面向性能需求的動態調節消扭懸架參數匹配與動力學研究

胡 文， 吳 洋， 陳盛釗， 張邦基， 張 農， 盛企豪

(1.湖南大學 汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，長沙 410082; 2.合肥工業大學 機械與汽車工程學院，合肥 230009)

車輛的操穩性、通過性和平順性是評價車輛性能的重要指標，也是相互矛盾的。近年來，能協調多種性能的互聯懸架系統成為研究熱點。不同的互聯形式可滿足車輛多樣化性能需求[1-3]。Zhang等[4-6]提出液壓互聯懸架的頻域和時域分析方法，通過仿真和實車試驗驗證了液壓互聯懸架能提高操穩性和越野性能。郭孔輝等[7]建立油氣消扭懸架系統數學模型，通過仿真和試驗，證明該懸架能夠減小車身的扭轉載荷，提高車輪的接地性。Ding等[8-9]提出多軸貨車液壓互聯懸架系統，進行頻域模態分析。汪若塵等[10]提出液壓互聯消扭懸架，通過AMESIM聯合仿真和臺架試驗，表明該懸架能夠協調越野車各項性能。張邦基等[11-12]提出動力調節懸架系統(Kinetic Dynamic Suspension System，KDSS)，并進行頻域分析和時域分析，驗證動力調節懸架系統能夠平衡操穩性和越野性能。

目前國內外對高性能懸架的研究大多集中在結構和性能研究，而很少深入研究系統參數匹配，學術上對參數的研究則大多集中于智能優化算法的應用， Smith等[13]對液壓互聯懸架進行參數敏感性分析以及用有約束的非線性優化算法對關鍵參數進行優化，使得車輛各項性能都有提升。Reddy等[14]基于RSM(Response Surface Methodology)和遺傳算法優化設計車輛座椅懸架，以獲得更好的隔振效果。Sert等[15]在分析中型載重車懸架參數敏感性后，優化關鍵參數以提高車輛的抗側傾性能和安全性。聶佳梅等[16]利用多目標規劃確定ISD(Inerter-Spring-Damper)懸架參數，使車輛舒適性得到一定改善。

動態調節消扭懸架(Dynamic Torsion-elimination Suspension, DTS)是一種特殊結構形式的互聯懸架，能夠在不同行駛工況下自適應解耦橫向穩定桿，且不需要電子控制部件。相比于其它懸架系統，它具有成本低，可靠性高等優點。當前研究較多的參數智能優化方法往往未充分考慮工程應用，且計算過程復雜，因此，本文提出一種面向越野車抗側傾性能和消扭性能需求的DTS系統參數設計方法，該方法考慮工程實現，可使匹配的DTS系統不影響原車其它性能。本文在分析DTS系統結構和原理的基礎上，建立DTS系統動力學模型和整車14自由度動力學模型，匹配DTS系統關鍵參數，最后在多種工況下仿真驗證參數的準確性及研究裝有該系統的車輛動力學性能。

1 DTS系統結構與原理

DTS系統由改進的橫向穩定桿和液壓系統組成，穩定桿長臂端與車輪組(懸架擺臂)相連，穩定桿的凸出短臂分別通過襯套與固定連桿和液壓缸相連，連桿和液壓缸上端與車架相連，前后穩定桿通過液壓系統互聯，如圖1所示。前后液壓缸上腔和上腔之間互聯形成油路1，下腔之間互聯形成油路2，油路中裝有阻尼閥，每個油路裝有蓄能器。

圖1 DTS系統結構圖Fig.1 Structure of DTS

DTS系統中前后穩定桿的左右兩長臂的相對運動導致液壓缸中活塞桿運動，使液壓系統中油液流動以及蓄能器的壓力發生變化，從而通過液壓缸活塞桿的位移來抵消穩定桿的扭轉角，改變DTS系統施加給車輛的作用力。

當車輛向左(右)轉彎時，車輛左(右)側懸架拉伸，右(左)側懸架壓縮。由于兩個液壓缸安裝在懸架的同側，因此活塞桿運動方向相同，同時向上(下)運動，此時油路1中的壓力增大(減小)，油液流入(流出)蓄能器1，蓄能器相當于一個剛度很大的彈簧，會對油液產生反作用力，阻止油液的流入(流出)，油路2中的壓力減小(增大)，蓄能器2中的油液流出(流入)蓄能器，同樣蓄能器2也會產生反作用力，由此前后液壓缸的活塞桿位移很小，對于整個系統，相當于傳統ARB(Anti-Roll Bar)提供抗側傾力矩。

當車輛在越野路面上時，如左前輪和右后輪過凸臺(懸架壓縮)，同時右前輪和左后輪過坑(懸架拉伸)，此時前后液壓缸活塞桿的運動方向相反，油液可以自由流動，對整個系統，就相當于解除了穩定桿的一個約束，抵消穩定桿的扭轉，使其兩臂端可以自由運動，因此穩定桿施加在車身的扭轉載荷得以消除，同時懸架動行程增大，車輪接地性變好，越野能力得到很大提升。并且由于解除了左右車輪的互聯，使得舒適性有所改善。

當車輛起步或剎車時(俯仰模態)，前后軸懸架運動方向相反，起步(剎車)時前懸架拉伸(壓縮)，后懸架壓縮(拉伸)，此時前穩定桿左右兩臂運動方向和大小都相同，無相對運動；后穩定桿的左右兩臂運動方向也相同，但與前穩定桿相反，也無相對運動。因此液壓系統中幾乎沒有油液流動，蓄能器壓力不變，前后液壓缸相當于固定連桿，此時DTS系統與傳統ARB無異，即不影響車輛的俯仰性能。

當車輛在隨機路面上行駛時，路面垂向激勵可看作是垂向平動、側傾、俯仰和扭曲四種模態激勵的疊加。一方面，在垂向和俯仰模態激勵下，前后穩定桿左右兩長臂都沒有相對運動，故DTS系統不影響車輛垂向和俯仰加速度響應。另一方面，對于側傾激勵，由于DTS較ARB提供更大的側傾剛度，會使得車輛的側傾響應略有增大，但是通過合理的參數匹配，可以使得DTS車輛在隨機路面上的側傾響應接近于ARB車輛。所以總的來說，DTS系統對車輛在隨機路面上行駛的平順性影響是可忽略的。

綜上，本文研究DTS系統對車輛越野性能和抗側傾性能的影響，通過合理的參數匹配可以使得此系統在轉向時能提高車輛的抗側傾性能和轉向性能，從而使得車輛在側傾安全性和操穩性獲得提高的同時，擁有良好的越野通過性。

2 系統建模

2.1 DTS系統動力學模型

DTS系統是機械液壓耦合系統，機械部分即橫向穩定桿，如圖2所示，液壓部分如圖3所示。兩部分通過活塞桿的受力和位移相互聯系，分別建立兩部分的數學模型。

圖2 DTS模型Fig.2 Model of the DTS

圖3 液壓系統模型Fig.3 Model of the hydraulic system

假定穩定桿桿端的位移為ΔZui,i=1,2,3,4，方向如圖2中定義，前后液壓缸活塞桿的位移分別為Zp1,Zp2，由于穩定桿的抗彎剛度非常大，假設液壓缸上下運動時，穩定桿只有扭轉運動，沒有繞固定連桿的彎曲，并假設穩定桿的轉動為小角度運動，則前后穩定桿的扭轉角β1,β2表示原來為

(1)

由此可得車輪處受到DTS系統的作用力，即對整車施加抗側傾力大小可表示為

(2)

則前后液壓缸活塞桿處受力為

(3)

式中：l1,l2分別為穩定桿長臂長和短臂長；Kf,Kr分別為前后穩定桿剛度。

對液壓系統建模時將液壓回路沿液體流動方向離散化，包括液壓缸、管路、阻尼閥、蓄能器，建立各離散化液壓元件的動力學方程，本文參考Zhang等研究中的建模方法。

在圖3中假定活塞桿的運動方向和油液流動方向，可得液壓缸腔內的流動方程為

(4)

式中：E,Q,P,V0,A分別為油液的體積彈性模量、液壓缸內的液體流量、缸內壓力變化、缸內初始體積、缸內工作面積。

假定油液在管路中的流動為不可壓縮，流動時由于速度產生的壓力損失與流量的關系為線性。將管路分段進行分析，每段的流體方程為

(5)

式中：ρ,lp,Ap分別為油液密度、管路長度、管路截面積，Rv=8π/Ap為壓力損失系數。

蓄能器由氣體腔、膜片彈簧和液體腔組成，可以儲存和釋放能量，為液壓系統提供所需要的剛度。定義蓄能器實時氣體壓力為Pp，實時體積為Vp，初始氣體壓力為P0，初始體積為V0。根據理想氣體方程可知

上式兩邊同時對時間t微分可得

(6)

式中：γ為氣體多變指數，通常取值為1.4；Qpi為流入流出蓄能器的油液流量。

綜上建立機械和液壓系統的數學模型，液壓缸活塞桿是將液壓和機械部分動力學模型相互耦合的邊界條件。對于活塞桿，存在平衡方程

(7)

式中：m1,m2分別為前后活塞桿質量；P1,P2,P3,P4,A1,A2,A3,A4如圖3所示，分別表示液壓缸4個腔內的壓力和作用截面積。

2.2 整車14自由度動力學模型

當前國內外對車輛模型的研究較多，黃明亮等[17]采用拉格朗日法建立了十自由度車輛動力學模型， Xu等建立了帶ARB和液壓互聯懸架的復雜非線性車輛模型。為便于以后對裝有DTS系統的車輛進行操穩性研究，本文在以上研究的基礎上構建了14自由度數學模型，考慮簧上質量的垂向z、側向y、縱向x、側傾θ、俯仰φ和橫擺ψ運動，4個簧下質量的垂向運動zti和在車輪平面的旋轉運動ωi，如圖4所示。

圖4 車輛模型簡圖Fig.4 Vehicle dynamic model

簧載質量在3個平動方向上的運動方程為

(Fy1+Fy2)sinδ-msgsinφ

(Fy1+Fy2)cosδ+msgcosφcosθ

(8)

簧載質量在3個旋轉方向上的運動方程為

hs[(Fx1+Fx2)sinδ+(Fy1+Fy2)cosδ+Fy3+Fy4+msgcosφsinθ]

hg[(Fx1+Fx2)cosδ+(Fy1+Fy2)sinδ+Fx3+Fx4-msgsinφ]

a[(Fy1+Fy2)cosδ-(Fx1+Fx2)sinδ]+tr(Fx3+Fx4)+

tf[(Fx1-Fx2)cosδ+(Fy1-Fy2)sinδ]

(9)

式中：Fxi,Fyi,Fsi,i=1,2,3,4分別為每個輪胎的縱向力和側向力以及每個懸架的作用力；δ為前輪轉角輸入。

4個簧下質量在垂向和車輪滾動平面內的運動方程如下

(10)

式中：zgi為路面激勵輸入；Ti,Rwi,Kti分別為4個車輪制動力矩和有效滾動半徑以及輪胎剛度。

本文所用某越野車整車相關參數如表1所示。

3 面向性能需求的參數匹配

在分析裝有DTS系統車輛的性能之前，需匹配確定系統關鍵參數。本文基于越野車如下性能需求來匹配DTS系統的參數：

(1)側傾工況下(側向加速度分別為5.0 m/s2和10.0 m/s2)能提供足夠的抗側傾力矩；

(2)搭載該系統的車輛在側向加速度不大于5.0 m/s2時，前后懸架抗側傾力矩之比與原車相同；當側向加速度大于5.0 m/s2時，前后懸架抗側傾力矩之比大于原車，增加車輛的不足轉向趨勢；

(3)屈曲模態下給車身施加的扭轉力矩盡量小。

表1 整車主要參數Tab.1 Main parameter of vehicle model

3.1 抗側傾性能分析

車輛在一定側向加速度下的側傾角不能太大也不宜過低，表2給出了部分車型最新的車輛側傾梯度數據。越野車由于質量大且質心較高，側傾梯度也高于普通轎車，本文所用試驗越野車原車的側傾梯度為7.3 °/g，期望搭載有DTS系統的車輛側傾梯度介于大型公路SUV之間，初定為4.2～4.8 °/g。但車輛在大多數時候側向加速度不會超過5.0 m/s2，因此還期望在以5.0 m/s2的側向加速度轉向時，穩定后的側傾角不大于2.5°

車身的側傾角由兩部分構成:懸架的變形和輪胎的變形，越野車輪胎較軟且質心高，輪胎變形產生的側傾角不可忽略。本文試驗車前后輪胎型號相同且前后輪距相同，因此前后軸輪胎產生的側傾剛度相同，依據力矩平衡可得

代入表1中的參數可求得輪胎的側傾剛度為Kφt=229 523 N·m/rad=4 004 N·m/°。

表2 部分車型的側傾梯度Tab.2 Roll gradient of some vehicle

考慮到車身近似剛性，可假定側傾時前后輪胎產生的側傾角相同，由此可求得因輪胎變形而產生的側傾角梯度φt，懸架和輪胎相當于串聯的兩個彈簧，因此其受到的力矩是相同的，故有

代入參數可得φt=1.4°。即在10.0 m/s2側向加速度下，車身側傾角為7.3°，其中因輪胎變形而產生的側傾角為1.4°，因懸架變形而產生的側傾角為5.9°。

假定懸架的側傾剛度為線性，結合5.0 m/s2側向加速度時的側傾角期望值2.5°，可求得該側向加速度下DTS系統需要提供的抗側傾力矩ΔMk。

同時期望搭載有DTS系統車輛前后懸架抗側傾力矩之比等于原車[18]，于是有

(11)

由此可得前后抗側傾力矩分配為

ΔMkf1=2 548 N·m, ΔMkr1=997 N·m

同理可求得10.0 m/s2側向加速度時，側傾角在4.2°～4.8°時，DTS系統需提供的抗側傾力矩為

7 316 N·m≤ΔMkf1+ΔMkr1≤7 993 N·m

此時前后力矩之比應分別滿足

(12)

當車身側傾角為φ時，前后車輪相對于車身的運動位移為

則穩定桿桿端和懸架擺臂連接點的運動距離為

ΔZuf=ΔHfif, ΔZur=ΔHrir

由式(2)和式(3)可得DTS系統提供的前后抗側傾力矩為

(13)

DTS系統相當于橫向穩定桿(扭桿彈簧)和蓄能器(膜片彈簧)串聯，并且由式(13)中可知在一定側傾角下，DTS系統提供的抗側傾力矩與穩定桿剛度和液壓缸活塞桿的位移有關，活塞桿的位移會抵消一部分扭轉角，因此要提供相同的抗側傾力矩，DTS系統的穩定桿剛度應比傳統ARB大。

在5.0 m/s2側向加速度，側傾角為2.5°時，代入整車相關參數，由期望DTS系統提供的力矩可得如下關系

ΔMkf1=Kf(1.601 9-90.9Zp1)=2 548
ΔMkr1=Kr(1.407 9-85.2Zp1)=997

根據以上關系畫出穩定桿剛度和活塞桿位移之間的關系如圖5所示。

圖5 前后穩定桿剛度和活塞位移關系Fig.5 Relationship between front & rear bar stiffness and piston displacement

從圖5可知當活塞桿位移越大時，要提供同樣的力矩，穩定桿剛度就應越大，勢必會帶來加工上的難度，蓄能器的剛度越大，活塞桿位移越小，DTS系統提供的抗側傾力矩越大。因此為提供足夠的力矩，液壓系統的剛度應該設計的略大，可通過減少蓄能器體積，增大預充氣體壓力，增大液壓缸工作面積等方式增大液壓系統剛度。當液壓系統的剛度無窮大即活塞桿位移為0時，此時該系統與傳統ARB一樣，應用難度較大，由圖5可得活塞桿位移在1～5 mm為宜，且越小越好。

3.2 消扭性能分析

假設左前輪和右后輪過障礙，高度為ΔH，右前輪和左后輪入坑，深度為ΔH，此工況為純扭轉工況。此時前后穩定桿桿端運動的路程為

ΔZu1=-ΔZu2=ΔHif, ΔZu3=-ΔZu4=ΔHir

則由式(3)可得前后液壓缸活塞桿受到的作用力為

(14)

前后DTS系統提供的力矩為

(15)

由前述分析可知扭曲模態下，前后穩定桿扭轉方向相反，因此由DTS系統導致車身受到的扭轉力矩大小為

ΔM=|ΔMkf-ΔMkr|

(16)

由式(14)～式(16)可知，此工況下活塞桿的位移可以抵消由于左右車輪相對運動產生的穩定桿扭轉角，若要車身受到的扭轉力矩盡量小以提高車輪接地性，要求穩定桿剛度Kf和Kr取值較小，而活塞桿的位移則越大越好，這與其抗側傾能力相反。

3.3 液壓系統平衡條件

上述3.1節和3.2節的分析都是基于穩態，系統平衡時蓄能器壓力和液壓缸壓力相等，故有如下關系

Fsf-(Pa-Pb)A1-PbATf=0
Fsr-(Pa-Pb)A3-PbATr=0

(17)

不考慮油液的壓縮，上下蓄能器體積變化為

ΔVa1=A1Zp1+A3Zp2
ΔVa2=(A1-ATf)Zp1+(A3-ATr)Zp2

(18)

由蓄能器的理想氣體方程可得

(19)

式中：A1,ATf,A3,ATr分別為前后液壓缸無桿腔截面積和活塞桿截面積，Pa,Pb分別為上下油路平衡油壓；P01,P02分別為上下蓄能器預充氣體壓力；V01,V02分別為上下蓄能器預充氣體體積。這些參數對液壓系統的剛度影響較大，因此將其作為優化變量。

3.4 液壓系統參數匹配優化

由抗側傾性能和消扭性能需求，優化目標可設為

min{Zp(roll),ΔZ}

式中：ΔZ=2iΔH/3-Zp(warp)屈曲模態下活塞桿位移和穩定桿桿端位移的差值；Zp(roll)為側傾模態下活塞桿的位移。

由于本文基于液壓系統平衡條件和利用整車的性能目標來確定DTS系統的參數，因此以下優化過程只針對DTS系統穩態模型。由3.1節和3.2節的分析可知液壓系統參數應滿足以下條件，即為優化約束條件。

(1)在5.0 m/s2側向加速度下，DTS系統提供的前后抗側傾力矩分別不小于2 548 N·m和997 N·m，活塞桿位移在1～5 mm。

(2)在10.0 m/s2側向加速度下，DTS系統提供的總抗側傾力矩在7 316～7 993 N·m，活塞桿位移在4～12 mm，且前后懸架抗側傾力矩之比大于原車。

(3)活塞桿直徑太小會導致系統工作壓力過高，本系統壓力不宜高于10 MPa，兩蓄能器壓力差過小會導致活塞桿直徑過大，因此在側傾工況下兩蓄能器壓力差在2～8 MPa，且越小越好。原車減震器活塞桿直徑為12 mm，考慮到液壓缸活塞桿的壓桿穩定原則以及實際可選尺寸，暫定前后油缸的活塞桿直徑為:12 mm,14 mm,16 mm,18 mm,20 mm,22 mm,24 mm，且由于前軸活塞桿承受的力較大，前活塞桿直徑應比后活塞桿大。

(4)屈曲模態下，在一定ΔH(15 cm)時，DTS系統系統施加在車身上的扭轉載荷在400 ～1 500 N·m，且越小越好。

優化變量的初始值和上下限如表3所示。

表3 優化變量及范圍Tab.3 Range of optimization variable

Isight是一款通用優化軟件，可以針對不同的問題選擇相應的優化算法進行優化，并且可以不斷的調用相應的工程計算軟件進行優化求解[19]。本文用Isight軟件調用MATLAB模型進行參數匹配優化，對活塞和活塞桿直徑適當圓整后結果如表4所示

由優化后的參數可求得在10.0 m/s2側向加速度下，液壓缸活塞桿受力分別為：Fsf=13 710 N,Fsr=5 276 N，DTS系統提供的總的抗側傾力矩為7 537 N·m，滿足要求，此時整車前后抗側傾力矩之比為

表4 優化結果Tab.4 Result of optimization

在扭曲工況下，當ΔH=0.15 m時，液壓缸活塞桿受力分別為：Fsf=1 191 N ,Fsr=-814 N，DTS系統給車身施加的扭轉載荷為790 N·m，滿足要求。

4 DTS系統動力學性能研究

根據以上優化參數，在MATLAB中建立動力學模型，將DTS系統的作用作為懸架力施加到整車模型上，設計不同工況的仿真試驗研究裝有DTS系統的車輛動力學響應，并與裝有ARB的車輛進行對比分析。

4.1 蛇形試驗

為驗證DTS系統對車輛抗側傾性能的影響，設計如圖6所示的蛇形試驗。

圖6 蛇形試驗方向盤轉角輸入Fig.6 Steering input of serpentine experiment

假定方向盤轉角和前輪轉角的關系為線性，行駛車速恒定為60 km/h，仿真時長10 s，在此工況下對車輛側傾角、垂向加速度、側向加速度和橫擺角速度進行仿真分析，系統時域響應如圖7所示。

圖7 蛇形試驗整車時域響應Fig.7 System response with serpentine experiment

從圖7的響應結果可以看出，DTS系統能給車輛提供更大的側傾剛度，因此車輛在轉向時的側傾角有明顯減小。在此工況下，裝有DTS系統的車輛側向加速度和橫擺角速度與傳統ARB車輛基本重合，說明車輛在速度低于60 km/h時，DTS系統并未對車輛的轉向產生很大的影響。并且從圖中可以看出車身質心的垂向加速度峰值相比于原車減小很多，說明裝有DTS系統的車輛在過彎時車身姿態更穩定，安全性和舒適性都有所提高。

4.2 前輪角階躍輸入轉向試驗

為驗證前述匹配的參數能一定程度上增大車輛不足轉向特性，設計前輪角階躍輸入瞬態轉向試驗。保證車輛行駛速度恒定為100 km/h，穩定行駛后在0.1 s內將方向盤打轉100°，方向盤輸入如圖8所示。研究系統橫擺角速度、側向加速度和側傾角響應，如圖9所示。

圖8 方向盤轉角階躍輸入Fig.8 Steering step-input

由圖9可以看出，在瞬態轉向時，裝有DTS系統的車輛側傾角更小，峰值接近原車的一半。兩者的橫擺角速度和側向加速度曲線幾乎重合， DTS系統的各測量值比ARB稍小，這是由于DTS系統使得車輛轉向側傾時內外輪胎的垂向載荷變動量減小，使輪胎的側偏角減小，以及第3節匹配的參數使得車輛在10.0 m/s2側向加速度時前后軸抗側傾力矩之比為2.033，略大于原車的1.953，說明DTS系統能在一定程度上增大車輛高速瞬態轉向時的不足轉向量，符合前述參數匹配原則。同時可以看出，突然轉向時，側向加速度在1.7 s左右達到峰值，匹配有DTS系統的車輛瞬時側向加速度峰值為9.3 m/s2，接近10.0 m/s2，此時的側傾角約為4.18°，符合第3節所述參數匹配原則。

圖9 瞬態轉向試驗整車時域響應Fig.9 System response with transient steering

4.3 對扭工況試驗

為驗證DTS系統消扭性能以及對越野車通過性的影響，設計相位差為180°，周期長為5.52 m(兩倍軸距，保證車輛行駛過程中為純扭曲工況)，振幅分別為0.10 m，0.15 m的兩個異步正弦對扭路面工況1和2，如圖10所示。

圖10 異步正弦對扭路面輸入Fig.10 Asynchronous-sine twist road input

車輛在此種路面上的實際行駛速度一般較小，因此工況1和2的車輛行駛速度都恒定為1.0 m/s，研究四輪垂向動載荷響應和接地性。在工況1下，四輪垂向載荷響應曲線響應如圖11所示。

由圖11可以得到各輪動載荷幅值，如圖12所示，車輪接地性指數反映了汽車具有的最小路面附著性 ,也反映了懸架的性能，定義為車輪與路面間的最小法向載荷與其法向靜載的比值[20]。由圖12可計算出各輪接地性指數，如表5所示。

圖11 工況1的系統響應Fig.11 System response with driving cycle 1

圖12 四輪動載荷幅值Fig.12 Four wheel load amplitude

由表5可知裝有ARB的車輛在此工況下接地性最小僅為19.08%，車輛通過性較差，易發生危險，而由于DTS系統的消扭性能，使得懸架具有更大的行程，車身受到的扭轉力矩減小，由表5可知接地性最小值為52.74%，車輪接地狀況良好。

表5 各輪接地性指數Tab.5 Four wheel ground adhesion index %

在工況2下，四輪垂向載荷響應曲線如圖13所示。

圖13 工況2的系統響應Fig.13 System response with driving cycle 2

由圖13可以看出，當對扭路面的左右高度差為0.30 m時，由于ARB限制了左右車輪的相對運動，裝有ARB的車輛后輪開始出現懸空，前輪的接地性指數也僅有18.22%，這對于后輪驅動的越野車來說有較大影響，將導致驅動力全部作用在懸空的車輪上，使之空轉，而接地的車輪沒有足夠的驅動力，因此車輛難以脫困。裝有DTS系統的車輛接地性最小為24.67%，仍然處于安全的狀況，可以順利地通過此種越野路面。

上述分析說明DTS系統能消除車身扭轉，解耦左右車輪，能夠增大懸架動行程，增強越野能力。

5 結 論

(1)為解決越野車抗側傾性能和通過性的矛盾，本文深入研究了新型動力調節消扭懸架系統，并針對此種懸架，提出了面向性能需求的參數分析匹配方法，設計了一套與性能需求相適應的系統參數。

(2)本文設計了多種工況試驗驗證DTS系統的動力學性能和參數的適用性。仿真結果表明，DTS系統能夠提供足夠抗側傾力矩，同時可以在不同路況下自適應解耦橫向穩定桿，從而協調提升越野車的抗側傾性能和接地性能，有效提高車輛的安全性。