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        一種新型液 電饋能式懸架系統(tǒng)的設計與研究?

        2018-06-20 09:08:12文桂林周創(chuàng)輝
        汽車工程 2018年5期
        關鍵詞:單向閥蓄能器活塞桿

        文桂林,周創(chuàng)輝

        (湖南大學,汽車車身先進設計制造國家重點實驗室,長沙 410082)

        前言

        傳統(tǒng)的懸架系統(tǒng)主要以阻尼耗能的方式實現(xiàn)減振不利于車輛的燃油經(jīng)濟性[1]。此外,油液溫度的升高會對懸架帶來一些負面影響,如改變油液黏度,加速密封元件老化等。近年來,研究和開發(fā)兼顧隔振和能量回收的饋能式懸架系統(tǒng)已成為車輛工程領域的熱點之一[2-3]。

        目前,饋能式懸架主要采用電磁式饋能方式,可分為直線電機式、機械-旋轉電機式和液壓-旋轉電機式3種。其中,直線電機式饋能懸架需要開發(fā)新型直線電機作為作動器,其結構復雜,技術難度大,成本較高[4-5]。 機械-旋轉電機式饋能懸架系統(tǒng)需要開發(fā)相應的機械整流器解決懸架壓縮/伸張行程中的發(fā)電機旋轉方向不一致,因而體積和質量較大,能量回收率低,且機械裝置對懸架減振性能影響較大[6-7]。 液壓-旋轉電機式饋能懸架是近年來提出的一種新型饋能式懸架系統(tǒng),通過液壓系統(tǒng)將懸架的往復直線運動轉換成液壓馬達和發(fā)電機的單向旋轉運動[8-12]。文獻[8]中基于電動靜液壓作動器設計了一種具有饋能效果的汽車主動懸架,結構較為簡單,但發(fā)電機不能單向旋轉,對電路控制要求較高。文獻[9]中設計了一款稱為Genshock的液電饋能式減振器,通過管道和單向閥組成的整流回路使液壓油保持單向流動,從而保證液壓馬達驅動發(fā)電機單向旋轉,但管道較多,體積較大,壓力損失也比較大。文獻[10]和文獻[11]中提出一種由4個單向閥實現(xiàn)整流的液電饋能式減振器,相比Genshock減振器結構更簡單,但單向閥之間有泄漏導致回收效率較低。文獻[12]中設計了一個帶整流功能的液壓缸用于液電饋能式減振器,液壓缸的結構過于復雜,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,有桿腔和無桿腔有一定的面積比,導致壓縮行程和伸張行程液壓馬達轉速波動較大。此外,現(xiàn)有的饋能式懸架系統(tǒng)大都采用普通發(fā)電機,輸出電壓隨懸架運動速度變化。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,需要另外設計電路,增加了懸架的復雜性。

        本文中提出一種結構簡單、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,基于饋能懸架的結構和工作原理,推導出饋能懸架的輸出力和饋能功率的數(shù)學模型,分析其減振和饋能特性。其次,通過樣機的臺架試驗對饋能懸架方案的可行性和AMEsim中搭建的仿真模型進行驗證,并計算饋能效率。最后,在1/4車輛模型中,對饋能懸架和傳統(tǒng)被動懸架進行仿真對比。

        1 饋能懸架系統(tǒng)結構及原理

        饋能式懸架系統(tǒng)安裝在車身和車輪之間,由一個螺旋彈簧和一個液-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,液壓缸的上下兩個腔通過活塞上的油孔連通,使其等同于一個柱塞缸?;钊系挠涂自O計為多個直徑較大的通孔,總通流截面積較大,壓力損失可以忽略。活塞和缸體之間不需要密封,液壓缸沒有內泄漏,同時減小了摩擦力。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,用于緩沖和儲能。液壓馬達通過三通接頭連接在蓄能器和單向閥之間。液壓馬達通過剛性軸驅動發(fā)電機旋轉,將振動能量轉化成電能,并存儲到蓄電池中。發(fā)電機采用汽車發(fā)電機,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)

        當懸架壓縮時,活塞桿被壓進缸筒內,導致液壓缸容腔體積減小、壓力升高,單向閥1打開而單向閥2關閉。從液壓缸流出的高壓油經(jīng)過單向閥1后進入蓄能器1,使其壓力升高。蓄能器1的壓力高于蓄能器2,在液壓馬達兩端形成壓力差。當液壓馬達兩端的壓力差足夠克服馬達軸上的阻力矩時,液壓馬達帶動發(fā)電機轉動,部分高壓油經(jīng)過液壓馬達進入蓄能器2。當懸架伸張時,活塞桿從缸筒內拔出,導致液壓缸容腔體積增大、壓力降低,單向閥1關閉而單向閥2打開。蓄能器2內的油液經(jīng)過單向閥2補充到液壓缸中,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,液壓馬達的兩端產(chǎn)生壓力差。當液壓馬達兩端的壓力差足夠克服馬達軸上的阻力矩時,液壓馬達帶動發(fā)電機轉動。蓄能器1內的高壓油經(jīng)過液壓馬達補充到蓄能器2和液壓缸中。在懸架兩個行程中,液壓油始終從蓄能器1經(jīng)過液壓馬達流向蓄能器2,液壓馬達旋轉保持方向一致。

        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。由于液壓馬達的隔離,兩個蓄能器的工作狀態(tài)不相同。因此,液壓缸的輸出力不對稱,液-電饋能單元相當于一個變剛度的油氣懸架。

        2 懸架饋能系統(tǒng)的數(shù)學模型

        2.1 元件數(shù)學模型

        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。假設油液不可壓縮,液壓缸的進出流量qs可表示為

        式中為活塞桿和缸筒的相對速度。饋能懸架在車輛上安裝時,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。

        油液在管路中流動時,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為液壓油的動力黏度;Lpi為油管的等效長度;dpi為油管的內徑。

        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分別為車輛行駛時蓄能器的動態(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)液壓馬達的結構原理,流經(jīng)液壓馬達的流量qm與排量Dm之間滿足:

        式中:ωm為液壓馬達的旋轉角速度;ηv為液壓馬達的容積效率。

        根據(jù)牛頓第二定理,液壓馬達轉矩平衡方程可表示為

        式中:Δpm為液壓馬達兩端的壓力差;ηm為液壓馬達的機械效率;Jm為液壓馬達及負載的等效轉動慣量;Bm為液壓馬達阻尼系數(shù);TL為液壓馬達輸出軸上的負載轉矩。

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

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

        恒壓整流后,發(fā)電機的輸出的直流電壓Ue可表示為

        式中:ke為發(fā)電機的結構常數(shù);Re為發(fā)電機的等效電阻;ωe為發(fā)電機的旋轉角速度,ωe=ωm。

        不考慮電容特性,由蓄電池充電時的伏安特性可以得到饋能電路中發(fā)電機的輸出電流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)被動懸架的1/4車輛模型中,車身的振動微分方程為

        式中:Ks和Cs分別為被動懸架的剛度和阻尼;mc和分別為車身的質量和加速度。從上式可以看出,減小車身加速度的關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)被動懸架相當。在伸張行程中,液壓缸內的油液壓力下降,輸出力Fh減小。式(18)的前兩項之和減小,即懸架作用在車身上的力減小。

        (2)饋能特性

        發(fā)電機的輸出電能即為饋能懸架回收的振動能量。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)電機的輸出功率與發(fā)電機的轉速之間成非線性關系。轉速越高,發(fā)電機的輸出功率越大。但式(19)僅僅是從饋能電路的角度考慮的。液壓馬達的轉速不是一個獨立變量,受其他變量影響。根據(jù)液壓馬達輸出軸上的功率平衡關系,發(fā)電機的輸出功率可表示為

        式中ηe為發(fā)電機的機械效率。上式說明,饋能功率不僅與液壓馬達轉速有關,也與液壓馬達兩端的壓力差Δpm有關。由式(7)可知,馬達轉速越大,液壓馬達兩端的壓力差Δpm也越大,此時減振效果較差。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方面是對立的。

        3 液 電饋能單元的驗證

        3.1 參數(shù)設計

        圖2 饋能懸架參數(shù)設計流程

        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)的機械效率。不同型號發(fā)電機的機械效率ηe不同,一般可參考廠家給出的測試結果。液壓系統(tǒng)的機械效率ηh主要由各液壓元件的機械效率決定。其中,不同型號液壓馬達的機械效率不同,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。實際工程中,各液壓元件的選型還要考慮油口連接問題,需要綜合考慮。

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

        表1 參考車型的參數(shù)

        由于液壓馬達有外泄漏,一般液壓馬達的殼體需要外接泄油管到油箱。為了使懸架結構更簡單實用,本文中選擇Sauer公司OMM8液壓馬達,不需要外接泄油管和油箱。該馬達在內部通過單向閥將殼體泄油腔與油口相連,如圖3所示。液壓馬達的低壓側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,液壓馬達的殼體腔始終與蓄能器2相連。當轉速達到800r/min以上時,液壓馬達殼體密封的可承受壓力為2.2MPa。

        圖3 液壓馬達殼體泄油回路

        車輛靜止時,對車身受力分析可知,液壓缸內的穩(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,懸架的靜平衡位置。上式說明車輛靜止時,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械性能的前提下,適當提高懸架液壓系統(tǒng)的工作壓力,有利于提高系統(tǒng)效率和響應速度。假設液-電饋能單元的穩(wěn)態(tài)壓力pg=1.7MPa,經(jīng)過計算和校核取活塞桿直徑ds=36mm。由表 1中的參數(shù)計算可得 Δxg≈0.2m,則計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液壓系統(tǒng)的壓力,蓄能器中會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在懸架靜平衡時的壓力pac2,g=pg。考慮液壓馬達和發(fā)電機的摩擦力,蓄能器1的充氣壓力比蓄能器2的充氣壓力設置略高一點。

        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均未發(fā)現(xiàn)葡萄胎征象。孕期均因反復陰道流血轉入本院。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)電機要求發(fā)電機轉速ne≥1000r/min。液壓馬達轉速nm≤2500r/min。綜合考慮后,該懸架系統(tǒng)中的液壓馬達的轉速范圍設計為1 000~2 500r/min。一般情況下,懸架的速度不超過1m/s2。液壓馬達的排量可由式(2)和式(6)式計算得到。綜上所述,選擇液-電饋能單元的參數(shù),如表2所示。

        3.2 樣機試驗

        根據(jù)液-電饋能單元的結構和參數(shù)制作樣機一臺,并進行臺架試驗,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法蘭連接。發(fā)電機采用JFZ03型汽車發(fā)電機,蓄電池為55D23型汽車蓄電池。試驗和仿真中的激振信號均為正弦信號,頻率為1.67Hz,振幅為0.05m。為了模擬實車條件,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。計算可知,車身的靜平衡位置約為0.2m。因此,試驗中要先給活塞桿一個0.2m的位移,待系統(tǒng)達到穩(wěn)態(tài)后再施加正弦激振信號。

        表2 液-電饋能單元樣機的參數(shù)

        圖4 液-電饋能單元試驗

        由于測試臺只能進行懸架的外特性試驗,不能模擬車輛行駛來測試懸架的綜合性能。對饋能懸架性能的進一步考察需要在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)學模型,選擇適合的元件子模型。在仿真模型中輸入與樣機中相同的參數(shù),進行饋能懸架的外特性仿真。將臺架試驗的結果與仿真結果進行對比,驗證液-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。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。對比圖6與圖7中的曲線,可以看出在相同的激勵下,試驗得到的曲線與仿真結果之間存在一些誤差。一是由于實際中的摩擦力隨機性較大,仿真無法完全模擬;另一個原因是仿真模型中的發(fā)電機和電池的參數(shù)與實物之間存在一定誤差。但是,兩條曲線吻合度較高,趨勢基本一致。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為輸入的機械功率。

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

        圖7 發(fā)電機輸出電流曲線

        式中T為激振信號的周期,T=1/1.67s。以圖5中的試驗結果為對象,由式(25)計算可得 Pin≈247.6W。

        試驗測得的發(fā)電機輸出電壓Ue≈13.92V,由圖7中的試驗結果計算可得發(fā)電機的平均輸出I=7.52A,計算可得 Pout=13.92×7.52=104.7W。 將上述結果代入式(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。因此,可以認為在頻率為1.67Hz振幅為0.05m的正弦激勵下,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上,回收車輛垂向振動的能量才有實際意義。因此,以被動懸架為參考,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),被動懸架的參數(shù)如表1所示。

        (1)時域響應

        在隨機路面激勵下,考察懸架對車輛行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的影響有工程參考價值。不平路面的激勵是汽車行駛時的主要激勵,通常用數(shù)值模擬來替代。在1/4車輛模型中,以圖9所示的一段50km/h車速下的C級路面作為輸入信號,分別對采用饋能懸架和被動懸架的1/4車輛模型進行仿真。

        圖8 兩種懸架的1/4車輛仿真模型

        圖9 50km/h車速下的C級隨機路面

        圖10 為兩種懸架對應的車身加速度、車輪動載荷和懸架動撓度的時域響應曲線。對比圖中兩種曲線可知,兩種懸架對應的車身加速度、車輪動載荷和懸架動撓度曲線比較吻合。這說明饋能懸架的參數(shù)選擇比較合理,對車身平順性和操縱穩(wěn)定性的影響與被動懸架比較接近。此外,從圖10(a)中可見,饋能懸架對應的車身加速度峰值比被動懸架低,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)電機輸出功率和液壓系統(tǒng)壓力的時域響應曲線。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,這說明饋能懸架一直處于饋能狀態(tài)。從圖10(e)可見,液壓缸內的油液壓力曲線基本在兩個蓄能器圧力曲線之間。這驗證了前面的分析:壓縮行程時,液壓缸內壓力由蓄能器1的壓力決定;伸張行程時,液壓缸內壓力由蓄能器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。這說明在車輛行駛過程中,液壓系統(tǒng)中沒有“氣穴”現(xiàn)象;蓄能器2的壓力低于液壓馬達的殼體密封許用壓力,能夠滿足馬達殼體泄油需要。

        圖10 1/4車輛仿真的時域響應

        為了更明確地對比兩種懸架的性能,對上述時域響應結果進行統(tǒng)計計算。表3為兩種懸架對應的車身加速度、車輪動載荷和懸架動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,饋能懸架對應的車身加速度均方根值略大于被動懸架,但差值只有 0.02m/s2,占比為1.4%,工程實際中可以忽略。饋能懸架對應的車輪動載荷和懸架動撓度略小于被動懸架,提高了車身操穩(wěn)性。饋能懸架回收功率的平均值為62.3W。上述結果說明,本文中提出的饋能懸架能夠替代傳統(tǒng)被動懸架用于車輛減振,在滿足車輛乘坐舒適性的同時,能夠有效回收懸架的振動能量。

        表3 時域響應計算結果

        (2)頻率特性

        對上節(jié)中1/4車輛模型仿真得到的時域響應結果進行FTT變換,得到車身加速度、車輪動載荷和懸架動撓度的頻率特性,如圖11所示。由圖中可以看出,兩種懸架對應的車身加速度、懸架動撓度、車輪動載荷的兩個共振點基本相同,這說明饋能懸架的設計符合車身和車輪的固有頻率要求。從圖11(a)中可見,饋能懸架對應的車身加速度在1Hz附近較低,更利于減小車身加速度。從圖11(b)中可見,兩種懸架對應的車輪動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,饋能懸架對應的懸架動行程在低頻下大于被動懸架。這是由于低頻激勵下發(fā)電機的轉速較低,對應阻尼力偏小。

        5 結論

        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)學模型,并通過臺架試驗和AMEsim軟件仿真進行了一系列研究,得到了如下結論。

        (1)饋能懸架由一個螺旋彈簧和一個液-電饋能單元并聯(lián)組成。其中,液-電饋能單元相當于一個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不同的蓄能器決定。

        (2)以某SUV車型為對象,設計了饋能懸架的系統(tǒng)參數(shù),通過臺架試驗驗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,對饋能懸架和傳統(tǒng)被動懸架進行了對比。結果表明: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,能夠有效回收懸架振動能量。

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