周 敏，章 杰，鄭敏毅，張 農(nóng)，張邦基

裝有液壓互聯(lián)懸架車輛的越野性能仿真與試驗研究?

周 敏1，章 杰1，鄭敏毅1，張 農(nóng)2，張邦基1

(1.湖南大學(xué)，汽車車身先進設(shè)計制造國家重點實驗室，長沙 410082； 2.合肥工業(yè)大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，合肥 230000)

鑒于傳統(tǒng)車輛的懸架系統(tǒng)所配的前、后橫向穩(wěn)定桿，往往不能兼顧操縱穩(wěn)定性和越野性能，本文中提出了一種液壓互聯(lián)懸架，分別建立了安裝橫向穩(wěn)定桿和安裝液壓互聯(lián)懸架的整車動力學(xué)模型，設(shè)計并開發(fā)出液壓互聯(lián)懸架功能樣車。基于動力學(xué)模型和功能樣車進行仿真和試驗，分析了在扭曲模態(tài)下，車身附加扭矩和車輪垂向載荷的變化。仿真和試驗結(jié)果基本吻合，表明液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)能提高車輛側(cè)傾穩(wěn)定性，且不會額外增加車身承受的扭矩；同時，4個車輪的垂向載荷分布更加均勻，進一步提高了車輛的越野性能。

車輛；越野性能；液壓互聯(lián)懸架；扭轉(zhuǎn)力矩；仿真；試驗

前言

液壓互聯(lián)懸架可提高車輛的越野性能，即改善車輪接地性能和車身所受的扭矩?；ヂ?lián)懸架與傳統(tǒng)穩(wěn)定桿相比，其優(yōu)勢在于單個車輪運動產(chǎn)生的作用力可通過液壓介質(zhì)流動方式轉(zhuǎn)移到另一車輪，在特____定的運動模態(tài)下獲得優(yōu)越的動力學(xué)性能[1]。為提高側(cè)傾穩(wěn)定性，越野車通常匹配橫向穩(wěn)定桿來增加車輛的側(cè)傾剛度；但是橫向穩(wěn)定桿不允許左右車輪有較大的垂向相對位移，導(dǎo)致輪胎接地性變差[2]，各輪荷出現(xiàn)分布不均的情況[3]，不均勻的輪荷會使車身受到動態(tài)扭轉(zhuǎn)力矩，勢必削弱越野車在不平路面的通過能力。

液壓互聯(lián)懸架與傳統(tǒng)懸架一樣，連接車輪與車身部分，由液壓缸、蓄能器、各連接管路和阻尼閥等組成[4]，油管的連接形式取決于車輛所需解決的動力學(xué)問題。最早在1927年Hawley提出了通過油管進行互聯(lián)的減振器，之后互聯(lián)懸架采用不同的傳遞介質(zhì)進行不斷演化、發(fā)展和應(yīng)用[5]。文獻[6]中將液壓互聯(lián)系統(tǒng)與傳統(tǒng)的彈性元件進行并聯(lián)安裝，使整車在側(cè)傾模態(tài)和俯仰模態(tài)下具有良好的運動學(xué)性能。文獻[7]中研究了互聯(lián)懸架在提高側(cè)傾剛度的同時，對垂向剛度的影響；文獻[8]中在時域內(nèi)研究了不同氣室和油室互聯(lián)時懸架系統(tǒng)的特性。同時文獻[9]中進一步研究了安裝互聯(lián)懸架車輛的動態(tài)特性及其對車輛側(cè)翻穩(wěn)定性的影響，并通過試驗進行驗證。國內(nèi)學(xué)者也對油氣懸架展開了大量研究，文獻[10]中對油氣耦連懸架系統(tǒng)進行了原理分析；文獻[11]中基于工程車輛對油氣懸架的非線性特性展開了研究；文獻[12]中針對多軸車底盤油氣懸架設(shè)計進行了軟件仿真平臺的開發(fā)；文獻[13]中對多回路互聯(lián)式油氣懸架的動態(tài)特性進行了仿真分析；文獻[14]中建立了油氣彈簧的數(shù)學(xué)模型，并進行了試驗驗證。

本文中基于仿真分析和試驗研究的方法，對液壓互聯(lián)懸架提高車輛越野性能的機理進行了分析，對比了不同懸架形式之間越野性能的差異，基于實車開發(fā)了液壓互聯(lián)懸架樣件，并進行了相應(yīng)的實驗室和道路試驗。

1 液壓系統(tǒng)單元建模

1.1 液壓系統(tǒng)單元數(shù)學(xué)建模

圖1 液壓系統(tǒng)單元模型

圖1 為液壓系統(tǒng)單元模型，液壓系統(tǒng)單元是液壓互聯(lián)懸架的基本組成部分，它的性能將直接影響系統(tǒng)的耦合特性，從而影響車輛的性能，因此該單元是進行液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)耦合特性分析的基礎(chǔ)元件。圖1中液壓缸內(nèi)的壓力變化可根據(jù)流體的體積變化率來獲得，即液壓介質(zhì)的體積彈性模量為

蓄能器中氣體的瞬時壓力pa和氣體體積Va與初始壓力p和初始體積V的關(guān)系遵循理想氣體狀態(tài)方程，即

式中:γ為氣體的多變指數(shù)。

將液壓管路進行離散化處理，對于一定質(zhì)量的液壓介質(zhì)，由牛頓第二定律，可得到液壓缸進出口流量的變化量與蓄能器壓力之間的關(guān)系為

式中:Ai為液壓管路的橫截面積；ρ為液壓介質(zhì)密度；li為液壓管路的長度；pi1和pi2分別為管路兩端壓力；c為管路阻尼；qi為管路流量。

設(shè)液壓缸上下腔壓力變化為p1和p2，液壓缸無桿腔和有桿腔的面積分別為AT和AB，蓄能器壓力變化為pa、活塞桿質(zhì)量為m、活塞桿運動位移z和速度z·以及液壓缸上下腔進出口流量為q1和q2，則狀態(tài)變量為

由式(1)～式(4)可以得到該單元的動力學(xué)狀態(tài)方程為

其中

1.2 臺架試驗與模型驗證

為驗證液壓系統(tǒng)單元數(shù)學(xué)建模的準(zhǔn)確性，搭建了液壓系統(tǒng)單元的測試臺架，臺架試驗在減振器示功機上進行，如圖2所示，試驗參考減振器臺架試驗方法[15]，具體測試工況如表1所示。

圖2 液壓系統(tǒng)單元臺架試驗現(xiàn)場

表1 液壓系統(tǒng)單元臺架測試工況

將液壓系統(tǒng)單元模型與臺架試驗在相同輸入工況下進行系統(tǒng)油壓變化結(jié)果對比分析，驗證液壓系統(tǒng)單元數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性。試驗中，液壓缸上腔出口處安裝有油壓傳感器，如圖2所示，可測得活塞桿在正弦運動中液壓回路的油壓變化曲線；仿真結(jié)果與試驗結(jié)果的油壓對比曲線如圖3和圖4所示。從圖中可以看出，在0.1和0.3m/s兩個不同的速度工況下，仿真與試驗結(jié)果的油壓變化曲線均有較高的吻合度，表明了液壓系統(tǒng)單元數(shù)學(xué)模型的準(zhǔn)確性，該模型能夠反映液壓系統(tǒng)在外界不同激勵下的各參量變化。

圖3 速度0.1m/s油壓變化曲線對比

圖4 速度0.3m/s油壓變化曲線對比

2 整車動力學(xué)建模

2.1 整車動力學(xué)分析

為便于研究液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)對整車越野性能的影響，建立某越野車的機械液壓耦合整車動力學(xué)模型，如圖5所示。

圖5 安裝液壓互聯(lián)懸架的整車模型

上述模型中，ms為簧上質(zhì)量，Ixx為側(cè)傾轉(zhuǎn)動慣量，Iyy為俯仰轉(zhuǎn)動慣量，車輛坐標(biāo)系設(shè)定在簧上質(zhì)量質(zhì)心o處，機械系統(tǒng)7個自由度分別為簧上質(zhì)量質(zhì)心處的垂向位移zs，側(cè)傾角φ，俯仰角θ以及4個車輪輪心處的垂向位移zu1，zu2，zu3，zu4。

安裝液壓互聯(lián)懸架的車輛，液壓缸處形成了整車機械與液壓系統(tǒng)耦合邊界條件。根據(jù)牛頓第二定律建立整車動力學(xué)微分方程[16]，即

式中:Z(t)，·Z(t)，·Z·(t)分別為位移向量、速度向量和加速度向量；M，C和K分別為車輛的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；F包括外界路面激勵和液壓系統(tǒng)提供的作用力。

為求解車輛瞬態(tài)響應(yīng)，引入狀態(tài)變量，其中機械系統(tǒng)位移向量ZM為

設(shè)pi和qi(i＝1，2，…，8)分別為各液壓缸油口處的壓力和流量，pa1和pa2為蓄能器的壓力，則液壓系統(tǒng)狀態(tài)向量ZH為

根據(jù)ZM和ZH可得到機械液壓耦合的整車系統(tǒng)狀態(tài)變量Z為

根據(jù)圖5所示的油液流動方向，進出蓄能器的流量qa1和qa2分別為

2.2 整車參數(shù)

整車物理參數(shù)由試驗和仿真獲取[17]，液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)的參數(shù)設(shè)計流程如圖6所示。

圖6 液壓系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計流程

根據(jù)建立的整車機械液壓耦合模型和物理參數(shù)，以側(cè)傾模態(tài)下需提供的側(cè)傾剛度為目標(biāo)匹配設(shè)計出液壓系統(tǒng)參數(shù)，包括液壓缸尺寸、蓄能器參數(shù)和初始油壓。圖7為液壓互聯(lián)懸架實物圖，圖8為整車車速50km/h的蛇形試驗，在相同的側(cè)向加速度激勵下，安裝液壓互聯(lián)懸架的車輛與安裝橫向穩(wěn)定桿的車輛車身側(cè)傾角的對比曲線。由圖8可知，液壓互聯(lián)懸架達到最初整車側(cè)傾剛度設(shè)計目標(biāo)。

圖7 液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)實物圖

圖8 車速50km/h蛇形試驗車身側(cè)傾角對比

最后確定的整車參數(shù)如表2所示。

表2 整車參數(shù)

3 仿真分析

3.1 車身所受扭矩

在不平路面行駛時，車身所受的扭轉(zhuǎn)載荷定義為前懸作用于車身的力矩與后懸作用于車身的力矩之差[18]:

式中:Fsi(i＝1，2，3，4)分別為前左處、前右處、后左處、后右處懸架對車身的作用力；tf和tr分別為前、后懸架至縱向中心面的距離。

對于前后均有橫向穩(wěn)定桿的車輛，橫向穩(wěn)定桿對左右車輪的作用力相反。當(dāng)車輪的運動模態(tài)為扭曲模態(tài)時，橫向穩(wěn)定桿附加車身的扭矩為

式中:kaf和kar分別為前后橫向穩(wěn)定桿的扭轉(zhuǎn)角剛度；φ1和φ2分別為前后軸車身側(cè)傾角。由式(10)可知，在扭曲模態(tài)下，由于前后橫向穩(wěn)定桿總會提供額外的扭矩，導(dǎo)致車身受到更大的扭轉(zhuǎn)載荷，且該扭轉(zhuǎn)載荷與前后橫向穩(wěn)定桿提供的角剛度成正比。

對于安裝互聯(lián)懸架的車輛，在受到不同的路面激勵時，上下腔油壓的變化會導(dǎo)致液壓缸對車身和車輪產(chǎn)生作用力。由于懸架行程的變化，會使油壓發(fā)生變化，可得到油壓變化率和懸架速度、液體流量的關(guān)系為

式中:H2為液壓缸進出口壓力的變化與懸架速度之間的關(guān)系矩陣；H3為液壓缸進出口壓力的變化量與液壓缸進出口流量之間的關(guān)系矩陣。

在低速對角激勵中，可認為同一條液壓回路中的油壓相等。設(shè)兩條液壓回路中的油壓分別為pf和pr，則

其中

式中:p和V分別為兩條液壓回路中蓄能器的初始氣體壓力與體積；AT1和AB1分別為前軸液壓缸無桿腔和有桿腔的面積；AT2和AB2分別為后軸液壓缸無桿腔和有桿腔的面積。

若令ΔVHIS＝tf(AT1＋AB1)－tr(AT2＋AB2)，則液壓互聯(lián)懸架提供的扭轉(zhuǎn)力矩為

式(13)中在前后液壓缸尺寸接近的情況下，ΔVHIS的變化范圍較小，可以認為在扭曲模態(tài)下，液壓互聯(lián)懸架通過互聯(lián)形式實現(xiàn)載荷轉(zhuǎn)移，使車身幾乎不受附加扭矩作用。

圖9為對角激勵的路面工況，在該激勵下，整車的運動模態(tài)是以車輪運動為主導(dǎo)的扭曲模態(tài)。將該激勵分別輸入到安裝橫向穩(wěn)定桿、無橫向穩(wěn)定桿和安裝互聯(lián)懸架3種不同狀態(tài)的整車模型，得到車身所受扭矩的仿真對比曲線(圖10)和車身附加扭矩的仿真對比曲線(圖11)。車身所受扭矩為車輛懸架系統(tǒng)共同提供，車身附加扭矩為橫向穩(wěn)定桿或液壓互聯(lián)懸架單獨提供。由圖10和圖11可知，在受到路面高度為130mm凸塊對角激勵時，安裝互聯(lián)懸架與無橫向穩(wěn)定桿的車輛對比，其車身所受扭矩基本一致，但比安裝橫向穩(wěn)定桿的車輛小20%，表明液壓互聯(lián)懸架并不會增加車身受到的扭矩。雖然傳統(tǒng)懸架形式中的橫向穩(wěn)定桿能夠提高車輛的操縱穩(wěn)定性，但是卻進一步惡化了車身的定位約束，使車輛在扭曲模態(tài)下對車身產(chǎn)生了額外的扭矩，且側(cè)傾剛度越大，產(chǎn)生的額外扭矩也越大。

圖9 130mm高度凸塊對角激勵

圖10 車身所受扭矩仿真對比

圖11 車身附加扭矩仿真對比

3.2 車輪垂向載荷

在對角激勵中，分別進行車速為5和10km/h的仿真分析，對比安裝橫向穩(wěn)定桿和安裝互聯(lián)懸架的車輛車輪垂向載荷。在對角激勵中，首先右前輪通過凸塊，右前輪和左后輪的車輪垂向載荷增加，左前輪和右后輪的垂向載荷減小，然后左前輪和右后輪同時通過凸塊，垂向載荷增加，右前輪和左后輪垂向載荷減小，最后左后輪通過凸塊，左后輪和右前輪垂向載荷增加，左前輪和右后輪垂向載荷減小。圖12～圖19分別為車速5和10km/h對角激勵下車輪載荷的對比曲線。表3和表4分別為5和10km/h對角激勵時車輪垂向載荷變化。其中，極值表示車輪經(jīng)過凸塊時輪荷的最大值或最小值，差值表示橫向穩(wěn)定桿和液壓互聯(lián)懸架的車輪垂向載荷之差，變化值表示裝有橫向穩(wěn)定桿車輪垂向載荷曲線的極值與靜態(tài)垂向載荷之差。由圖12～圖15和表3可以看出:在左前輪和右后輪同時通過凸塊時，左前輪和右后輪垂向載荷增加；但與安裝橫向穩(wěn)定桿車輛相比，安裝互聯(lián)懸架的車輛車輪垂向載荷增加值較小，約小8%和14.2%；右前輪和左后輪垂向載荷減小，安裝互聯(lián)懸架的車輛車輪垂向載荷減小值較小，約小9%和20.7%。

圖12 車速5km/h左前輪垂向載荷曲線對比

表3 車速5km/h對角激勵時車輪垂向載荷

從圖16～圖19和表4中可以看出，在左前輪和右后輪同時通過凸塊時，左前輪和右后輪垂向載荷增加，安裝互聯(lián)懸架的車輛車輪垂向載荷增加較小，比安裝橫向穩(wěn)定桿的增加值小13.2%和9%，右前輪和左后輪垂向載荷減小，而安裝互聯(lián)懸架的車輛比安裝橫向穩(wěn)定桿車輛的車輪垂向載荷減小值較小，約小11.5%和9%。

圖13 車速5km/h右前輪垂向載荷曲線對比

圖14 車速5km/h左后輪垂向載荷曲線對比

圖15 車速5km/h右后輪垂向載荷曲線對比

根據(jù)上述分析結(jié)果可以看出，在對角激勵中，安裝互聯(lián)懸架與安裝橫向穩(wěn)定桿的車輛相比，當(dāng)左前輪與右后輪同時通過凸塊時，左前輪處和右后輪處的垂向載荷增加較少，右前輪處與左后輪處的垂向載荷減小較少，表明液壓互聯(lián)懸架更能均衡各車輪垂向載荷之間的差值；同時，與橫向穩(wěn)定桿相比，液壓互聯(lián)懸架可將差值變化百分比減小約8%～20%；互聯(lián)的效果是將前后軸柔性連接起來，將其中一個車輪處的運動情況反饋給其它3個車輪，改善四輪垂向載荷的變化，減小車身所受的扭矩，車輪瞬時載荷越靠近平均載荷，車輪附著力利用時間變長，進一步提高車輪的接地性。

圖16 車速10km/h左前輪垂向載荷曲線對比

圖17 車速10km/h右前輪垂向載荷曲線對比

圖18 車速10km/h左后輪垂向載荷曲線對比

表4 車速10km/h對角激勵時車輪垂向載荷

圖19 車速10km/h右后輪垂向載荷曲線對比

4 道路試驗

4.1 試驗過程

道路試驗中，路面工況為左前輪和右后輪同時受到凸塊激勵，試驗凸塊總長2 600mm，總高130mm，如圖20所示。試驗車輛以不同速度5，10和15km/h依次通過試驗凸塊，如圖21所示。

圖20 試驗凸塊

在試驗過程中，測量各懸架處的動行程和車身質(zhì)心處的垂向加速度，通過懸架動行程可計算出車輛前后軸的車身側(cè)傾角，對比分析前后軸車身側(cè)傾角絕對值差值，驗證不同懸架系統(tǒng)的車身扭轉(zhuǎn)狀態(tài)，由式(12)和式(13)可知，通過前、后軸的車身側(cè)傾角可計算出車身附加扭矩，對比分析不同懸架系統(tǒng)所提供的車身附加扭矩。

4.2 試驗結(jié)果分析

4.2.1 前后軸車身側(cè)傾角差值

圖21 試驗車輛

圖22 ～圖24分別為車速為5，10和15km/h時，不同懸架系統(tǒng)車輛在對角激勵下，前軸車身側(cè)傾角絕對值與后軸車身側(cè)傾角絕對值之差的曲線對比。由圖可見:在不同速度下，安裝互聯(lián)懸架車輛的前軸車身側(cè)傾角絕對值與后軸車身側(cè)傾角絕對值之差在數(shù)值上遠遠小于安裝橫向穩(wěn)定桿的車輛，表明在對角激勵下，安裝前后橫向穩(wěn)定桿的車輛，前橫向穩(wěn)定桿的抗側(cè)傾作用會使車輛后軸也向前橫向穩(wěn)定桿作用方向轉(zhuǎn)動，導(dǎo)致后軸車身側(cè)傾更加嚴(yán)重，前后軸的側(cè)傾角絕對值差值更大，車身受到的扭矩增加，且隨著車速增加，差值變化越大；而安裝互聯(lián)懸架的車輛，前后側(cè)傾角差值曲線變化較小，后軸的車身側(cè)傾角絕對值并不總是大于前軸的車身側(cè)傾角絕對值，表明前軸的抗側(cè)傾作用并不影響后軸的車身側(cè)傾角，前軸與后軸相對獨立，使車身不會受到附加扭矩作用。

圖22 車速5km/h時前后軸側(cè)傾角絕對值之差

圖23 車速10km/h時前后軸側(cè)傾角絕對值之差

圖24 車速15km/h時前后軸側(cè)傾角絕對值之差

4.2.2 車身附加扭矩

圖25 車速5km/h時車身附加扭矩

圖25 ～圖27分別為車速為5，10和15km/h時，不同懸架系統(tǒng)車輛在對角激勵下，根據(jù)式(12)和式(13)推導(dǎo)出的車身附加扭矩曲線對比。車身附加扭矩為橫向穩(wěn)定桿或液壓互聯(lián)懸架單獨提供。由圖可見:在不同車速的扭曲激勵下，安裝橫向穩(wěn)定桿的車輛，由于前后橫向穩(wěn)定桿的耦合作用，使車身受到附加扭矩，車身扭曲更加嚴(yán)重，對車身結(jié)構(gòu)造成損害；而安裝互聯(lián)懸架的車輛，幾乎不增加車身受到的扭矩，與仿真結(jié)果一致。

圖26 車速10km/h時車身附加扭矩

圖27 車速15km/h時車身附加扭矩

4.2.3 車身質(zhì)心垂向加速度

圖28～圖30分別為車速為5，10和15km/h時，不同懸架系統(tǒng)車輛在對角激勵下，車身質(zhì)心垂向加速度的曲線對比。由圖可見:在車速5km/h時，安裝互聯(lián)懸架車輛的車身質(zhì)心垂向加速度比安裝橫向穩(wěn)定桿的車身質(zhì)心垂向加速度??；在車速10和15km/h時，安裝互聯(lián)懸架車輛的車身質(zhì)心垂向加速度與安裝橫向穩(wěn)定桿的車身垂向加速度基本一致，表明安裝液壓互聯(lián)懸架的車輛增加的垂向剛度有限。同時，對比安裝液壓互聯(lián)懸架車輛在車速5和10km/h的車身質(zhì)心垂向加速度，隨速度增加，加速度增加較明顯，表明液壓系統(tǒng)可提供一定的管路阻尼。

圖28 車速5km/h時車身質(zhì)心垂向加速度

圖29 車速10km/h時車身質(zhì)心垂向加速度

圖30 車速15km/h時車身質(zhì)心垂向加速度

5 結(jié)論

基于越野車樣車平臺，分別建立了不同懸架系統(tǒng)的整車動力學(xué)模型，并且進行樣車開發(fā)，通過液壓系統(tǒng)單元試驗驗證了液壓系統(tǒng)建模的準(zhǔn)確性，為進一步研究液壓系統(tǒng)特性提供了基礎(chǔ)?；趧恿W(xué)模型和功能樣車進行仿真分析和樣車試驗，仿真對比分析了不同懸架系統(tǒng)在側(cè)傾模態(tài)下可提供的側(cè)傾剛度和對車輛操縱穩(wěn)定性的影響；同時重點分析了在扭曲模態(tài)下，車身受到的扭矩、車輪處垂向載荷和輪胎接地性的變化。仿真結(jié)果和試驗結(jié)果一致，表明液壓互聯(lián)懸架系統(tǒng)能夠提高車輛側(cè)傾穩(wěn)定性而且不會額外增加車身所受的扭矩；同時，4個車輪處所受的垂向載荷分布更加均勻，接地性指數(shù)更高，進一步提高了車輛的越野性能。

[1] 丁飛，張農(nóng)，韓旭.安裝液壓互聯(lián)懸架貨車的機械液壓多體系統(tǒng)建模及模態(tài)分析[J].機械工程學(xué)報，2012，48(6):116－123.

[2] 郭孔輝，盧蕩，宋杰，等.油氣消扭懸架的試驗與仿真[J].吉林大學(xué)學(xué)報(工學(xué)版)，2008，38(4):753－757.

[3] 約森·賴姆佩爾.懸架元件及底盤力學(xué)[M].王瑄，譯.長春:吉林科學(xué)技術(shù)出版社，1991:218－220.

[4] SMITH W，ZHANG N.Recent developments in passive interconnected vehicle suspension[J].Frontiers of Mechanical Engineering in China，2010，5(1):1－18.

[5] HAWLEY J B.Shock absorber and the like for vehicles[P].US patent:1647518，1927.

[6] IIJIMA T，AKATSU Y，TAKAHASHI K，et al.Development of a hydraulic active suspension[C].SAE Paper 931971.

[7] LIU P J.Analysis study of ride and handling performance of an interconnected vehicle suspension[D].Montreal:Concordia University，1995.

[8] CAO D，RAKHEJA S，SU C.Comparison of roll properties of hydraulically and pneumatically interconnected suspensions for heavy vehicles[C].SAE Paper 2005－01－3593.

[9] ZHANG N，SMITH W，JEYAKUMARAM J.Hydraulically interconnected vehicle suspension:background and modeling[J].Vehicle System Dynamics，2010，48(1):17－40.

[10] 郭孔輝，陳禹行，莊曄，等.油氣耦連懸架系統(tǒng)的建模和仿真研究[J].湖南大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版)，2011，38(3):29－33.

[11] 孫濤，喻凡，鄒游.工程車輛油氣懸架非線性特性的建模和仿真研究[J].系統(tǒng)仿真學(xué)報，2005，17(1):210－213.

[12] 覃剛，張云清.5軸底盤油氣懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真平臺開發(fā)[J].機械科學(xué)與技術(shù)，2011，30(8):1336－1342.

[13] 張軍偉，陳思忠，吳志成，等.多支路互連式油氣懸架剛度阻尼耦合特性研究[J].四川兵工學(xué)報，2014，35(5):80－85.

[14] 莊德軍，柳江，喻凡，等.汽車油氣彈簧非線性數(shù)學(xué)模型及特性[J].上海交通大學(xué)學(xué)報，2005，39(9):1441－1444.

[15] QC/T 545—1999汽車筒式減振器臺架試驗方法[S].北京:中國標(biāo)準(zhǔn)出版社，2000.

[16] DONG G，ZHANG N，DU H.Investigation into unstripped rollover of light vehicles in the modified fishhook and the sine maneuvers partⅡ:vehicle modeling，roll and yaw instability[J].Vehicle System Dynamics，2011，49(6):271－293.

[17] ZHANG N，HAYAMA S.Identification of structural system parameters from time domain data(direct identi-fication of mass，stiffness and damping parameters of a structure)[J].JSME International Journal，1991，34(1):64－71.

[18] 童偉，郭孔輝，黃向東.新型消扭懸架車輛的消扭能力及接地性仿真[J].華南理工大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版)，2009，37(7): 69－73.

Simulation and Experimental Study on the Off-road Performance of Vehicle with Hydraulically Interconnected Suspension

Zhou Min1，Zhang Jie1，Zheng Minyi1，Zhang Nong2＆Zhang Bangji1
1.Hunan University，State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body，Changsha 410082；2.School of Automotive and Traffic Engineering，Hefei University of Technology，Hefei 230000

In view of that the traditional suspension system of vehicle equipped with front and rear anti-roll stabilizer bars is unable to well achieve both handling stability and off-road performances concurrently，a hydraulically interconnected suspension system is proposed in this paper.Firstly，both vehicle dynamics models with transverse stabilizer bar and with hydraulically interconnected suspension system are created respectively and a functional sample vehicle with hydraulically interconnected suspension system is built.Then both simulations on dynamics models and tests on sample vehicle are conducted respectively to analyze the changes of additional twisting moment of vehicle body and the vertical load of wheels under twisting mode.The results of simulation basically well agree with that of tests，which shows that hydraulically interconnected suspension system can enhance the rolling stability of vehicle without additionally increasing the twisting moment of vehicle body，and the vertical loads on four wheels are more evenly distributed，further enhancing the off-road performance of vehicle.

vehicle；off-road performance；hydraulically interconnected suspension；twisting moment；simulation；test

10.19562/j.chinasae.qcgc.2017.04.013

?國家自然科學(xué)基金(51175157)和湖南大學(xué)汽車車身先進設(shè)計制造國家重點實驗室自主研究課題(71575005)資助。

原稿收到日期為2016年5月3日，修改稿收到日期為2016年7月6日。

章杰，博士，E-mail:zhangjie1906＠sina.cn。