疊加閥片式減振器建模與結構參數優化

黃彩霞, 伍 新, 舒 雄, 王建德, 吳晨曦

(1. 湖南工程學院 機械工程學院,湖南 湘潭 411104;2. 長沙理工大學 機械裝備高性能智能制造關鍵技術湖南省重點實驗室,長沙 410114)

作為汽車懸架重要部件的減振器,其參數匹配與優化一直是改善平順性、操縱穩定性的重要措施[1-2]。當前很多汽車企業仍采取試驗方法對新研發車輛進行減振器匹配。在該方法中,通過安裝不同的減振器進行實車試驗,借助平順性和操縱穩定性的客觀和主觀評價,最終確定適合的減振器[3-4]。另一方面,在減振器開發過程中,一般仍借助傳統的設計方法,即通過反復的設計制造、試驗分析、改進等過程,從而導致開發周期長,研制成本高等缺陷。因此,如何借助計算機輔助計算、設計、分析等先進設計手段,對加快減振器開發至關重要[5-7]。

減振器主要是通過阻尼特性或示功特性影響懸架的性能[8-9],其數學模型是車輛動力學建模、阻尼特性分析和參數優化的基礎,主要包括基于減振器結構參數的物理模型,以及僅能描述阻尼特性的非參數數學模型。其中,基于減振器物理模型主要是基于流體動力學理論,首先建立液體流進節流孔、閥片縫隙等阻尼原件時的壓力損失,最終獲得阻尼力關于速度的特性曲線。建模手段包括解析模型的數值計算法、基于商業軟件的原件計算法、有限元計算法等。如考慮常通孔和錐形圓環縫隙產生阻尼力的機理,建立減振器開閥速度、閥片打開后常通孔流量、閥片動態開度的數學模型[10]。聯合有限體積法和有限元法對減振器流—固耦合模型進行求解和分析,建立的流—固耦合模型,或利用AMESim的液壓元件庫,搭建減振器的壓縮氣體、活塞縫隙、常通節流孔等液流通道,解析阻尼力產生機理[11-12]。非參數數學模型是減振器的阻尼特性模型,不涉及減振器具體的結構參數。模型參數通過對阻尼特性數據進行擬合而辨識出,常用于在車輛動力學模型中產生懸架的阻尼特性。疊加閥片式減振器通過改變節流閥片數量、厚度,或選擇不同墊圈直徑來改變阻尼特性,具有參數調整靈活、阻尼特性非線性好等優點,已成為高檔汽車的減振器首選形式。但由于疊加閥片剛度非線性強、液流通道復雜等因素,增加了這種減振器的建模難度[13]。

為了獲得最佳的乘坐舒適性或操縱穩定性,需要對減振器數學模型的參數進行優化。針對非參數數學模型,在給定的優化目標函數下,優化阻尼特性曲線擬合多項式的系數[14],或分段線性阻尼的關鍵參數[15]。如果僅考慮減振器的線性阻尼特性,可直接優化減振器的阻尼系數[16-18],或阻尼比[19]。減振器阻尼特性參數并不直接對應減振器的結構參數,對減振器設計與加工不具有指導意義。如果要對減振器的結構參數進行優化,必須基于減振器的物理模型設置結構參數為設計變量,如常通孔徑、卸荷孔徑等[20]。由以上研究成果可知,研究成果將減振器阻尼特性參數和結構參數的優化完全割裂,且僅針對減振器的簡單結構參數開展優化。另外,將減振器阻尼特性線簡化為線性參數的方法,無法準確反映減振器的非線性阻尼特性。由于減振器阻尼特性曲線參數與減振器結構參數之間沒有直接對應關系,如何根據懸架性能獲得最優的減振器阻尼特性參數,進而反求出結構參數,才是車輛懸架設計與優化的關鍵。本文在建立減振器高精度數學模型的基礎上,以最優阻尼特性曲線為目標和橋梁,開展減振器的結構參數優化設計,并通過試驗檢驗優化結果的有效性。

1 疊加閥片式減振器的液流通道

減振器是車輛懸架中的減振耗能元件。當車輪與車身之間的距離減小時,活塞迫使壓縮腔的油液通過復原閥進入復原腔,另一部分油液通過壓縮閥進入儲油腔;當車輪與車身之間的距離增大時,活塞迫使復原腔的油液通過復原閥進入壓縮腔,活塞桿所占體積由儲油腔的油液補充。油液通過減振器的復原閥和壓縮閥時會產生阻尼力。油液在流動時將振動的動能轉化為熱能,實現能量的耗散。由此可見,油流通道是產生阻尼力的關鍵因素,減振器的物理模型是對各液流通道的建模。

在減振器的復原行程中,活塞向上運行,復原腔的油液通過活塞組件向下流動,液流通道如圖1(a)所示。油液通過復原閥蓋板與活塞筒之間的環形通道進入疊加閥片的縫隙,然后經過活塞上的常通孔進入流通閥。在活塞上、下腔壓差作用下,流通閥克服彈簧作用形成平面流通通道。油液流經活塞常通孔后通過平面流通通道和流通閥上的常通孔進入壓縮腔。由于疊加閥片的縫隙較小,所以能產生較大的阻尼力。

圖1 復原和壓縮行程的液流通道Fig.1 Fluid flow channels for rebound and compression strokes

在減振器壓縮行程中,活塞向下運行,復原腔的油液通過活塞組件向上流動,液流通道如圖1(b)所示。在活塞上、下腔壓差和流通閥片壓緊彈簧的作用下,流通閥貼緊活塞,壓縮腔的液體只能通過流通閥片的常通孔進入活塞的常通孔。與此同時,復原閥克服壓緊彈簧的作用力,蓋板與疊加閥片形成較大的縫隙而形成平面通道。油液通過流通閥、活塞常通孔、復原閥常通孔、平面通道和蓋板常通孔進入復原腔。由于油液沒有流經較小的疊加閥片縫隙,產生的阻尼力較小。因此,減振器壓縮行程的阻尼力小于復原行程的阻尼力。疊加閥片縫隙的液流通道如圖2所示。

圖2 疊加閥片縫隙Fig.2 Gap in the multiple valve plates

2 疊加閥片減振器數學建模

2.1 減振器物理模型

減振器物理模型用于描述阻尼力產生的機理,是車輛懸架建模的重要部分。根據黏性阻尼模型,阻尼力為阻尼系數和活塞速度的函數,表示為

F(v)=c(v)v

(1)

式中,c(v)為減振器的阻尼系數,是關于活塞速度的非線性函數。

減振器的阻尼系數反映了油液在活塞運動時流過小孔或狹縫時的阻力作用,與油液的黏度和流道特性有關。建立減振器物理模型的目的是為了通過壓力模型和流量模型描述減振器產生阻尼力的機理。壓力模型用微分方程來預測腔內壓力,而流量模型用靜力方程來計算油液在復原腔和壓縮腔之間流動的壓力變化[21]。阻尼力由復原腔和壓縮腔的壓力,以及摩擦力和緩沖力組成,表示為

F(v)=(Apt-Arod)Preb-AptPcom+Ffri+Fbum

(2)

式中:Apt和Arod分別為活塞和活塞桿面積;Preb和Pcom分別為復原腔和壓縮腔的壓力;Ffir為活塞與缸壁之間摩擦力;Fbum為儲油腔壓縮氣體的反作用力。如果忽略氣體溫度變化,儲油腔壓縮氣體的壓力表示為

(3)

Vg=Vg0+Arodx

(4)

式中:Pg和Vg分別為氣體壓力和體積;Pg0和Vg0分別為氣體的初始壓力和體積;n為氣體多變指數;x為活塞移動的位移。

復原腔通過復原閥和復原流通閥與壓縮腔連接。復原腔的壓力為

Preb=Pcom+ΔPp

(5)

式中, ΔPp為油液流經復原閥和復原流通閥后的壓降。

當活塞速度較低時,復原腔與壓縮腔的壓差不夠大,產生的壓力無法克服墊片剛度而使之變形,因此油液只通過圖2所示的缺口墊片節流孔流出。缺口墊片節流孔流量與壓力降的關系為

(6)

式中:Q1為缺口墊片節流孔的流量;l,b和h分別為缺口的長、寬和高。

然后,油液從缺口墊片的節流孔進入活塞的6個節流孔?；钊澚骺琢髁亢蛪航档年P系為

(7)

式中:Q2為活塞節流孔的流量;Cq為流量系數;A2為節流孔面積;ρ為油液密度。

最后,油液經過流通閥進入壓縮腔。由于流通閥彈簧的預緊力較小,因此流通閥所產生的壓力降可忽略不計。

油液從復原腔進入壓縮腔的第二個通道是活塞與缸壁之間的環形縫隙,其流量與壓降的關系表示為

(8)

式中,d為活塞直徑。

當復原腔與壓縮腔的壓差足夠大時,所產生的壓力能導致墊片變形。當復原腔壓力大到足以克服墊片剛度,且活塞移動速度較高時,墊片產生變形而形成圓柱液流通道。油液除了從式(6)表示的缺口墊片節流孔流過,還可以從該圓柱液流通道流過。需要注意的是,流入圓柱液流通道的油液來自6個缺口墊片節流孔,壓降同樣由式(7)計算,流量定義為Q4。油液流經圓柱液流通道的流量與壓降的關系為

(9)

式中:r為圓柱通道的半徑;δ墊片變形量。

在保證精度的前提下,壓縮閥可以簡化為孔徑固定的節流孔,流量與壓降的關系為

(10)

復原流通閥和壓縮流通閥的流量和壓降的關系可簡化為線性模型[22],表示為

Qci=KciΔPci

(11)

Qri=KriΔPri

(12)

式中,Kci和Kri分別為復原流通閥和壓縮流通閥的流量梯度。

流入和流出減振器活塞的流量相等,因此存在

(13)

式中,Qr為復原閥的流量,且Qr=Qri。

對于減振器,還需滿足

(14)

(15)

2.2 基于AMESim的減振器建模

在建立減振器物理模型時,首先根據式(14)和式(15)計算活塞節流孔、復原流通閥、壓縮閥和壓縮流通閥的流量,然后由式(13)計算出其他閥的流量,進而根據流量與壓降的關系,如式(6)～式(12)計算各閥系的壓降。當式(5)計算出復原腔和壓縮腔的壓力時,阻尼力最后由式(2)計算得到。由式(9)和式(10)可知,復原閥和壓縮閥的墊片變形量需要在計算壓降前確定。墊片變形量與墊片剛度直接相關,因此,如何確定墊片剛度是關鍵。另一方面,本研究的減振器復原閥由相同半徑和厚度的墊片疊加而成,疊加墊片的整體剛度并不是每個墊片剛度的簡單疊加。為此,本研究通過對疊加墊片進行有限元建模,分析得到其整體剛度。

圖3(a)為墊片閥片的有限元模型。為了保證分析的準確性,將墊片軸向的網格尺寸定義為0.05 mm,確保每個墊片有限元模型在厚度方向上有四層網格。由于有限元網格較小,整個模型的網格數達到百萬級,需要較長的后處理時間?？紤]到疊加閥片的軸對稱特點,可以在極半徑上提取小部分網格來代替整個有限模型,如圖3(b)所示。當在網格切向上進行適當約束時,所提取的小部分網格能代替整體有限模型。

疊加閥片有限元靜力分析時,還需:①建立接觸面,每個墊片之間的接觸關系定義為觸點,觸點類型為滑動;②建立約束,除了在軸對稱模型的切向進行約束外,在支承板和活塞接觸處的施加零位移約束;③施加載荷,疊加閥片的載荷來自于上、下腔之間的壓差,因此應施加分布載荷。

通過有限元模型的靜力學分析,疊加閥片向上和向下變形的位移模型為

δu=0.224 7ΔP3

(16)

δl=0.080 5ΔP3

(17)

根據疊加閥片式減振器的工作原理和阻尼力產生機理,基于AMESim建立如圖4所示的減振器模型。2.1節的減振器物理模型描述了阻尼力產生的機理,是利用AMESim建立減振器模型的思路,起指導作用。減振器的AMESim模型包括了減振器結構參數,便于后續的結構參數優化。為了保證復原流通閥和壓縮流通閥能立即開啟,雖然它們具有剛度和預緊力,但都較小,對復原和壓縮行程的流動特性影響較小。因此,建模時將它們簡化為止回閥。

圖4 疊加閥片式減振器的AMESim模型Fig.4 AMESim model of the shock absorber with multiple valve plates

疊加閥片式減振器的節流閥由多片閥片疊加而成,其彎曲變形規律是減振器阻尼特性的關鍵。疊加閥片半徑r處的彎曲變形量通過式(18)描述[23]

(18)

復原閥的常通孔模型為BH0011阻尼孔模型。缺口閥片的缺口流通面積為

Af=bh

(19)

式中:b為缺口寬度;h為閥片厚度。

等效流通半徑為

(20)

式中,De為等效流通半徑。

3 減振器物理模型精度校驗

3.1 減振器阻尼特性試驗

為獲得減振器的阻尼特性曲線,以圖5所示的方法安裝減振器于專用的試驗臺架上,參照國家標準QC-T 545—1999《汽車筒式減振器 臺架試驗方法》進行減振器速度特性試驗。減振器阻尼特性試驗的活塞最大速度分別取0.1 m/s,0.2 m/s,0.3 m/s、0.6 m/s,1.0 m/s和1.4 m/s多個工況。當減振器行程為S=0.1 m,即幅值為0.05 m時,通過式(21)可計算得到正弦激勵信號的頻率,如表1所示。

表1 活塞最高速度和正弦激勵信號的頻率對應關系

圖5 建模減振器的阻尼特性試驗Fig.5 Experimental damping characteristics of the modeled shock absorber

(21)

式中:v為減振器活塞最大速度;S為減振器行程;f為試驗正弦激勵信號的頻率。

由于減振器試驗臺可以直接記錄的數據是阻尼力與位移,減振器的示功特性圖可以直接根據采集的數據繪制。但是,減振器的阻尼特性圖需要活塞的運動速度,因此需要利用減振器試驗臺采集的離散位移數據進行數值微分,求出各點的速度。在計算活塞速度時,第一點的速度與最后一點的速度采用三點法計算,即

(22)

(23)

而中間各點的速度可以用相鄰兩點的位移來計算,即

(24)

式中:n為數據采樣總數;v(1),v(n)和v(i)分別為第一點、最后一點和第i點的減振器活塞速度; Δt為數據采樣時間間隔。

根據表1設定液壓伺服系統產生正弦激勵的頻率,采集阻尼力和活塞速度信號,可得到如圖6(a)所示的減振器不同工況下的示功圖。采用多工況法合成的減振器阻尼特性如圖6(b)所示。由于阻尼特性沒有滯環現象,在車輛動力學仿真時是常用的減振器數學模型。

3.2 精度校驗

以試驗時施加的4種正弦激勵頻率和幅值為輸入,通過對比分析減振器阻尼力檢驗AMESim模型的精度。在4種正弦激勵下的減振器示功圖如圖7所示。圖7中:實線為試驗數據;虛線為仿真數據。由圖7可知,減振器的AMESim模式輸出的阻尼力與試驗數據非常接近,說明AMEsim模型的精度較高,可用于后續的減振器結構參數優化設計。另外,從圖7還可看出,激勵頻率越低,減振器的AMESim模型精度越高。這是因為當激振頻率較高時,減振器橫向剛度較低而發生劇烈的左右晃動,導致試驗數據重復性較低。

圖7 減振器物理模型精度檢驗Fig.7 Accuracy verification of the physical model of the shock absorber

4 減振器結構參數優化

4.1 最優阻尼特性曲線的確定

圖6(b)所示的減振器非線性阻尼特性曲線可分解為三部分:第一部分為壓縮行程的曲線(AB段);第二部分為復原閥開啟前的復原行程曲線(BC段);第三部分為復原閥開啟后的復原行程曲線(CD段)。描述減振器非線性阻尼特性的Besinger模型表示為[24]

(25)

式中:v為活塞速度;vlim為復原閥開啟時的活塞速度;Ce為復原閥開啟前阻尼系數;Cb為復原閥開啟后的阻尼系數;C(v)為非線性阻尼系數,表示為

(26)

式中,α為阻尼轉換參數;c1=0.5(Ce-Cc);c2=0.5(Ce+Cc);Cc為壓縮行程的阻尼系數。

在式(25)和式(26)所表示的減振器非線性阻尼特性曲線中,待定參數為Cc,Ce,Cb,α和vlim5個參數。非線性阻尼系數C(v)實際上是壓縮行程和復原行程前期的阻尼系數組合,切換位置由阻尼轉換參數α決定。因此,當v

圖8 減振器目標非線性阻尼特性曲線Fig.8 Target nonlinear damping characteristic curve of the shock absorber

利用ADAMS/Insight模塊基于平順性對減振器非線性阻尼特性模型的Cc,Ce,Cb,α和vlim5個參數進行靈敏度分析。分析過程中,上述參數分別以名義值變化±50%。客車滿載工況下行駛速度為70 km/h,路面為B級路面。5個參數對駕駛員座椅處垂直加速度的貢獻率分別為:16.42%,38.49%,8.16%,27.41%和9.52%。因此,選擇壓縮行程的阻尼系數Cc、復原閥開啟前阻尼系數Ce和阻尼轉換參數α3個參數為設計變量。本文采樣遺傳算法進行參數優化,參數如表2所示。為保證車輛的操縱穩定性,本研究選擇穩態回轉試驗的綜合評價指標為約束函數,如

表2 遺傳算法參數Tab.2 Genetic algorithm parameters

(27)

3個子評價指標分別為

(28)

(29)

(30)

上述3個子指標的定義、參數意義和取值參考國家標準GB/T 6323.6—1994《汽車操縱穩定性試驗方法-穩態回轉試驗》確定。目標函數定義為駕駛員座椅處和同側最后一排乘客座椅處的加速度綜合值之和,其中加速度綜合值表示為

(31)

式中,axw,ayw和azw分別為座椅處X,Y和Z3個方向上的加權有效值。

3個設計變量的設計空間定義為原值的50%～150%。建立的優化模型為

(32)

通過MATLAB與ADAMS聯合仿真實現對減振器非線性阻尼特性模型3個參數的優化。利用MATLAB腳本文件編寫基于遺傳算法的優化模型,MATLAB/Simulink建立減振器非線性阻尼特性模型,并以為減振器的阻尼力為輸出變量,駕駛員座椅處和同側最后一排乘客座椅處X,Y和Z3個方向上的加速度、橫擺角速度、側傾角速度等車輛狀態為輸入變量,實現與ADAMS/Car車輛動力學模型的信息交互。通過MATLAB腳本文件調用Simulink模型,進而調用車輛動力學模型計算車輛狀態信號,完成減振器非線性阻尼特性模型的參數優化,獲得減振器的最優特性曲線。

優化后的減振器非線性阻尼特性曲線如圖8(b)所示,阻尼特性模型的3個參數為:Cc=2.08 kN/(m/s),Ce=35.95 kN/(m/s),α=0.09 m/s。駕駛員座椅處的總加權有效值由原來的0.432 8 m/s2降低到0.387 9 m/s2,降低幅度為10.37%。同側最后一排乘客座椅處的加速度由原來的0.503 6 m/s2降低到0.442 1 m/s2,降低幅度為12.21%。另外,穩態回轉試驗的綜合評價指標為88.7,客車的操縱穩定性仍表現優秀。

4.2 減振器結構參數優化與性能檢驗

由減振器非線性阻尼特性模型參數對客車平順性的靈敏度分析結果可知,壓縮行程的阻尼系數Cc、復原閥開啟前阻尼系數Ce和阻尼轉換參數α3個參數對駕駛員座椅處的垂直加速度貢獻度較大。根據阻尼力產生機理,本研究選擇復原閥剛度、復原閥片壓縮量、復原閥常通孔等效孔徑和壓縮閥剛度4個參數為設計變量,開展減振器結構參數優化。

以前懸架減振器的最優阻尼特性曲線為目標曲線,利用AMESim軟件中自帶有優化功能,采用遺傳算法對減振器的結構參數進行優化設計。優化模型如圖9所示。其中,減振器實際輸出阻尼力與目標曲線之間誤差的平方和最小為優化目標。優化結果為:復原閥片剛度為330 N/mm,復原閥片壓縮量為0.72 mm,復原閥常通孔等效孔徑分別為1.30 mm,壓縮閥片剛度為75 N/mm。

圖9 減振器結構參數的優化模型Fig.9 Optimization model of shock absorber parameters

優化結果是復原閥常通阻尼孔的等效直徑,還需根據優化結果進行閥系結構的尺寸設計。復原閥常通阻尼孔的等效直徑為1.30 mm,單個孔的流通面積為1.33 mm2,修改閥片的寬度為3 mm。利用疊加閥片的特點,根據閥片數量與剛度的關系,確定4片疊加閥片的剛度為360 N/mm,接近330 N/mm,因此復原閥片數減小1片為4片。最后通過調整墊片的厚度獲得復原閥的壓縮量。壓縮閥片減少2片為5片,缺口閥片尺寸不變。

確定減振器閥系的尺寸后加工為減振器原型,采用原試驗設備和方法進行阻尼特性試驗,如圖10所示。減振器原型的速度阻尼特性曲線與目標阻尼特性曲線對比如圖11所示。由圖可知,優化后的減振器結構參數能較準確地實現目標阻尼特性。其中復原行程的最大阻尼力相對誤差為8.11%,壓縮行程的最大阻尼力相對誤差為24.30%。

圖10 減振器原型的阻尼特性試驗Fig.10 Test damping characteristics of the shock absorber prototype

圖11 優化前后的減振器阻尼特性對比Fig.11 Comparison of damper damping characteristics before and after optimization

需要說明的是,本研究進行了兩次優化。第一次優化是利用MATLAB與ADAMS聯合仿真對減振器非線性阻尼特性模型的3個參數進行優化,獲得減振器的目標特性曲線。第二次優化利用AMESim軟件自帶有優化功能,對減振器的4個結構參數進行優化,優化目標是實現減振器的目標特性曲線。

為驗證減振器結構參數的優化效果,開展了客車平順性和操縱穩定性的實車試驗驗證(如圖12(a)所示)。信號采集系統為北京星網宇達科技開發有限公司的XW-ADU5630姿態方位組合導航系統(如圖12(b)所示)。該系統不僅能采集加速度信號,還能通過GPS信號計算車速、橫擺角、側傾角等車輛狀態。平順性試驗中信號采集系統安裝在駕駛員座椅處。操縱穩定性試驗中信號采集系統安裝在客車質心處,GPS天線安裝在車窗的玻璃上(如圖12(c)所示)。信號采集系統的采樣頻率為100 Hz,兩個試驗都在客車滿載條件下進行。平順性試驗時車速為45 km/h,安裝優化前后減振器的兩輛客車行駛同一段道路。由圖12(d)可知,減振器優化后,客車駕駛員座椅處垂直方向的加速度明顯小于減振器優化前。減振器優化前的總加權加速度有效值為0.442 1 m/s2,減振器優化后的總加權加速度有效值為0.361 8 m/s2,降低幅度為18.16%,說明優化的減振器結構參數能有效改善客車的平順性。

圖12 試驗驗證與結果對比Fig.12 Experimental verification and comparison results

操縱穩定性試驗同樣參考國家標準GB/T 6323.6—1994《汽車操縱穩定性試驗方法-穩態回轉試驗》進行。設定穩態回轉圓周半徑為20 m;保持方向盤轉角不動,在指定的時間內緩慢均加速(縱向加速度不大于0.25 m/s2),直到車輛出現不穩定狀態,駕駛員感覺無法安全操控車輛為止。如圖12(e)所示,減振器優化后能讓客車行駛速度達到34 km/h,相對減振器優化前的28 km/h,提高了21.42%。在此過程中,側向加速度和橫擺角速度對比分別如圖12(f)和圖12(g)所示。兩個車輛狀態并未出現急劇增加,車輛保持較好的操縱穩定性。根據式(27)計算得到客車穩態回轉試驗的綜合評分值為89.6,進一步證明客車的操縱穩定性得到了保證。

5 結 論

(1) 根據阻尼力的產生機理,基于AMESim軟件建立了疊加閥片式減振器的物理模型。通過減振器阻尼特性試驗,驗證了減振器物理模型的精度。對比結果證明,減振器物理模型的示功圖與試驗數據非常接近,說明建立的減振器物理模型精度較高。

(2) 以操縱穩定性為約束,以平順性為優化目標,開展了減振器阻尼特性模型的參數優化。優化結果表明,減振器的最優非線性阻尼特性在確保車輛操縱穩定性的前提下,提高了車輛的平順性。

(3) 以減振器的非線性阻尼特性曲線為目標,以減振器物理模型中的復原閥剛度、復原閥片壓縮量、復原閥常通孔等效孔徑和壓縮閥剛度4個參數為設計變量,開展了減振器結構參數優化,并試制了減振器原型。試驗結果證明,優化后的減振器能產生期望的非線性阻尼特性,改善客車平順性的同時保證操縱穩定性。