【正文】 α所以，彈簧質量為： ????彈 簧；兩個滑塊質量也可以直接稱出，即滑塊質量： .??滑 塊；最后剩下空氣彈簧副氣室、下支架和連接叉頭的質量，通過計算設計。四個滑塊是可以直接稱出來的，即滑塊質量 ： .??滑 塊除去滑塊的質量，就是配重塊、上支架、四個連接叉頭的質量，為了便于加減質量，決定將配重塊分成若干塊，最后通過設計，分成 3 個小配重塊和 2 個大配重塊，具體尺寸見附錄。最后用地腳螺釘緊固在地底下。彈簧初始變形量 180()Fmk?λ彈簧安裝高度 1231??0Hλ 減振器螺栓的校核為了便于減振器與彈簧的并聯(lián)安裝，減振器與空氣彈簧支架的連接處選用一螺栓作為聯(lián)接鍵，該銷為 45 號鋼，調火處理，[ ?]=30Mp；螺栓的直徑為 12mm；簧上質量 160kg，即 P=16010=1600(N)1608()2PQN? ????[?]=30MPa；應力符合強度條件。根據選定的空氣彈簧的具體參數和 QC/T491—1999《汽車筒式減振器 尺寸系列及技術條件》，所選減振器的具體參數列于下表 ：表 減振器參數表減振器型式 HH 壓縮到底長度 180mm工作缸內直徑 20mm 最大拉伸長度 270mm基長 90mm 貯液筒最大外徑 34mm活塞行程 90mm 防塵罩最大外徑 40mm 輪胎當量螺旋彈簧的設計、校核輪胎當量螺旋彈簧要承受幾乎整個試驗系統(tǒng)的全部重量，即此彈簧簧載質量為相當于車身質量與空氣彈簧及其余零件的全部質量，總重量估算為 180kg。減振器的阻力系數為： 2=imψ ωδ cosα式中：m:簧載質量 Kg；i:杠桿比，此處 i=1；α:安裝夾角，此處 α =0；ω:懸架系統(tǒng)的自然振動頻率 Hz；ψ：相對阻尼系數。而空氣彈簧氣囊的最大許用內壓可達 。不可能設計得太大，常常通過附加一個一定容積的氣室來增加空氣彈簧的總的氣體容積。表 B570 膜式空氣彈簧剛度表充氣氣壓(MPa)剛度值(N/mm) 有效容積dm365 85 100 130 彈簧高度(mm)155 通過計算，所選空氣的剛度參數和承載能力均符合本次設計的要求。其具體參數見表 ： 表 B564 膜式空氣彈簧參數表總成尺寸(mm)規(guī)格型號 總成重量(Kg)使用氣壓(MPa)負載能力(Kg)工作行程(mm) 設計高度 最低高度 最高高度最大外徑(mm)B564 ～ 103～295 90 100 65 155 Φ95空氣彈簧垂直剛度計算公式： ()cj adFAdVKPmxx????………………………………………………(9)式中：m: 多變指數，美國 GM 公司取值 , Buick 公司取值 ,Firestone 公司和Goodyear 公司均取值 1. 38；P:空氣彈簧在設計位置時的內壓力(表壓)； Pa:大氣壓力；x:空氣彈簧高度變化量； K cj:計算垂直剛度；V:空氣彈簧高度變化 x 后的容積； A:空氣彈簧有效承壓面積；dAx:有效承壓面積變化率； dVx:容積變化率。使主、副氣室間通路面積為零，空氣彈簧剛度最大。詳細布局見附錄的裝配圖(壓力傳感器未畫出)。具體技術參數如下表：表 DY6005 電動振動試驗系統(tǒng)具體技術參數額定正弦推力（600kgf）額定頻率范圍 22022Hz 臺面尺寸 ?230mm最大加速度 490m/s2 最大位移 51mm(pp) 運動部件有效質量 12kg最大速度 100cm/s 額定載荷 300kg 電源 3 相 380V 本試驗系統(tǒng)中選用日本 THK 公司生產的 HRSA 型直線滑軌，主要參數如下表：表 HRSA 型直線滑軌主要參數總長度 360mm 軌道寬度 28mm 滑塊長度 98mm總高度 42mm 軌道高度 26mm 滑塊橫向孔中心距 72mm總寬度 90mm 軌道節(jié)距 80mm 滑塊縱向孔中心距 本試驗系統(tǒng)中所用位移(高度)傳感器是安徽省傳感器廠的產品，具體參數見下表：表 WYDC75D 位移傳感器參數型號 WYDC75D 形式 差動變壓器式靈敏度 100mv/mm 頻帶 0100Hz供電電壓 12V 量程 177?？紤]到實際條件，本文采用兩自由度 1/4 車輛懸架模型結構，建立如圖 所示電控空氣彈簧懸架試驗系統(tǒng)。神經網絡是一個有大量處理單元(神經元）所組成的高度并行的非線性動力系統(tǒng)，其特點是可學習性和巨量并行性，故在車輛懸架振動控制中有廣泛的應用前景。其中具有代表性的是日本德島大學芳村敏夫教授的研究工作。把非線性“滑模”控制規(guī)則應用于電液懸架系統(tǒng)，控制器依賴于精確的懸架系統(tǒng)模型，采用自適應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用。自校正控制是一種將受控對象參數在線性識別與控制器參數整定相結合的控制方法。最優(yōu)預報控制是利用車輛前輪的擾動信息預估路面的干擾輸入，預報控制的策略就是把所測量的狀態(tài)變量反饋給前后控制器實施最優(yōu)控制。線性最優(yōu)控制是建立在系統(tǒng)較為理想模型基礎上，采用受控制對象的狀態(tài)響應與控制輸入的加權二次型作為性能指標，同時保證受控結構動態(tài)穩(wěn)定性條件下實現最優(yōu)控制。目前應用于車輛懸架控制系統(tǒng)的控制方法主要有最優(yōu)控制方法、自適應控制方法等。尤其在高速轉向時，空氣彈簧可顯著減小車身的側傾角。當車體荷重減少時，車體上升，空氣彈簧伸長，與荷重增加時情況相反，控制桿被拉下，經過一段時間后排氣閥打開，空氣彈簧內的空氣被排出。延時機構由緩沖彈簧和油壓減振器組成，其作用是：在車輛運行時的正常振動中，保證空氣彈簧的高度雖有變化但不起進、排氣作用；而當靜載荷變化或以極低頻率振動時，保證空氣彈簧進行充、排氣，以使在汽車正常的振動中高度閥的進、排氣閥不會頻繁地打開，從而減少壓縮空氣的浪費。當空氣彈簧上的載荷增加時，彈簧被壓縮，儲氣筒內的氣體通過高度閥的進氣口向氣囊注入，氣囊內氣壓增加，空氣彈簧升高直至恢復到原來的位置，進氣口關閉為止；當空氣彈簧上的載荷減小，彈簧伸張，氣體通過高度閥的排氣口排出，直至空氣彈簧下降到原來的位置，排氣口關閉為止。目前普通汽車上廣泛采用的是雙向作用式減振器，這種減振器有如下特點：(1)在懸架壓縮行程，減振器阻尼力較小，充分利用彈性元件的彈性，以緩和沖擊；(2)在懸架的伸張行程，減振器的阻尼力較大，以實現迅速減振；(3)當車橋和車架的相對速度過大時，減振器應當能自動加大液流通道截面積，使阻尼始終保持在一定限度內，以避免承受過大的沖擊載荷?；钊锨挥蛪荷?，流通閥 8 關閉。由于上腔被活塞桿 1 占去一部分，上腔內增加的容積小于下腔減小的容積，故還有一部分油液推開壓縮閥 6，流回儲油缸 5。壓縮閥和伸張閥是卸何閥，其彈簧較強，預緊力較大，只有當油壓增高到一定程度時，閥才能開啟；而當油壓降低到一定程度時，閥即自行關閉。根據減振器阻尼是否可調分為阻尼可調式和阻尼不可調式兩種。筒式減振器有單筒式和雙筒式之分。由于采用摩擦式減振器的車輛，無論是在行駛性能方面還是在操縱性能方面，很難滿足人們對現代車輛的使用性能的要求，因此摩擦式減振器現已被淘汰。懸架中的阻尼主要有摩擦阻尼和粘滯阻尼兩大類，因此，在最基本的減振器分類中或許只能分為摩擦式或液力式兩種。通過對空氣彈簧進行特性試驗，可以充分掌握空氣彈簧的特性，這對于今后整個空氣懸架系統(tǒng)的控制有至關重要的意義，對采用何種控制方式進行控制來說，是一個不可缺少的必要條件，是編寫控制程序必不可少的數據來源和參考。通過試驗看出空氣彈簧剛度隨氣囊內工作壓力增大而增大，并具有一定的非線性。通過它可以求出空氣彈簧在不同初始壓力下的剛度值，經過曲線擬合可以得到空氣彈簧充氣時間與其剛度的關系曲線。對于本文所研究的空氣彈簧懸架系統(tǒng)而言，了解在不同的氣囊初始壓力和不同電磁閥開關時間下，彈簧的剛度特性變化曲線至關重要?？諝鈴椈芍鳉馐液洼o助氣室之間可以設有節(jié)流孔，在車身振動過程中，空氣流經節(jié)流孔時，產生能量損失，起到衰減汽車振動的阻尼作用。(5)空氣彈簧單位質量的儲能量與其它彈性元件相比是最高的。 (3)空氣彈簧的通用性好，對于同一種空氣彈簧，當充氣壓力改變時，可以得到不同的承載能力，因此，同一種空氣彈簧可以適應多種載荷的要求?？諝鈴椈傻妮d荷—位移曲線形狀呈反“S形，作該曲線上某點的切線便得到該點的剛度。由 a 可以看出，對于金屬彈簧懸架其靜撓度隨載荷增加而增大，而對于空氣彈簧懸架其靜撓度在所有載荷條件下都幾乎保持不變，從 b 可以看出當載荷變化時金屬彈簧懸架的固有頻率變化比空氣彈簧懸架大，說明空氣彈簧懸架具有其固有頻率基本保持不變的特性。 空氣彈簧特性(1)空氣彈簧具有其剛度隨氣囊壓力和輔助氣室以及底座形狀的變化而改變的特點，因此可以根據需要將空氣彈簧設計成具有理想剛度特性的形式。C～+70176。約束膜式空氣彈簧密封一般用螺栓夾緊密封；自由膜式空氣彈簧采用氣囊內的壓力自封。膜式空氣彈簧在正常工作范圍內，彈簧剛度變化要比囊式空氣彈簧小，同時也可通過改變底座形狀的方法，控制有效面積變化率，以獲得比較理想的彈性特性。氣囊各段之間鑲有金屬輪緣，目的是承受內壓張力。如圖 、圖 、圖 所示。當振動載荷量減小時，彈簧的高度升高，內腔容積增大，彈簧的剛度減小，內腔空氣柱的有效承載面積減小，此時彈簧的承載能力減小。橡膠空氣彈簧總成一般由彈性元件、護圈、緩沖塊等經裝配后形一個具有密閉氣室的整體。可控懸架就是通過改變彈簧剛度或減振器阻尼來改變懸架系統(tǒng)的剛度比或阻尼比來使行駛平順性和操縱安全性的矛盾適時緩解，從而使行駛平順性更好，更舒適而操縱穩(wěn)定性更好。具體總結如下：車身加速度 2z?、懸架彈簧動撓度 df和車輪相對動載 dfG對車身部分固有頻率 0f的變化是很敏感的。若 1m不動( 1z=0)，則得220zK???這相當于只有車身質量 2的單自由度無阻尼自由振動。于是可以簡化為圖 所示的兩個自由度振動系統(tǒng)。根據統(tǒng)計，大部分汽車的 ε=～，即接近于 1。這 3 個質量由無質量的剛性桿連接，它們的大小由下述 3 個條件決定：1)總質量保持不變 22mmcrf ??………………………………(1)2)質心位置保持不變 0frab?………………………………… (2)3)轉動慣量的值保持不變 222yyfrIab??…………………(3)式中 y?為繞橫軸 y 的回轉半徑；a、b 為車身質量部分的質心至前、后軸的距離。在討論平順性時，這一立體模型的車身質量主要考慮垂直、俯仰、側傾 3 個自由度，4 個車輪質量有 4 個垂直自由度,共 7 個自由度。汽車的懸掛質量為 2m，它是由車身、車架及其上的總成所構成。研究用試驗臺一旦成功設計制造出來，它將最大可能的模擬車輛懸架系統(tǒng)的真實的工作情況，試驗出來的準確數據將是實際車輛懸架系統(tǒng)設計、生產和制造的直接參考依據，試驗數據的正確與否將關系到實際車輛懸架系統(tǒng)設計、生產和制造流程的周期與成本。但是，對于空氣彈簧懸架的研究必須從實驗室開始，實驗室研究又必須以試驗臺為基礎。 本論文研究的目的、內容和意義隨著我國公路運輸業(yè)的發(fā)展，人們對汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性提出更高的要求。如東風汽車工程研究院，中國重型汽車集團公司，上海匯眾汽車制造公司，淝河汽車制造廠，交通部重