毕业设计---汽车悬架模型机械部分设计.doc

毕业设计（论文） 第 49 页目录第1章 悬架概述11.1悬架的构造11.2悬架的分类31.2.1非独立悬架与独立悬架31.2.2电子控制悬架系统4第2章 车辆模型简化及分析62.1路面不平度62.2汽车振动的简化62.3设计参数确定102.4系统性能分析112.4.1不舒适性参数112.4.2轮胎动载荷142.4.3悬架动行程16第3章 1/4悬架模型试验装置设计203.1轮胎选择203.2连接轴（杆）的设计213.3弹簧的设计243.4减振器设计253.5导向件、导轨、质量块密封定位件及轮毂轴承设计273.6总装模型313.7悬挂质量和非悬挂质量的校核32第4章 关于本悬架模型的讨论344.1悬架的振动试验344.2悬架模型的改进（半主动悬架系统）374.3半主动悬架控制策略384.4磁流变减振器394.4.1磁流变液394.4.2磁流变减振器及应用展望40结束语44致谢45参考文献46第1章 悬架概述1.1悬架的构造悬架是车架（或车身）与车桥（车轮）之间的一切传力连接装置的总称，它的功能是1）提供垂直柔度使车轮能在不平的路面上行使，并且使底盘对路面不平度隔振。2）保持车轮相对于路面有合适的转向以及外倾姿势。3）对轮胎产生的控制力作出反应控制力包括纵向（加速和制动）力、侧向（转向）力、制动及驱动力矩。4）阻止底盘侧倾。5）保持车轮与路面在最小载荷变化下的接触。 现代汽车的悬架尽管有各种不同的结构形式，但一般都由弹性元件、减振器和导向机构三部分组成。 弹性元件：使车架（或车身）与车桥（或车轮）之间做弹性联系，缓和冲击，但弹性系统受到冲击后，将产生振动。 减振器：使弹性系统产生的振动迅速衰减，并控制在乘员感到舒适的范围。 导向机构：使车轮相对于车架和车身按一定的轨迹跳动，保证汽车的行驶、操纵稳定性。 这三个组成部分分别起着：缓冲，减振和导向的作用，然而三者共同的任务则是传力。在多数的轿车和客车上，为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在悬架中还设有辅助弹性元件横向稳定器。为限制弹簧或悬架的的最大变形防止撞击车架或车身，还设有缓冲块。但悬架只要满足上述功能要求，在结构上并非一定要设置上述单独的装置不可，有时一个元件它本身就具备多个功能，例如钢板弹簧，除了作为弹性元件起缓冲作用而外，当它在汽车上纵向安置，并且一端与车架作固定铰接连接时，还能起到传递各向力和力矩，以及决定车轮运动轨迹的作用，因而就没有必要在另行设置导向机构。此外，一般钢板弹簧是多片叠成的，它本身具有一定的减振能力，因而在对减振的要求不高时，在采用钢板弹簧作为弹性元件的悬架中，也可以不装减振器。1弹性元件； 2.纵向推力杆；3.减振器；4.横向稳定器；5.横向推力杆图1.1汽车悬架结构示意图由悬架刚度和悬架弹簧支撑的质量（悬挂质量）所决定的车身自然振动频率（或称振动系统的固有频率）是影响汽车的行驶平顺性的重要性能指标之一，人体所习惯的频率是步行身体上下运动的频率，约为11.6Hz。 车身自然振动频率应当尽可能地处于或接近这一频率范围。根据力学分析，如果将汽车看成一个在弹性悬架上作单自由度振动的质量，则悬架系统的自然振动频率（固有频率）为： 其中，重力加速度；悬架垂直变形（挠度）；悬架悬挂质量； ()-悬架刚度（不一定等于弹性元件的刚度），是指使车轮中心相对车架和车身向上移动的单位距离（即使悬架产生单位垂直压缩变形）所需加于悬架上的垂直载荷。由上式可见：（1）在悬架所受垂直载荷一定时，悬架刚度愈小，则汽车自然振动频率愈低。但悬架刚度愈小，在一定载荷下悬架垂直变形就愈大，这对于悬挂质量大的货车，在结构上难以保证。故实际上货车的车身自然振动频率往往偏高，而大大超过上述理想的频率范围。（2）当悬架刚度一定时，悬挂质量愈大，则悬架垂直变形愈大，而自然振动频率愈低。故空车行驶时的车身自然振动频率要比满载行驶时的高。悬挂质量变化范围愈大，则频率变化范围也愈大。为了使悬挂质量从相当于汽车空载到满载的范围内变化时，车身自然振动频率保持不变或变化很小，就需要将悬架的刚度做成可变的，即空车时悬架刚度小，而载荷增加时，悬架的刚度随之增加。1.2悬架的分类1.2.1非独立悬架与独立悬架悬架可以分为两大类：非独立悬架和独立悬架。非独立悬架的结构特点是两侧的车轮由一根整体式车桥相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架与车架(或车身)相连。 独立悬架则是每一侧的车轮单独地通过弹性悬架与车架(或车身)相连，两侧车轮可以单独跳动，互不影响。采用独立悬架时，车桥都做成断开的。如图1.2。非独立悬架 非独立悬架图1.2非独立悬架与独立悬架示意图 在悬架系统中，减振器和弹性元件都是并联安装的。减振器的阻尼力越大，振动消减得越快，但却使并联的弹性元件的作用不能充分发挥，同时，过大的阻尼力还可能导致减振器连接零件及车架损坏。为解决弹性元件和减振器之间的这一矛盾，对减振器提出如下要求：1）在悬架压缩行程（车桥和车架互相移近的行程）内，减振器阻尼力应小，以便充分利用弹性元件的弹性，以缓和冲击。2）在悬架伸张行程内（车桥与车架相对远离的行程）内，减振器的阻尼力应大，以求迅速减振。3）当车桥（或车轮）与车架的相对速度过大时，减振器应当能自动加大液流通道面积，使阻尼力始终保持在一定的限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。1.2.2电子控制悬架系统在传统被动悬架系统上发展起来的电控悬架系统，称为主动悬架系统。它的刚度和阻尼特性能根据汽车的行驶情况（车辆的载质量、运动状态和路面状况等）进行动态自适应调节，使悬架系统始终处于最佳减振状态。主动悬架系统按其是否包含动力源可以分为全主动悬架（有源主动悬架）和半主动悬架（无源主动悬架）系统两大类。半主动悬架不考虑改变悬架的刚度，而只考虑改变悬架的阻尼，因此它无动力源且只由可控的阻尼元件组成。由于半主动悬架结构简单，工作时几乎不消耗车辆动力，而且还能获得与全主动悬架相近的性能，故有较好的应用前景。半主动悬架按阻尼级有可以分成有级式和无级式两种。（1）有级式半主动悬架 它是将悬架系统中的阻尼分为两级、三级或更多级，可由驾驶员选择或根据传感器信号自动进行选择悬架所需要的阻尼级。也就是说，可以根据路面条件（好路或坏路）和汽车的行驶状态（转弯或制动）等来调节悬架的阻尼级，使悬架适应外界环境的变化，从而可以较大幅度地提高汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。 半主动悬架中的三级阻尼可调减振器的旁路控制阀是由调节电动机来带动阀芯转动，使控制阀孔具有关闭，小开和大开3个位置，产生3个阻尼值。该减振器应用于OPEL SENTOR和OPELGA轿车上。 （2）无级式半主动悬架 它是根据汽车行驶的路面条件和行驶状态，对悬架系统的阻尼在几毫秒内由最小变到最大进行无级调节。 无级半主动微处理器从速度、位移、加速度等传感器处接受到信号，计算机出系统相适应的阻尼值，并发出控制指令给步进电动机，经阀杆调节阀门，使其改变节流孔的通道节面积，从而改变系统的阻尼。该系统虽然不必外加能源装置，但所需传感器较多，故成本仍较高。全主动悬架汇集了力学和电子学的技术知识，是一种比较复杂的高技术装置。它除了具有吸收、缓和悬架的振动冲击外，还能根据汽车载质量、路面情况、行驶车速、起动、制动、转向等不同工况的变化，自动地调整悬架的刚度、阻尼以及车身高度等，使汽车在瞬息变化的运行条件下都能获得最舒适的平顺性和最佳的操纵稳定性。但它的能耗大，成本高，结构复杂。第2章 车辆模型简化及分析2.1路面不平度通常把路面相对基准平面的高度沿道路走向的变化称为路面纵剖面曲线或路面不平度函数，是一个平稳随机过程。路面不平度是长度位移的函数，其自相关函数为： 路面的自功率谱密度函数为:。空间谱密度与空间频率（等于波长的倒数，单位为，表示每米长度中包括几个波长。）的关系可用下式表示：式中，为路面不平度系数，单位为 为频率指数，为双对数坐标上斜线的斜率，它决定路面谱功率密度的频率结构在对实测路面谱进行拟合时，通常采用下式：，为参考空间频率， 为参考空间频率下的路面谱密度值。在拟合时，为减小误差，在不同空间频率范围可选用不同的拟合系数进行分段拟合，但不应超过4段。当汽车以一定车度驶过空间频率为的路面时，输入的时间频率是和的乘积，即。于是，为行驶速度，单位为。2.2汽车振动的简化汽车是一个复杂的振动系统,应根据所分析的问题进行简化。图2.1为一个把汽车车身质量看作刚体的立体模型。汽车的悬挂质量为，它是由车身、车架及其上的总成所构成。该质量绕通过质量的横轴y的转动惯量为，悬挂质量通过减振器和悬架弹簧与车轴、车轮相连接。车轮、车轴构成的非悬挂质量为。车轮在经过具有一定弹性和阻尼的轮胎支撑在不平的路面上。在讨论汽车平顺性时，这一立体模型的车身质量主要考虑垂直，俯仰，侧倾3个自由度,4个车轮质量有4个垂直自由度,共7个自由度.当汽车对称于其纵轴且左右车辙的不平度函数,此时车身只有垂直振动和俯仰振动,这两个自由度的振动对平顺性的影响最大.图2.2为 图2.1四轮汽车立体模型 图2.2四自由度的平面模型汽车简化成4个自由度的平面模型.在这个模型中，又因轮胎阻尼较小而可以忽略不记，同时把质量，转动惯量的车身按动力学等效的条件分解为前轴上、后轴上及质心C上的3个集中、，。这3个质量由无质量的刚性杆连接，它们的大小由下述3个条件决定：（1）总质量保持不变 （2）质心位置保持不变 （3）转动惯量的值保持不变式中为绕横轴Y的回转半径， 、为车身质量部分的质心至前后轴的距离。由条件（1）、（2）、（3）得出3个集中质量分别为： 式中,为轴距。 通常，令，并称其为悬挂质量分配系数。由上面3个式子可以看出当=1时，联系质量=0。根据统计，大部分汽车的=0.81.2，即接近于1。在=1的情况下，前、后轴上的集中质量、的垂直方向运动是相互独立的。即当前轮遇到路面不平度而引起振动时，质量运动而质量不运动；反之亦然；因此，在这种特殊情况下，可以分别讨论图2.2上和前轮轴以及和后轮轴所够成的两个双质量系统的振动。如图2.3，此模型是本设计所需要的模型。由牛顿第二定律对悬挂质量和非悬挂质量列出运动方程为： 式中，悬挂质量 非悬挂质量 悬挂质量的位移 非悬挂质量的位移 路面输入的位移 悬架弹簧刚度 减振器阻尼系数 轮胎刚度图2.3二自由度的1/4车轮模型在初始条件为零下，对上两式进行拉氏变换，并整理得 （2.1）定义：，非悬挂质量与悬挂质量的比值 ，轮胎刚度与悬架弹簧刚度的比值 ，悬挂质量固有频率 ，阻尼比将（2.1）式两端除以，代入、，并令，得解得，其中，由于我们讨论的单轮模型近似为线性系统，路面输入响应的功率谱与输入的路面功率谱有如下关系： （2.2）其均方值： （2.3）这里，由于，所以只需要将的自变量进行代换即可得到。进行平顺性分析时，通常是根据路面与车速确定的路面输入谱和由悬挂系统参数求出的频率响应函数，按式（2.2）、（2.3）计算振动响应的功率谱和均方根值，由此可以分析悬挂系统参数对振动响应的影响，并根据平顺性评价指标的要求确定设计参数。2.3设计参数确定参考福特Granada轿车后悬架单轮模型参数，并根据一般轿车悬架设计要求：后悬架HZ，对于较差路面条件，取大些，一般取。福特Granada轿车后悬架单轮模型参数参数符号数值悬挂质量（kg）317.5非悬挂质量（kg）45.4悬架弹簧刚度（kN/m）22轮胎刚度（kN/m）192悬架阻尼系数C（kN.s/m）1.5这里，我们初取1.2HZ，0.32，并参考福特Granada轿车后悬架参数做适当调整（因为我们只是做一个模型），取200kg，32kg，12 kN/m，172kN/m，c1.0 kN.s/m，于是：0.16，14.33，1.23，0.32这与初选的、相差很小。2.4系统性能分析下面用MATLAB，在上述参数下对系统性能进行分析。取一差路面功率谱，并设车辆的速度为20m/s，HZ（因为对于低于0.25HZ的低频输入悬架无法滤除，而超过15HZ的输入将引起车身本身的振动，车身运动不能再假定为简单的刚体运动。）。2.4.1不舒适性参数不舒适性参数是指经ISO2631频率加权后的车身垂向加速度均方根值。车身加速度的复振幅，车身加速度度对路面输入Q的频率响应函数为：，将其代入式（2.2）即得不舒适性参数功率谱，如图2.4。图2.4 不舒适性参数功率谱利用式（2.3）的积分，可算得此时的不舒适性参数3.02另外，可绘出车身（悬挂质量）垂向加速度曲线和车轮（非悬挂质量）垂向加速度曲线，如图2.5，2.6。由图，可知它们在达到最大值时的共振频率是不一样的。其车身最大加速度7.6，车轮最大加速度4.1（车轮最大加速度47.2）2.5 车身垂向加数度曲线2.6车轮垂向加速度曲线图2.7表示了不同悬挂质量固有频率对不舒适性参数的影响，很明显随着的增大功率谱密度曲线是向右上方移动的，即不舒适性参数是增大的。由此可看出，保持悬架柔软对乘适性隔振是有利的。图2.7 不同下的不舒适性参数功率谱图2.8表示了不同阻尼比对不舒适性参数的影响，很明显随着的增大功率谱密度曲线在共振点附近是向下移的，而在远离共振点的高频阶段（310HZ）是向上移的，即不舒适性参数在共振点附近是减小大的，而在远离共振点的高频阶段是增大的。由此可看出，随着阻尼比的增大悬架对高频输入的隔振是不利的。图2.8 不同下的不舒适性参数功率谱2.4.2轮胎动载荷轮胎动载荷参数，定义为相对于静平衡位置的轮胎载荷变化的均方根值。轮胎与路面间的动载，与车轮作用于地面的静载G（悬挂质量与非悬挂质量之和的重力G）之比值称为相对动载。当时，动载变化的幅度大于静载，会出现法向载荷小于零的情况，此时车轮跳离地面。相对动载荷，于是，对路面输入Q的频率响应函数为：，将其代入式（2.2）即得轮胎动载荷功率谱，如图2.9。图2.9 轮胎动载荷功率谱利用式（2.3）的积分，可算得此时的轮胎动载荷0.46。其功率谱在不同悬挂质量固有频率和阻尼比的情况下的变化趋势与不舒适性参数功率谱一致。如图2.10，2.11。 图2.10 不同下的轮胎动载荷功率谱图2.11不同下的轮胎动载荷功率谱2.4.3悬架动行程悬架动行程参数，定义为车轮与车身的位移之差的均方根值，即的均方根值，用于描述相对于静衡位置的悬架位移变化程度。悬架动行程的频率响应函数：，其代入式（2.2）即得悬架动行程功率谱，图2.12。2.12 悬架动行程功率谱利用式（2.3）的积分，可算得此时的悬架动行程参数0.028m。由此可知，让悬架相对于静平衡位置的悬架动位移保持在99.7的时间域范围内（即3）时，所需的悬架动行程范围为0.084m（取0.9m）。因此，我们可设计悬架的最大行程为0.18m。图2.13表示了在不同悬挂质量固有频率下的悬架动行程功率谱，由图可知，在低的悬挂质量固有频率下，悬架动行程参数是增大的，这会增加撞击限位块的概率。这与较软的悬架弹簧，其动行程是较大的是相符的。图2.14表示了在不同阻尼比下的悬架动行程功率谱，在低的阻尼比下，悬架动行程参数也是增大的，也会增加撞击限位块的概率。所以，在悬挂质量固有频率一定的情况下，阻尼比应取偏大值。当然，我们在满足其它要求的情况下，可以增大和中的任一一个来使悬架动行程保持在最大行程可用范围内。图2.13 不同下的悬架动行程功率谱图2.14 不同下的悬架动行程功率谱另外，在这里我们对上述三个性能指标的分析都是假定车速20m/s，没有涉及车速变化的系统性能。但是由可以看出增加车速时系统性能的变化跟增加路面不平度（即增加）对系统性能变化的影响是一样的。它们对上述指标的影响都是增大的。第3章 1/4悬架模型试验装置设计基于上述的悬架参数200kg，32kg，12 kN/m，172kN/m，c1.0 kN.s/m，现对悬架模型试验装置进行设计。整个模型均用Solidworks建立。3.1轮胎选择由于只是一个模型的设计，用来模拟汽车悬架在各种路况输入下的响应。考虑实际汽车轮胎的尺寸和质量都教大，这里我们选用一摩托车轮胎，型号为：100/80-10，只要其刚度达到172kN/m即可。由此轮胎的规格可知以下尺寸：轮胎断面宽度：100mm轮胎断面高度：1000.880mm轮辋名义直径：2.5410254mm轮毂内连接轴孔直径约：28mm轮胎设计如图3.1：图3.1 轮胎3.2连接轴（杆）的设计本模型要设计3根连接轴，连接轴的设计要尽量做到加工简单，材料的选用要经济，应力、强度要符合要求，连接件要尽量选用标准件。这里设计2根连接板、1根轮胎轴，轮胎轴需要进行受力分析，以确认它的弯曲应力和切应力是否满足要求。连接板选用普通碳素钢，因为这类钢价格低廉，工艺性能良好，是工业上应用广泛的金属材料。其许用弯曲应力是= 40 MPa, 许用切应力= 12Mpa。轮胎轴的材料选用钢45调质，其许用弯曲应力是=200Mpa, 许用切应力=30Mpa; 这两种材料的密度=7.85g/（1）、轮胎轴在计算它的力之前，先要考虑悬架弹簧的受力T，以悬挂质量作为研究对象，仅考虑它自身受到的重力、弹簧的弹力和产生的加速度，则可以列出下列方程： 200（9.87.6）3.48N其轮胎轴受力简图，如图3.2。图 3.2于是： 3.483247.24.99N它所受的弯矩、剪力图，如图3.3，3.4。图 3.3图 3.4于是：由弯曲应力强度条件，有 0.0175m17.5mm 由切应力强度条件，有 0.021m21mm所以，轮胎轴最小的直径可以取22mm，这跟轮胎毂孔直径28mm相比是相符的，可以配合。轮胎轴的设计如图3.5。图3.5 轮胎轴（2）、连接杆及螺栓连接杆设计如图3.6，螺栓采用M12，其杆及螺栓连接强度可靠。（这里强度校核略。）图 3.6连接杆3.3弹簧的设计由于汽车厂家技术保密，难以查到轿车弹簧的具体尺寸，只能参考学校实验室用车弹簧的尺寸，选取：弹簧的刚度=12KN/m，并根据减振器的高度以及弹簧的最大受力等情况，选用圆柱螺旋弹簧，使其尺寸符合模型。弹簧的材料选取为合金弹簧钢丝60Si2Mn第类弹簧许用切应力=480Mpa，切变模量G80000MPa（1）、选取旋绕比C10，则曲度系数1.14（2）、由3.2节知，弹簧最大载荷3.48N，试算簧丝直径 0.0145m14.5mm取标准值15mm弹簧中径D150mm（3）、弹簧有效圈数，为弹簧刚度，12KN/m。 12.5（4）、弹簧变形与悬架行程的匹配弹簧的最大压缩量0.29m290mm安装后的预压缩量0.1633m163.3mm弹簧工作变形范围290163.3126.7mm其、均小于180mm，因此弹簧安装后在其悬架最大动行程180mm内是可用的，弹簧变形能与悬架动行程相匹配。（5）、间距29mm节距291544mm螺旋角每端死圈1.5圈，端面磨平，其弹簧自由高度587.5mm其安装后高度587.5163.3424.2mm（6）、为保证弹簧失稳，其压缩弹簧长细比应满足许用要求。当弹簧两端固定时，取5.3，这里的悬架弹簧即是此钟情况。3.925.3，弹簧不会失稳。弹簧设计(右旋)如图3.7。图3.7悬架弹簧3.4减振器设计减振器在伸张行程的最大卸荷力 为伸张行程阻尼系数，应使1.0 kN.s/m，取1.2KN.s/m ，为卸荷速度，取0.30m/s，于是0.36KN。减振器工作缸直径D的确定为工作缸最大允许压力，取3.5MPa，为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式取0.45。 D0.013m按照标准，并考虑一些突发情况选取减振器工作缸直径D30mm（壁厚取3mm），贮油筒直径取45mm（壁厚取2mm）。由3.3节对弹簧的设计，知减振器要能安装且能与弹簧匹配，其伸张行程最大行程应163.3mm，取165mm；压缩行程最大行程应126.7mm，取130mm。再考虑减振器活塞和阀的影响及预留行程空间，选取减振器工作缸长度为420mm。减振器设计如图3.8。图3.8 减振器3.5导向件、导轨、质量块密封定位件及轮毂轴承设计导向件的设计（这里不同于真实汽车悬架的导向装置，不考虑它对悬架系统性能的影响。）主要是要能保证减振器及弹簧的安装定位尺寸准确。根据减振器和弹簧提供的尺寸，导向件设计如图3.9。导轨的设计主要考虑悬架模型装配后，其高度是否能保证悬架在整个动行程范围内都能起到准确的导向，并且在与导向件配合工作时，摩擦阻力要尽可能小。另外是否能够跟地基进行牢固的连接。导轨设计如图3.10。质量块的设计主要是要能保证其质量满足前面设计的悬挂质量为200kg，另外其质心要尽量落在减振器和弹簧的轴心上，这样能保证其悬架工作的可靠及满足上述计算中对悬挂质量的简化。质量块设计如图3.11。密封定位件的设计主要要保证密封的可靠和定位准确。密封件参照标准（GB3452.192）选取O型橡胶密封圈453.55G，封盖及定位件设计如图3.12，3.13其中密封件就装于封盖3.13上。轮毂轴承是标准件，这里采用圆锥滚子轴承30205（GB/T29794），内径d25mm，外径D52mm，这于轮胎轴的最小直径22mm是相符的，于是取轮胎轴的直径为25mm。轴承采用反装。轮毂轴承设计如图3.14。其它，螺栓连接除减振器和轮胎采用M20外，其它都采用M12，M16连接。这里螺栓连接强度、导向件、导轨及轮毂轴承强度校核，从略，其强度都可靠。上述零部件，除标准件和已选定材料的零件外，均采用普通碳钢，并遵求构造简单、便于加工制造、拆装方便，经济的设计理念。a）上导向件b）下导向件图3.9 导向件图3.10 导轨图3.11质量块图3.12 封盖图3.13 定位件图3.14 轮毂轴承3.6总装模型装配中主要是减振器和弹簧在上导向件上的安装有些不便，为便于安装先将减振器拔长使其处于拉伸状态，在将其于上导向件进行连接定位，这样方便螺栓的联接。总装模型如图3.13。图3.13 总装模型3.7悬挂质量和非悬挂质量的校核对于悬架系统而言，悬挂质量和非悬挂质量是影响系统性能的两个非常重要的参数，我们的设计必须对其质量进行校核，这样才能保证我们所设计的系统在预期的性能范围内。具体设计零件的质量，经计算如下：（材料密度均采用普通碳素钢密度，有部分是合金钢，如弹簧。密度为7.85g/ ）轮胎轴质量：0.85kg连接杆质量（2件）：2.76kg下导向件质量：10.87kg上导向件质量：12.41kg弹簧质量：2.76kg车轮与轮胎质量：10kg（根据模型估取，因为它的材料有钢和橡胶，建模时是一起建模的不好算。）减振器质量：6.5kg（跟车轮与轮胎质量一样，是估算的。）质量块质量：191.18kg质量校核：（1）、悬挂质量为： 12.41191.18203.59kg再考虑螺栓（这里的螺栓较长）、螺母的质量最大也就208kg，这与我们前面设计的悬挂质量200kg相差不大，满足要求。（2）、非悬挂质量为： 0.852.7610.872.76106.533.74kg再考虑螺栓（这里的螺栓较短）、螺母、轴承、密封件的质量最大也就36kg，这与我们前面设计的非悬挂质量32kg相差不大，满足要求。第4章 关于本悬架模型的讨论4.1悬架的振动试验选择一振动台，如苏州东菱公司的ES-6A产品，其体技术指标如下：最大正弦激振力为6000N；随机激振力为6000N；频率范围为：1-2000Hz;最大加速度为：500m/s;最大位移为：51mm;最大负载为：300Kg;工作面直径为：230mm;另外，再选择两个位移传感器，如美国Measurement Specialties公司的产品，两个加速度传感器，如丹麦B&K公司的产品。位移传感器型号为：Schaevitz 2000DC-SE（附带产家的定位件），其量程为100mm，加速度传感器型号为4375。建立一测试系统，便可对该悬架模型的系统性能（这里主要针对平顺性）进行试验分析研究。其测试系统框图（具体测试系统方案设计较复杂，不对其进行详细设计。），如图4.1。反馈、控制振动激励传感器显示记录信号处理传输信号调理被测对 象 图4.1 测试系统框图其试验结果显示，在不同振动激励输入（即不同路况或车速）下，系统的不舒适性参数功率谱密度、轮胎动载荷功率谱密度、悬架动行程功率谱密度都是不同的。图4.2从蓝色红色绿色是振动激励增大的系统性能谱，由图可以看出它们都是随激励的增大而增大的，且增大的幅度是相当大的。这说明该系统模型在变路况和变车速行使中，它只能在一定小范围内满足系统的最佳性能，在汽车的复杂行使工况中是很难满足人们对系统性能的要求的。这是由我们悬架系统设计时选定的弹簧刚度和减振器阻尼比所决定的，这两个参数的不变性就决定了系统性能的适应能力。这也是这种定参数的被动悬架系统的局限性和缺陷，于是针对上述情况提出了变刚度和变阻尼比的主动悬架系统，能改变刚度和阻尼比其中任何一个的是半主动悬架系统，两者都能变的是全主动悬架系统。a）b）c）图4.2 路况变坏或车速提高的系统性能谱4.2悬架模型的改进（半主动悬架系统）针对上诉情况，我们将该悬架模型的减振器改为一种新型的磁流变减振器（如美国LORD公司的产品，只要其工作行程和尺寸大致跟上述的计算结果相符，就能安装上。），再加装一些控制装置，就能改装成一半主动悬架模型。其模型简图如图4.3。图4.3 半主动悬架模型根据半主动悬架模型，可写出半主动系统的运动方程如下： 其中，表示可控的阻尼力。以使车身垂向加速度和轮胎动载荷达到最小为优化目标，同时保证悬架动行程在允许范围内为约束条件，根据随机线性最优化控制，如果悬架的相对位移、车轮速度、车身速度可测，则作为有限状态反馈变量，阻尼器的控制力应为： 式中：为弹簧刚度，是与一组确定的加权系数相应的有限状态反馈增益系数，可通过梯度搜索等优化方法获得。由于半主动系统的非线性限制，其控制力应用最优化控制理论实际上并不能完全实现，因而还需增加一条附加控制律： 当 ， 当 ，即当悬架相对速度与力需求信号符号相反时，则令控制力需求信号等于最优化控制力，否则令控制需求信号为零。由以上控制规律，可设计出具体的控制方案。具体控制方案设计较复杂，不对其进行详细设计。4.3半主动悬架控制策略最早提出的半主动悬架控制方法是天棚阻尼控制方法，由于其控制算法简单，得到了广泛的应用。但天棚阻尼控制只能解决了悬架系统的舒适性而没有很好解决操纵稳定性问题。因此，目前研究的重点是改进型的天棚阻尼控制方法在半主动悬架系统中的应用。 以经典控制理论为基础的控制不需要了解被控对象的数学模型，只要根据经验进行调节器参数在线调整，即可取得满意的结果，不足的是对被控对象参数变化比较敏感，研究查表法参数控制PID和模糊控制方法在半主动悬架控制系统中应用有一定的实际的意义。 线性最优控制方法在系统建模时忽略了高阶动态环节，如车架轮胎的高阶模态以及减振器，传感器的动态特性等所得到的控制参数是根据确定的系统参数计算出来的，仅对理想的数学模型保证预期的性能。当系统参数变化到一定程度时，会使系统变得不稳定，控制参数不再使性能指标最优，有时甚至会使悬架性能恶化。而实际的悬架系统是含有许多不确定因素的非线性、时变、 高阶动力系统，难以用定常反馈系统达到预定的性能要求。所以最优控制方法在半主动悬架控制系统中应用很少。 自适应控制方法应用于汽车悬架控制系统有自校正控制和模型参考自适应控制两类控制策略。自校正控制是一种将受控对象参数在线识别与控制器参数整定想结合的控制方法，模型参考自适应控制是在外界激励条件和车辆自身参数状态发生变化时被控车辆的振动输出仍能跟踪所选定的理想参考模型。采用自适应控制的车辆悬架阻尼减振系统改善车辆的行驶特性，在德国大众汽车公司的底盘上得到了应用。 模糊控制方法在半主动悬架系统中的应用效果比常规控制方法有效，但模糊控制器的稳定性只通过一些模拟过程测试，判断其稳定性的标准还不存在；控制器只使用于一定的汽车参数；改变轮胎性能会使控制结果明显变坏；路面性质对控制效果影响较大。因此，模糊控制方法在半主动悬架控制中应用从理论上无法判定，只能通过系统实测才能确定。 神经网络是一个由大量处理单元所组成的高度并行的非线性动力系统，其特点是可学习性和并行性，故在汽车悬架振动控制中有广泛的应用前景，但神经网络不适于表达基于规则的知识，需要较长的训练时间，因此神经网络须与其他控制方法相结合构成复合控制模式，才能具有更大的实际应用。 总之，半主动悬架控制方法较多，各种方法均有利弊，综合应用各种方法开发系统控制器是发展方向，从文献分析看：日本、德国、韩国等汽车发达国家基本都是采用基于天棚阻尼控制理论，模糊控制理论和自适应控制理论为主线的复合控制策略。任何控制系统总存在不可避免的时滞，它会导致反馈控制系统预料外的失稳，出现安全极为不利的轮跳。因此在汽车半主动悬架振动控制系统开发过程中，应该结合实际车型研究和开发控制有效、实用简单、造价合理的控制器，并经过大量的实车测试才能推广应用。4.4磁流变减振器4.4.1磁流变液磁流变液是将易被磁场极化的固体颗粒按适当比例分布在较低粘度的绝缘溶剂中所形成的悬浮液。其特点是在无外加磁场时，可作为牛顿流体处理,符合牛顿流体的本构关系;在外加磁场的作用下,其流变性(应变与应力的关系)发生剧烈变化,磁流变液就会瞬间由牛顿流体转变为粘塑体,它的表观粘度变稠、粘度呈数量级提高,流体的流动阻力增加,以至于表现为具有一定屈服应力的类似于固体的本构关系,此时磁场对磁流变液材料的作用可用宾汉姆体（Bingham）本构关系进行描述: 式中:为与磁场有关的临界屈服应力,B为磁感应强度, 为磁流变液的塑性粘度, 为剪切率。当外加磁场撤去,又恢复为液态,这种现象被称为磁流变效应。实验也表明,在没有磁场作用时,磁流变液的悬浮颗粒处于随机分布；而它在强磁场作用下,悬浮颗粒沿磁场方向形成链状、柱状或更为复杂的类固体结构，如图（4.4）。图4.4 磁流变效应磁流变效应的详细机理至今尚未十分明确.但一般认为,在外磁场的作用下,分散在流体中的粒子会发生极化效应,粒子间相互作用后进一步形成呈纤维状的极化链。当无磁场作用时,粒子悬浮于母液中呈随机分布；施加磁场作用后,粒子表面出现极化现象,形成偶极子,偶极子克服热运动作用而沿磁场方向结成链状结构。一条极化链中各相邻粒子间的吸引力随外加磁场强度的增强而增加。当磁场增至一临界值时,偶极子相互作用超过热运动,使粒子热运动受缚,此时流变体便呈现固体特性。磁流变体的屈服应力值随外加磁场强度的增加而线性增加。但当达到某一饱和值后,如果再增加磁场强度,磁流变体的力学性质便会基本不变,即达到了饱和磁场下的动态屈服应力。4.4.2磁流变减振器及应用展望磁流变减振器是以磁流变体这种新型的智能材料作为减振器的工作液,并在减振器的活塞轴上缠绕电磁线圈,线圈产生的磁场作用于磁流变液,通过控制电磁线圈电流的大小来改变磁流变体的粘度,实现阻尼可调的目的。同时这种过程可用电磁铁产生磁场,而且转换过程连续、可逆、迅速,易于控制,再加上控制转换所需能耗也很小,非常适用于实时控制。根据磁流变液在减振器中的受力状态和流动形式的不同，磁流变减振器可分为流动模式、剪切模式、挤压模式及这三种基本模式的任意组合。流动模式的磁流变减振器简化结够如图4.5a，其上下极板固定不动，磁流液被限制在静止的两极之间，在压差作用下磁流变液流过极板间隙，而流动阻尼力则通过磁场强度来控制。这种结构的减振器最为简单，但同等条件下最大阻尼力较小。剪切式磁流变减振器的简化结构如图4.5b，磁极间有相对运动（移动或转动），这种运动使磁流液处于剪切状态，靠流体间的摩擦作用带动流体运动，通过改变磁场可连续改变切应力与切应变率的特性。挤压模式磁流变减振器的简化结构如图4.5c，磁极在与磁场平行的方向上移动，磁流变液处于交替拉伸、压缩状态，并发生剪切。虽然磁极的位移量较小（几毫米以下），但是产生阻力却很大，由于一个磁极要做与磁场平行的运动，所以该类减振器结构较为复杂。图4.5 磁流变减振器的基本工作模式剪切阀式磁流变减振器（如图4.6）工作原理是:阻尼器内腔充满了磁流变液,活塞在工作缸内作往复直线运动,活塞与缸体发生相对运动,挤压磁流变液迫使其流过缸体与活塞间的间隙,通过电流改变磁场,起到阻尼的作用。它工作于剪切和流动的组合模式，兼有剪切模式和流动模式的优点，具有结构简单、磁路设计比较方便、出力大等优良特性，应用前景广阔。图4.6 剪切阀式磁流变减振器原理图根据剪切阀式磁流变减振器的结构,利用平板计算模型可得阻尼力的计算公式: 式中：为磁流变液的动力粘度，为活塞受到压力的有效面积，为活塞与缸体的相对流速，为活塞的直径，为活塞的长度，为空气间隙（工作间隙）厚度。由公式可以看出剪切阀式磁流变减振器的阻尼力可以看作两项:前一项为粘性阻尼力,与流体的动力粘度和流速有关,基本反映的是普通流体的粘滞特性；后一项为库仑阻尼力,与流体的屈服剪应力有关,是磁流变减振器的可调阻尼力,反映了磁流变阻尼器特殊的电控特性。以上表明流体传动介质已经能够实现可控,介质粘度随工况的变化进行自动调节。在很小的磁场下磁流变液就能获得很高的屈服剪应力。采用这种智能材料制作的减振器具有出力大、体积小、响应快、结构简单、阻尼力连续顺逆可调、易于与计算机结合实现智能化控制等优点,可以克服传统被动减振器状态反馈量难测、主动控制力能耗大以及时滞与溢出等缺陷.因此它将成为振动控制的新一代高性能阻尼驱动装置,在车辆及土木工程等振动半主动控制领域有着很大的应用潜力。正是由于磁流变液具有如此优良的物理特性和力学特性,近几年来,应用研究较晚的磁流变液有较强劲的发展势头, LORD公司已率先将磁流变液装置商业化,提供了几种磁流变液应用器件。随着相关学科和高新技术的迅猛发展特别是高效处理器的普及，使得研究实用的半主动悬架振动控制系统成为现实。因此，今后的研究和开发方向是基于磁流变液体功能材料，开发控制有效、能耗低、造价合理的汽车悬架振动控制系统，并针对车型开发其适用系统，为此，必须解决一些基础性的理论研究问题和实际应用的技术问题。开发实用的磁流变液可控减振器，研究各种结构参数对性能的影响规律，优化结构并改善其制造工艺性。在现有的磁流变液体中选择或改进并验证最佳配方，为此，需要进行一系列减振器疲劳寿命实验和实车运行实验以验证在实际使用条件下磁流变液体的稳定性、可靠性和实用性。重点研究车轮跳动和悬架行程位置传感器，而汽车惯性传感器、方向盘转角和车速传感器选用目前已有的传感器。车轮跳动和悬架行程位置传感器采用与可调减振器融为一体的结构方式，以实现高度集成和高可靠性。智能控制器集成信号变换、CPU、驱动电路为一体