（光学工程专业论文）谐振式汽车悬架检测试验台仿真研究.pdf

申请工学硕士学位论文 摘要 谐振式悬架检测试验台是目前国外广泛使用的，能够对车辆悬架进行快速、 不解体检测，并判别其性能的标准检测设备。我国交通部制订的汽车悬架装置 检测台规定了适宜在我国开发和使用的汽车悬架装置检测类型为谐振式，该标 准引入了吸收率概念来判别悬架性能。 本文以适用于中小型轿车的谐振式悬架检测台为研究对象，通过简单二自由 度车辆模型的分析，对车辆结构参数与吸收率的关系作了理论推导，说明了采用 吸收率作为评价悬架性能好坏的标准的合理性。在此基础上，对谐振式悬架检测 台进行具体研究，建立了1 2 自由度“车一台系统的数学模型，利用s i m u l i n k 完成了“车一台 系统建模与检测过程的仿真，提出了检测台参数优化的若干建 议；通过对悬架故障的模拟与仿真，提取了悬架故障时的检测特征，为谐振式检 测设备检测标准的制定提供了理论依据。在此基础上，本文对检测台设计时的若 干关键参数进行分析，提出了几个重要参数的选取意见。最后在a d a m s 环境 下建立了“车一台刀系统虚拟样机，并对模型进行了仿真计算，为物理样机的建 立提供了依据。 关键词：谐振式悬架检测台吸收率虚拟样机 申请工学硕士学位论文 ab s t r a c t t h eh a r m o n i cv i b r a t i o nt y p eo fs u s p e n s i o nt e s t e ri sak i n do fs t a n d a r de q u i p m e n t w h i c hi s c u r r e n t l y i nb r o a du s e ，i tc o u l dt e s tt h es u s p e n s i o na n di n s p e c ti t s p e r f o r m a n c ei naf a s tm a n n e r , w h i l ea tt h es a m et i m ew i t hn on e e dt ob r e a ku pt h e w h o l ec a r i no u rc o u n t r yt h ei n d u s t r ys t a n d a r df o rc a rt e s t i n g _ = t 1 1 et e s t e rf o rv e h i c l e s u s p e n s i o nu n i t s t i p u l a t et h a tt h eh a r m o n i cv i b r a t i o nt y p eo fs u s p e n s i o ni ss u i t a b l e f o ro u ri n d e p e n d e n td e v e l o p i n go fs u c ht e s tf a c i l i t y t h i sn o r ma l s or e c o m m e n dt o a d o p tt h ec o n c e p to f a b s o r p t i o n r a t e a sac r i t e r i o nt oj u d g et h e s u s p e n s i o n p e r f o r m a n c e t h i sp a p e rm a i n l yf o c u so ns u c h 孵o f t e s t e rw h i c hw a ss u i t a b l ef o r t e s t i n ga n dd i a g n o s i n gs m a l la n dm e d i u m s i z e dc a l s u s p e n s i o n b yc a r e f u la n a l y s i s o ft h es i m p l e2d e g r e e sv e h i c l em o d e la n dt h e o r e t i c a l d e d u c t i o no ft h er e l a t i o n s h i pb e t w e e nv e h i c u l a rs t r u c t u r ep a r a m e t e ra n da d h e s i o n c a p a b i l i t y , t h er a t i o n a l i t yo ft h ec o n c e p t “a b s o r p t i o nr a t e ”w a sv e r i f i e d t h e na1 2 d e g r e e sm a t h e m a t i c a lm o d e lo f “c a r & t e s t n g w a se s t a b l i s h e da n dat e s tp r o c e s sf o r c a r 、 ，i t hm a l f u n c t i o n i n gs u s p e n s i o nw a ss i m u l a t e d t h es i m u l a t i o nr e s u l t ss h e dt h e l i g h to no p t i m i z a t i o na n dd e s i g no f s u c ht y p eo ft e s te q u i p m e n t i nt h el a s tp a r to ft h i sa r t i c l e ，av i r t u a lp r o t o t y p eo f “c a r & t e s t r i g w a sb u i l ta n d s i m u l a t e d , w h i c hp r o v i d es o m ep r e l i m i n a r yp r o f i l ef o rt h ed e s i g no fp h y s i c a l p r o t o t y p e k e yw o r d s ：h a r m o n i cv i b r a t i o n , a d h e s i o nf o r c e ，a b s o r p t i o nr a t e ，v i r t u a lp r o t o t y p e 声明尸明 本人郑重声明：本论文是在导师的指导下，独立进行研究工作所取 得的成果，撰写成博d r 硕士学位论文：道拯式量塞捡塑l 达验台笾真 硒究”。除论文中已经注明引用的内容外，对论文的研究做出重要贡 献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本论文中不包含任何 未加明确注明的其他个人或集体已经公开发表或未公开发表的成果。 本声明的法律责任由本人承担。 学位论文作者签名： - 2 0 0 4 年3 月4 日 黜撼茗 申请工学硕士学位论文 第一章绪论 1 1 汽车对悬架的要求 悬架对汽车的动力学特性有着重要的影响，它是汽车上的重要组成部件之一。悬架的主 要任务是将路面作用于车轮上的垂直力、纵向力( 牵引力和制动力) 和侧向力以及这些力所 造成的力矩传递到车架，并且缓和由路面传给车架( 或车身) 的冲击载荷，衰减由此引起的 振动，从而保证汽车行驶的平顺性。除此之外，汽车行驶时由于路面不平输入会发生振动， 悬架系统振动引起的车轮负荷动态变化降低了车轮的附着力，在极限状况下可导致载荷为 零，若这种情况出现在汽车弯道行驶时，易发生侧滑，这将是非常危险的；若出现在直线行 驶时，将影响加速和制动性能。车轮动载引起的附着力的变化，还可能将汽车的固有转向特 性从不足转向变为过度转向，这对操作稳定性是极为不利的。 因此，合理的悬架系统设计应能保证l l l ：1 使车辆具有较低的振动频率、较小的振动加速 度响应、良好的减振性能，保证汽车行驶平顺性与舒适性；2 衰减不必要的振动、维持轮胎 的接地性能以及保障汽车操纵稳定性；3 传力。为了做到这三点，悬架系统一般包括弹性元 件、减振装置和导向机构三部分。弹性元件连接车轮与车架，当路面不平输入较大时，它能 变形吸收能量，达到缓和冲击的目的；减振机构在悬架振动时能产生大阻尼，迅速衰减振动， 以控制车轮负荷动态变化并保持车身姿态。导向机构确保车轮与车架或车身之间所有力和力 矩的可靠传递，并保证车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大。 1 2 悬架参数对整车性能的影响及评价指标 实际上，良好的乘坐舒适性能和良好的操作稳定性在设计悬架时往往不能同时被满足。 要提高舒适性，那么悬架就应做的比较软，这样悬架的缓冲性能可以提高，但轮胎的动载荷 和动位移都将增加，这就妨碍了操稳性和安全性；反过来，为提高汽车的操稳性和安全性， 要求有较大的减振器阻尼力，以限制过大的车身运动，包括汽车的转弯侧倾、制动点头和加 速后蹲等现象，但这又容易使汽车产生颠簸，从而影响了乘坐舒适性。本节拟以二自由度车 辆模型为例，说明悬架各主要参数对整车性能的影响并阐述其评价指标。 1 2 1 二自由度1 4 车辆模型 根据汽车理论，在只考虑车身垂直振动z 和俯仰振动矽时，双轴汽车可简化成4 自由度 平面模型，在这个模型中，若悬挂质量分配系数占为l 时1 2 1 ，前后轴的运动可以认为相互 4 黜虢未 申请工学硕士学位论文 独立，同时假定所研究车辆悬架弹簧为线性，减振器阻尼视为比例阻尼，简化得到二自由度 1 4 车辆模型如下： 肌6 悬挂质量 现一非悬挂质量 k 6 悬挂刚度 毛一轮胎刚度 减振器阻尼系数 t m 厶 多出 7i i聊， 钟 i 五 j ； 十五 一 j c 一轮胎阻尼系数 图1 i 二自由度1 4 车辆模型 其运动微分方程如下： 以胁匕篡胁匕呲- k ：；卜嘲口+ 盼m - ， 简写成： k 戎+ c 文+ k x = b 电+ a q l 1 - 2 ) 该系统频率响应函数可表示为p i ： 砌咖【_ 坳2 + 葩+ k 】- 1 阻+ 脚】= 2 m 3 ， 为分析悬架各参数对整车性能指标的影响，下面引入一组被动悬架模型参数，其值如下表： 表格1 1 某轿车悬架各物理参数 簧载质量 2 6 7 k g 悬架剐度 18 7 0 0 n m 非簧载质量3 6 6 k g轮胎刚度 1 8 4 0 0 0n m 减振器阻尼系数 1 3 9 8 n m s 轮胎阻尼系数 2 0 0 n m s 通常汽车悬架的典型评价指标h 是车身加速度( 艺) 、悬架动挠度( 厶) 以及轮胎动载荷 ( 乃) ，车身加速度是评价汽车平顺性的主要指标，悬架的动挠度与其限位行程阮】有关， 它们配合不当时会经常撞击限位块，使平顺性变坏。车轮与路面问的动载乃影响车轮与路 面间的附着效果，当动载变化过大时就会降低车轮的接地性，因此极大的影响了汽车的接地 5 申请工学硕士学位论文 安全性。下面就以表格1 - 1 给出的这组参数值来讨论各参数对悬架性能的影响，这里着重考 虑它们对轮胎动载荷的影响。 在m a t l a b 中编制程序计算车身加速度艺对雪以及相对动载乃g 对口的传递函数， 这里考虑悬架弹簧刚度分别为标准值( k s = 1 8 7 0 0 n m ) 的0 5 、1 、1 5 倍，以及减振器阻尼 分别为标准值( c s = 1 3 9 8 n s m ) 的0 5 、1 、1 5 倍的情形。 1 2 2 车身加速度艺对圣的幅频特性 缈k 圣= 阱缈阱彩f 胃d 叱f c 频率f h z l 频率f ( h z l 图1 2 悬架刚度对车身加速度影响图1 3 减振器阻尼对车身加速度的影响 由图1 2 可知，改变悬架刚度对一阶固有频率影响较大，随着刚度增大，系统的一阶固 有频率将接近4 - 8 赫兹人体对垂直振动最为敏感区域，不仅如此，共振区的幅值也随之增大； 相较而言，刚度变化对二阶共振频率及其幅值的变化都很小。显然，就乘坐舒适性而言，悬 架弹簧的刚度越小越有利。 由图1 3 可以看出，增大减振器阻尼明显地起到抑制第一阶共振区的响应幅值的作用， 同时相应地增加了第一阶阻尼固有频率：对于8 - 1 2 h z 高频段区域则恰恰相反；此外可以看 到阻尼变化对高频区响应幅值的影响较小。可见，减振器吸收了很大一部分路面传递给车身 的激励，保证了驾驶舒适性。 1 2 3 相对动载乃g 对乎的幅频特性 车轮动载荷大小为乃= 毛( 五一g ) + q ( j l 一尊) ，静载g = ( 确+ 他) g ，相对动载定义 6 徽艨 申请工学硕士学位论文 为乃g ，其幅频响应函数为： k 矿l 毕+ 学l 志- l 孚l 盎5 ， 频率f ( h z ) 图1 4 悬架刚度对轮胎动载荷 幅频特性的影响 频率f t h z ) 图1 5 悬架阻尼对轮胎动载 幅频特性的影响 图1 4 可以看出，悬架刚度对第一阶共振频段( 1 4 h z ) 有较多影响，一个较“硬”的 悬架弹簧不仅增加了低频段响应幅值，同时也产生了移频效果。而对于反映非簧载质量固有 频率的高频区域( 9 1 2 i - i z ) ，它的影响较小。 图1 5 表明减振器阻尼对轮胎动载有较大影响，无论是在低频段还是高频段，减振器阻 尼的减小都将使轮胎动载增加，这对驾驶安全性是极为不利的。这就不难理解为什么减振器 磨损会导致车轮接地力下降，以至高速行驶发飘，危及行驶稳定性。 频率f f h z ) 图1 6 质量对相对动载 幅频特性的影响 频率f i h z ) 图1 7 轮胎与悬架刚度比7 对 相对动载幅频特性的影响 图1 6 显示了三种簧载质量2 6 7 k g ，3 1 7 k g 以及3 6 7 k g 下相对动载幅频特性曲线；可知 7 申请工学硕士学位论文 随着簧载质量的增加，相对动载局g 幅值相应减小，尤其是在高频区域幅值减小更加明显： 因此随着簧载质量增加，汽车的安全性有所提高。 图1 7 显示了轮胎与悬架刚度比7 = 5 ，1 0 ，1 5 三种情况下，乃g 对口的幅频特性，此 时其余参数不变，厂值增大相当于悬架刚度不变而轮胎刚度t 增大，从而使车轮部分固有 频率z 提高，幅频特性高频共振峰向高频移动，且峰值提高；可见采用软的轮胎对于提高 车轮与路面间的附着性能有好处。 本节以1 4 车2 自由度模型为例，从舒适性与安全性的角度分析了主要悬架参数对整车 性能的影响，从分析结果可知，就相对动载荷指标而言，悬架主要参数是较为敏感的。 1 3 悬架主要故障形式 1 3 1 弹性元件故障 以轿车用螺旋弹簧为例，由于和减振器配合工作，一方出现故障，就会影响另一方的工 作性能，常见故障有1 5 i ： l ，弹簧折断。表现的故障特征为车身高度两侧不一致，转向和行驶颠簸时有异响。 2 ，连接处松脱或润滑不良。表现为行驶中前后悬架异响及行驶跑偏。 3 ，弹簧损伤或安装不良。路面不平产生的振动不能吸收，造成乘坐舒适性不良。 1 3 2 减振器失效 比较而言，减振器是汽车悬架最容易发生故障的部件，中汽公司汽车产品质量检验评 定( 新版兰皮书) 中列出了汽车故障模式5 0 0 0 例，其中属于汽车减振器的故障模式有2 8 例 ( 见该书中表1 ) i i 。其主要故障类型有如下几种： 1 ，漏油。汽车减振器漏油缺陷，对于可拆式结构而言，首先出现的是渗油现象减振 器筒内的油液从顶盖与贮油筒螺纹连结处渗出。这种现象如未发现，或发现了不及 。时处理，随着使用时间的延长，会形成漏油故障。漏油超过了规定的技术指标，会 影响减振器阻力性能。严重漏油会导致减振器总成完全失去功能。一般漏油量为原 加油量的1 0 时，减振器就可能失效。漏油主要出现部位可能是连杆油封处( 动密 封) ，顶盖与贮油简螺纹连接处( 静密封) 。 2 ，断裂。从工艺分析，减振器吊环与连杆端部是用电阻焊焊接后，再用普通电焊将吊 8 申请i 学硕士学位论文 环与防尘罩盖加固焊接，贮油简座是用凸焊焊接：因此轿车减振器端部与转向节零 件连接处发生断裂的主要原因是焊接强度未达到要求，此外车辆严重超载或在极坏 路面上行驶也会引起早期断裂。 3 ，松脱。连杆零件下端加工有螺纹，用螺母紧固活塞等零件，使用过程中，因要承受 较高频率的变压载荷，会产生螺母零件松动，甚至有脱落现象。螺母松动会影响活 塞总成的正常工作螺母脱落导致活塞等零件掉进缸筒中，使减振器失效。轿车前减 振器连杆上端松动，会使前悬架立柱上下窜动，主柱松动，轻则产生撞击噪声，重 则使立柱早期断裂。 4 ，空程。产生空程的主要原因是阀片零件开启失灵，致使减振器工作过程中有松脱现 象；一般来说，压缩行程中空程现象较复原行程要严重。 此外，减振器噪声，连杆油封、o 型橡胶圈、吊环衬套以及减振垫等橡胶塑料元件的老 化也是减振器常见的故障模式，并可能导致减振器性能降低或失效，使用和维修单位应及时 更换和修复。 1 4 悬架检测的意义 随着我国高速公路的快速发展，汽车行驶速度大大提高，不仅小型轿车，大型客车和货 车以l o o k m h 以上速度行驶也已常见。为保证汽车安全行驶，汽车的操纵稳定性日益受到 重视；汽车悬架是保证汽车行驶平顺性的重要总成，它不仅直接影响汽车的行驶平顺性，而 且对汽车的安全性、操纵稳定性、通过性和燃料经济性等诸多性能都有影响。构成悬架系统 重要组成部分的减振器是一个脆弱部件，它的磨损将带来非常严重的后果，根据生产厂家的 说明，使用磨损了的减振器汽车，在干燥不平的路面上行驶将使汽车制动距离延长2 9 m 。 当汽车在弯道和不平路面上以5 0 k m h 速度形势时，制动距离还要延长2 3 m ，从而延长了制 动距离，而有故障的减振器还将进一步恶化这一状况用。另外，如果前轮驱动汽车上的减振 器磨损5 0 ，将过早出现侧滑现象，在6 m m 深的路面，减振器有故障的汽车，最高车速只 能到减振器正常的汽车速度值的f q 3 以下。 根据调查，约有四分之一左右的在用汽车至少有一个减振器工作不正常。而有故障的减 振器在行驶中会使车轮有3 0 的行程接地力减少，甚至不与路面接触i s 。这会造成汽车方向 发飘，特别是曲线行驶时难以控制；制动易跑偏和侧滑，车身长时间的余振影响乘坐的舒适 性；影响轮毂轴承、转向拉杆和稳定器等部件，可能产生过载现象。为提高车辆的操纵稳定 9 申请工学硕士学位论文 性、行驶安全性和乘坐舒适性，悬架特性，尤其是减振器工作性能的检测显得更为重要。 通常，悬架系统弹性元件是不易损坏的，而减振器在使用过程中易发生缓慢的磨损以至 损坏，其主要故障现象有：首先是在行驶中车身振动加强，弯道行驶时车身摇动，在不平路 面上行驶时汽车跳跃或者发生侧向偏移等，这时有经验的驾驶员能感觉到减振器的故障：其 次是目测到诸如减振器漏油或外部损伤；第三，通常是轮胎会发生鱼鳞状磨损。出现以上故 障，说明减振器早已磨损，已危及行车安全性，同时还会使汽车其他零部件加速磨损，缩短 汽车的使用寿命，增加汽车维护费用，因此，汽车驾驶员每行驶2 0 0 0 0 k m ，或至少每年一次 应检查悬架尤其是减振器，此外各大汽车检测站点均已把悬架减振器检测作为车辆故障检 测的一项重要内容。 1 5 汽车悬架检测技术及发展概况1 9 1 过去，检测站检测汽车悬架装置的品质和性能主要是通过人工检视：例如观察弹簧是否 有松脱、裂纹、缺片，查看减振器是否有漏油等失效征兆；另一种是按压车体，然后突然释 放，观察车体上下运动，以评价减振器的技术状况；这些都只限于定性分析，依靠人的主观 经验，很难确切得出结论；此外对同一轴左右悬挂装置不能独立评价，因而可能造成同一轴 性能差的悬架装置的问题被掩盖。 现在，多数汽车悬架检测诊断方法可以归结为两大类： 1 使用专用试验设备对车辆悬架( 主要是减振器) 进行解体检测，并且与原始设计参数对 比，以确定减振器是否状态良好或出现磨损；该法的缺点是：拆卸麻烦，不利于车辆的 定期检测与维修，此外减振器的原始设计参数难以得到。 2 在悬架检测台上对整车进行检测。这种方法的优点是直接检测，无须拆卸，使用方便， 故而已经越来越多的采用。 从结构上说，汽车悬架性能检测试验台基本由激振台、计算机检测控制系统、计算机试 验数据处理系统和附属设备4 个部分组成。按激振方式的不同，汽车悬架性能检测方法又可 分为压车法、跌落法、谐振法和制动法四种。 1 5 1 压车法 该法是由早期人工按压车体观察法的基础上发展而来，其基本原理是通过将车体压缩到 一定位置后突然松开，车体作衰减振动，通过光电式传感器测得相邻两个振动的峰值和时间， 然后按照指数衰减规律求得减振器阻尼，再与厂家给出的标准曲线对照，从而对减振器的阻 1 0 僦要 申请工学硕士学位论文 尼状况作出评价。 我们知道，对于单自由度振系，其自由衰减运动微分方程：，耐+ 西+ 缸= 0 ，其解的 形式为：工= a e 。脚s i n ( c o + 矿) ，是振幅按指数规律衰减的正弦振动，其两个相临峰值满 足对数衰减规律万：l n 二生= 知。乃，其中国。为单自由度系统固有频率，乃为阻尼自由振 毛 动的周期，万为根据相临峰值位移算出的振幅对数衰减率，这样就有孝= 南，据 此算出的f 值再与标准值比较，从而得出对减振器阻尼状况的评价。 这种方法比较简单方便，但精度和可靠性较差，而且不能给出单个减振器的检测结果， 一个同轴的性能良好的减振器将掩盖另一个性能不良的减振器。 1 5 2 跌落法 跌落法按施力方式的不同又可分为向上拉紧车体方式、向下拉紧车体方式和跌落车体方 式三种。向上拉紧式是通过机械装置将车体提升至一定高度然后释放，使之作自由衰减振动， 通过测试车体位移曲线来评价评价减振器的阻尼状态，其测试方法与压车法相似，评价标准 亦相同。因此压车法所存在的缺点跌落法亦有，此外该法不能短时间内给出检测结果，并且 整车升起需要较大的举升力，操作费工费力，且冲击波形不易控制，因此不常采用。 1 5 3 谐振式 在各种汽车悬架减振器性能检测试验台中，最适于检测线和维修企业采用的是共振法 试验台。共振法试验台按检测参数的不同又可分为测力式和测振幅式两种，前者测量力信号， 后者测量位移信号。其实质都是通过垂直方向的激振，迫使汽车悬架装置产生强迫振动，在 特定频段发生共振现象，通过检测系统自由衰减振动过程中力或位移的波形曲线，求出频率 和衰减特性，进而判断悬架的性能。 图1 8 显示了两种检测试验台模型简图比较i 圳，其中m 为非悬挂质量，k 为刚度，c 为 减振器阻尼；测力式的代表是德国b e i s s b a r t h 公司的试验台，它是通过测试车轮与地面 接触力的变化情况来实现对悬架性能检测的；测位移式的代表是德国m a h a 公司的试验台， 它是通过测试车轮振动位移的变化情况来实现对悬架性能检测的。 申请工学硕士学位论文 出 扫描 ( a ) 测位移式 ( b ) 测力式 图1 8 悬架性能检测试验台模型简图 扫描 目前，谐振式悬架试验台已经越来越多地被使用，除了上述有代表性m a h a 公司以及 b e i s s b a r t h 公司的产品之外，美国意大利等国家也有相应的检测设备，日本也已将悬架检 测试验台列为检测线上的必备设备；由于谐振式悬架检测台具有快速检测，不解体以及数据 可靠性好等优点，已经得到了广泛的应用。 1 6 论文研究的内容及思路 本论文以目前广泛应用于汽车检测线上的谐振式悬架检测台为研究对象，系统阐述了谐 振式悬架检测方法的理论依据，悬架状况的评价标准，以及检测台参数的影响，在此基础上 以针对中小型车辆的检测台架为原型，完成了如下一些工作： 1 对车辆结构参数与吸收率的关系作了理论推导，结果表明就吸收率而言，它对各悬 架主要参数变化是相当敏感的，这也构成了谐振法检测悬架状况的理论前提。 2 完成“车一台”系统数学模型的建立，以这个模型为蓝本，对实际检测过程进行仿真， 同时对台面各主要参数分别考虑，分析其与检测效果的关系，以次为基础提出优化检测台的 建议和方案。 3 在所建模型的基础上，研究悬架的两类主要故障，通过仿真分析检测结果如何反映这 两类故障。 4 对检测台关键部件的受力及运动状态进行分析，在此基础上给出检测台关键参数选取 的原则和建议。 5 使用a d a m s 软件建立“车一台系统虚拟样机，在建模时考虑车辆完整的前后悬架 以及检测台的各自由度，对样机模型进行仿真计算，为物理样机的建立提供依据。 申请工学硕士学位论文 第二章理论基础 2 1 悬架性能检测标准与依据 2 1 1 e u s a m a 标准【l l l 悬架性能检测的评价方法，目前最为广泛采用的是由成立于19 7 1 年的欧洲减振器制造 商协会( e u r o p e a ns h o c k a b s o r b e r m a n u f a c t u r e r s a s s o c i a t i o n ，以下简称e u s a m a ) 制订的标 准，此标准引入了接地性指数的概念，将汽车车轮与路面稳态时的负荷定义为车轮与路面的 静态接地力，将外界激励下，车轮在悬架检测台上的变化负荷定义为动态载荷；那么相对接 地性就是指悬架检测台上的受检车辆车轮在外界激励下，达到共振状态时的最小车轮垂直作 用力与静态垂直负荷的百分比值。 接地性指数= 最小车轮垂直作用力库轮静态垂直负载x1 0 0 接地性指数反映了车轮与路面的附着状况，它的值越大，车轮与路面之间法向作用力与 极限切向作用力的最小值就越大，汽车体现出良好的抓地特性，这将有助于改善汽车的加速 性、制动性、转向和操纵稳定性等。 ， 1 2 节的分析中说明了，悬架阻尼元件对降低车轮动载，提高接地安全性起着至关重要 的作用，因此，引入接地性指数作为悬架检测的行业标准，可以反映减振器状况，这一点在 以后的章节中将有深入阐述。 e u s a m a 推荐的评价标准将接地性指数分为6 级： 表2 1e u s a m a 接地性指数评价标准 等级 123456 接地性指数6 0 e 旷1 0 0 4 5 , - - 6 0 3 0 4 5 2 a 一3 0 1 啪o 1 减振器状况非常好好不良弱、不够危险失去接地 这一标准适用于大多数车辆( 轻型，经济型车除外，此类车可能只有2 0 3 0 0 6 的相对接 地性) ，此外，仅仅保证同轴悬架装置具有高于允许值的相对接地性是不够的，为防止因同 轴左右悬架接地性指数的差异过大丽引起操纵稳定性和制动稳定性恶化，需确保左右车轮相 对接地性之差低于一个给定值( 1 5 - - 2 0 ) ；e u s a m a 规定：左右悬架装置接地性指数的差值 不应大于1 5 ，否则也应视为悬架装置故障，这一点应作为悬架状况评估的重要指标。 1 3 橄学硕士学位论文 需要指出的是，在悬架检测仪上测得的接地性指数，是与检测台面的振幅有关的，为了 使检测结果具有可比性，上表所列的e u s a m a 参考标准，是在悬架检测仪的振幅为3 m m 时 测量的，这也是大部分同类检测设备采用的激振振幅；此外，我们知道，接地性指数是一个 无量纲量，对于不同类型和型号的汽车它的值并没有直接的可比性，因为在实际测量过程中， 受到车重的影响，轻车一般有较低的读数，重车一般有较高的读数，基于此，对于不同质量 及型号汽车的试验，需要对测量结果加入校正系数，以消除车重带来的误差。 2 1 2 交通部j i 厂r 4 4 8 伽1 0 1 推荐标准【1 2 l 参照e u s a m a 标准，交通部委托交通部公路科学研究所与上海汽车综合性能检测中心 编制的交通部行业标准汽车悬架装置检测台予2 0 0 1 年1 2 月1 日起实行；该标准提出了 适宜在我国开发和使用的汽车悬架装置检测台的类型为谐振式，其原理是通过产生机械扫频 激振使汽车非悬挂质量产生谐振，通过测量传感器波形信号并根据适当标准给予分析就可以 评价汽车悬挂装置中减振器的性能。 如前所述，影响车轮动态接地力的因素很多，包括悬挂装置阻尼、刚度，轮胎刚度以及 悬挂与非悬挂部分质量比等等；但是般来说，悬挂系统各部件中性能变化较明显的是减振 器的阻尼系数和轮胎的刚度，如果轮胎气压与磨损属正常范围，而出现动态接地力明显变化 时，则可以认为主要是由减振器性能变化引起的，这就为悬架性能检测提供了理论依据。 n 仃4 4 8 _ - 2 0 0 l 标准提出了吸收率的概念，作为推荐的评价参数。其定义完全等同于 e u s a m a 标准的接地性指数概念，只是名称叫法不同，在此不再赘述。在以后的论述中本 文以交通部推荐标准为准，沿用吸收率作为评价车轮接地性能的指标。 除了必须达到的一般性的技术条件外，仃厂r 4 4 8 一_ 2 0 0 l 还提出了吸收率重复性误差s 。 ( s 。) ，吸收率偏置误差s 。，起始激振频率的要求，这里不再赘述，详见交通部玎厂r 4 4 8 一 2 0 0 l 标准；误差方面的要求参考了e u s a m a 行业技术条件，并考虑国内材料、生产工艺 的技术水平，适当放宽了要求，将吸收率重复性误差规定为小于2 ，吸收率偏置误差规定 为小于3 。对于起始激振频率的要求，根据汽车理论，每一车轮的悬架系统可简化为双质 量的振动系统，具有二个主频率，其一阶主频( 反映悬挂质量振动) 一般为l 3 h z 之间，其 二阶主频( 反映车轮振动) 在7 1 8 h z 之间，对于一般轿车在7 - 1 3 h z 之问，因此起始激振 频率应该能覆盖两阶主频，考虑电动机特性，取起始激振频率f 大于1 5 h z 。 本论文拟采用交通部标准为依据，引用吸收率概念用于本文的理论阐述和仿真结果评 1 4 申请工学硕士学位论文 判。 2 2 车辆结构参数对吸收率的影响分析 为了研究车辆各结构参数对吸收率的影响，我们考虑简化后的台面车轮振动l 4 模型， 检测仪台面的位移激励假定为g = h os i n r 力j ，如图1 1 所示。所6 、朋，分别为簧载与非簧载 质量，屯、毛为悬架刚度和轮胎刚度，为减振器阻尼，不考虑轮胎阻尼( q = 0 ) ，系统运 动微分方程如( 1 - 1 ) 所示，文献0 1 3 i 提出了计算相对法向作用力最小值a 及吸收率a 的方法 ( a = “n i n ) ，引用如下： 彳= 卜赤嘎茅 1 0 0 其中： s ) = 驾张2 缈5 ( 2 1 ) ( 2 2 ) 吼( 国) - - - - ( - 0 2 一6 + 缈4 泓+ 2 ( + 1 ) 一4 f 2 ( + 1 ) 2 】+ 缈2 卜泓一( p + 1 ) c y p + + 1 ) + 4 f 2 z a ( + 1 ) 】+ 刎( + 1 ) ) d 0 ) = b 4 一伽+ + 1 如2 + 泓】2 + 4 f 2 k 纠一0 + 1 b ，】2 ( 2 - 4 ) 式中各符号意义如下： f 一阴比舣舶腓龋张蚓摒醮融批；f 2 焘。 z _ 删度与悬捌度比棚z = 每 悬挂质量与非悬挂质量比，：堕。 m l 根据式( 2 - 1 ) 一( 2 - 4 ) ，利用m a t l a b 编制相对法向作用力及吸收率计算程序，以考察 主要车辆参数对吸收率的影响，并绘制图例如下面所示。其相关参数以表格i - i 提供的数据为 侦i 。 1 5 僦茗 申请工学硕士学位论文 寥 j 粤 守 珥罾 穴 暖 世 厘 燃 靛 翼 激振频率f ( h z 图2 1 激振频率f 对a ( w ) 的影响 图2 1 给出了对应于三个不同的阻尼系数f = 0 2 ，0 4 5 ，0 7 下相对法向作用力最小值硝 随激振频率的变化曲线，可以看到在0 - 吃0 h z 频率范围内，悬架有两个共振振型，一个相应 于悬挂质量的垂直振动，其共振频率大约为1 2 i i z ( 对应图中曲线的第一个最值) ；另一个 相应于非簧载质量垂直振动，其共振频率约1 2 i - i z ，衡量车轮接地性好坏的指标吸收率彳 正是出现在悬架的第二个共振振型，当阻尼系数f 分别为0 2 ，0 4 5 ，0 7 时，吸收率a 分别 为4 5 ，6 8 ，7 5 。除此之外，我们还可以注意到阻尼比f 对接地性和吸收率的影响，即 较大的阻尼比有助于提高车轮的接地性。 琴 鲁 擎 餐 图2 2 簧上簧下质量比对吸收率a 的影响 图2 2 显示了簧上与簧下质量之比对车辆接地性能有着正面的影响，簧上质量相对于 簧下质量越大，吸收率就越高，意味着车辆的路面附着性能就越好。因此，在汽车设计时应 保证簧上质量相对于簧下质量尽可能的大，这可以通过轻量化设计，采用轻质金属制造相应 簧下元件，独立悬架等来实现。同样的原因，车辆在载重之后由于簧载质量增加，接地安全 性也响应增加了。 1 6 。舟m o 叁j iu n i v 呋e r s 号i t y 申请工学硕士学位论文 j 寥 瓣 善 督 图2 3 轮胎与悬架弹簧刚度比z 对吸收率的影响 图2 3 显示了轮胎刚度与悬架弹簧刚度比值z 对车辆接地性能的影响，我们观察到吸收 率彳与z 密切相关，总的趋势是z 取值越大，吸收率彳越小，因此较大的z 值不利于车辆 的接地安全性。相对而言，悬架弹簧的刚度是一个定值，且比轮胎刚度低，为了缩小轮胎与 悬架刚度比来提高吸收率需要降低轮胎刚度，而轮胎刚度由充气气压决定( 气压越足剐度越 高) ，因此z 与轮胎充气气压p 构成一定比例关系。所以，从提高接地安全性的角度来看， 轮胎的工作气压应尽可能小，但也不能不加以限制，因为当轮胎气压降低时，一方面它的承 载能力将下降，另一方面易造成磨损，影响寿命。 2 3 减振器外特性及其与吸收率关系 2 3 1 减振器及其外特性 典型的减振器外特性曲线如图1 1 2 所示1 哪： 图2 4 减振器外特性曲线 1 7 黝 2 3 2 吸收率与减振器损耗关系曲线 计算得到的吸收率与减振器效能的关系曲线如下图所示： 朝篡罴最一懒撇蚍同蝴 一纛竺雯：一黧 胎了竺骶强倾容姗2 躇出：诫吣碉嘲搬黜埔引龇 l 禳豁二= 黧竺小到翩蝴5 毗懈沏 箸鬻二蒸茎慧三二实际磊i 麓怒巢 嚣? 娴蝴勰泛；意鬻 2 谶：竺登蝴骄5 懈黜大 最一翟磊。= 麓菱 怠篡搬触潞趟懈效能二泛鬻 则视为必须更换。“卅八一例蝠茯态的l 阳o 时， 申请工学硕士学位论文 通过检测接地力间接地反映减振器状态；因为我们知道，减振器的阻尼效能损失极限 可能各不相同，而接地性能极限却大体一致、并且易于实旌评价标准。 需要指出的是，图2 5 所示曲线为计算所得，相对与各具体车型及相应型号减振器，实 验得到的“减振器效能吸收率”曲线各不相同，但大体形状及走向是一致的。 2 4 三自由度“车一台 系统分析 为了初步考察通过测试台激振的方法，判别悬架状况时，激振台 七 面的影响因素，我们分析“车一台”系统的简化模型，如图2 6 所示， 其中m o 为试验台台面的等效质量，为传感器与激振台的等效刚度， c o 为检测台的结构阻尼，g 为偏心轮输入的扫频激励，其余为车辆结 构参数同前所述，忽略轮胎阻尼，系统运动微分方程可表述为： 七 卜胁一言甜b 喀， 简写成： 船七c x + k x = b 4 + a q 同样可以求得系统频率响应函数为： h ( j c o ) = 【_ m 匆2 + 钌+ 髟r k + _ ，拙】： 车轮动态法向作用力f 由传感器测得： 屯 ：x 1 3 3q 图2 6 三自由度车一台系统简图 l 门 h 而口i ( 2 - 7 ) 日砌j f = 乃+ g = 是o ( 而一g ) + 岛( 毛一雪) + ( + 掰，+ ) g ( 2 8 ) 其中乃为车轮法向力动载分量：车轮与台面之间的法向静载荷的大小必须也只能由装于台 面下方的力传感器获得，它的大小为恰为g 。 这样令彳。为动态法向作用力与法向静载的比值，那么： 1 9 、r卸拼 0 0 q 眨 一 q q + 疗y 1，j 0 o -。l ； 、，l，j 庇崩知 1，一 f 厶o 嘻+ 申请工学硕士学位论文 a 。= 三g - 1 + 叠g ( 刊+ 詈( 矗嘲 、”“ g 、” “ 对式( 2 9 ) 移项并作拉氏变换，令s = 彩得到： ( 2 9 ) g ( j w ，= 捌- k g ol ( x 州o ( y e a ) 一) + 警( 哿一，) 协 代入( 2 7 ) 式的计算结果有： 茹咖捌= 鲁而。一，) + 警而口一，) 亿- z ， 我们知道，对于线性时不变系统，当输入是稳态简谐激励时，其稳态响应也必是相同频 率的简谐输出，只是幅值和相位有所改变；这样假定输入9 为正弦信号g = g o s i i l 耐，于是 可以得到： 么。= l + q 。阮国珥s i n ( c o t + z g ( j c o ) ) ( 2 - 1 2 ) 我们定义a 。为最小动态法向力与法向静载的比值，那么显然有： 彳( 国) = m i n 0 ) = 6 嘞阮国) i ) 1 0 0 显然，对于吸收率4 有： a = m m 0 0 ) ) ( 2 1 3 ) ( 2 1 4 ) 利用m a t l a b 编制程序，下面给出三自由度( 考虑台面影响) 下计算得到的相对动载 彳。( c o ) 图，并与二自由度下理论计算曲线相比较如下； 墓 0 相对动藏帽频响应 图2 7 二自由度与三自由度下相对 动载幅频响应对比 图中实线代表基于2 自由度i 4 系统模型计算得到的彳( 功) 理论曲线，虚线代表检测台 徽点茗 申请工学硕士学位论文 简化为3 自由度条件下“检测”得到的a ( ) 曲线。我们可以看到，较之2 自由度下彳( ) 曲线有两个极小值( 分别对应了簧载与非簧载质量的共振) 而言，3 自由度下的a 。( 功) 曲线 有三个极小值，分别对应了簧载质量、非簧载质量、以及台面的共振区域，并且最小值出现 在对应于2 0 - - 2 5 h z 的台面固有频率区域，此外对应于非簧载质量共振区域的曲线段较2 自由 度彳( c o ) 曲线而言，不但产生了“移频”效应，而且其数值也增大了许多，此例下大约为1 0 个百分点。 “移频”作用容易理解，因为三自由度下轮胎质量的共振偏频是 劬=，比较二自由度条件下轮胎部分的共振偏频q = ，可以 知道4 q ，因此产生移频作用；至于两条曲线对应于轮胎质量共振区内彳( 仞) 幅值的差 异可以参考2 2 节予以解释，由于台面是一个弹性系统，它的存在使非悬挂质量的等效刚度 变为= 隐卜显然乞 k t ，也就是说由于弹性台面的耗蒯的作用等效于使 非悬挂质量的刚度减小，自然也就使非悬挂质量与悬挂质量的刚度比z 减小，2 2 节的结论 告诉我们，吸收率a 与z 密切相关，z 取值越小，吸收率彳越大，这就解释了为什z , - - 自 由度简化下得到的吸收率较二自由度理论计算的吸收率为高；实际上，使用中的谐振式悬架 检测试验台测得的吸收率值也同样遵循这个规律。 进一步分析可以知道，三自由度下“检测”得到的a 。( 国) 最小值出现在相对高频的台面 共振区，且其大小远远低于二阶共振频率下对应的a 。( 彩) 值，因此，为了避免激振信号截止 频率过高引起台面共振，从而导致测得的吸收率值大幅失真，应该保证激振信号的截止频率 不大于台面质量的共振偏频。由图2 7 可见，系统的三个谐振峰值分别出现在1 3 i - - i z ，9 8 i - i z 和2 2 i - i z ，此外，在1 5 2 0 h z 间是彳。( 缈) 大幅下降的区域，激振截止频率不应落在这一区域， 权衡结果，选取激振频率为1 5 i - i z 是较为明智的，对应的电机转速约为9 0 0 转分，我们选取 电机转速为1 0 0 0 转分。 上述分析告诉我们，检测台的参数对检测效果有极大影响，为了给予更加具体的说明， 以下就三自由度下，台面刚度、质量、阻尼的影响分别给予陈述。 2 1 申请工学硕士学位论文 2 4 1 检测台刚度氏 分别取检测台等效刚度为4 0 0 0 0 0 n m 、6 0 0 0 0 0 n m 、8 0 0 0 0 0 n m 下，观察其对二阶共振 频率处幅频响应的影响，如下图所示，台面质量取为3 0 k g ： 相对动载幅频响应 频率f i n z ) 图2 8 检测台等效刚度对彳) 的影响 图2 9 检测台刚度与吸收率、悬架共振 频率关系的拟合曲线 图2 8 可以看出，增加检测台等效刚度在一定程度上可以缩小二阶共振区处“检测”得 到的彳。( c o ) - q2 自由度下理论计算值的差异，随着的大小增加一倍，二阶频率点处“测得” 的相对接地力指数( 吸收率) 更加接近二自由度下的理论曲线；也就是说，增大k o 媚- - f l 由度下相对动载幅频响应曲线有效地逼近二自由度下的理论曲线，这正是我们优化检测台参 数所希望看到的结果，因此，检测台等效刚度应越大越好，图2 9 是根据仿真结果拟合的曲 线，可以看到检测台刚度达到1 2 0 0 0 0 0 n m 之后对吸收率及悬架共振频率的影响已趋于很小， 考虑到增大那么台面在其固有频率处的共振幅值趋于增大、动载增加，且为了维持较大刚 度需增加台面质量，而大质量的台面又需要激发与维持其运动的偏心轮和横梁导向机构有较 大的质量和刚度，这将增大制造成本，因此这里选择检测台等效刚度为1 2 0 0 0 0 0 n m 。 2 4 2 检测台质量 为了说明检测台质量对检测性能的影响，这里选用3 个不同的质量进行讨论，取肌。分 别为l o k g 、3 0 k g 、5 0 k g ，观察其对二阶共振频率处幅频响应的影响，如下图所示，台面等效 刚度取为12 0 0 0 0 0 n m ： 申请工学硕士学位论文 相对动载幅频响应 墓 ， 频率f ( h z ) 图2 1 0 检测台质量对4 徊) 的影响 季 * 馨 督 霄 z 鼍 器 嘿 黛 甓 鞲 检测台质量k g