四分之一懸架模型設(shè)計

1、西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第1頁第1章懸架概述1.1懸架的構(gòu)造懸架是車架（或車身)與車橋（車輪)之間的一切傳力連接裝置的總稱，它的功能是1）提供垂直柔度使車輪能在不平的路面上行使，并且使底盤對路面不平度隔振.2)保持車輪相對于路面有合適的轉(zhuǎn)向以及外傾姿勢。3)對輪胎產(chǎn)生的控制力作出反應(yīng)控制力包括縱向（加速和制動)力、側(cè)向(轉(zhuǎn)向)力、制動及驅(qū)動力矩。4）阻止底盤側(cè)傾。5）保持車輪與路面在最小載荷變化下的接觸?，F(xiàn)代汽車的懸架盡管有各種不同的結(jié)構(gòu)形式，但一般都由彈性元件、減振器和導(dǎo)向機構(gòu)三部分組成。彈性元件：使車架（或車身）與車橋（或車輪）之間做彈性聯(lián)系，緩和沖擊，但彈性系統(tǒng)受到?jīng)_擊后，將產(chǎn)生振動

2、。減振器：使彈性系統(tǒng)產(chǎn)生的振動迅速衰減，并控制在乘員感到舒適的范圍。導(dǎo)向機構(gòu)：使車輪相對于車架和車身按一定的軌跡跳動,保證汽車的行駛、操縱穩(wěn)定性.這三個組成部分分別起著：緩沖，減振和導(dǎo)向的作用，然而三者共同的任務(wù)則是傳力。在多數(shù)的轎車和客車上，為防止車身在轉(zhuǎn)向等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜,在懸架中還設(shè)有輔助彈性元件橫向穩(wěn)定器。為限制彈簧或懸架的的最大變形防止撞擊車架或車身，還設(shè)有緩沖塊。但懸架只要滿足上述功能要求,在結(jié)構(gòu)上并非一定要設(shè)置上述單獨的裝置不可，有時一個元件它本身就具備多個功能，例如鋼板彈簧，除了作為彈性元件起緩沖作用而外,當(dāng)它在汽車上縱向安置，并且一端與車架作固定鉸接連接時，還能起到

3、傳遞各向力和力矩,以及決定車輪運動軌跡的作用，因而就沒有必要在另行設(shè)置導(dǎo)向機構(gòu).此外，一般鋼板彈簧是多片疊成的，它本身具有一定的減振能力，因而在對減振的要西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第2頁求不高時,在采用鋼板彈簧作為彈性元件的懸架中，也可以不裝減振器。1彈性元件;2?？v向推力桿;3.減振器;4。橫向穩(wěn)定器；5。橫向推力桿圖1.1汽車懸架結(jié)構(gòu)示意圖由懸架剛度和懸架彈簧支撐的質(zhì)量（懸掛質(zhì)量）所決定的車身自然振動頻率（或稱振動系統(tǒng)的固有頻率）是影響汽車的行駛平順性的重要性能指標(biāo)之一,人體所習(xí)慣的頻率是步行身體上下運動的頻率,約為11。6Hz。車身自然振動頻率應(yīng)當(dāng)盡可能地處于或接近這一頻率范圍.根據(jù)力

4、學(xué)分析,如果將汽車看成一個在彈性懸架上作單自由度振動的質(zhì)量，則懸架系統(tǒng)的自然振動頻率(固有頻率）為：n12K1M2gf其中，g重力加速度；f懸架垂直變形（撓度）；M懸架懸掛質(zhì)量；，K（Mg/f)-懸架剛度（不一定等于彈性元件的剛度）是指使車輪中心相對車架和車身向上移動的單位距離（即使懸架產(chǎn)生單位垂直壓縮變形）所需加于懸架上的垂直載荷。由上式可見：（1）在懸架所受垂直載荷一定時，懸架剛度愈小,則汽車自然振動頻率愈低。但懸架剛度愈小,在一定載荷下懸架垂直變形就愈大，這對于懸掛質(zhì)量大的貨車，在結(jié)構(gòu)上難以保證。故實際上貨車的車身自然振動頻率往往偏高，而大大超過上述理想西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第3頁

5、的頻率范圍。(2）當(dāng)懸架剛度一定時，懸掛質(zhì)量愈大,則懸架垂直變形愈大，而自然振動頻率愈低。故空車行駛時的車身自然振動頻率要比滿載行駛時的高。懸掛質(zhì)量變化范圍愈大，則頻率變化范圍也愈大。為了使懸掛質(zhì)量從相當(dāng)于汽車空載到滿載的范圍內(nèi)變化時，車身自然振動頻率保持不變或變化很小，就需要將懸架的剛度做成可變的，即空車時懸架剛度小,而載荷增加時，懸架的剛度隨之增加。1.2懸架的分類1。2.1非獨立懸架與獨立懸架懸架可以分為兩大類：非獨立懸架和獨立懸架。非獨立懸架的結(jié)構(gòu)特點是兩側(cè)的車輪由一根整體式車橋相連,車輪連同車橋一起通過彈性懸架與車架（或車身）相連。獨立懸架則是每一側(cè)的車輪單獨地通過彈性懸架與車架(或

6、車身）相連，兩側(cè)車輪可以單獨跳動，互不影響。采用獨立懸架時，車橋都做成斷開的。如圖1.2。非獨立懸架非獨立懸架圖1.2非獨立懸架與獨立懸架示意圖在懸架系統(tǒng)中,減振器和彈性元件都是并聯(lián)安裝的。減振器的阻尼力越大，振動消減得越快，但卻使并聯(lián)的彈性元件的作用不能充分發(fā)揮，同時，過大的阻尼力還可能導(dǎo)致減振器連接零件及車架損壞。為解決彈性元件和減振器之間的這一矛盾，對減振器提出如下要求：1）在懸架壓縮行程（車橋和車架互相移近的行程）內(nèi)，減振器阻尼力應(yīng)小，以便充分利用彈性元件的彈性，以緩和沖擊。2）在懸架伸張行程內(nèi)（車橋與車架相對遠(yuǎn)離的行程）內(nèi),減振器的阻尼力應(yīng)大,西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第4頁以求迅

7、速減振。3）當(dāng)車橋(或車輪）與車架的相對速度過大時，減振器應(yīng)當(dāng)能自動加大液流通道面積,使阻尼力始終保持在一定的限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷.1.2.2電子控制懸架系統(tǒng)在傳統(tǒng)被動懸架系統(tǒng)上發(fā)展起來的電控懸架系統(tǒng)，稱為主動懸架系統(tǒng)。它的剛度和阻尼特性能根據(jù)汽車的行駛情況（車輛的載質(zhì)量、運動狀態(tài)和路面狀況等）進行動態(tài)自適應(yīng)調(diào)節(jié)，使懸架系統(tǒng)始終處于最佳減振狀態(tài).主動懸架系統(tǒng)按其是否包含動力源可以分為全主動懸架（有源主動懸架）和半主動懸架(無源主動懸架）系統(tǒng)兩大類.半主動懸架不考慮改變懸架的剛度，而只考慮改變懸架的阻尼，因此它無動力源且只由可控的阻尼元件組成。由于半主動懸架結(jié)構(gòu)簡單，工作時幾乎不消

8、耗車輛動力,而且還能獲得與全主動懸架相近的性能，故有較好的應(yīng)用前景.半主動懸架按阻尼級有可以分成有級式和無級式兩種。（1）有級式半主動懸架它是將懸架系統(tǒng)中的阻尼分為兩級、三級或更多級，可由駕駛員選擇或根據(jù)傳感器信號自動進行選擇懸架所需要的阻尼級.也就是說，可以根據(jù)路面條件（好路或壞路）和汽車的行駛狀態(tài)（轉(zhuǎn)彎或制動)等來調(diào)節(jié)懸架的阻尼級，使懸架適應(yīng)外界環(huán)境的變化，從而可以較大幅度地提高汽車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。半主動懸架中的三級阻尼可調(diào)減振器的旁路控制閥是由調(diào)節(jié)電動機來帶動閥芯轉(zhuǎn)動,使控制閥孔具有關(guān)閉，小開和大開3個位置,產(chǎn)生3個阻尼值.該減振器應(yīng)用于OPELSENTOR和OPELGA轎車上

9、.（2)無級式半主動懸架它是根據(jù)汽車行駛的路面條件和行駛狀態(tài)，對懸架系統(tǒng)的阻尼在幾毫秒內(nèi)由最小變到最大進行無級調(diào)節(jié)。無級半主動微處理器從速度、位移、加速度等傳感器處接受到信號，計算機出系統(tǒng)相適應(yīng)的阻尼值，并發(fā)出控制指令給步進電動機,經(jīng)閥桿調(diào)節(jié)閥門，使其改變節(jié)流孔的通道節(jié)面積，從而改變系統(tǒng)的阻尼.該系統(tǒng)雖然不必外加能源裝置，但所需傳感器較多,故成本仍較高。全主動懸架匯集了力學(xué)和電子學(xué)的技術(shù)知識,是一種比較復(fù)雜的高技術(shù)裝置。它西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第5頁除了具有吸收、緩和懸架的振動沖擊外，還能根據(jù)汽車載質(zhì)量、路面情況、行駛車速、起動、制動、轉(zhuǎn)向等不同工況的變化，自動地調(diào)整懸架的剛度、阻尼以及

10、車身高度等，使汽車在瞬息變化的運行條件下都能獲得最舒適的平順性和最佳的操縱穩(wěn)定性。但它的能耗大，成本高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第6頁第2章車輛模型簡化及分析2.1路面不平度通常把路面相對基準(zhǔn)平面的高度q沿道路走向I的變化qI稱為路面縱剖面曲線或路面不平度函數(shù)，是一個平穩(wěn)隨機過程。路面不平度是長度位移I的函數(shù)，其自相關(guān)函數(shù)為：qIqIidIR(i)lim1T2TTT路面的自功率譜密度函數(shù)為：G(n)12R(i)ejnidi10R(i)cosnidi。在對實測路面譜進行擬合時，通常采用下式：G(n)G，n0為參考空間頻率，n0空間譜密度G(n)與空間頻率n（等于波長的倒數(shù)，單位為m

11、1，表示每米長度中包括幾個波長。）的關(guān)系可用下式表示：G(n)Gnp0式中，G為路面不平度系數(shù)，單位為m30p-為頻率指數(shù),為雙對數(shù)坐標(biāo)上斜線的斜率，它決定路面譜功率密度的頻率結(jié)構(gòu)np0G為參考空間頻率n下的路面譜密度值。在擬合時，為減小誤差，在不同空間頻率00范圍可選用不同的擬合系數(shù)進行分段擬合，但不應(yīng)超過4段。當(dāng)汽車以一定車度u駛過空間頻率為n的路面時,輸入的時間頻率f是u和n的乘積，即fun。于是,G(f)G0up1fp，u為行駛速度，單位為m/s。2。2汽車振動的簡化汽車是一個復(fù)雜的振動系統(tǒng)，應(yīng)根據(jù)所分析的問題進行簡化。圖2.1為一個把汽車車身質(zhì)量看作剛體的立體模型.汽車的懸掛質(zhì)量為m

12、，它是由車身、車架及其上的2西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第7頁總成所構(gòu)成。該質(zhì)量繞通過質(zhì)量的橫軸y的轉(zhuǎn)動慣量為I，懸掛質(zhì)量通過減振器和懸y架彈簧與車軸、車輪相連接。車輪、車軸構(gòu)成的非懸掛質(zhì)量為m。車輪在經(jīng)過具有1一定彈性和阻尼的輪胎支撐在不平的路面上.在討論汽車平順性時，這一立體模型的車身質(zhì)量主要考慮垂直，俯仰，側(cè)傾3個自由度,4個車輪質(zhì)量有4個垂直自由度，共7個自由度。當(dāng)汽車對稱于其縱軸且左右車轍的不平度函數(shù)q(I)q(I)，此時車身只有垂直12振動Z和俯仰振動,這兩個自由度的振動對平順性的影響最大。圖2.2為圖2。1四輪汽車立體模型圖2.2四自由度的平面模型汽車簡化成4個自由度的平面模型.

13、在這個模型中，又因輪胎阻尼較小而可以忽略不記，同時把質(zhì)量m，轉(zhuǎn)動慣量I的車身按動力學(xué)等效的條件分解為前軸上、后軸上2y及質(zhì)心C上的3個集中m、m，m.這3個質(zhì)量由無質(zhì)量的剛性桿連接，它們的2f2r2c大小由下述3個條件決定：（1）總質(zhì)量保持不變mmmm2f2r2c2（2）質(zhì)心位置保持不變mamb02f2r（3）轉(zhuǎn)動慣量的值保持不變Im2ma2mb2y2y2f2r式中為繞橫軸Y的回轉(zhuǎn)半徑，a、b為車身質(zhì)量部分的質(zhì)心至前后軸的距離。由y條件(1）、(2）、（3)得出3個集中質(zhì)量分別為:m2fm22yaLmm2r2西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第8頁2ybLab)mm(12c2式中，L為軸距。2yab

14、，并稱其為懸掛質(zhì)量分配系數(shù)。由上面3個式子可以看出當(dāng)=1通常，令2ymxcxKxcxKxmxcx(KK)xcxKxKq時,聯(lián)系質(zhì)量m2c=0。根據(jù)統(tǒng)計，大部分汽車的=0.81.2，即接近于1。在=1的情況下,前、后軸上的集中質(zhì)量m、m的垂直方向運動是相互獨立的。即當(dāng)前輪遇到2f2r路面不平度而引起振動時,質(zhì)量m2f運動而質(zhì)量m2r不運動；反之亦然；因此，在這種特殊情況下，可以分別討論圖2。2上m和前輪軸以及m和后輪軸所夠成的兩個2f2r雙質(zhì)量系統(tǒng)的振動。如圖2.3，此模型是本設(shè)計所需要的模型。由牛頓第二定律對懸掛質(zhì)量和非懸掛質(zhì)量列出運動方程為：.22222121.1112112221式中，m懸

15、掛質(zhì)量2m-非懸掛質(zhì)量1x-懸掛質(zhì)量的位移2x-非懸掛質(zhì)量的位移1q路面輸入的位移K懸架彈簧剛度2c減振器阻尼系數(shù)K輪胎剛度1西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第9頁圖2.3二自由度的1/4車輪模型在初始條件為零下，對上兩式進行拉氏變換，并整理得csk2（2.1)ms2csk222cskx02m1s2csk2k1x1k1Qmk定義：1，非懸掛質(zhì)量與懸掛質(zhì)量的比值m21，輪胎剛度與懸架彈簧剛度的比值k20k2,懸掛質(zhì)量固有頻率m2c/2km，阻尼比22將（2.1）式兩端除以m,代入、，并令sj，得202j2（1）x2Q2j2200j2002解得，2j22x00020010H()2H()1X2(j22)

16、2000QX2(2j22)1000Q其中，(2j22)2j2（1）(j22)200西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第10頁2000000由于我們討論的單輪模型近似為線性系統(tǒng)，路面輸入響應(yīng)的功率譜G(f)與輸入x的路面功率譜G(f)有如下關(guān)系：qG(f)H(f)2G(f)(2.2）xq其均方值：22G(f)df2H(f)2G(f)df(2。3）xq這里,由于2f,所以H(f)只需要將H()的自變量進行代換即可得到.進行平順性分析時，通常是根據(jù)路面與車速確定的路面輸入譜G(f)和由懸掛系q統(tǒng)參數(shù)求出的頻率響應(yīng)函數(shù)H(f),按式（2。2）、。3）計算振動響應(yīng)的功率譜G(f)x和均方根值，由此可以分析懸掛

17、系統(tǒng)參數(shù)對振動響應(yīng)的影響，并根據(jù)平順性評價指標(biāo)的要求確定設(shè)計參數(shù)。2.3設(shè)計參數(shù)確定參考福特Granada轎車后懸架單輪模型參數(shù)，并根據(jù)一般轎車懸架設(shè)計要求：后懸架f0.981.3HZ，0.250.35，對于較差路面條件,取大些,一般取0.3.0福特Granada轎車后懸架單輪模型參數(shù)參數(shù)符號數(shù)值懸掛質(zhì)量非懸掛質(zhì)量懸架彈簧剛度輪胎剛度懸架阻尼系數(shù)m（kg)2m（kg）1k（kN/m)2k（kN/m）1C（kN.s/m）317。545。4221921。5這里，我們初取f1。2HZ，0。32，并參考福特Granada轎車后懸架參數(shù)0做適當(dāng)調(diào)整(因為我們只是做一個模型）,取m200kg，m32kg,

18、k12kN/m，k2121西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第11頁172kN/m,c1.0kN.s/m，于是：0。16，14.33,f1.23，0.32這與初選的f、相差很小。002。4系統(tǒng)性能分析下面用MATLAB，在上述參數(shù)下對系統(tǒng)性能進行分析.取一差路面功率譜G(f)q5106u1.5f2.5，并設(shè)車輛的速度為u20m/s，f0.2515HZ(因為對于低于0.25HZ的車身加速度的復(fù)振幅X2X,車身加速度度X對路面輸入Q的頻率響應(yīng)函數(shù)為:X22XQQ低頻輸入懸架無法濾除，而超過15HZ的輸入將引起車身本身的振動，車身運動不能再假定為簡單的剛體運動。）。2.4。1不舒適性參數(shù)aw不舒適性參數(shù)a

19、是指經(jīng)ISO2631頻率加權(quán)后的車身垂向加速度均方根值.w.222.22H()，將其代入式(2.2）即得不舒適性參數(shù)功率譜，如圖22。4.圖2.4不舒適性參數(shù)功率譜西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第12頁利用式（2.3)的積分，可算得此時的不舒適性參數(shù)a3。02m/s2w另外,可繪出車身(懸掛質(zhì)量)垂向加速度曲線和車輪（非懸掛質(zhì)量）垂向加速度曲線，如圖2.5，2.6。由圖，可知它們在達(dá)到最大值時的共振頻率是不一樣的.其車身最大加速度a7。6m/s2，車輪最大加速度a4。1m/s2(車輪最大加速度a21max47.2m/s2）2。5車身垂向加數(shù)度曲線2.6車輪垂向加速度曲線西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文

20、）第13頁圖2.7表示了不同懸掛質(zhì)量固有頻率f對不舒適性參數(shù)的影響，很明顯隨著f的00增大功率譜密度曲線是向右上方移動的，即不舒適性參數(shù)a是增大的.由此可看出，w保持懸架柔軟對乘適性隔振是有利的。圖2.7不同f下的不舒適性參數(shù)功率譜0圖2。8表示了不同阻尼比對不舒適性參數(shù)的影響，很明顯隨著的增大功率譜密度曲線在共振點附近是向下移的，而在遠(yuǎn)離共振點的高頻階段（310HZ）是向上移的，即不舒適性參數(shù)a在共振點附近是減小大的，而在遠(yuǎn)離共振點的高頻階段w是增大的.由此可看出，隨著阻尼比的增大懸架對高頻輸入的隔振是不利的.西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第14頁相對動載荷F/G(11)，于是,F/G對路(m

21、m)g(1)g(1)gq(11)(1H()，將其代入式（2。2)即得輪胎動載Q(1)gQ(1)g圖2。8不同下的不舒適性參數(shù)功率譜2.4.2輪胎動載荷DTLrms輪胎動載荷參數(shù)DTL，定義為相對于靜平衡位置的輪胎載荷變化的均方根值。rms輪胎與路面間的動載Fk(qx)，F(xiàn)與車輪作用于地面的靜載G（懸掛質(zhì)量與非懸d11d掛質(zhì)量之和的重力G(mm)g)之比值稱為相對動載。當(dāng)F/G1時，動載F變12dd化的幅度大于靜載G,會出現(xiàn)法向載荷小于零的情況,此時車輪跳離地面。2(qx)q2k(qx)x11010dd12面輸入Q的頻率響應(yīng)函數(shù)為：F/G2X2d001荷功率譜，如圖2。9.西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（

22、論文）第15頁圖2.9輪胎動載荷功率譜利用式（2。3）的積分，可算得此時的輪胎動載荷DTL0。46.rms其功率譜在不同懸掛質(zhì)量固有頻率f和阻尼比的情況下的變化趨勢與不舒適0性參數(shù)功率譜一致。如圖2.10，2。11.圖2.10不同f下的輪胎動載荷功率譜0西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第16頁圖2。11不同下的輪胎動載荷功率譜2。4。3懸架動行程SWSrms懸架動行程參數(shù)SWSrms,定義為車輪與車身的位移之差的均方根值，即(xx)的12數(shù)：(XX)2H()H()，其代入式（2.2）即得懸架動行程功率譜,QQQ均方根值，用于描述相對于靜衡位置的懸架位移變化程度。懸架動行程的頻率響應(yīng)函XX12112

23、圖2。12。西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第17頁2。12懸架動行程swsrms功率譜利用式（2.3)的積分，可算得此時的懸架動行程參數(shù)swsrms0。028m.由此可知，讓懸架相對于靜平衡位置的懸架動位移保持在99.7%的時間域范圍內(nèi)（即3swsrms)時，所需的懸架動行程范圍為0。084m（取0。9m）.因此,我們可設(shè)計懸架的最大行程為0.18m。圖2.13表示了在不同懸掛質(zhì)量固有頻率f下的懸架動行程功率譜，由圖可知，0在低的懸掛質(zhì)量固有頻率f下，懸架動行程參數(shù)sws0rms是增大的,這會增加撞擊限位塊的概率。這與較軟的懸架彈簧，其動行程是較大的是相符的。圖2。14表示了在不同阻尼比下的懸架

24、動行程功率譜,在低的阻尼比下，懸架動行程參數(shù)swsrms也是增大的,也會增加撞擊限位塊的概率.所以，在懸掛質(zhì)量固有頻率f一定的情況下，阻尼比應(yīng)取偏大值。當(dāng)然,我們在滿足其它要求的情況下，可0以增大f和中的任一一個來使懸架動行程保持在最大行程可用范圍內(nèi).0西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第18頁圖2.13不同f下的懸架動行程功率譜0圖2.14不同下的懸架動行程功率譜另外，在這里我們對上述三個性能指標(biāo)的分析都是假定車速u20m/s，沒有涉西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第19頁及車速變化的系統(tǒng)性能。但是由G(f)G0up1fp可以看出增加車速u時系統(tǒng)性能的變化跟增加路面不平度（即增加G)對系統(tǒng)性能變化的影

25、響是一樣的。它們對上述指標(biāo)0的影響都是增大的.西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第20頁第3章1/4懸架模型試驗裝置設(shè)計基于上述的懸架參數(shù)m200kg，m32kg,k12kN/m，k172kN/m，c1。21210kN。s/m，現(xiàn)對懸架模型試驗裝置進行設(shè)計。整個模型均用Solidworks建立。3.1輪胎選擇由于只是一個模型的設(shè)計，用來模擬汽車懸架在各種路況輸入下的響應(yīng)?？紤]實際汽車輪胎的尺寸和質(zhì)量都教大，這里我們選用一摩托車輪胎，型號為:100/80-10，只要其剛度達(dá)到172kN/m即可。由此輪胎的規(guī)格可知以下尺寸：輪胎斷面寬度：100mm輪胎斷面高度：1000。880mm輪輞名義直徑：2。54

26、10254mm輪轂內(nèi)連接軸孔直徑約：28mm輪胎設(shè)計如圖3.1：圖3.1輪胎西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第21頁3。2連接軸（桿)的設(shè)計本模型要設(shè)計3根連接軸,連接軸的設(shè)計要盡量做到加工簡單，材料的選用要經(jīng)濟，應(yīng)力、強度要符合要求，連接件要盡量選用標(biāo)準(zhǔn)件.這里設(shè)計2根連接板、1根輪胎軸,輪胎軸需要進行受力分析，以確認(rèn)它的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力是否滿足要求。連接板選用普通碳素鋼，因為這類鋼價格低廉，工藝性能良好,是工業(yè)上應(yīng)用廣泛的金屬材料。其許用彎曲應(yīng)力是=40MPa,許用切應(yīng)力=12Mpa。輪胎軸的材料選用鋼45調(diào)質(zhì)，其許用彎曲應(yīng)力是=200Mpa,許用切應(yīng)力=30Mpa;這兩種材料的密度=7.85

27、g/cm3（1)、輪胎軸在計算它的力之前，先要考慮懸架彈簧的受力T，以懸掛質(zhì)量作為研究對象,僅考慮它自身受到的重力、彈簧的彈力和產(chǎn)生的加速度，則可以列出下列方程：Tmgma222Tm(ga)22200（9。87。6）3.48103N其輪胎軸受力簡圖，如圖3。2。圖3。2于是:NTma11NTma113.481033247。24.99103N它所受的彎矩、剪力圖，如圖3。3，3。4.西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第22頁圖3。3圖3.4于是：由彎曲應(yīng)力強度條件，有maxmaxM32Mmaxwd33d332Mmax32104.43.142001060.0175m17。5mm由切應(yīng)力強度條件，有max

28、4Fsd0.021m21mm333.14121016Fs3A3d216F163.25103s6西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第23頁所以，輪胎軸最小的直徑可以取22mm，這跟輪胎轂孔直徑28mm相比是相符的，可以配合.輪胎軸的設(shè)計如圖3.5.圖3。5輪胎軸（2）、連接桿及螺栓連接桿設(shè)計如圖3。6，螺栓采用M12，其桿及螺栓連接強度可靠。(這里強度校核略。）圖3.6連接桿曲度系數(shù)K4C11.14maxT3。48103N，試算簧絲直徑西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第24頁3.3彈簧的設(shè)計由于汽車廠家技術(shù)保密，難以查到轎車彈簧的具體尺寸，只能參考學(xué)校實驗室用車彈簧的尺寸，選?。簭椈傻膭偠萲=12KN/m

29、,并根據(jù)減振器的高度以及彈簧的最大受力等情況，選用圓柱螺旋彈簧，使其尺寸符合模型。彈簧的材料選取為合金彈簧鋼絲60Si2Mn第類彈簧許用切應(yīng)力=480Mpa，切變模量G80000MPa（1）、選取旋繞比C10，則0.6154C4C（2）、由3.2節(jié)知，彈簧最大載荷Fmax1.6d1.6KCF1.14103.48103480106n12。50.0145m14.5mm取標(biāo)準(zhǔn)值d15mm彈簧中徑DCd150mm（3）、彈簧有效圈數(shù)nGd，k為彈簧剛度，k12KN/m。8kC38000010615103812103103（4）、彈簧變形與懸架行程的匹配max彈簧的最大壓縮量maxF3.48103k12

30、1030。29m290mmmg2009.8安裝后的預(yù)壓縮量20.1633m163。3mmk12103彈簧工作變形范圍max290163。3126.7mm其、均小于180mm，因此彈簧安裝后在其懸架最大動行程180mm內(nèi)是可用的，彈簧變形能與懸架動行程相匹配.0.8n（5)、間距max2900.812.529mm節(jié)距pd291544mm螺旋角arctanparctan5.34西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第25頁44D3.14150每端死圈1。5圈，端面磨平，其彈簧自由高度Hpn2d4412.52.515587。5mm0其安裝后高度HH587.5163.3424。2mm0（6）、為保證彈簧失穩(wěn)，其

31、壓縮彈簧長細(xì)比應(yīng)滿足許用要求.當(dāng)彈簧兩端固定時，取b5.3，這里的懸架彈簧即是此鐘情況。bH0587.5D1503。925。3，彈簧不會失穩(wěn).彈簧設(shè)計（右旋）如圖3。7。圖3。7懸架彈簧3.4減振器設(shè)計減振器在伸張行程的最大卸荷力Fcv0sxc為伸張行程阻尼系數(shù)，應(yīng)使cc1.0kN。s/m，取c1。2KN.s/m，v為sssx卸荷速度，取0。30m/s，于是F0.36KN.0D4F0西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第26頁減振器工作缸直徑D的確定p(12)p為工作缸最大允許壓力，取3.5MPa,為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式取0.45.D43600.013m3.143.5106(10.452)按

32、照標(biāo)準(zhǔn)，并考慮一些突發(fā)情況選取減振器工作缸直徑D30mm（壁厚取3mm），貯油筒直徑取D1.5D45mm(壁厚取2mm）.c由3.3節(jié)對彈簧的設(shè)計，知減振器要能安裝且能與彈簧匹配，其伸張行程最大行程應(yīng)163。3mm,取165mm;壓縮行程最大行程應(yīng)126.7mm,取130mm。再考慮減振器活塞和閥的影響及預(yù)留行程空間，選取減振器工作缸長度為420mm。減振器設(shè)計如圖3.8。圖3。8減振器西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第27頁3.5導(dǎo)向件、導(dǎo)軌、質(zhì)量塊密封定位件及輪轂軸承設(shè)計導(dǎo)向件的設(shè)計（這里不同于真實汽車懸架的導(dǎo)向裝置,不考慮它對懸架系統(tǒng)性能的影響。）主要是要能保證減振器及彈簧的安裝定位尺寸準(zhǔn)確

33、。根據(jù)減振器和彈簧提供的尺寸，導(dǎo)向件設(shè)計如圖3。9。導(dǎo)軌的設(shè)計主要考慮懸架模型裝配后，其高度是否能保證懸架在整個動行程范圍內(nèi)都能起到準(zhǔn)確的導(dǎo)向，并且在與導(dǎo)向件配合工作時，摩擦阻力要盡可能小。另外是否能夠跟地基進行牢固的連接。導(dǎo)軌設(shè)計如圖3.10.質(zhì)量塊的設(shè)計主要是要能保證其質(zhì)量滿足前面設(shè)計的懸掛質(zhì)量為200kg，另外其質(zhì)心要盡量落在減振器和彈簧的軸心上,這樣能保證其懸架工作的可靠及滿足上述計算中對懸掛質(zhì)量的簡化.質(zhì)量塊設(shè)計如圖3.11.密封定位件的設(shè)計主要要保證密封的可靠和定位準(zhǔn)確。密封件參照標(biāo)準(zhǔn)（GB3452。192)選取O型橡膠密封圈453。55G，封蓋及定位件設(shè)計如圖3.12，3。13其

34、中密封件就裝于封蓋3。13上。輪轂軸承是標(biāo)準(zhǔn)件，這里采用圓錐滾子軸承30205（GB/T29794），內(nèi)徑d25mm，外徑D52mm，這于輪胎軸的最小直徑22mm是相符的，于是取輪胎軸的直徑為25mm。軸承采用反裝.輪轂軸承設(shè)計如圖3.14。其它，螺栓連接除減振器和輪胎采用M20外，其它都采用M12，M16連接。這里螺栓連接強度、導(dǎo)向件、導(dǎo)軌及輪轂軸承強度校核，從略，其強度都可靠。上述零部件,除標(biāo)準(zhǔn)件和已選定材料的零件外，均采用普通碳鋼，并遵求構(gòu)造簡單、便于加工制造、拆裝方便，經(jīng)濟的設(shè)計理念.西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第28頁a）上導(dǎo)向件b）下導(dǎo)向件圖3.9導(dǎo)向件西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）

35、第29頁圖3。10導(dǎo)軌圖3.11質(zhì)量塊西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第30頁圖3。12封蓋圖3.13定位件西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第31頁圖3。14輪轂軸承3.6總裝模型裝配中主要是減振器和彈簧在上導(dǎo)向件上的安裝有些不便,為便于安裝先將減振器拔長使其處于拉伸狀態(tài)，在將其于上導(dǎo)向件進行連接定位，這樣方便螺栓的聯(lián)接?？傃b模型如圖3。13。西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第32頁圖3。13總裝模型3。7懸掛質(zhì)量和非懸掛質(zhì)量的校核對于懸架系統(tǒng)而言，懸掛質(zhì)量和非懸掛質(zhì)量是影響系統(tǒng)性能的兩個非常重要的參數(shù),我們的設(shè)計必須對其質(zhì)量進行校核，這樣才能保證我們所設(shè)計的系統(tǒng)在預(yù)期的性能范圍內(nèi)。具體設(shè)計零件的質(zhì)量,經(jīng)

36、計算如下：（材料密度均采用普通碳素鋼密度,有部分是合金鋼,如彈簧.密度為7.85g/cm3)西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第33頁輪胎軸質(zhì)量:m0.85kg1連接桿質(zhì)量(2件）：m2.76kg2下導(dǎo)向件質(zhì)量:m10.87kg3上導(dǎo)向件質(zhì)量：m12.41kg4彈簧質(zhì)量：m2。76kg5車輪與輪胎質(zhì)量：m10kg（根據(jù)模型估取，因為它的材料有鋼和橡膠，建模6時是一起建模的不好算。)減振器質(zhì)量:m6.5kg(跟車輪與輪胎質(zhì)量一樣，是估算的。)7質(zhì)量塊質(zhì)量：m191.18kg8質(zhì)量校核:(1）、懸掛質(zhì)量為:Mmm12。41191。18203.59kg248再考慮螺栓(這里的螺栓較長)、螺母的質(zhì)量最大也就

37、208kg，這與我們前面設(shè)計的懸掛質(zhì)量200kg相差不大，滿足要求.（2）、非懸掛質(zhì)量為：Mmmmmmm11235670.852.7610。872.76106.533.74kg再考慮螺栓(這里的螺栓較短)、螺母、軸承、密封件的質(zhì)量最大也就36kg,這與我們前面設(shè)計的非懸掛質(zhì)量32kg相差不大，滿足要求。西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第34頁第4章關(guān)于本懸架模型的討論4.1懸架的振動試驗選擇一振動臺，如蘇州東菱公司的ES-6A產(chǎn)品，其體技術(shù)指標(biāo)如下：最大正弦激振力為6000N；隨機激振力為6000N；頻率范圍為:1-2000Hz；最大加速度為：500m/s；最大位移為:51mm；最大負(fù)載為：300

38、Kg；工作面直徑為：230mm；另外,再選擇兩個位移傳感器，如美國MeasurementSpecialties公司的產(chǎn)品，兩個加速度傳感器，如丹麥B&K公司的產(chǎn)品.位移傳感器型號為:Schaevitz2000DC-SE（附帶產(chǎn)家的定位件），其量程為100mm，加速度傳感器型號為4375.建立一測試系統(tǒng),便可對該懸架模型的系統(tǒng)性能（這里主要針對平順性）進行試驗分析研究。其測試系統(tǒng)框圖(具體測試系統(tǒng)方案設(shè)計較復(fù)雜,不對其進行詳細(xì)設(shè)計。），如圖4。1。信信顯被測對象傳感器號調(diào)理傳輸號處理示記錄振動激勵反饋、控制圖4.1測試系統(tǒng)框圖西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第35頁其試驗結(jié)果顯示，在不同振動激勵輸入

39、（即不同路況或車速）下,系統(tǒng)的不舒適性參數(shù)功率譜密度、輪胎動載荷功率譜密度、懸架動行程功率譜密度都是不同的.圖4。2從藍(lán)色紅色綠色是振動激勵增大的系統(tǒng)性能譜,由圖可以看出它們都是隨激勵的增大而增大的，且增大的幅度是相當(dāng)大的。這說明該系統(tǒng)模型在變路況和變車速行使中，它只能在一定小范圍內(nèi)滿足系統(tǒng)的最佳性能，在汽車的復(fù)雜行使工況中是很難滿足人們對系統(tǒng)性能的要求的。這是由我們懸架系統(tǒng)設(shè)計時選定的彈簧剛度和減振器阻尼比所決定的，這兩個參數(shù)的不變性就決定了系統(tǒng)性能的適應(yīng)能力。這也是這種定參數(shù)的被動懸架系統(tǒng)的局限性和缺陷，于是針對上述情況提出了變剛度和變阻尼比的主動懸架系統(tǒng)，能改變剛度和阻尼比其中任何一個的

40、是半主動懸架系統(tǒng)，兩者都能變的是全主動懸架系統(tǒng)。a）西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第36頁b）c）圖4。2路況變壞或車速提高的系統(tǒng)性能譜西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第37頁4.2懸架模型的改進（半主動懸架系統(tǒng)）針對上訴情況，我們將該懸架模型的減振器改為一種新型的磁流變減振器（如美國LORD公司的產(chǎn)品，只要其工作行程和尺寸大致跟上述的計算結(jié)果相符,就能安裝上。），再加裝一些控制裝置，就能改裝成一半主動懸架模型。其模型簡圖如圖4。3。mz1K(xz)K(zz)Umz2K(zz)UUK(zz)KzKzK(zz)l112圖4.3半主動懸架模型根據(jù)半主動懸架模型，可寫出半主動系統(tǒng)的運動方程如下：.wt01

41、s12.bs12其中，U表示可控的阻尼力。以使車身垂向加速度和輪胎動載荷達(dá)到最小為優(yōu)化目標(biāo)，同時保證懸架動行程在允許范圍內(nèi)為約束條件，根據(jù)隨機線性最優(yōu)化控制，如果懸架的相對位移、車輪速度、車身速度可測,則作為有限狀態(tài)反饋變量,阻尼器的控制力應(yīng)為：.2l21l3s12式中：K為彈簧剛度,KK是與一組確定的加權(quán)系數(shù)相應(yīng)的有限狀態(tài)反饋增sl1l3益系數(shù)，可通過梯度搜索等優(yōu)化方法獲得。由于半主動系統(tǒng)的非線性限制,其控制力U應(yīng)用最優(yōu)化控制理論實際上并不能完全實現(xiàn),因而還需增加一條附加控制律：西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第38頁當(dāng)（zz）U0，UU.12opt當(dāng)（zz）U0，U0.12即當(dāng)懸架相對速度與力

42、需求信號符號相反時，則令控制力需求信號等于最優(yōu)化控制力Uopt，否則令控制需求信號為零。由以上控制規(guī)律,可設(shè)計出具體的控制方案。具體控制方案設(shè)計較復(fù)雜，不對其進行詳細(xì)設(shè)計.4.3半主動懸架控制策略最早提出的半主動懸架控制方法是天棚阻尼控制方法，由于其控制算法簡單，得到了廣泛的應(yīng)用。但天棚阻尼控制只能解決了懸架系統(tǒng)的舒適性而沒有很好解決操縱穩(wěn)定性問題。因此，目前研究的重點是改進型的天棚阻尼控制方法在半主動懸架系統(tǒng)中的應(yīng)用。以經(jīng)典控制理論為基礎(chǔ)的控制不需要了解被控對象的數(shù)學(xué)模型,只要根據(jù)經(jīng)驗進行調(diào)節(jié)器參數(shù)在線調(diào)整，即可取得滿意的結(jié)果，不足的是對被控對象參數(shù)變化比較敏感，研究查表法參數(shù)控制PID和模

43、糊控制方法在半主動懸架控制系統(tǒng)中應(yīng)用有一定的實際的意義。線性最優(yōu)控制方法在系統(tǒng)建模時忽略了高階動態(tài)環(huán)節(jié)，如車架輪胎的高階模態(tài)以及減振器，傳感器的動態(tài)特性等所得到的控制參數(shù)是根據(jù)確定的系統(tǒng)參數(shù)計算出來的，僅對理想的數(shù)學(xué)模型保證預(yù)期的性能.當(dāng)系統(tǒng)參數(shù)變化到一定程度時,會使系統(tǒng)變得不穩(wěn)定,控制參數(shù)不再使性能指標(biāo)最優(yōu)，有時甚至?xí)箲壹苄阅軔夯?。而實際的懸架系統(tǒng)是含有許多不確定因素的非線性、時變、高階動力系統(tǒng)，難以用定常反饋系統(tǒng)達(dá)到預(yù)定的性能要求.所以最優(yōu)控制方法在半主動懸架控制系統(tǒng)中應(yīng)用很少.自適應(yīng)控制方法應(yīng)用于汽車懸架控制系統(tǒng)有自校正控制和模型參考自適應(yīng)控制兩類控制策略。自校正控制是一種將受控對象參

44、數(shù)在線識別與控制器參數(shù)整定想結(jié)合的控制方法，模型參考自適應(yīng)控制是在外界激勵條件和車輛自身參數(shù)狀態(tài)發(fā)生變化時被控車輛的振動輸出仍能跟蹤所選定的理想?yún)⒖寄Ｐ?。采用自適應(yīng)控制的車輛懸架阻尼減振系統(tǒng)改善車輛的行駛特性，在德國大眾汽車公司的底盤上得到了應(yīng)用。模糊控制方法在半主動懸架系統(tǒng)中的應(yīng)用效果比常規(guī)控制方法有效，但模糊控制西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第39頁器的穩(wěn)定性只通過一些模擬過程測試，判斷其穩(wěn)定性的標(biāo)準(zhǔn)還不存在；控制器只使用于一定的汽車參數(shù);改變輪胎性能會使控制結(jié)果明顯變壞；路面性質(zhì)對控制效果影響較大。因此，模糊控制方法在半主動懸架控制中應(yīng)用從理論上無法判定，只能通過系統(tǒng)實測才能確定。神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)

45、是一個由大量處理單元所組成的高度并行的非線性動力系統(tǒng),其特點是可學(xué)習(xí)性和并行性，故在汽車懸架振動控制中有廣泛的應(yīng)用前景,但神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)不適于表達(dá)基于規(guī)則的知識，需要較長的訓(xùn)練時間,因此神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)須與其他控制方法相結(jié)合構(gòu)成復(fù)合控制模式，才能具有更大的實際應(yīng)用?？傊?，半主動懸架控制方法較多，各種方法均有利弊，綜合應(yīng)用各種方法開發(fā)系統(tǒng)控制器是發(fā)展方向,從文獻分析看：日本、德國、韓國等汽車發(fā)達(dá)國家基本都是采用基于天棚阻尼控制理論，模糊控制理論和自適應(yīng)控制理論為主線的復(fù)合控制策略。任何控制系統(tǒng)總存在不可避免的時滯，它會導(dǎo)致反饋控制系統(tǒng)預(yù)料外的失穩(wěn)，出現(xiàn)安全極為不利的輪跳。因此在汽車半主動懸架振動控制系統(tǒng)開發(fā)過

46、程中，應(yīng)該結(jié)合實際車型研究和開發(fā)控制有效、實用簡單、造價合理的控制器,并經(jīng)過大量的實車測試才能推廣應(yīng)用。4.4磁流變減振器4.4.1磁流變液磁流變液是將易被磁場極化的固體顆粒按適當(dāng)比例分布在較低粘度的絕緣溶劑中所形成的懸浮液.其特點是在無外加磁場時，可作為牛頓流體處理,符合牛頓流體的本構(gòu)關(guān)系；在外加磁場的作用下，其流變性（應(yīng)變與應(yīng)力的關(guān)系）發(fā)生劇烈變化,磁流變液就會瞬間由牛頓流體轉(zhuǎn)變?yōu)檎乘荏w,它的表觀粘度變稠、粘度呈數(shù)量級提高，流體的流動阻力增加，以至于表現(xiàn)為具有一定屈服應(yīng)力的類似于固體的本構(gòu)關(guān)系,此時磁場對磁流變液材料的作用可用賓漢姆體（Bingham)本構(gòu)關(guān)系進行描述:(B)sgn(v)v

47、()yyv0()y式中：為與磁場有關(guān)的臨界屈服應(yīng)力，B為磁感應(yīng)強度,為磁流變液的塑性粘度,y西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第40頁v為剪切率。當(dāng)外加磁場撤去，又恢復(fù)為液態(tài),這種現(xiàn)象被稱為磁流變效應(yīng)。實驗也表明,在沒有磁場作用時，磁流變液的懸浮顆粒處于隨機分布；而它在強磁場作用下，懸浮顆粒沿磁場方向形成鏈狀、柱狀或更為復(fù)雜的類固體結(jié)構(gòu)，如圖(4。4）。圖4.4磁流變效應(yīng)磁流變效應(yīng)的詳細(xì)機理至今尚未十分明確.但一般認(rèn)為，在外磁場的作用下,分散在流體中的粒子會發(fā)生極化效應(yīng)，粒子間相互作用后進一步形成呈纖維狀的極化鏈。當(dāng)無磁場作用時，粒子懸浮于母液中呈隨機分布；施加磁場作用后，粒子表面出現(xiàn)極化現(xiàn)象，形成

48、偶極子,偶極子克服熱運動作用而沿磁場方向結(jié)成鏈狀結(jié)構(gòu)。一條極化鏈中各相鄰粒子間的吸引力隨外加磁場強度的增強而增加.當(dāng)磁場增至一臨界值時，偶極子相互作用超過熱運動，使粒子熱運動受縛,此時流變體便呈現(xiàn)固體特性。磁流變體的屈服應(yīng)力值隨外加磁場強度的增加而線性增加。但當(dāng)達(dá)到某一飽和值后,如果再增加磁場強度，磁流變體的力學(xué)性質(zhì)便會基本不變,即達(dá)到了飽和磁場下的動態(tài)屈服應(yīng)力。4.4.2磁流變減振器及應(yīng)用展望磁流變減振器是以磁流變體這種新型的智能材料作為減振器的工作液，并在減振器的活塞軸上纏繞電磁線圈，線圈產(chǎn)生的磁場作用于磁流變液，通過控制電磁線圈電流的大小來改變磁流變體的粘度,實現(xiàn)阻尼可調(diào)的目的。同時這種

49、過程可用電磁鐵產(chǎn)生磁場，而且轉(zhuǎn)換過程連續(xù)、可逆、迅速，易于控制，再加上控制轉(zhuǎn)換所需能耗也很小,非常適用于實時控制。根據(jù)磁流變液在減振器中的受力狀態(tài)和流動形式的不同，磁流變減振器可分為流西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第41頁動模式、剪切模式、擠壓模式及這三種基本模式的任意組合。流動模式的磁流變減振器簡化結(jié)夠如圖4。5a，其上下極板固定不動，磁流液被限制在靜止的兩極之間，在壓差作用下磁流變液流過極板間隙,而流動阻尼力則通過磁場強度來控制.這種結(jié)構(gòu)的減振器最為簡單，但同等條件下最大阻尼力較小。剪切式磁流變減振器的簡化結(jié)構(gòu)如圖4.5b，磁極間有相對運動（移動或轉(zhuǎn)動），這種運動使磁流液處于剪切狀態(tài)，靠流體

50、間的摩擦作用帶動流體運動，通過改變磁場可連續(xù)改變切應(yīng)力與切應(yīng)變率的特性。擠壓模式磁流變減振器的簡化結(jié)構(gòu)如圖4.5c，磁極在與磁場平行的方向上移動，磁流變液處于交替拉伸、壓縮狀態(tài),并發(fā)生剪切。雖然磁極的位移量較?。◣缀撩滓韵拢钱a(chǎn)生阻力卻很大，由于一個磁極要做與磁場平行的運動，所以該類減振器結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜。圖4.5磁流變減振器的基本工作模式剪切閥式磁流變減振器（如圖4。6）工作原理是：阻尼器內(nèi)腔充滿了磁流變液，活塞在工作缸內(nèi)作往復(fù)直線運動，活塞與缸體發(fā)生相對運動，擠壓磁流變液迫使其流過缸體與活塞間的間隙，通過電流改變磁場,起到阻尼的作用。它工作于剪切和流動的組合模式，兼有剪切模式和流動模式的優(yōu)

51、點，具有結(jié)構(gòu)簡單、磁路設(shè)計比較方便、出力大等優(yōu)良特性，應(yīng)用前景廣闊。圖4。6剪切閥式磁流變減振器原理圖根據(jù)剪切閥式磁流變減振器的結(jié)構(gòu)，利用平板計算模型可得阻尼力的計算公式：西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第42頁Dh3u(t)ysgnu(t)p12LA2LDF(t)h3LhyLD式中：為磁流變液的動力粘度，A為活塞受到壓力的有效面積，u(t)為活塞與p缸體的相對流速,D為活塞的直徑，L為活塞的長度，h為空氣間隙（工作間隙）厚度.由公式可以看出剪切閥式磁流變減振器的阻尼力可以看作兩項:前一項為粘性阻尼力,與流體的動力粘度和流速有關(guān),基本反映的是普通流體的粘滯特性;后一項為庫侖阻尼力,與流體的屈服剪應(yīng)

52、力有關(guān)，是磁流變減振器的可調(diào)阻尼力,反映了磁流變阻尼器特殊的電控特性。以上表明流體傳動介質(zhì)已經(jīng)能夠?qū)崿F(xiàn)可控，介質(zhì)粘度隨工況的變化進行自動調(diào)節(jié)。在很小的磁場下磁流變液就能獲得很高的屈服剪應(yīng)力。采用這種智能材料制作的減振器具有出力大、體積小、響應(yīng)快、結(jié)構(gòu)簡單、阻尼力連續(xù)順逆可調(diào)、易于與計算機結(jié)合實現(xiàn)智能化控制等優(yōu)點，可以克服傳統(tǒng)被動減振器狀態(tài)反饋量難測、主動控制力能耗大以及時滯與溢出等缺陷。因此它將成為振動控制的新一代高性能阻尼驅(qū)動裝置，在車輛及土木工程等振動半主動控制領(lǐng)域有著很大的應(yīng)用潛力.正是由于磁流變液具有如此優(yōu)良的物理特性和力學(xué)特性，近幾年來，應(yīng)用研究較晚的磁流變液有較強勁的發(fā)展勢頭，LO

53、RD公司已率先將磁流變液裝置商業(yè)化，提供了幾種磁流變液應(yīng)用器件。隨著相關(guān)學(xué)科和高新技術(shù)的迅猛發(fā)展特別是高效處理器的普及，使得研究實用的半主動懸架振動控制系統(tǒng)成為現(xiàn)實.因此,今后的研究和開發(fā)方向是基于磁流變液體功能材料，開發(fā)控制有效、能耗低、造價合理的汽車懸架振動控制系統(tǒng)，并針對車型開發(fā)其適用系統(tǒng)，為此，必須解決一些基礎(chǔ)性的理論研究問題和實際應(yīng)用的技術(shù)問題。開發(fā)實用的磁流變液可控減振器,研究各種結(jié)構(gòu)參數(shù)對性能的影響規(guī)律，優(yōu)化結(jié)構(gòu)并改善其制造工藝性。在現(xiàn)有的磁流變液體中選擇或改進并驗證最佳配方，為此,需要進行一系列減振器疲勞壽命實驗和實車運行實驗以驗證在實際使用條件下磁流變液體的穩(wěn)定性、可靠性和實

54、用性。重點研究車輪跳動和懸架行程位置傳感器，而汽車慣性傳感器、方向盤轉(zhuǎn)角和車速傳感器選用目前已有的傳感器.車輪跳動和懸架行程位置傳感器采用與可調(diào)減振器融為一體的結(jié)構(gòu)方式，以實現(xiàn)高度集成和高可靠性.智能控制器集成信號變換、CPU、驅(qū)動電路為一體,并同時兼顧汽車其它電子控制系西南交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）第43頁統(tǒng)的功能，為此，必須進行大量的理論和實驗研究，要實現(xiàn)最佳的控制目標(biāo)，控制策略的制定和控制規(guī)律、控制軟件的實現(xiàn)是關(guān)鍵。為減少反復(fù)實驗次數(shù)，可以采用剛體動力學(xué)仿真軟件針對半主動懸架的實際使用汽車產(chǎn)品，建立完整的動力學(xué)模型，然后模擬汽車行駛的各種工況，選擇多種不同的控制策略和控制規(guī)律，觀察汽車行駛平順性和穩(wěn)定性，重點研究控制元器件的響應(yīng)特性、執(zhí)行系統(tǒng)的非線性、不確定性和隨機性等實際因素的影響，智能控制策略的穩(wěn)定性，從而制定最佳的控制策略和控制規(guī)律，最