车辆工程毕业设计22说汽车液压式主动悬架系统的设计明书.doc
车辆工程毕业设计22说汽车液压式主动悬架系统的设计明书
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车辆工程毕业设计22说汽车液压式主动悬架系统的设计明书,车辆工程毕业设计论文
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1 第 1 章 绪 论 1.1 悬架系统简介 汽车悬架是车架（车身）与车桥（车轮）之间弹性连接的部件，主要由弹性元件、导向装置及减振器三个基本部分组成 1。 原始的悬架是不能 够 进行控制调节的被动悬架，在多变环境或性能要求高且影响因素复杂的情况下，被动悬架难以满足期望的性能要求。随着电液控制、计算机技术的发展以及传感器、微处理器及液、电控制元件制造技术的提高，出现了可控的智能悬架系统，即电子控制悬架系统。 电子控制悬架系统按悬架系统结构形式分，可分为电控空气悬架系统和电控液压悬架系统两种。 1.1.1 悬架的功 能 悬架是现代汽车的重要总成之一，一般由弹性元件、阻尼元件 以 及导向机构等组成。悬架应具备的功能如下 ： 支撑车身或车体 ； 将车体与车轴弹性的连接起来，有效的抑制、衰减、隔离来自不平路面的冲击，以提供良好的乘坐舒适性 ； 传递车轮和车体间一切力与力矩，使轮胎尽量跟随着地面，尽量减弱外因引起的车身姿态变化，以提供良好的操纵稳定性。其中的乘坐舒适性和操纵稳定性是两个相互矛盾的要求。例如 ： 应用软悬架，如降低弹簧刚度，可以减小车身的加速度，满足乘坐舒适性，但同时增加了车身重心变化的幅度，加大了车轮的动载，而影响操纵稳定性，而应 用硬悬架可以限制汽车姿态变化，保证轮胎良好接地，满足操纵稳定性但同时也会破坏平顺性的要求。悬架对汽车的行驶平顺性、乘坐舒适性及操纵稳定性等多种使用性能都有很大的影响，因此悬架设计一直是汽车设计人员非常关注的问题之一。 nts 2 1.1.2 悬架的分类 按悬架工作原理不同可分为被动悬架、半主动悬架及主动悬架三种 ， 如图1.1 所示 2。 1、 被动悬架 目前在汽车上普遍采用的 悬架， 仍多为被动悬架。被动悬架概念是在 1934年由 Olley 提出的。它通常是 指：结构上只包括弹簧和阻尼器 (减振器 )的系统。传统的被动悬架虽然结构简单、 造价低廉且不消耗外部能源，但因为其参数固定，所以具有较大的局限性。主要表现在：悬架参数固定，不能随路矿改变，只能针对某种特定工况，进行参数优 化 设计；而且悬架元件仅对局部的相对运动做出响应，故限制了悬架参数的取值范围。研究表明在人体共振频率附近，振动的不适主要是由弹簧的刚度决定，而在非悬置质量共振频率附近，阻尼力起决定性作用。减小悬架刚度后对改善乘坐舒适性有利，但对改善轮胎的动载荷不利，故在被动悬架设计中需要针对这些矛盾因素选择折衷方案。由于存 在这种本质性的矛盾问题，这就必然导致设计人员无法使参数优化达到期望 的最优性能指标。所以传统被动悬架难以实现乘坐舒适性和操纵稳定性的完美结合。随着汽车速度的提高，对汽车悬架的性能也提出了越来越高的要求。 所以 在这种情况下智能悬架系统应运而生了，即基于电子控制的智能悬架系统 主动悬架，半主动悬架得了迅速发展并逐渐在轿车上应用。 nts 3 图 1.1 悬架分类 2、 主动悬架 主动悬架的思想诞生于 1955 年，由 GM 公司的 FederspielLabrosse 提出，并最先应用到雪铁龙 2cv 车型上。 1965 年， Rockwell 与 Kimica 探讨了伺服机械做主动动力吸振器的原理，为车辆主动悬架 控制系统的设计提供了理论指导。设计主动悬架意图正是为了避免被动悬架中的一些矛盾原则，它利用可控的具有随机调节参数和信号处理能力的元件代替传统悬架的元件，来达到改善汽车行驶安全性和平顺性的目的。主动悬架通常包括三部分 ： 传感器，控制器以及执行机构，并由它们与汽车系统组成闭环控制系统。其中控制器是整个系统的信息处理和管理中心，它接受来自各个传感器的信号，依据特定的数据处理方法和控制规律， 进而 决定并控制执行机构的动作 ，从而 达到改变车身的运动状态 、 满足隔振减振要求的目的 。 在整个悬架控制中，控制算法 (包括状态估计、模型 辨识以及控制规律 )是决定主动悬架系统控制质量的关键性因素。主动悬架的执行机构通常由能够产生具有一定频率宽度的力或力矩的作动器及相应的外加动力源构成。主动悬架系统目前常见的实现形式有两种，一种是当前使用较nts 4 多，通常称作并联式的主动悬架。它是在被动悬架的基础上，再增加一个驱动器，由于只需在被动悬架的基础上补充部分能量，因而消耗的能量小。当主动悬架出现故障时，它仍能按被动悬架方式工作。另一种是独立式的主动悬架。这种主动悬架是悬置质量和非悬置质量之间完全由作动器连接，并由作动器吸收和补充全部能量，该悬架的机械结构简单 ，但消耗的能量多。当主动悬架出现故障，就无法正常工作。 这也是主动悬架的缺点。 3、 半主动悬架 半主动悬架系统的概念出现得较 早 ，概念于 1937 年被 D.A.Crosby 和D.c.Karnopp 首次提出。半主动悬架旨在以接近被动悬架的造价和复杂程度来提供接近主动悬架的性能。半主动悬架系统的构造与主动悬架类似，它利用弹性元件和阻尼器并列支撑悬置质量。不同之处是半主动悬架系统中可控阻尼器代替了主动悬架的主动力作动器。一般地，由于汽车悬架弹性元件需承载车身的静载荷，因而在半主动悬架中实施刚度控制比阻尼控制困难得多，所以 对半主动悬架的研究目前大多数都只限于阻尼控制问题，利用合适的控制律，它可提供介于主动悬架和被动悬架之间的性能。半主动悬架除了需要少量能量驱动电磁阀外，并不需要外加动力源，代表了性能提高和设计简单的折衷。根据阻尼系数是连续可调还是离散可调，半主动悬架又可以分为连续可控式和分级可控式。它们的区别是连续可控式中的阻尼系数在一定的变化范围内可以连续调节，而分级可控式中只有几种阻尼系数可供选择切换。 1.2 国内、外汽车主动悬架系统发展概况 车辆主动悬架的研究在国内外，尤其在国外得到了广泛的开展，许多大学与大汽车公司 对主动悬架进行了理论与实践的研究，并取得了一些成果。对主动悬架的研究主要从两个方面展开：一是各种可能模型的主动悬架及其特性的nts 5 研究。二是控制规律的研究。采用不同的控制规律和数学模型，所获得的悬架特性是不一样的，因此采用什么样的模型和控制规律以及与之对应的悬架特性是什么，是主动悬架研究的一个重要方面 3。 国外一些发达工业国家虽然己在某些车型上应用了主动悬架的产品，但在控制算法的改进、系统稳定性的增强、性能价格比的提高等方面仍有大量工作要做。例如文献中韩国的 Han. S.-S.和 Choi. S.-B.对一种新 型的电流变 化 悬架系统进行了研究 4。国内清华大学已于 1997 年建成了主动油气悬架试验系统，但目前国内的研究尚处于悬架系统控制算法的优化设计和理论分析阶段。所以，采用合适的控制方法，研究和开发满足主动悬架这一非线性、时变系统的有效、快速、可靠、高智能度、造价合理的控制器，是主动悬架研究的重中之重。 车辆悬架振动控制系统的研究和开发是车辆动力学与控制领域的前沿课题。引入主动控制技术后的悬架是一类复杂的非线性系统，其研究进展和开发应用与机械动力学、电磁力学、流体传动与控制、测控技术、计算机技术、电子技术、材料科 学等多个学科的发展紧密相关。近年来，随着相关学科和高新技术的迅猛发展，特别是高性价比微处理器的普及，使得研究实用的主动悬架振动控制系统成为可能。 现今，汽车的舒适性和安全性越来越受人们关注。并且随着高速公路网的发展，汽车车速有了很大程度的提高，而被动悬架系统限制了汽车性能的进一步提高，现代汽车对悬架的要求除了能保证其基本性能外，还致力于提高汽车的行驶安全性和乘坐舒适性，向高附加值、高性能和高质量的方向发展。随着电子技术、传感器技术的飞速发展，以微电脑为代表的电子设备，因性能的大幅度改善和可靠性的进一步提高， 促成汽车电子装置的高可靠性、低成本和空间节省，使电子控制技术被有效地应用于包括悬架系统在内的各个部分。通过nts 6 采用电子技术来实现汽车悬架系统的控制，既能使汽车的乘坐舒适性达到令人满意的程度，又能使汽车的操纵稳定性达到最佳状态。因此，主动悬架必将是今后汽车悬架发展的方向，必将有一个光辉的前景。 1.3 课题的目的与意义 汽车在行驶时，路面的不平度会激起汽车的振动，当这种振动达到一定程度时，将使乘客感到不舒适或运载货物的损坏。对 弹簧刚度控制 ， 改变弹簧刚度，使悬架满足运动或舒适的要求。 悬架性能还会引起车身姿态发生变化 (俯仰和侧倾 )，也会使乘客感到不舒适，并且会影响行车安全。对 阻尼力控制 ， 用来提高汽车的操纵稳定性，在急转弯、急加速和紧急制动情况下，可以抑制车身姿态的变化。车高调整 ， 当汽车在起伏不平的路面行驶时，可以使车身抬高，以便于通过；在良好路面高速行驶时，可以降低车身，以减少空气助力，提高操纵稳定性。 本设计根据汽车主动悬架的工作过程和工作要求，设计一套液压式主动悬架系统，利用液压能对车辆的悬架系统的减振刚度、阻尼力强度和车身高度进行调节。 由于主动悬架能根据检测到的车辆和环境状态，主动及时地调整和产生所需悬架控制力， 使悬架处于最优的减振状态，因而，随着现代汽车车速的提高和车总体质量的减轻，有关车辆主动悬架的研究己成为世界各国汽车业瞩目的热点。悬架的设计必须满足行驶平 顺性 (Ride Comfort)和操纵稳定性 (Handling Stability)等性 能的要求。而随着汽车工业的发展，人们对汽车的舒适性、安全可靠性的要求越来越高，传统的被动悬架系统已很难满足这些要求。主动悬架系统能够根据车身高度、车速、转向角度及速率、制动等信号，由电子控制单元 (ECU)控制悬架执行机构，使悬架系统的刚度、 减振器阻尼力及车身高度等参数得以 改变。同时，由于车轮与路面之间的动载荷，还会影响到它们的附着效nts 7 果，因而会影响到汽车的操纵性、安全性及对路面的破坏；因此，研究车辆振动和受力，采取有效措施，将其控制在最低水平，对 于 改善车辆的乘座舒适性、操纵稳定性具有很重要意义。本课题通过对汽车液压式主动悬架系统的设计，可为开发研制一种新型的汽车主动悬架系统提供一条新的途径，具有一定的实际应用价值和应用前景，同时通过本设计的完成也可进一步培养学生综合运用知识的能力，培养其分析问题和解决问题的能力，增强工程设计能力。 1.4 本课题的研究内容 设计一套汽车液压式 主动悬架系统。所设计的悬架系统能根据车况进行悬架刚度和阻尼力调节、车身高度的调节。 主动悬架是一个动力驱动系统，包括测量系统、反馈控制中心、能量源和执行器四个部分。其原理是测量系统通过传感器获得车辆振动信息，传递给控制中心进行处理，进而由控制中心发出指令给能量源产生控制力，再由执行器进行控制，衰减悬架的振动。 nts 8 第 2 章 汽车液压式主动悬架系统设计 现代汽车中的悬架有两种，一种是从动悬架，另一种是主动悬架。 被动悬架即传统式的悬架， 是由弹簧、减振器 、导向机构等组成，它的功能是减弱路面传给车身 的冲击力，衰减由冲击力而引起的承载系统的振动。其中弹簧主要起减缓冲击力的作用，减振器的主要作用是衰减振动。由于这种悬架是由外力驱动而起作用的，所以称为从动悬架。 主动悬架的 控制环节中安装了能够产生抽动的装置，采用一种以力抑力的方式来抑制路面对车身的冲击力及车身的倾斜力。由于这种悬架能够自行产生作用力，因此称为主动悬架 5。 2.1 从动悬架与主动悬架的优缺点 从 动悬架设计的出发点是满足汽车平顺性和操纵稳定性之间进行折衷，对不同的使用要求，只能是在满足主要性能要求的基础上牺牲次要性能。被动悬架的优点是成本低、 有较高的可靠性。缺点是无法解决同时满足平顺性和操纵稳定性之间相矛盾的要求。 刚性较大的螺旋弹簧以使车轮保持着与路面接触的倾向，提高轮胎的抓地能力。但是这样的弊端是乘坐汽车时有较强烈的颠簸感觉。采用较软的螺旋弹簧，以适应崎岖不平的路面，提高乘坐汽车时的平稳性及舒适性 ， 但是这样的汽车操纵性较差 6。 主动悬架是由电脑控制的一种新型悬架，具有能够产生作用力的动力源，执行元件能够传递这种作用力并能连续工作，具有多种传感器并将有关数据集中到微电脑进行运算并决定控制方式。因此，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。采用主动式悬架其优点是汽车对侧倾、俯仰、横摆跳动和车身的控制都能更加迅速、精确，汽车高速行驶和转弯nts 9 的稳定性提高，车身侧倾减少。制动时车身前俯小，启动和急加速可减少后仰。即使在坏路面，车身的跳动也较少，轮胎对地面的附着力提高。缺点是装置复杂，技术要求高，价钱高昂 。 2.2 电控空气悬架系统和电控液压悬架系统 的比较 电子控制悬架系统按悬架系统结构形式分，可分为电控空气悬架系统和电控液压悬架系统两种 7。 电控主动空气悬架 系统能够根据本身的负荷情况、行驶状态和路面情况等，主动调节包括悬架系 统的阻尼力、汽车车身高度和行驶姿势、弹性元件的刚度在内的多项参数， 采用气压结构来控制车身平衡，并且空气弹簧和减震器能抵消大部份路面传递的短波和长波震动 。该系统由空气压缩机、空气干燥器、储气筒、流量控制电磁阀、前后悬架控制用电磁阀、空气弹簧和它们之间的连接管路等组成。 电控 主动 式 液压 悬架 系统 的控制形式是较先进的形式，主动悬架就属于这一类形式，它采用一种有源方式来抑制路面对车身的冲击力及车身倾斜力。 它既能 使车辆具有软弹簧般的舒适性，又能保证车辆具有良好的操纵稳定性； 对于传统的悬架系统 而言 ，一旦参数固定，在车辆行 驶过程中就无法进行调节，因此使悬架性能的进一步提高受到很大限制。目前乘用车上采用的电 液 控制悬架系统基本上具有三个功能：一是具有车高调节功能。不管车辆负载在规定范围内如何变化，都可以保证车高一定，可大大减少汽车在转向时产生的侧倾。当车辆在凸凹不平的道路上行驶时，可提高车身高度；当车身高速行驶时，又可使车身高度降低，以减小风阻并提高其操纵稳定性。二是具有衰减力调节功能。其作用是提高车辆操纵稳定性，在急转弯、急加速和紧急制动时可以抑制车辆姿势变化（ 减小 俯仰角、后仰角、侧倾角）。三是具有控制悬架系统减振力和弹性元件 的弹性或刚性系数的功能。利用弹性元件或刚性系数的变化，控nts 10 制车辆起步时的姿势。 该系统由液压源、压力控制阀、液压悬架缸、传感器、ECU 等组成。 2.3 液压 系统方案确定 根据电控 空气悬架系统和电控液压悬架系统 的比较， 两者的共同性则是能为高速行驶的车辆提供足够的稳定性，当车辆在不平路面行驶时，又能提高车身增加通过能力。但电控主动空气悬架的缺点也很明显，成本高昂、维护保养成本高。 所以对液压 式 悬架进行设计。 2.3.1 液压系统设计 特点： 1、 采用控制器控制三位四通伺服阀阀芯的位置 ， 阀芯位置决定了流出伺服阀的 压力油 的流量大小和方向，通过活塞杆上下的压力差产生主动控制力，控制器根据汽车的运动状态调整作动器作用力的大小、方向和变化速度，使汽车行驶的平顺性得以改善。 2、 液压缸与蓄能器之间安装一个阻尼孔可调的节流阀（主、副节流孔截面积不 同），根据传感器输入信号，由 ECU 处理后控制电磁阀接通主、副节流孔，起到阻尼控制。 3、 利用蓄能器的进气与排气来改变气室容积，起到刚度调节作用。 4、 车身高度传感器测得的信息输入 ECU，经处理后控制伺服阀动作，使液压缸上、下腔压力变化推动活塞上下动作，达到车身高度理想值。（如图 2.1 所示） nts 11 1-油箱； 2-粗过滤器； 3-精过滤器； 4-冷却器； 5-溢流阀； 6-单向阀； 7-压力继电 器； 8-伺服阀； 9-二位三通电磁 换 向阀； 10-蓄能器； 11-液压缸； 12-节流阀； 13-蓄能器； 14-排气阀；15-单向阀； 16-空气干燥器； 17-空气压缩机； 18-电动机； 19-压力表； 20-液压泵 。 图 2.1 液压伺服控制系统原理图 2.3.2 电控液压式主动悬架的工作原理 电子控制悬架系统按悬架系统结构形式分，可分为电控空气悬架系统和电控液压悬架系统两种。在此主要介绍电控液压悬架系统的组成和原理。 电子控制液压 式主动悬架系统由动力源、压力控制阀、液压缸、传感器、控制器（悬架控制 ECU）等组成 ，如 图 2.2 所示为电子控制液压式主动悬架简化原理图 8。 nts 12 1M-非簧载质量；2M-簧载质量；tK-轮胎刚度；sK-悬架弹簧刚度； F -作用力发生器 图 2.2 电子控制式主动 悬 架系统的简化 原理图 作为动力源的液压泵产生压力油，供给各轮的液压缸，使其独立工作。当汽车转向发生侧倾时，汽车外侧车轮液压缸的油压升高，内侧车轮液压缸的油压降低，油压信号被送至 ECU， ECU 根据此信号来控制车身侧倾。由于在车身上分别装有上下、左右、前后、车高等高精度的加速传感器，这些传感器信号送入 ECU 并经分析后，对油压进行调节，可使转向时的侧倾最小。同理，在汽车紧急制动、急加速或在恶劣路面上行驶时，液压控制系统对相应液压缸的油压进行控制，使车身姿势变化最小 9。 2.4 本章小节 本章首先 分析了从动悬架与 主动悬架的优缺点以及对 电控空气悬架系统和电控液压悬架系统 的比较。 确定了 液压系统方案， 并 设计了液压 伺服 系统结构原理图，并介绍了液压 式 主动悬架的工作原理 。 nts 13 第 3 章 车身高度调节机构设计 车高控制系统能够根据车身负载的变化自行调节，使车身高度不随乘员和货物的变化而变化，保证悬架始终都有合适的工作行程。 车高控制系统的执行机构通常由空气或油气弹簧组成，因而高度调节机构一般分为空压式与液压式两类。该车高控制系统采用液压式，执行元件为油液作动器（液压缸）， 并由 电控装置、 动力源 、 电液伺服阀、蓄能器、传感器、 ECU等组 成。 3.1 车身高度控制 的原理 1-油箱； 2-粗过滤器； 3-精过滤器 ； 4-冷却器； 5-溢流阀； 6-单向阀； 7-压 力继电器； 8-伺服阀； 9-二位三通电磁换向阀； 10-蓄 能器； 11-液 压缸； 12-压力表； 13-电动机 ； 14-液压 泵 。 图 3.1 车身高度控制系统原理图 ECU 根据车高传感器信号的变化和驾驶员选择的控制模式指令，给控制车nts 14 高的电液伺服阀发出指令。当车需要升高时，三位四通伺服阀动作，接通供油油路，液压泵供液压油进入液压缸支撑腔，车身上升。若伺服阀停止动作，液压缸支撑腔压力不变，车身维持在一定高度。 如果乘客增加而使车身高度降低时，车身高度传感器给出的信号将与 ECU 存储的车高量不符， ECU 就会发出指令，伺服阀通电打开，给液压缸支撑腔供油，直到车高达到规定的高度为止。当车身需要下降时，液压泵停止工作，三位四通伺服阀动作接通回油油路，液压油回油箱，车身下降 ，如图 3.1 所示 。 汽车正常行驶时，车高传感器没隔 0.008s 测定一次车高位置， ECU 经过 20s采集数后取平均值。车高数据被记忆下来，并与控制模式中标准车高进行比较，判断此时车高是否合适。若处于常模式，则车高应在中状态，若处于高状态，则车高应在高状态。如果 判断车高位置不适当，电液伺服阀将动作，将车身调整到适当的位置 10。 车身高度自动调节系统可实现： 1、 停车水平控制 停车后，当车上载荷减少而车身上抬时，控制系统能自动降低车身高度，以减小悬架系统负荷，改善汽车外观形象。 2、 特殊行驶工况高度控制 汽车高速行驶时，主动降低车身高度，以改善行车的操纵稳定性和液力传动特性。当汽车行驶于起伏不平度较大的路面时，主动升高车身，避免车身于地面或悬架的磕碰。 3、 自动水平控制 车身高度不受载荷影响，保持基本恒定，姿态水平，使乘坐更加平稳，前大灯光束方向保持水平， 提高行车安全。 由于车身高度控制系统的主要特点是车载变化不影响悬架工作行程，它对车辆性能改进的潜力是与车载变化成正比的。因此，这种悬架通常用于一些车载变化较大的重型货车和大型客车，也有些用于高级豪华轿车 11。 nts 15 3.2 液压缸参数的确定 假设基于 1/4 车辆模型的某型桑塔纳乘用车主动悬架的结构参数为 （图2.2） ： 1 49M Kg，2 300M Kg， 2 0 0 0 0 0 /tK N m， 1 7 0 0 0 /sK N m。 3.2.1 供油压力的选择 选择较高的供油压力，可以减小液压动力元件、液压能源装置和连接管道等部件的重量和尺寸，可以减小压缩性容积和减小油液中所含气体对体积弹性模量的影响，有利于提高液压固有频率。但执行元件主要规格尺寸减小，又不利于液压固有频率提高。 选择较低的供油压力，可以降低成本，减小泄漏、减小能量损失和温升，可以延长使用寿命，易于维护，噪声较低。在条件允许时，通常还是选用较低的供油压力。 在一般工业的伺服系统中，供油压力可在 2.5 14MPa 的范围内选取，在军用伺服系统中 可在 21 32MPa 的范围内选取。 根据以上情况及主动悬架结构参数，本文初选工作压力 6LP MPa。 3.2.2 液压缸主要参数的确定 本文选用的液压缸是双作用单杆活塞缸，液压缸的主要参数就是缸筒内径D 和活塞直径 d ，选取活塞最大行程为 200S mm 。根据负载 LF 和供油压力 LP计算液压缸的内径 D 12。 1、 对于无杆腔内径 D 4 LLFDP(3-1) 64 6 0 0 03 .1 4 6 1 0nts 16 0.0357m 式中 LF负载取 6000N ； LP液压缸工作压力 ()Pa ； 2、 对于双作用单杆活塞液压缸，其活塞缸直径 d 可根据往复运动速度比 （即面积比）来确定即： 1dD (3-2) 缸的速度比 过大会使无杆腔产生过大的背压，速度比 过小则活塞杆太细，稳定性不好。推荐液压缸的速度比 如表 3.1所示。 表 3.1 液压缸往复速度比推荐值 工作压力 P MPa 10 12.5 20 20 往复速度比 1.33 1.46 , 2 2 见 表 3-1和工作压力，选择速度比 1.33 ，则： 1dD 1 . 3 3 10 . 0 3 5 71 . 3 3 0.0178m 查阅液压设计手册，将计算所得的液压缸内经 D 和活塞杆直径 d 圆整为标准系列， 4 0 2 2D m m d m m， 。 3、 液压缸无杆腔面积1A21 4AD(3-3) 23 .1 4 0 .0 44 nts 17 421 2 .5 6 1 0 m 4、 液压缸无杆腔面积2A222 ()4A D d(3-4) 223 . 1 4 ( 0 . 0 4 0 . 0 2 2 )4428 .7 6 1 0 m 5、 导向长度 H 20 2SDH (3-5) 200 4020 230mm 6、 活塞宽度 B (0.6B 1.0)D (3-6) 36mm 7、 导向套滑动面长度 A (0.6A 1.6)D (3-7) 60mm 8、 已知： 400M Kg ； 200S mm ； 40D mm ； 22d mm ； 0.5totts ； 21 1 2 .5 6A cm ；22 8 .7 6 .A cm ； 21 0 .7AA ； 721 . 4 1 0E K g c m s 。 （ 1） 求固有频率 140 12EASM nts 18 (3-8) 74 0 1 . 4 1 0 1 2 . 5 6 1 0 . 72 0 0 4 0 0 2 2 7 2 .3 rad s 式中 M 取满载质量为 400Kg ； S 液压缸行程 ()mm ； E 油弹性模量 (Kg cm 2)s ； 有杆腔面积与无杆腔面积比 ； （ 2） 求最小加速时间mintmin 35t (3-9) 35 272.3 0.13s （ 3） 求液压缸的最大速度maxVm a x m i n()to tV S t t(3-10) 3 2 0 0 ( 0 . 5 0 . 1 3 ) 1 0 ms 0.54ms 式中 tot总循环时间 ()s ； （ 4） 求最大加速度maxam a x m a x m ina V t(3-11) 0.54 0.13 24.15 ms （ 5） 求液压缸达到最大速度时所需要的流量vqnts 19 m ax 1vq V A (3-12) ( 0 . 5 4 1 2 . 5 6 6 0 1 0 ) m i nL 4 0 .6 9 m inL （ 6） 求液压缸运动过程中需要达到的最大压力maxP， 其中： maxF Ma(3-13) 400 4.15 1660N m a x 1()P F M g A(3-14) 4( 1 6 6 0 4 0 0 9 . 8 ) 1 2 . 5 6 1 0 4.4MPa （ 7） 液压系统所需供油压力 p需m a xP P P P 需 阀 路(3-15) 4 .4 7 1 .6 13MPa 3.3 液压缸外形尺寸的 计算与校核 1、 计算缸筒的壁厚 及外径强度校验 ( 2 . 3 )y ypD cp (3-16) 31 . 5 6 4 0 1 0( 2 . 3 1 1 0 1 . 5 6 ) 1 c 31 .4 7 5 1 0 c 当 0.08D 0.3 时，按下式校验强度，即 nts 20 m a xm a x2 3pDP (3-17) 63668 1 0 4 0 1 02 1 1 0 1 0 3 6 1 0 31 .5 8 1 0 m 式中 缸体材料的许用应力 ()MPa ，取 1 1 0 M Pa ； maxp最高工作压力 ()Pa ； yp试验压力 ()MPa ，工作压 力 小于 16MPa 时， 1.5yLPP，6LP MPa ； 液压缸缸筒厚度 ()m ； D 液压缸内径 ()m ； 强度系数，对于无缝钢管， 1 ； c 壁厚公差及腐蚀的附加厚度，通常圆整到标准厚度值 ； 外径强度满足设计要求 13。 2、 缸筒外径的计算1D1 2DD(3-18) 40 2 4 48mm 式中 1D根据机械设计手册有关标准取 50mm ； 3、 液压缸油口直径的计算 d0 .1 3dD(3-19) 30 . 1 3 4 0 1 0 3 1 . 8 6 31 1 .9 7 1 0 m nts 21 取 12d mm 式中 d液压缸油口直径 ()m ； D 液压缸内径 ()m ； 液压缸最大输出速度 ( min)m ； 油口液流速度 ()ms ； 4、 缸底厚度计算 h 0 . 4 4 3 yh D p (3-20) 30 . 4 4 3 4 0 1 0 1 . 5 6 1 1 0 35 .0 7 1 0 m 取 6h mm 式中 h 缸底厚度 ()m ； D 液压缸内径 ()m ； yp试验压力 ()MPa ； 缸底材料的许用应力 ()MPa ； 5、 活塞杆直径强度及稳定性校验 活塞杆直径强度按下式校验强度，即 4LFd(3-21) 64 6 0 0 03 . 1 4 1 1 0 1 038 .3 3 1 0 m 式中 LF液压缸负载 ()N ； nts 22 缸底材料的许用应力 ()MPa ； 当安装杆长度 l 与其直径 d之比 ld10，并且杆件承受压载荷时，则需校验稳定性。液压缸承受的 压负载LF，不能大于液压缸保持工作稳定性所允许的临界负载kF。 液压缸的稳定条件为 kLkFFn(3-22) 式中 kF液压缸临界负载 ()N ； kn稳 定安全系数，通常取 2 4； 按等截面法，将活塞杆与缸体视为一个整体杆件，可按欧拉公式计算临界负载，即 ： 22 Pkn EIF L (3-23) 2 1 1 3 4321 3 . 1 4 2 . 1 1 0 3 . 1 4 ( 2 2 1 0 ) 6 4( 2 0 0 1 0 ) 45 9 .4 1 0 N 则 ： kLkFFn459.4 10441 4 .8 1 0 N 式中 pI活塞杆截面二次极矩 4()m ， d 为活塞直径 ()m 对于实心杆，64pId ； E 活塞杆材料弹性模量，对于钢材 112 .1 1 0E P a ； nts 23 n 末端条件系数， 1n ； L 活塞杆计算长度 ()m ； 所以活塞杆直径强度及稳定性校验满足强度要求。 根据机械设计手册中 DG型车辆用液压缸确定 表明外形尺寸 ，如表 3.2所示。 表 3.2 液压缸结构 尺寸 ()mm D 1D T M LM 1d 40 50 121 M20 1.5 28 20 45 36 11R XC XA F H Q LT 15 40 173 200 43 40 54 24 3.4 液压泵的选择 1、 液压缸的工作压力 P 1LFP A(3-24) 460001 2 .5 6 1 0 4.77MPa 式中 P 液压缸的工作压力 ()MPa ； LF负载取 6000N ； 1A液压缸无杆腔面积 2()m ； 2、 液压泵的工作压力pP(1.3pP 1.5)P (3-25) 7.16MPa nts 24 3、 液压缸所需流量 q 1q VA(3-26) 430 . 5 4 1 2 . 5 6 1 0 6 0 1 0 4 0 .6 9 m inL V 液压缸的最大速度 ()ms ； 4、 液压泵输出流量pq(1.1pq 1.3)q (3-27) 1.2 40.69 4 8 .8 m inL 本模型中，负载工作压力约为 5MPa ；在一般工业的伺服系统中，供油压力可在 2.5 14MPa 的范围内选取 14。 根据主动悬架结构参数，系统压力损失及摩擦力的存在，且液压阀工作在较大压差下 ， 因此将泵站油源的供油压力设为13sP MPa 。 叶片泵具有结构紧凑、运动平稳、噪声小、输油均匀以及寿命长等优点，广泛应用于中、低压液压系统中，其工作压力为 6 21MPa 。 即选择叶片泵满足设计要求 ，其 选取型号为 YB-D50 定量叶片泵。 3.5 电动机的选择 液压系统采用 YB-D50 型的叶片泵供油，驱动液压泵的电动机功率为 P电76 1 0HHPqP 电(3-28) 671 0 1 0 5 06 1 0 0 .8 5 12.74KW 即选取型号2Z-52 的电动机。 nts 25 3.6 车身 高度 传感器的选择 根据控制工程经验 ， 检测元件的精度必须高于控制系统控制精度的 4 倍以上，其响应速度则为系统频宽的 8 10 倍以上。 车身 高度 传感器安 装于车身与车桥之间，用来测量车 身与车桥的相对高度，其变化频率和幅度可反映车身的平顺性信息， 还用于车高 的 自动调节。 选择霍尔 （ HL） 信号发生器或笛黄管式信号发生器 ，利用相对位置的变化 ， 产生不同的 HL 电压信号或导通截止信号 ，使 ECU 得知车身高度差值和振频值 15。 3.7 伺服阀的选择 在电液控制系统中，电液伺服阀既起电气信号与液压信号之间的转换作用，又起信号放大作用，因此，其性能对系统的特性影响很大，是系统的核心元件16。 从第一级阀的结构型式上分，电液伺服阀主要有三种：滑阀、喷嘴挡板阀、射流管阀。 滑阀 式伺服阀放大倍数高，在多级伺服阀中常做功率放大级。但加工精度要求高，价格贵，对油液污染较敏感。 喷嘴挡板阀的优点是：结构简单，运动部分惯量小，位移小，所以反应快，精度和灵敏度高，对油液污染不太敏感。缺点是 :流量增益小，无功损耗大。故一般把它作为前置放大级。 射流管阀的优点是：构造简单，动作灵敏，不易被杂质堵塞，工作较可靠。缺点是 ： 特性不易预测，惯性大，动态响应较慢。故适用于低压，功率较小的伺服系统。 根据系统要求本文选择了力反馈式喷嘴挡板阀，其结构原理如图 3.2 所示。力反馈式喷嘴挡板阀的第一级液压放大器为双 喷嘴挡板阀，由永磁动铁式力矩nts 26 马达控制，第二级液压放大器为四通滑阀，阀芯位移通过反馈杆与衔铁挡板组件相连，构成滑阀位移力反馈回路。 在零位时，力矩马达输入差动电流 0i，衔铁在零位时，挡板在零位，两个喷嘴控制腔间没有压差，阀芯在反馈杆的作用下拨在零位。反馈弹簧杆的一端固定在挡板上，而另一端作用在阀芯上，反馈杆起到使阀芯对中的作用。当有输入电流i时，假定挡板向左偏转，左喷嘴中的压力升高而右 喷嘴的压力下降，两个喷嘴的压力差LpP作用在阀芯端面上，推动阀芯向右移动。这时的反馈弹簧杆一方面要随挡板顺时针方向偏转而向左移动，另一方面又要随阀芯向右移动而迫 使挡板回向零位。 1-力矩马达 ； 2-弹簧管 ； 3-挡板 ； 4-喷嘴 ； 5-反馈弹簧管 ； 6-阀芯 ； 7-固定节流口 ； 8-精油nts 27 滤 。 图 3.2 力反馈电液伺服阀 由图 3.2 可见，当挡板顺时针方向偏转的同时阀芯又向右移动。反馈弹簧杆将向逆时针方向弯曲变形。最终，挡板位置虽不在零位但接近于零位，两喷嘴间的压差不等于零 但也接近于零。反馈杆弯曲变形后作用于阀芯上的弹簧力与阀芯端面上的液压力平衡。衔铁上的电磁力矩与弹簧管变形时的弹簧力矩、喷嘴口液流力形成的力矩及反馈弹簧杆弯曲变形形成的力矩相平衡。挡板位移虽小而阀芯的位移量vX却可以较大 ， 伺服阀的输出流量LQ因vX较大而较大，伺服阀的线性因挡板位移 X 较小而较好。 由于主阀芯的位移 、喷嘴与挡板之间的间隙、衔铁的转角都于输入电流成正比，因此伺服阀的流量也和输入电流成正比，改变输入电流的大小与方向，也就改变了伺服阀输出流量的大小与方向。从本质上看，力反馈式电液伺服阀是闭环控制，故性能较好。 现选 QDY10 型电液伺服阀 ， 额定流量nQ(阀压降 7MPa 输出流量 )为125 minL ，其频宽 40 120Hz，额定电流 40nI mA。 3.8 伺服放大器的选择 伺服放 大器主要有两个作用：其一是电压 电流转换作用，即控制给电液伺服阀力矩马达线圈的电流；其二 是 能保持力矩马达电流在要求的安全值范围内。 伺服放大器选择与 QDY 型电液伺服阀配套的 SVA-11（ TY） 型通用伺服放大器。该伺服放大器的频宽大于 1KHz， 可近似为比例环节，其增益可调，为 15.7mAV 。 3.9 本章小节 本章主要介绍 了 车身高度调节机构的组成及工作原理， 液压缸主要参数 的nts 28 确定 ， 根据某型桑塔纳乘用车主动悬架的结构参数 计算液压缸的内径与活塞杆的直径，并对缸筒外 径和活塞杆进行强度校核， 根据液压元件主要参数的确定对 直流 电动机， 电液伺服阀、蓄能器、传感器 进行了 选择。 nts 29 第 4 章 悬架 阻尼调节机构设计 汽车液压式主动悬架对阻尼的控制是跟据汽车负荷、行车状态和路面条件控制调节节流阀阻尼孔过流截面， 进而 改变油液作动器的阻尼力实现的。通常情况下，高速行驶的汽车希望有较强的阻尼力，以利于控制车身姿态的变化。但是，当行驶于城市街道时，减弱阻尼力更有利于改善乘坐舒适性。对悬架 油液作动器阻尼力的控制，可以达到急加速时防止车身后坐、换挡过程中防止 车身冲击、制动时防止车身 “点头”以及转弯时防止车身侧倾等目的。 阻尼调节机构由 电控装置、 动力源、 电液 伺服阀、 电磁换向阀、节流阀、油液作动器 （液压缸） 等组成。 控制系统的传感器包括：车速传感器、节气门开度（燃油喷射）传感器、方向盘转角传感器、车身和悬架加速度传感器、 制动压力传感器 等 17。它们分别向控制装置 （ ECU） 提供车速、加速状况、方向盘转角和转速、车身运动状态 和汽车制动等信号， ECU 通过电磁控制节流阀改变阻尼力，以适应行驶需要。 4.1 悬架阻尼的自动调节 可调阻尼装置由执行机构和节流阀组成。执行机 构放在节流阀阀杆顶部，由 直流电机、小齿轮、扇形齿轮、挡块以及电磁线圈等组成 。 ECU 根据汽车行驶状况给直流电机和电磁线圈施加不同强度的电流，电机依靠下部的小齿轮带动扇形齿轮转动，受电磁线圈控制的挡块下端伸入扇形齿轮的凹槽中，用于限制扇形齿轮的极限转角，从而确定与扇形齿轮相连的阀杆位置，阀杆控制阀芯可在节流阀上获得不同的阻尼。 阻尼调节 控制系统原理图 ，如图 4.1 所示。 nts 30 1、 阻尼“中等”的控制过程 当 ECU 根据传感器和控制开关信号确定阻尼为“中等”状态时，控制单元向步进电机发出控制指令使其沿逆时针方向旋转，因此小齿 轮驱动扇形齿轮沿顺时针方向转动。直到扇形齿轮凹槽的一边靠在挡块上为止，即扇形齿轮顺时针转动 60 ，如图 4.2(a)所示。 1-油箱； 2-粗过滤器； 3-精过滤器 ； 4-冷却器； 5-溢流阀； 6-单向阀； 7-压 力继电器； 8-伺服阀； 9-二位三通电磁换向阀； 10-蓄 能器； 11-液 压缸； 12-节流阀； 13-压力表； 14-电动机 ；15-液压 泵。 图 4.1 阻尼调节控制系统原理图 扇形齿轮转动时 ， 将同时带动节流阀阀杆和阀芯转动 ， 阀芯上的阻尼孔也转过 nts 31 60 ，此时，打开阻尼孔 的 13截面积 ，允许液压缸油液流过节流阀的流动速度不快也不慢，因此液压缸能以缓慢速度伸缩，使阻尼处于“中等” 状态。 2、 阻尼“坚硬”的控制过程 当 ECU 根据传感器和控制开关信号确定阻尼为“坚硬”状态时，控制单元向步进电机发出控制指令使其沿顺时针方向旋转，因此小齿轮驱动扇形齿轮沿逆时针方向转动。直到扇形齿轮凹槽的另一边靠在挡块上为止 （从 “中等 ”位置开始计算，其转角约为 150 ） ，如图 4.2(c)所示 与此同时，扇形齿轮带动阀杆和阀芯转动，阀芯上的阻尼孔完全关闭，液压缸油液不能流动，因此液压缸伸缩非常缓慢，使阻尼处于 “坚硬”状态。 (a) (b) (c) (a)阻尼 “中等 ”； (b)阻尼 “柔 软 ”； (c)阻尼 “坚硬 ”。 图 4.2 扇形齿轮旋转方向和位置 3、 阻尼“柔 软 ”的控制过程 当 ECU 根据传感器和控制开关信号确定阻尼为“坚硬”状态时，控制单元向步进电机和电磁线圈发出控制指令，使步进 电机和扇形齿轮从阻尼 “中等”或“坚硬” 的极限 位置旋转到如 图 4.2(b)所示位置（从 “中等 ”的极限位置逆时针旋转 60 ，从 “坚硬 ”的极限位置顺时针旋转 90 ）接 通电磁线圈电流，其电磁吸nts 32 力将挡块吸出，使挡块进入 扇形齿轮 凹槽中间部位的一个傲坑内。与此同时，扇形齿轮带动阀杆和阀芯转 动，阀芯上的阻尼孔全部打开，允许 液压缸油液以很快的速度经过 二位三通电磁换向阀 流回油箱 ，因此液压缸 很快 伸缩，使阻尼处于 “ 柔软 ”状态。 阻尼力 越大，振动消除的越快，但也会使地面过大的冲击载荷传向车身，不利于乘坐舒适性的提高，同时，阻尼力过大还可能导致液压缸连接零件及车身（车架）的损坏。为此，针对汽车行驶特点，特对节流阀提出以下要求： 在悬架的压缩 行程（车轮与车身相互靠拢）中 ，节流阀应具有较小的阻尼力，以充分利用蓄能器和弹性元件的缓冲作用，以减小路面对车身的冲击。在悬架的伸张行 程（车轮与车身相互远离）中节流 阀应产生较大阻尼力，以迅速衰减振动。 还可以选择与位置传感器刚性连接的电液比例阀。 ECU 根据传感器信号向电液比例阀通电 流 I，通过电流 I 的大 小控制 节流阀阻尼孔通流截面积的大小，更加准确的实现阻尼控制。 4.2 节流阀阻尼孔的确定 4.2.1 节流口的流量特性公式 对于节流孔口来说，可将流量公式写成下列形式 Q KA P(4-1) nts 33 图 4.3 节流口的流量特性曲线 式中 A节 流口的通流面积 2()m ； P 节流口前、后的压差 ()Pa ； K 节流系数，由节流口形状、流体流态、流体性质等因素决定，数值由实验得出； m 由节流口形状和结构决定的指数， 0.5m l，当节流口接近于薄刃式时， m =0.5，节流口越接近于细长孔， m 就越接近于 1； 上式说明通过节流口的流量与节流口的截面积及节流口两端的压力差的 m次方成正比。它的特殊情况是 m =0.5。在阀口压力差基本恒定的条件下，调节阀口节流面积的大小，就可以调节流量的大小。节流孔口的流量 -压差特性曲线如图 4.3 所示。 4.2.2 节流口 截面积的计算 为了实现液压系统的阻尼自动调节，设计一个电磁控制的节流阀。 孔口根据长径比可分为三种：当孔口的长径 比 ld0.5 时称为薄壁孔 ； 当孔口的长径 比0.5ld4 时称为短孔； 当孔口的长径 比 ld4 时称为细长空孔。节流阀的阻尼nts 34 孔按
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