第六章 悬架设计优秀课件.ppt

第六章 悬架设计第1页，本讲稿共67页第六章第六章 悬架设计悬架设计6-1 概概 述述6-2 悬架结构形式分析悬架结构形式分析6-3 悬架主要参数的确定悬架主要参数的确定6-4 弹性元件的计算弹性元件的计算6-5 主动与半主动悬架系统主动与半主动悬架系统第2页，本讲稿共67页6-16-1 概概 述述 一一 主要作用主要作用 传递车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩;缓和、抑制路面对车身的冲击和振动；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特 性。保证汽车的操纵稳定性。第3页，本讲稿共67页二二 对悬架提出的对悬架提出的设计要求设计要求 1）保证汽车有良好的行驶平顺性。2）具有合适的衰减振动能力。3）保证汽车具有良好的操纵稳定性。4）汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯 时车身侧倾角要合适。5）有良好的隔声能力。6）结构紧凑、占用空间尺寸要小。7）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部 件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。第4页，本讲稿共67页6-2 6-2 悬架结构形式分析悬架结构形式分析 一、非独立悬架和独立悬架一、非独立悬架和独立悬架 悬架 非独立悬架独立悬架两类 左、右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架（或车身）连接 左、右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接 第5页，本讲稿共67页 非独立悬架 独立悬架第6页，本讲稿共67页第7页，本讲稿共67页第8页，本讲稿共67页1 1 非独立悬架非独立悬架 优点优点 纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置 结构简单制造容易维修方便工作可靠 缺点缺点 汽车平顺性较差高速行驶时操稳性差轿车不利于发动机、行李舱的布置应用应用：货车、大客车的前、后悬架以及某些轿车的后悬架货车、大客车的前、后悬架以及某些轿车的后悬架第9页，本讲稿共67页2 独立悬架独立悬架 优点优点 簧下质量小；悬架占用的空间小；可以用刚度小的弹簧，改善了汽车行驶平顺性；由于有可能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下 降，又改善了汽车的行驶稳定性；左、右车轮各自独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和 振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力。缺点缺点 结构复杂成本较高维修困难应用应用：轿车和部分轻型货车、客车及越野车轿车和部分轻型货车、客车及越野车 第10页，本讲稿共67页二、独立悬架结构形式分析二、独立悬架结构形式分析 分类分类双横臂式单横臂式、双纵臂式单纵臂式单斜臂式麦弗逊式和扭转梁随动臂式第11页，本讲稿共67页第12页，本讲稿共67页第13页，本讲稿共67页第14页，本讲稿共67页1 1 评价指标：评价指标：1）侧倾中心高度）侧倾中心高度 侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩短，可使侧倾力臂及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减小。但侧倾中心过高，会使车身倾斜时轮距变化大，加速轮胎的磨损。2）车轮定位参数的变化）车轮定位参数的变化 若主销后倾角变化大，容易使转向轮产生摆振；若车轮外倾角变化大，会影响汽车直线行驶稳定性，同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度。第15页，本讲稿共67页5）悬架占用的空间尺寸）悬架占用的空间尺寸 占用横向尺寸大的悬架影响发动机的布置和从车上拆装发动机的困难程度；占用高度空间小的悬架，则允许行李箱宽敞，而且底部平整，布置油箱容易。3）悬架侧倾角刚度）悬架侧倾角刚度 车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关，并影响汽车的操纵稳定性和平顺性。4）横向刚度）横向刚度悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向轴上的悬架横向刚度小，则容易造成转向轮发生摆振现象。第16页，本讲稿共67页悬架双横臂式单横臂式单纵臂式单斜臂式麦弗逊式扭转梁随动臂式侧倾中心高比较低比较高比较低居单横臂和单纵臂之间比较高比较低车轮定位参数的变化车轮外倾角与主销内倾角均有变化车轮外倾角与主销内倾角变化大主销后倾角变化大有变化变化小左、右轮同时跳动时不变轮距变化小，轮胎磨损速度慢变化大，轮胎磨损速度快不变变化不大变化很小不变悬架侧倾角刚度较小，需用横向稳定器较大，可不装横向稳定器较小，需用横向稳定器居单横臂式和单纵臂式之间较大，可不装横向稳定器横向刚度横向刚度大横向刚度小 横向刚度较小横向刚度大占用空间尺寸 占用较多占用较少几乎不占用高度空间占用的空间小其它结构复杂前悬架用得较多结构简单、成本低，前悬架上用得少结构简单、成本低结构简单、紧凑，轿车上用得较多结构简单，用于发动机前置前轮驱动轿车后悬架第17页，本讲稿共67页三、前、后悬架方案的选择三、前、后悬架方案的选择采用的方案采用的方案 前轮和后轮均采用非独立悬架；前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架；前轮与后轮均采用独立悬架。第18页，本讲稿共67页1 前轮和后轮均采用非独立悬架前轮和后轮均采用非独立悬架前、后悬架均采用纵置钢板弹簧非独立悬架的汽车转向行驶时，内侧悬架处于减载而外侧悬架处于加载状态，于是内侧悬架受拉抻，外侧悬架受压缩，结果与悬架固定连接的车轴（桥）的轴线相对汽车纵向中心线偏转一角度。如图a第19页，本讲稿共67页对前轴，这种偏转使汽车不足转向趋势增加对后桥，则增加了汽车过多转向趋势 轿车将后悬架纵置钢板弹簧的前部吊耳位置布置得比后边吊耳低，于是悬架的瞬时运动中心位置降低，与悬架连接的车桥位置处的运动轨迹b所示，即处于外侧悬架与车桥连接处的运动轨迹是oa段，结果后桥轴线的偏离不再使汽车具有过多转向的趋势。1.横向稳定器横向稳定器通过减小悬架垂直刚度，能降低车身振动固有频率n ，达到改善汽车平顺性的目的。四、辅助元件四、辅助元件第20页，本讲稿共67页2.缓冲块缓冲块 橡胶制造，通过硫化将橡胶与钢板连接为一体，再经焊在钢板上的螺钉将缓冲块固定到车架（车身）或其它部位上，起到限制悬架最大行程的作用 多孔聚氨指制成，它兼有辅助弹性元件的作用。这种材料起泡时就形成了致密的耐磨外层，它保护内部的发泡部分不受损伤。由于在该材料中有封闭的气泡，在载荷作用下弹性元件被压缩，但其外廓尺寸增加却不大，这点与橡胶不同。有些汽车的缓冲块装在减振器上。第21页，本讲稿共67页6-36-3 悬架主要参数的确定悬架主要参数的确定 一、前后悬架的静挠度、动挠度的选择一、前后悬架的静挠度、动挠度的选择汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即fc=Fw/c。1、概念、概念1)静挠度静挠度指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3）时，车轮中心相对车回（或车身）的垂直位移 2)动挠度动挠度第22页，本讲稿共67页1、使悬架系统由较低的固有频率、使悬架系统由较低的固有频率汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一 因现代汽车的质量分配系数近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系 式中，c1、c2为前、后悬架的刚度（N/cm）；m1、m2为前、后悬架的簧上质量（kg）。汽车前、后部分的车身的固有频率n1和n2（亦称偏频）可用下式表示2、选择要求及方法、选择要求及方法第23页，本讲稿共67页当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示fc1=m1g/c1 fc2=m2g/c2 式中，g为重力加速度（g=981cm/s2）。将fc1、fc2代入上式得到第24页，本讲稿共67页希望fc1与fc2要接近，单不能相等（防止共振）希望fc1fc2(从加速性考虑，若fc2大，车身的振动大）2、n1与与n2的匹配要合适的匹配要合适若汽车以较高车速驶过单个路障，n1/n21时的车身纵向角振动要比n1/n21时小，故推荐取fc2=（0.80.9）fc1。考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐fc2=（0.60.8）fc1。为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的偏频。v要求：要求：v方法：方法：第25页，本讲稿共67页3、fd要合适要合适,根据不同的车在不同路面条件造根据不同的车在不同路面条件造以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更 次之。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求1.001.45Hz，后悬架则要求在1.171.58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在0.801.15Hz，后悬 架则要求在0.981.30Hz。货车满载时，前悬架偏频要求在1.502.10Hz，而后悬架则要求 在1.702.17Hz。选定偏频以后，再利用上式即可计算出悬架的静挠度。第26页，本讲稿共67页二、悬架的弹性特征二、悬架的弹性特征悬架受到垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于在车身位移f（即悬架的变形）的关系曲线。1)线性弹性特性线性弹性特性定义定义:当悬架变形f与所受垂直外力F之间呈固定比例变化时，弹 性特性为一直线，此时悬架刚度为常数。悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种1、定义、定义2、分类、分类特点特点：随载荷的变化，平顺性变化第27页，本讲稿共67页2)非线性弹性特性非线性弹性特性定义定义：当悬架变形f与所受垂直外力F之间不呈固定比例变化时 1缓冲块复原点 2复原行程缓冲块脱离支架3主弹簧弹性特性曲线 4复原行程 5压缩行程6缓冲块压缩期悬架弹性特性曲线 7缓冲块压缩时开始接触弹性支架8额定载荷第28页，本讲稿共67页特点特点在满载位置（图中点8）附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好 距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大 作用作用在有限的动挠度fd范围内，得到比线性悬架更多的动容量 悬架的运容量系指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形为止消耗的功（悬架的运容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小）第29页，本讲稿共67页三、货车后悬的主、副簧的刚度匹配三、货车后悬的主、副簧的刚度匹配车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性 副簧参加工作前、后的悬架振动频率变化不大 第30页，本讲稿共67页确定方法确定方法 使副簧开始起作用时的悬架挠度fa等于汽车空载时悬架的挠度f0，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度fK等于满载时悬架的挠度fc。副簧、主簧的刚度比为 使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平均值，即FK=0.5（F0+FW），并使F0和FK间平均载荷对应的频率与FK和FW间平均载荷对应的频率相等，此时副簧与主簧的刚度比为 ca/cm=（2-2）（+3）四、悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配四、悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配 重点，结论不好下第31页，本讲稿共67页6-46-4 弹性元件的计算弹性元件的计算 一、钢板弹簧的计算一、钢板弹簧的计算1、钢板弹簧主要参数的确定 1）满载弧高fa 满载弧同fa是指钢板弹簧装到车轴（桥）上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端（不包括卷耳半径）连线间的最大高度差 fa用来保证汽车具有给定的高度 当fa=0时，钢板弹簧在对称位置上工作，为了在车架高度已限定时能得到足够的支挠度值，常fa=1020mm。第32页，本讲稿共67页2）钢板弹簧长度L的确定钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。推荐推荐在下列范围内选用钢板弹簧的长度：轿车：L=（0.400.55）轴距；货车:前悬架：L=（0.260.35）轴距；后悬架：L=（0.350.45）轴距。第33页，本讲稿共67页注：应尽可能将钢板弹簧取长些的原因应尽可能将钢板弹簧取长些的原因增加钢板弹簧长度L能显著降低弹簧应力，提高使用寿命 降低弹簧刚度，改善汽车平顺性 在垂直刚度c给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向 角刚度刚板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧产生单位纵向转角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩值 增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引 起的弹簧变形 第34页，本讲稿共67页3）钢板断面尺寸及片数的确定a.钢板断面宽度b的确定 有关钢板弹簧 的刚度、强度等，可按等截面简支梁的计算公式计算，但需引入挠度增大系数加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩J0。对于对称钢板弹簧J0=（K-ks）3c/48E式中，s为U形螺栓中心距（mm）；k为考虑U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数（如刚性夹紧，取k=0.5，挠性夹紧，取k=0）；c为钢板弹簧垂直刚度（N/mm），c=FW/fc；第35页，本讲稿共67页钢板弹簧总截面系数W0用下式计算W0FW（L-ks）/4W 式中，W为许用弯曲应力。对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐W在下列范围内选取；前弹簧和平衡悬架弹簧为350-450N/mm2；后副簧为220-250N/mm2。为挠度增大系数（先确定与主片等长的重叠片数n1，再估计一个总片数n0,求得=n1/m0，然后用=1.5/1.04（1+0.5）初定）E为材料的弹性模量。第36页，本讲稿共67页将式（6-6）代入下式计算钢板弹簧平均厚度hp有了hp以后，再选钢板弹簧的片宽b。片宽b对汽车性能的影响增大片宽，能增加卷耳强度，但当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。前悬架用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角。片宽选取过窄，又得增加片数，从而增加片间的摩擦弹簧的总厚 推荐片宽与片厚的比值b/hp在610范围内选取。第37页，本讲稿共67页b.钢板弹簧片厚h的选择 矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩J0用下式计算J0=nbh3/12 式中，n为钢板弹簧片数。说明：说明：1、改变片数n、片宽b和片厚h三者之一，都影响到总惯性矩J0的变化；2、总惯性矩J0的改变又会影响到钢板弹簧垂直刚度c的变化，也就是影响汽车的平顺性变化。其中，片厚h变化对钢板弹簧总惯性矩J0影响最大。第38页，本讲稿共67页片厚h选择的要求增加片厚h，可以减少片数n 钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者 但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。此时，要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。为使各片寿命接近又要求最厚片与最薄片厚度之比应小于1.5。钢板断面尺寸b和h应符合国产型材规格尺寸。第39页，本讲稿共67页2、钢板弹簧各片长度的确定 将各片厚度hi的立方值hi3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U形螺栓中心距的一半s/2，得到A、B两点，连接A、B即得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各叶片上侧边的交点即为各片长度，如果存在与主片等长的重叠片，就从B点到最后一个重叠片的上侧边端点一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度。各片实际长度尺寸需经圆整后确定。第40页，本讲稿共67页3、钢板弹簧刚度验算、钢板弹簧刚度验算 刚度验算公式为其中 式中，a为经验修正系数，a=0.900.94；E为材料弹性模量；l1、lk+1为主片为第（k+1）片的一半长度。第41页，本讲稿共67页用共同曲率法计算刚度的前提前提假定同一截面上各片曲率变化值相同各片的承受的弯矩正比于其惯性矩同时该截面上各片的弯矩和等于外力所引起的弯矩 4 4、钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算、钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算第42页，本讲稿共67页1）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0 定义：定义：钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U形螺栓夹紧前，其主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差（如上图），称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0，用下式计算H0=（fc+fa+f）式中，fc为静挠度；fa为满载弧高；f为钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化.第43页，本讲稿共67页s为U形螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径R0=L2/8H0（2）钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定 原则：原则：因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下的曲率半径Ri。各片自由状态下做成不同曲率半径的目的是：使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴紧，减少主片工作应力，使各片寿命接近。第44页，本讲稿共67页矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定Ri=R0/1+(20iR0)/Ehi 式中，Ri为第i片弹簧自由状态下的曲率半径（mm）；R0为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径（mm）；0i为各片弹簧的预应力（N/mm2）；E为材料弹性模量（N/mm2），取E=2.1105N/mm2；hi为第i片的弹簧厚度（mm）。原则：原则：在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径R0和各片弹簧预加应力0i的条件下，计算出各片弹簧自由状态下的曲率半径Ri。选取各片弹簧预应力时，要求做到：装配前各片弹簧片间间隙相差不大，且装配后各片能很好贴和；为保证主片及一其相邻的长片有足够的使用寿命，应适当降低主片及与其相邻的长片的应力。第45页，本讲稿共67页这此，选取各片预应力时，可分为下列两种情况：对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选取过大；对于片厚不相同的钢板弹簧，厚片预应力可取大些。推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在300-350N/mm2内选取。1-4片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩Mi之代数和等于零，即第46页，本讲稿共67页或 如果第i片的片长为Li，则第i片弹簧的弧高为HiLi2/8Ri 5、钢板弹簧强度验算、钢板弹簧强度验算（1）紧急制动时 第47页，本讲稿共67页前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现的最大应力max用下式计算max=G1m1l2（l1+c）/（l1+l2）W0 式中，G1为作用在前轮上的垂直静负荷；m1为制动时前轴负荷转移系数，轿车：m1=1.21.4，货车：m1=1.41.6；l1、l2为钢板弹簧前、后段长度；道路附着系数，取0.8；W0为钢板弹簧总截面系数；c为弹簧固定点到路面的距离 第48页，本讲稿共67页max=G2m2l1（l2+c）/（l1+l2）W0+G2m2/bh1 式中，G2为作用在后轮上的垂直静负荷；m2为驱动时后轴负荷转移系数，轿车：m2=1.251.30，货车：m2=1.11.2；为道路附着系数；b为钢板弹簧片宽；h1为钢板弹簧主片厚宽。（2）汽车驱动时 后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现最大应力max用下式计算第49页，本讲稿共67页（3）钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算 钢板弹簧主片卷耳受力如图6-17所示。卷耳所受应力是由弯曲应力和拉（压）应力合成的应力=3Fx（D+h1）/bh12+Fx/bh1 第50页，本讲稿共67页式中，Fx为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度；h1为主片厚度。许用应力取为350N/mm2。对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到挤压应力z=Fs/bd。其中，Fs为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；b为卷耳处叶片宽；d为钢板弹簧销直径。第51页，本讲稿共67页用30钢或40钢经液体碳氮共渗处理时，弹簧销许用挤压应力z取为3-4N/mm2；用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其许用应力z7-9N/mm2。钢板弹簧多数情况下采用55SiMnVB钢或60Si2Mn钢制造。常采用表面喷丸处理工艺和减少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹簧的寿命。表面喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两种，后者可使钢板弹簧表面的残余应力比前者大很多。第52页，本讲稿共67页6-56-5 主动与半主动悬架系统主动与半主动悬架系统 1 主动悬架系统主动悬架系统 主动悬架中不再有传统意义上的“弹簧刚度”和“阻尼特性”，悬架中的弹簧和减振器全部或者至少部分被执行元件所取代。基本原理基本原理是靠自身的能源通过执行元件对振动进行“主动”干预。分类：分类：根据执行元件的响应带宽可分为宽带主动悬架和有限带宽主动悬架两种，两种悬架又分别称为全主动悬架和慢主动悬架。主动悬架动画第53页，本讲稿共67页1）全主动悬架全主动悬架概念：概念：全主动悬架系统所采用的执行元件具有较宽的响应频带，以便对车轮的高频共振也加以控制。执行元件多采用电液或液气伺服系统，控制带宽一般应至少覆盖015Hz，有的执行元件响应带宽甚至高达100Hz。第54页，本讲稿共67页全主动悬架工作原理的示意图(单个车轮)A-执行元件 E-比较器 F-力传感器 P-电位器 V-控制阀1-悬挂质量 2-加速度传感器 3-信号处理器 4-控制单元 5-进油 6-出油 7-非悬挂质量 8-路面输入 第55页，本讲稿共67页系统主要由执行元件、各种必要的传感器、信号处理器和控制单元等组成。控制单元根据检测到的各种信号判断汽车的当前状态，并根据事先设定的控制策略决定执行元件该输出多大的力。系统内部靠力闭环控制保证执行元件输出的力满足指令要求。实际使用时，还必须包括更多的传感器以检测必要的系统状态量，比如转向时与汽车运动相关的横向加速度、方向盘角速度，还有汽车车速、发动机油门开度、制动踏板位置以及汽车车身高度等系统状态量。系统工作原理及过程第56页，本讲稿共67页主动悬架布置图 1-悬架位移传感器 2-后悬架执行元件3-车门开关传感器4-隔离阀 5-前悬架执行元件6-控制阀 7-液压泵 8-油门位置传感器 9-车速传感器 10-控制踏板位置传感器 11-方向盘传感器 12-中央控制单元 第57页，本讲稿共67页性能指标评价标准性能指标评价标准主动悬架的性能指标可以用多个系统输出变量的均方根值的加权和来表征。这些变量可以包括车身加速度、车轮与地面间的动载、车轮相对于车身的位移以及执行元件的作用力等。系统的控制变量也比传统的被动悬架要多，并且参数的选择范围也更宽。第58页，本讲稿共67页主动悬架特点 要求执行元件所产生的力能够很好地跟踪任何力控制信号 因此，它为控制律的选择提供了一个广阔的设计空间，即如何确定控制律以使系统能够让车辆达到最佳的总体性能。研究表明，主动悬架能够在不同路面及行驶条件下显著地提高车辆性能。第59页，本讲稿共67页2）慢主动悬架慢主动悬架 慢主动悬架将执行元件的频响带宽降低到只考虑车身的垂直、俯仰和侧倾振动以及汽车的转向反应，不考虑车轮刚度所对应的频率，也即带宽降至34Hz。它与前述的主动悬架在被测状态量和控制实施等方面都有类似，唯一的差异就是执行元件带宽的降低。一类为当其不起作用(激励频率超过响应带宽)时可以像普通弹簧一样工作，比如气压执行元件，在这种情况下由于执行元件可以支持车身的重量，所以系统中可以不加弹簧或并联一个弹簧。另一类为不起作用时变为刚性体的执行元件，如滑阀控制的液力作动器，在这种情况下系统中必须串联弹性元件 在慢主动悬架中，可以选用两类执行元件第60页，本讲稿共67页轿车用慢主动悬架原理图 1-悬挂质量2-空气弹簧3-阻力阀4-比例流量控制阀5-接油泵6-接油罐 7-轮胎刚度8-非悬挂质量 9-执行元件 第61页，本讲稿共67页慢主动悬架特点由于慢主动悬架执行元件仅需在一窄带频率范围内工作，降低了系统的成本及复杂程度。比全主动悬架便宜得多。它的主动控制仍然覆盖了主要的车身振动，包含纵向、俯仰、侧倾及转向控制等要求的频率范围，改善了车身共振频率附近的行驶性能，提高了对车身姿态的控制。性能可达到与全主动悬架系统很接近的程度。就实用性及商业竞争力而言，慢主动悬架有较好的应用前景。半主动悬架不需要油泵、过滤器、储油器、冷却器及输油管等附件，几乎不消耗发动机功率，并且制造可控阻尼减振器不像制造电液伺服液力执行元件那样复杂，悬架系统的制造成本和运行成本可大大降低。第62页，本讲稿共67页2 半主动式悬架 与主动悬架的比较半主动悬架与主动悬架的区别在于用可控阻尼的减振器取代了执行元件。可控阻尼减振器所起的作用与主动悬架中执行元件的作用类似，都是通过系统内的力闭环控制实现控制单元提出的力要求。所不同的是执行元件要做功，而减振器则是通过调节阻尼力控制耗散掉的能量的多少，几乎不消耗汽车发动机的能量。显然，在半主动悬架中，必须并联弹簧以支持悬挂质量，一般情况下该弹簧刚度是不变的。第63页，本讲稿共67页分类分类半主动悬架包括阻尼连续可调式和可切换阻尼式两类，前者的阻尼系数在一定的范围内可以连续变化，后者的阻尼系数只能在几个离散的阻尼值之间进行切换。各自特点各自特点可切换阻尼系统与前面介绍的阻尼可调自适应悬架的区别在于阻尼值停留在特定设置的时间长短不同。阻尼可调自适应悬架在每一设置上停留的时间较长(一般在5s以上)而可切换阻尼式悬架的设置则可在每一车辆振动周期变化范围内在频繁地改变(切换速度为十几毫秒)。第64页，本讲稿共67页常见的可切换阻尼式悬架一般设置2至3个档位，阻尼系数可在几档之间快速切换，切换的时间通常为1020S。控制方法通常采用Karnopp等提出的算法，即根据车身的相对速度和绝对速度来改变系统阻尼的设置。以两挡切换系统为例，如果二者符号相同，阻尼为硬设置；否则为软设置。可切换阻尼悬架的设计关键是发展先进的控制阀技术，保证切换时间能足够短，以便使复杂的控制策略的应用成为可能。但这也将导致阻尼器的制造成本升高，目前这种快速切换阻尼系统在实际应用中仍不多见。可切换阻尼式悬架应用可切换阻尼式悬架应用第65页，本讲稿共67页连续可调减振器的两种基本结构形式连续可调减振器的两种基本结构形式 一种是通过调节减振器节流阀的面积而改变阻尼特性的孔径调节式，其孔径的改变一般可由电磁阀或其它类似的机电式驱动阀来实现；另一种是电流变或磁流变可调阻尼器，其工作原理是通过改变电场或磁场强度来改变流变体的阻尼特性。两种结构中，前者技术较为成熟，后者属于新兴技术，随着对这项技术的研究和突破，将会成为一种较有前途的半主动悬架。第66页，本讲稿共67页back第67页，本讲稿共67页