dòng)模態(tài)，但沒(méi)有詳細(xì)分析互聯(lián)懸架動(dòng)態(tài)響應(yīng)；文獻(xiàn)[8]中研究了雙氣室油氣懸架時(shí)域動(dòng)態(tài)響應(yīng)，但沒(méi)有直接定性分析液壓系統(tǒng)參數(shù)對(duì)車輛運(yùn)動(dòng)性能的影響；文獻(xiàn)[9]中結(jié)合實(shí)驗(yàn)和仿真分析了油氣互聯(lián)懸架對(duì)越野車動(dòng)態(tài)性能影響；文獻(xiàn)[10]中主要分析了抗側(cè)傾液壓互聯(lián)懸架對(duì)車輛穩(wěn)定性的影響。但上述研究基本上未涉及抗俯仰性能。國(guó)內(nèi)學(xué)者對(duì)油氣互聯(lián)懸架的研究起步比較晚，但也進(jìn)行了大量深入的基礎(chǔ)理論研究，從不同角度分析油氣懸掛系統(tǒng)對(duì)車輛性能影響。文獻(xiàn)[11]中建立了耦合的油氣減扭懸架多體動(dòng)力學(xué)模型，通過(guò)仿真表明該懸架能有效地減小作用于車體的扭矩；文獻(xiàn)[12]中以油氣懸架本身為研究對(duì)象，對(duì)油氣懸架進(jìn)行了非線性特性分析；文獻(xiàn)[13]中研究了新型肘內(nèi)油氣懸架原理，利用LMS軟件分析了油氣懸架非線性特性；文獻(xiàn)[14]中在液力減振器研究理論基礎(chǔ)上建立了單氣室油氣懸架非線性數(shù)學(xué)模型，考慮了關(guān)鍵參數(shù)對(duì)油氣彈簧性能的影響；文獻(xiàn)[15]中對(duì)互聯(lián)式油氣懸架剛度和車輛振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行了分析計(jì)算；文獻(xiàn)[16]中提出了一種雙氣室油氣懸架，并進(jìn)行了整車平順性分析；文獻(xiàn)[17]中分析了氣體彈簧剛度非線性，建立了主動(dòng)油氣懸架非線性模型，進(jìn)一步研究了油氣懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)特性；文獻(xiàn)[18]中建立了車輛主動(dòng)油氣懸架的數(shù)學(xué)模型，從控制角度分析了油氣懸架對(duì)車輛平順性的影響。從上述研究成果可以看出，研究?jī)?nèi)容主要集中在油氣懸架性能分析上，能夠改善車輛某一性能，但將車輛平順性和穩(wěn)定性同時(shí)結(jié)合起來(lái)的研究很少，且基本上未涉及其在礦山車輛中的應(yīng)用。

本文中在上述研究基礎(chǔ)上提出一種新型被動(dòng)液壓互聯(lián)系統(tǒng)，可同時(shí)提供非線性垂向剛度和俯仰剛度。它能夠?yàn)殇摪鍙椈煞謸?dān)部分垂向載荷,從而可將礦山車輛鋼板彈簧設(shè)計(jì)較軟。本文中首次將液壓互聯(lián)系統(tǒng)和鋼板彈簧結(jié)合進(jìn)行匹配設(shè)計(jì)，這是一種新型車輛懸架結(jié)構(gòu)。利用液壓互聯(lián)系統(tǒng)的非線性，提供不同路況下所需的垂向剛度和阻尼，從而提高乘車舒適性；同時(shí)還可增加礦山車輛的俯仰剛度，提高抗俯仰能力。該系統(tǒng)能夠兼顧車輛垂向和俯仰兩種運(yùn)動(dòng)模態(tài)，這是傳統(tǒng)懸架無(wú)法解決的問(wèn)題。另外，本文中將該液壓互聯(lián)系統(tǒng)和板簧整體匹配應(yīng)用于改善礦山車輛懸架系統(tǒng)特性，從仿真和實(shí)驗(yàn)角度分析礦山車輛動(dòng)力學(xué)特性，并進(jìn)一步分析液壓互聯(lián)系統(tǒng)對(duì)車輛運(yùn)動(dòng)特性的影響。

1 液壓互聯(lián)系統(tǒng)原理

本文中提出的液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)均為整車4輪互聯(lián)而成的一種液壓系統(tǒng)，其原理如圖1所示。該液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)[19]包括：連接在各個(gè)車輪總成與車架之間的4個(gè)雙作用液壓缸(前輪液壓缸2，3和后輪液壓缸4，5)，具體連接方式是4個(gè)液壓缸缸體固定在車身1上、4個(gè)活塞桿固定在車輪總成上；液壓回路包括第1支路A和第2支路B，A連通前輪液壓缸2和3的上腔(無(wú)桿腔)和后輪液壓缸4和5的下腔(有桿腔)，B連通前輪液壓缸2和3的有桿腔和后輪液壓缸4和5的無(wú)桿腔；蓄能器分為兩組，第1組蓄能器7設(shè)置在液壓支路A中，第2組蓄能器6設(shè)置在液壓支路B中，即前輪液壓缸2和3無(wú)桿腔和后輪液壓缸4和5的有桿腔連接形成液壓回路，前輪液壓缸2和3有桿腔和后輪液壓缸4和5的無(wú)桿腔連接形成液壓回路。蓄能器7和6分別連接于液壓支路A和液壓支路B中。液壓支路A和B之間用可控球閥C連通，用來(lái)平衡兩液壓支路中壓力，使管路中的瞬態(tài)壓力不會(huì)過(guò)高。

圖1 液壓互聯(lián)系統(tǒng)原理圖

圖2 HIS系統(tǒng)的液壓回路互聯(lián)結(jié)構(gòu)原理圖

傳統(tǒng)懸架的礦山車輛在上坡或下坡行駛時(shí)，最容易發(fā)生繞后軸或前軸的縱向翻車事故。當(dāng)車輛以低速勻速爬坡時(shí)(各種阻力忽略不計(jì))，隨著道路縱向坡度角的變大，地面對(duì)前輪的垂直作用力將減小，后輪的垂直作用反力將增大。當(dāng)?shù)孛鎸?duì)前輪的垂直作用力為零時(shí)，此時(shí)礦山車輛最有可能發(fā)生縱向翻車。對(duì)于裝有液壓互聯(lián)系統(tǒng)的礦山車輛，前、后車輪通過(guò)兩條液壓管路進(jìn)行連通，圖2為HIS系統(tǒng)液壓回路互聯(lián)結(jié)構(gòu)原理圖。當(dāng)車輛以低速勻速爬坡時(shí)，隨著坡度角的變大，載荷逐漸轉(zhuǎn)移到后軸。此時(shí)，后輪液壓缸的上腔和前輪液壓缸下腔體積同時(shí)變小，液體受到擠壓，使得液體流入蓄能器A，從而導(dǎo)致該管路內(nèi)壓強(qiáng)升高；后輪液壓缸的下腔和前輪液壓缸上腔體積變大，使儲(chǔ)存在蓄能器液體被釋放通過(guò)管路流入后輪和前輪，從而導(dǎo)致該管路內(nèi)壓強(qiáng)下降。由于前、后輪液壓缸上、下腔存在一定壓差，后輪液壓缸會(huì)對(duì)車身產(chǎn)生向上的作用力，從而減小地面對(duì)后輪垂直作用反力；而前輪液壓缸會(huì)對(duì)車身產(chǎn)生向下的作用力，增加地面對(duì)前輪的垂直作用反力，使得前、后輪胎力趨于均衡，進(jìn)一步改善載荷分配，這是該互聯(lián)結(jié)構(gòu)所具有的特性。同時(shí)，前、后輪液壓缸對(duì)車身產(chǎn)生的力將會(huì)形成一對(duì)抗縱向翻轉(zhuǎn)的力偶，從而減小礦山車輛發(fā)生縱向翻車的危險(xiǎn)，也減緩車輛在直線路面緊急制動(dòng)時(shí)容易引起的點(diǎn)頭(俯仰)效應(yīng)。

圖3 液壓互聯(lián)系統(tǒng)實(shí)物圖

提高車輛俯仰剛度，最常見方法是增大懸架剛度，但這勢(shì)必影響車輛的平順性，這是傳統(tǒng)懸架無(wú)法調(diào)和的矛盾。文獻(xiàn)[5]和文獻(xiàn)[6]中表明該系統(tǒng)可使車輛的運(yùn)動(dòng)模態(tài)單獨(dú)解耦，很好地解決舒適性和穩(wěn)定性這一矛盾。當(dāng)前礦用車輛大多屬于重型車輛,行駛工況較差,工作環(huán)境極其惡劣。對(duì)于采用傳統(tǒng)懸架的車輛,在低速較好路面行駛時(shí)或者載荷較小時(shí)，可以滿足舒適性要求；但在工況較差路面上行駛時(shí),尤其在車身質(zhì)量較大時(shí),來(lái)自路面的沖擊很大,導(dǎo)致車體劇烈振動(dòng),舒適性極差，此時(shí)要求有較大的懸掛剛度和動(dòng)行程來(lái)迅速衰減振動(dòng)能量。然而對(duì)于液壓互聯(lián)系統(tǒng)(實(shí)物見圖3)的車輛而言，由于液壓缸上、下腔存在壓力差和面積差，使液壓互聯(lián)系統(tǒng)能夠承擔(dān)部分車身動(dòng)載荷，正是這一優(yōu)勢(shì)可將傳統(tǒng)板簧懸架設(shè)計(jì)得較軟。由于液壓互聯(lián)系統(tǒng)具有強(qiáng)非線性剛度和阻尼特性，當(dāng)?shù)V山車輛在較好路面行駛時(shí)提供較小的垂向剛度，具有較好平順性；當(dāng)車輛在較差路面行駛時(shí)，可以提供較大垂向剛度和阻尼來(lái)緩解路面的較大沖擊。該系統(tǒng)能夠根據(jù)外加激勵(lì)的不同來(lái)調(diào)整懸架特性，從而提高車輛平順性。當(dāng)車輛在坑洼路面行駛時(shí)，非互聯(lián)傳統(tǒng)懸架很可能出現(xiàn)前輪受到很大載荷沖擊,此時(shí)后輪很容易出現(xiàn)離地騰空的情況,這樣會(huì)降低車輛的通過(guò)性和縱向穩(wěn)定性；對(duì)于液壓互聯(lián)系統(tǒng)而言，由于前、后液壓缸互聯(lián)，此時(shí)管路中液壓油會(huì)從壓力較高的前輪油缸向后輪油缸流動(dòng),減小了前輪的垂向反力,而增加了后輪的垂向反力,使前、后輪載荷趨于均勻，有利于提高車輛的舒適性和通過(guò)性。

2 機(jī)械液壓多體動(dòng)力學(xué)建模

本文中引入7自由度整車模型[20]分析車輛瞬態(tài)響應(yīng)，包括簧上質(zhì)量垂向、俯仰、側(cè)傾3個(gè)自由度振動(dòng)和4個(gè)簧下質(zhì)量垂向振動(dòng)，圖4為機(jī)液耦合車輛7自由度模型。

圖4 機(jī)液耦合車輛7自由度模型

為求解整車多體動(dòng)力學(xué)微分方程，引入狀態(tài)空間變量法求得車輛的瞬態(tài)響應(yīng)，對(duì)機(jī)械系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)的狀態(tài)變量進(jìn)行定義。位移向量X定義為

X=[ZsθφZ(yǔ)u1Zu2Zu3Zu4]T

(1)

(2)

式中：Zs為質(zhì)心垂向位移；θ為車身俯仰角；φ為車身側(cè)傾角；Zui(i=1,2,3,4)為各輪胎垂向跳動(dòng)位移。

液壓系統(tǒng)狀態(tài)向量Z可以表示為

(3)

式中：piT(i=1,2,3,4)分別為4支油缸的上腔壓力；piB(i=1,2,3,4)分別為4支油缸的下腔的壓力；ppA和ppA分別為蓄能器A和B的壓力；QiT(i=1,2,3,4)分別為4支油缸的上腔流量；QiB(i=1,2,3,4)分別為4支油缸的下腔流量；QA和QB分別為蓄能器A和B的液體流量。

將位移向量、速度向量和液壓系統(tǒng)狀態(tài)向量進(jìn)行整合，可以得到機(jī)液耦合的整車系統(tǒng)狀態(tài)向量Y：

(4)

(5)

式中：M，C和K分別為車輛的質(zhì)量、阻尼和剛度矩陣；TH和SH為液壓系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性相關(guān)系數(shù)矩陣；FM和FH為外力向量；I為單位矩陣(7行和7列)。

外力向量FM和FH包含液壓系統(tǒng)和機(jī)械系統(tǒng)，可以定義為如下形式：

FM=Fm+SH2MZ

(6)

(7)

式中：Fm和Fh分別為與液壓系統(tǒng)和機(jī)械系統(tǒng)相關(guān)的外部激勵(lì)矩陣；SH2M，KZ2H和CZ2H為與機(jī)械系統(tǒng)和液壓耦合系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)相關(guān)系數(shù)矩陣。

將式(6)和式(7)代入式(5)進(jìn)一步整合，可得

(8)

為了進(jìn)一步求解上述方程，將采用14個(gè)方程組確定機(jī)械多剛體模型和18個(gè)方程確定液壓系統(tǒng)模型，運(yùn)用Matlab對(duì)上述耦合方程進(jìn)行編程求出數(shù)值解。

3 數(shù)值分析和結(jié)果討論

為了驗(yàn)證安裝液壓互聯(lián)系統(tǒng)后礦山車輛的平順性，本文中建立機(jī)械-液壓耦合整車7自由度模型(表1為液壓系統(tǒng)參數(shù))，通過(guò)對(duì)車輛模型施加模擬路況的激勵(lì)(包括縱向加速度和路面輸入)來(lái)獲得時(shí)域動(dòng)態(tài)響應(yīng)。根據(jù)上述建立的機(jī)液耦合多剛體動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)比分析原車和改裝后礦山車輛在垂向和俯仰模態(tài)運(yùn)動(dòng)性能。

表1 液壓系統(tǒng)參數(shù)

3.1 直行制動(dòng)

為體現(xiàn)安裝液壓互聯(lián)系統(tǒng)后礦山車輛具有較大的俯仰剛度和制動(dòng)時(shí)點(diǎn)頭效應(yīng)明顯降低，直行制動(dòng)作為一項(xiàng)重要測(cè)試項(xiàng)目來(lái)驗(yàn)證上述結(jié)論。考慮制動(dòng)激勵(lì)主要體現(xiàn)車輛的俯仰運(yùn)動(dòng)模態(tài)，運(yùn)用上述方法推導(dǎo)整車系統(tǒng)模擬車輛制動(dòng)狀態(tài)。車輛等效縱向加速度如圖5所示，縱向加速度先增大0.6g，然后保持1.5s左右，最后突然減小到零，其外力激勵(lì)Mpitch為

(9)

式中：ms為簧載質(zhì)量；h為質(zhì)心高度；Iyy為車身的俯仰轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；ax為車輛縱向加速度。

圖5 制動(dòng)時(shí)車輛縱向加速度

圖6為原車和安裝液壓互聯(lián)系統(tǒng)車輛在直行制動(dòng)情況下的瞬態(tài)響應(yīng)。由圖可見，安裝液壓互聯(lián)系統(tǒng)的車輛具有較小的俯仰角，俯仰效應(yīng)明顯減小。這是因?yàn)楫?dāng)車輛處于俯仰模態(tài)時(shí)，安裝液壓互聯(lián)系統(tǒng)車輛俯仰剛度明顯增大，因此“點(diǎn)頭”效應(yīng)明顯減弱。另外，隨著工作壓力的升高，車輛的俯仰剛度逐漸增大，俯仰角逐漸減小。液壓系統(tǒng)工作壓力處于2MPa時(shí)，車輛俯仰角度由原車的2.9°減至2°，減小了31%。

圖6 制動(dòng)時(shí)俯仰角

3.2 三角形凸塊脈沖激勵(lì)

采用的三角形凸塊激勵(lì)如圖7所示，具體的路面激勵(lì)為

(10)

式中：Zg為隨時(shí)間t變化的路面輸入激勵(lì);v為車速；t1為凸塊作用的起始時(shí)間；2t2為凸塊持續(xù)作用的時(shí)間；H為三角形凸塊高度；B為凸塊寬度。

圖7 三角形凸塊激勵(lì)

圖8為原車和安裝液壓互聯(lián)系統(tǒng)車輛的前、后輪以18km/h速度依次經(jīng)過(guò)三角形凸塊時(shí)的響應(yīng)。由圖可見，安裝液壓互聯(lián)系統(tǒng)車輛的質(zhì)心加速度明顯小于原車質(zhì)心加速度。當(dāng)液壓系統(tǒng)工作壓力處于2MPa時(shí)，車輛質(zhì)心加速度最大絕對(duì)值由原車的2.6g降至1.7g，降低了35%。

圖8 車速18km·h-1時(shí)質(zhì)心加速度

圖9為原車和安裝液壓互聯(lián)系統(tǒng)車輛前、后輪以36km/h速度依次經(jīng)過(guò)三角形凸塊時(shí)的響應(yīng)。由圖可見，安裝液壓互聯(lián)系統(tǒng)車輛的質(zhì)心加速度小于原車質(zhì)心加速度。當(dāng)液壓系統(tǒng)工作壓力為2MPa時(shí)，車輛加速度最大絕對(duì)值由原車的3g降至2g，降低了33%。

圖9 車速36km·h-1時(shí)質(zhì)心加速度

對(duì)比圖8和圖9的結(jié)果表明，在三角形凸塊激勵(lì)下，低速行駛時(shí)安裝液壓互聯(lián)系統(tǒng)對(duì)改善行駛舒適性的效果比高速行駛時(shí)好。

綜合3.1和3.2兩節(jié)的結(jié)果可見，安裝液壓互聯(lián)系統(tǒng)后車輛的平順性和抗俯仰[21-22]能力有明顯改善。

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

4.1 直行緊急制動(dòng)實(shí)驗(yàn)

為驗(yàn)證裝有液壓互聯(lián)懸架的礦山車輛的縱向穩(wěn)定性，從時(shí)域角度進(jìn)行直線行駛時(shí)的緊急制動(dòng)實(shí)驗(yàn)，以車身俯仰角作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，因篇幅所限，本文中僅在工作壓力為2MPa情況下進(jìn)行液壓互聯(lián)系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)。

直行制動(dòng)實(shí)驗(yàn)是將第3節(jié)中縱向加速度作為測(cè)試依據(jù)，得出此工況下車輛俯仰角，結(jié)果如圖10所示。由圖可見，原車最大俯仰角接近3°，而2MPa HIS車輛最大俯仰角為2°，減小了33%。實(shí)驗(yàn)結(jié)果和仿真結(jié)果基本吻合，驗(yàn)證了模型的正確性，進(jìn)一步表明液壓互聯(lián)懸架有助于提高車輛抗俯仰能力。

圖10 制動(dòng)俯仰角

4.2 平順性實(shí)驗(yàn)

為了闡明該液壓互聯(lián)系統(tǒng)能夠改善車輛舒適性，根據(jù)《GB/T 4970—2009汽車平順性實(shí)驗(yàn)方法》[23]對(duì)礦山車輛進(jìn)行隨機(jī)路面輸入和脈沖輸入平順性實(shí)驗(yàn)，將車身垂直振動(dòng)加速度作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。圖11為測(cè)試的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，它包括裝有Labview采集系統(tǒng)的筆記本電腦、NI數(shù)據(jù)采集設(shè)備、電源箱、若干數(shù)據(jù)線和4個(gè)加速度傳感器。在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，利用該數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)獲取了車速為18和36km/h時(shí)駕駛員座椅、質(zhì)心、后排座椅(左和右)的垂向加速度振動(dòng)信號(hào)。

圖11 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)

圖12和圖13分別為不同速度下車輛駛過(guò)三角形凸塊時(shí)的質(zhì)心加速度響應(yīng)。從實(shí)驗(yàn)結(jié)果可以看出，垂向振動(dòng)加速度仿真值和實(shí)際脈沖實(shí)驗(yàn)的測(cè)試值在峰值上基本吻合，HIS車輛的質(zhì)心加速度響應(yīng)明顯小于原車響應(yīng)，驗(yàn)證HIS車輛具有較好舒適性。由于該測(cè)點(diǎn)在質(zhì)心處，實(shí)驗(yàn)值會(huì)有某些高頻信號(hào)存在，同時(shí)實(shí)際車輛的阻尼非線性較強(qiáng)，使得實(shí)驗(yàn)值和仿真值的趨勢(shì)部分吻合較好。從上述結(jié)果可以看出，液壓互聯(lián)懸架在高頻振動(dòng)具有較大非線性阻尼特性，可能是存在管道阻尼，液壓互聯(lián)懸架阻尼如何優(yōu)化設(shè)計(jì)也是后續(xù)需要深入研究的方向。

圖12 18km·h-1時(shí)質(zhì)心加速度響應(yīng)

圖13 36km·h-1時(shí)質(zhì)心加速度響應(yīng)

圖14 36km·h-1時(shí)隨機(jī)路面駕駛員座椅底板加速度響應(yīng)

圖14～圖17分別為隨機(jī)路面輸入下駕駛員座椅底板、質(zhì)心、左座椅底板和右座椅底板的垂向加速度響應(yīng)，從上述實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)可以看出HIS車輛4處垂向加速度明顯小于原車垂向加速度，進(jìn)一步驗(yàn)證HIS車輛具有較軟的垂向剛度。圖18～圖21為駕駛員座椅底板、質(zhì)心、左座椅底板和右座椅底板的垂向加速度功率譜圖，從振動(dòng)能量角度分析在低頻帶，HIS車輛4處垂向振動(dòng)能量峰值遠(yuǎn)小于原車，再次驗(yàn)證HIS車輛能夠改善車輛的平順性。表2為兩種實(shí)驗(yàn)車輛各測(cè)點(diǎn)加速度均方根值實(shí)驗(yàn)結(jié)果，從實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)可以看出HIS車輛4點(diǎn)加速均方根值均比原車結(jié)果明顯降低。由于礦用車輛后懸架比前懸架硬，因此左和后車廂底板的加速度均方根值稍大。根據(jù)表2的加速度均方根值數(shù)據(jù)得到，4個(gè)測(cè)點(diǎn)結(jié)果分別改善了40.4%，39.2%，35.8%和38.7%，表明HIS系統(tǒng)能夠有效改善系統(tǒng)平順性。

圖15 36km·h-1時(shí)隨機(jī)路面質(zhì)心加速度響應(yīng)

圖16 36km·h-1時(shí)隨機(jī)路面左座椅底板加速度響應(yīng)

圖17 36km·h-1時(shí)隨機(jī)路面右座椅底板加速度響應(yīng)

圖18 36km·h-1時(shí)隨機(jī)路面駕駛員座椅底板加速度功率譜

圖19 36km·h-1時(shí)隨機(jī)路面質(zhì)心加速度功率譜

圖20 36km·h-1時(shí)隨機(jī)路面左座椅底板加速度功率譜

圖21 36km·h-1時(shí)隨機(jī)路面右座椅底板加速度功率譜

表2 36km·h-1時(shí)各測(cè)點(diǎn)加速度均方根值

5 結(jié)論

本文中提出了一種新型的車輛懸架系統(tǒng)，模型仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，液壓互聯(lián)懸架能夠協(xié)調(diào)控制車輛垂向/俯仰耦合模態(tài)，在增加俯仰剛度的同時(shí)，保障較低的垂向剛度；然而傳統(tǒng)懸架如果提高車輛俯仰剛度必然需要增加懸架剛度，勢(shì)必帶來(lái)較差的乘車舒適性，這是傳統(tǒng)懸架無(wú)法解決的問(wèn)題。更為重要的是，在此基礎(chǔ)上改變?cè)撘簤夯ヂ?lián)懸架互聯(lián)的結(jié)構(gòu)方式，可提高車輛的抗側(cè)傾能力、減扭和越野通過(guò)性，后續(xù)研究會(huì)得到驗(yàn)證，這也是傳統(tǒng)懸架無(wú)法比擬的優(yōu)勢(shì)。本文仿真和實(shí)驗(yàn)的研究表明如下結(jié)果。

(1) 液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)在提高車輛舒適性的同時(shí)有效減小車輛的俯仰振動(dòng)。

(2) 隨著工作壓力升高，液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)能明顯提高車輛的俯仰剛度。

(3) 隨著工作壓力升高，液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)會(huì)微幅增加車輛垂向剛度，但靈敏性較弱，使車輛具有較好的行駛平順性。

(4) 由于液壓阻尼的強(qiáng)非線性，液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)對(duì)高頻路面激勵(lì)的敏感性強(qiáng)于對(duì)低頻路面的激勵(lì)。

由上述分析可以看出，液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)能夠改善車輛平順性和提高車輛穩(wěn)定性，可以應(yīng)用于乘用車、客車和商用車等，為以后懸架的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一種新思路和實(shí)驗(yàn)依據(jù)。

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Dynamics Analysis and Experimental Study on a Mining Vehicle Fittedwith Hydraulically Interconnected Suspension

Zhang Jie1, Zhou Min1, Zhang Bangji1, Wang Lifu2& Zhang Nong1,2

1.HunanUniversity,StateKeyLaboratoryofAdvancedDesignandManufacturingforVehicleBody,Changsha410082; 2.FacultyofEngineeringandInformationTechnology,SydneyUniversityofTechnology,Sydney2007,Australia

In view of the problems of mining vehicles that stiffer leaf springs are commonly used due to heavier load, but too high a stiffness of spring may lead to the worsening of ride comfort; and because of significant load transfer to front axle in downhill braking on gallery with large slope, cracks in front axle often occur, a novel hydraulically interconnected passive suspension system matched with leaf spring is proposed for the first time in this paper. By installing four interconnected hydraulic actuators on vehicle suspensions, the system can provide desired stiffness and damping in both vertical and pitch modes respectively, and hence the original leaf spring can be designed to be softer for enhancing ride comfort. When braking on gallery the hydraulic system can provide anti-pitching moment to reduce the impact on front axle. The dynamic models for the hydraulic system and vehicle are built and the prototype of interconnected hydraulic suspension is designed, produced and installed on experimental vehicle. Both dynamics simulation on models and road tests on experimental vehicle are carried out with the results showing that simulation results well agree with test data, and the hydraulically interconnected suspension can effectively improve the ride comfort and anti-pitching ability of mining vehicles.

hydraulically interconnected suspension system; mechanical-hydraulic coupling; ride comfort; anti-pitching

*國(guó)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(guó)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2015年4月15日。