车辆悬架振动分析
车辆-人体系统振动时域模拟及悬架非线性分析
使用者要求较高， 而且价格 昂贵， 很难被广 泛推广。近 年来 的主动悬架研究将模糊神经网络等控制算法运用 到汽 车上 ， 实现 了对悬 架 参数 的实 时调 节 ， 得 到优 化 可 的系统响应 ， 目前车辆主动悬架技术尚处在理论研究 阶段 Ｊ 。现 阶 段 的 整 车 系 统 的 线 性 解 法 已 经 基 本 成 熟 ， 当汽车 在低级 路 面上 较 低 速行 驶 时 ， 但 系统 中各 弹 性 阻尼 元件 均 表 现 出各 自的非 线 性 特 征 ， 线性 模 型 失 效， 为更 精确 建模 ， 本文 考 虑 了钢 板 弹簧 和 减振 器 的非 线性因素 ， 采用分步线性化法对 整车． 人体系统的非线 性振 动过 程进 行 了时 域 模 拟 和 频 谱 分 析 ， 进 一 步 分 并 析了悬架非线性因素对汽车平顺性 的影响。试验验证 的结 果表 明本 文所 采用 的模 拟 方法 较 以往 的模 拟方 法 更真 实 、 可靠 。 更
性， 考虑 四轮输 入 的相关 性 ； 一椅 系统 简化 为 五 自由 人 度 的线性 系统 ， 忽略 除路 面 以外 的 其它 振 源 ， 略轮 胎 忽 阻尼 。基 于上 述假 设 ， 立 如 图 １所 示 的三 维 十 二 个 建
自由度 的力 学模 型 。其 坐 标 原 点 在 车 身质 心 ， 轴 正 Ｘ 向为 汽车前 进 方 向 ， ｙ轴 正 向垂 直 汽 车 纵 向对 称 面 向 左 ， 正 向竖直 向上 。十二 个 自由度 分 别为 ： 为 簧 ｚ轴 ｚ 载质 量质 心 的垂 直位 移 ； Ｚ Ｚ 和 分 别 为人 体 Ｚ 、 头部 、 肩部 、 部和 臀部 质心 的垂 直位移 ； 分 别 为 胸 ０、 簧载 质量 绕质 心 的横 向 、 向角位 移 ； ｚ 分另 为左 、 纵 ｚ 、 Ｉ ｊ 右前 非 簧载质 量 质 心 的垂 直位 移 ； ０ 为后 非 簧载 ｚ和 质量 质心 的垂 直位 移 和 横 向角 位 移 ； 座 椅 系 统质 Ｚ为
轻型客车垂向振动与俯仰振动的耦合性分析
图1 车身振动模型文献[4]推导出的3个集中质量表达式为：轻型客车垂向振动与俯仰振动的耦合性分析图2 车身振动振型简图悬挂质量分配系数确定悬挂质量分配系数计算方法先假设悬挂质量分配系数为1，利用公式（2）计b 的值，式中m f ＇和m r ＇为前后悬架簧载质量实际测试值。
·m f ＇=b ·m r ＇ 用修正系数法计算车身绕横轴y 的转，K 1和K 为经验修正系数；对于单后轴=0.48，对于双后轴车辆K 1=0.5；K 的取值0.4，对于大型车辆取上限，小型车辆取下限。
y=（m f ＇+Km r ＇）a 2+（1-K 1）mr ＇b 2 再利用公式（4）（5）便可以计算出悬 挂质量分配系数ε。
y=（m f ＇+m r ＇）ρy 2工程应用以某车型为例，利用上述方法计算悬挂质量的分配系数。
整车承载量不同时，质量分配系数一般不同，文图3 整车多体模型图中的弹簧作用是控制模型在X方向、Y方向上和方向上的位移量，防止模型产生大的刚体位移。
仿真与试验分析在前后悬架上方车架模型上创建加速度测量点，并依次给前后轴一个Z向阶跃信号，观察车架上测量点位置处的振动加速度曲线，通过对比车架前后端加速度曲线来定性分析振动能量传递过程，并对前后悬架振动相关性进行分析。
并按照《GB 4783-84汽车悬挂图4 加速度传感器布置取空载工况时的仿真数据与试验数据进行对比，验证建模方法和仿真结果的准确性，为质心位置优化做准备，对比结果如图5和图6所示。
和图6可知，空载工况的试验结果与仿真结果吻合度较高，验证了建模方法和仿真结果的准确性，可以利用此模型进行优化分析。
空载工况，前后悬架振动试验结果如图7～8所示。
图5 前悬架对比结果图6 后悬架对比结果图7 空载工况前轮激励测试结果图8 空载工况后轮激励测试结果图9 满载工况前轮测试结果图10 满载工况后轮结果前后悬架幅值比在一定程度上反映了振动能量传递的大小，即悬架间的振动相关性。
汽车五自由度建模
汽车振动大作业一、汽车悬架系统振动模型汽车是一个复杂的振动系统，在振动分析的建模过程当中，要根据所分析的问题对汽车进行简化，建立相应的模型。
现在考虑汽车车身悬架的五自由度模型，如下图1所示，该模型主要考虑左右车辙的不平度差异和较小的轮胎阻尼而得到的，该模型中主要有车身的垂直、俯仰两个自由度和前后车轴质量两个垂直自由度，汽车座椅一个垂直自由度，系统共五个自由度，其中车身质量的垂直、俯仰两个自由度的振动对系统平顺性的影响较大，假设车身是具有垂直和俯仰两个自由度的刚体，其车身的质量和转动惯量分别为：h h I m 和，前后车轮质量、悬架参数和轮胎刚度的符合前加入了分别表示前(front)和后(rear)的下标“f ”和“r ”，如图1示：I(h) m2m(f)m(r)Z(b)abz4z5F(f)F(r)z2z3m1z1k1k2k3k4k5c1c2c3c4c5d图1 五自由度汽车悬架系统图1中：1z 表示前轮转动位移自由度；2z 表示车体垂直位移自由度；3z 1z 表示后轮转动位移自由度；4z 俯仰转动位移自由度；5z 表示驾驶员座椅垂向自由度；1m 表示驾驶员座椅质量；2m 表示车体质量；3)(m f m =表示前轮质量；4)(m r m =表示后轮质量；1k 表示座椅弹簧刚度;5,4,3,2k k k k 悬架弹簧刚度；1c 表示座椅弹簧阻尼；5,4,3,2c c c c 表示悬架弹簧阻尼；a 表示车身质心至前轴距离；b 车身质心至后轴距离，)(),(r F f F 分别为前后轮随机激励力。
二、运动微分方程由图1可得到下述理论值： (1) 系统的动能为：)(212121212121325125524423222211I m z m z m z m z I z m z m T i i i ==++++=∑= (1-2)(2) 系统的势能为：255244232532324223121))((21))((21)(21)(21)(21r F z k f F z k bz z z k az z z k dz z z k V -+-++-++-++-=(1-3)(3) 系统阻尼耗散的能量：55554454332353325332224232423111213121))(())(())(())(())((z c r F z c z c f F zc z bc z c z c z b z zc z dc z c z c z b z zc z dc z c z c zd z zc C ----+-+--+-+--+-+--= (1-4)由拉格朗日运动方程：)5,,2,1(0)()( ==-∂∂+∂∂-∂∂i F z Vz T z T dt d Qi ii i可得到多自由度的运动微分方程：)()()()(t F t Kz t z C t zM =++ 式中：⎥⎥⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎢⎢⎣⎡=543210000000000000000000m m m m m M ⎥⎥⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎢⎢⎣⎡+-+---++-------++---=533343223232221232113232132111110000c c bc c c c ac c bc ac c b c a c d bc ac dc dc c c bc ac dc c c c c dc c c C⎥⎥⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎢⎢⎣⎡+-+---++-------++---=5333422232322212321132321321111100000k k ak k k k ak k bk ak k c k a k d bk ak dk dk k k bk ak dk k k k k dk k k K表一 汽车结构参数汽车结构参数数值1m —驾驶员座椅质量kg 65 2m —车体质量kg 7084m —右前、左前轮胎质量 kg 80 5m —左后、右后轮胎质量kg 80)(h I —转动惯量 21060m kg ⋅1k —座椅弹簧刚度m N /23071 32,k k —右前、左前悬架弹簧刚度 m N /20292 54,k k —左后、右后悬架弹簧刚度m N /128701c —座椅弹簧阻尼11500-⋅⋅m s N5432,,,c c c c —悬架弹簧阻尼11000-⋅⋅m s Na —车身质心至前轴距离m 5.1 b —车身质心至后轴距离m 75.0d -座椅到质心距离m 1875.0取汽车结构参数如表一所示，则可求得系统的质量矩阵，阻尼矩阵，刚度矩阵分别为：⎥⎥⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎢⎢⎣⎡=800000080000001060000007080000065M⎥⎥⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎢⎢⎣⎡----------=14808602898919326001490521521920292028989152195570939882432619326202923988262689230710043262029223071K⎥⎥⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎢⎢⎣⎡----------=100001500100000100075010000150075023.286575.46825.2811000100075.468350015000025.28115001500C由特征方程0)(2=Φ-M K ω求得固有频率与振型。
003 汽车悬架动载性能分析
参考文献
[1] 韩建保，云志刚 . 汽车悬架动载性能检测与理论分析[J]. 汽车工程， 2002(24)：50～253 [2] 尹文杰，陈思思等 . 高速越野性车辆悬架系统分析 [J]. 专用汽车， 2002(4)：12～15
车轮接地性指数R/%
0.85 0.8 0.75 0.7 0.65 0.6 0.55
X 坐标5 439.55 18.91 -235.05
Y 坐标 0 324.68 391.21 81.27 100 181.19 107.24 102.81
Z 坐标 0 14.39 44.90 -86.82 -170.71 -252.50 4.75 3.86
2.5 x 10
4
Machine Design and Research 从图 6 可以看出，簧下质量相对于簧载质量越大，车轮 的接地性指数越小，车轮的附着性越差。这意味着若将电机 安装在车轮上，则相当于增加了簧下质量，会影响电动汽车 车轮对地面的附着性。
2.4
K2 / N/m
2.2
1 0.95
2
Rb m1=46.6 m1=96.6
关键词：车轮接地性指数；非线性刚度；悬架 中图分类号：TH113 文献标识码：A
Analysis of Dynamic Performance of Vehicle Suspension System
汽车悬架知识ppt课件
减震器
减振器
前桥
弹簧
车桥
弹性元件
纵向导向杆
三：振动频率：
据力学分析可知，如将汽车看成一个在弹性悬架上作单自由度 振动的质量，则其自振动率：
C=M×g / f
f：悬架垂直变形挠度 M：悬架簧载质量 簧载质量 悬架的性能指标体现在：自振频率（n）：取决于 悬架刚度
要求在设计悬架时，其自振频率应与人体步行时身体上、下 运动的频率相接近，在1～1.6HZ 的理想范围内。
3、当车桥与车架之间的相对速度过大时，减振器应能自动加大液流通道截面积，
使阻尼力保持在一定限度内。
车架
减震器
三、 减振器的分类：
按其作用方式不同分为：
车桥
弹性元件
1：双向作用减振器：在压缩、伸张两行程中均起减振作用。 2：单向作用减振器：仅在伸张行程中起减振作用。
1、双向作用筒式减振器
结构：
活塞杆 储油钢桶
伸张行程：当汽车掉入凹坑时，车轮下跳，
减振器受拉伸活塞上移。
上腔容积减少，油压 升高，油液推开伸张 阀，流入下腔。
车架 减震器
车桥
弹性元件
由于活塞杆占去一 定空间，所以自上 腔流入的油液不足 以充满下腔容积的 增加。储油缸中油 液推开补偿阀流入 下腔补充。
由于各阀门的节流作 用，便造成对悬架伸 张运动的阻力，使振 动能量衰减。
防尘罩 导向座
伸张阀
流通阀
活塞
压缩阀
补偿阀
工作原理
压缩行程：当汽车滚上凸起或滚出凹坑时，车轮靠近车架。
下腔容积减少， 油压升高，油液 推开压缩阀，流 入储油缸。
车架 减震器
车桥
弹性元件
容积减少，油压升 高，油液打开流通 阀，经过流通阀流 入上腔。
汽车动力总成悬置系统振动分析及优化设计
上海交通大学硕士学位论文
摘 要
汽车动力总成悬置系统振动分析及优化设计
摘 要
汽车动力总成振动是汽车振动的主要激振源之一，对汽车的舒适性 和 NVH 特性有很大的影响。 设计合理的动力总成悬置系统可以减少振动 传递，提高乘坐舒适性。本文以国产某轿车为研究对象，对动力总成悬 置系统隔振性能进行了分析研究。本文的研究工作包括以下几个方面： 首先，运用拉格朗日方程，建立了动力总成悬置系统动力学方程。 根据试验所获得的模型参数，在 Matlab 和 ADAMS 软件环境中建立了六 自由度仿真模型。 其次，结合实车试验，验证了所建模型准确性，并从系统固有频率 配置及振动解耦角度分析了悬置系统的振动特性；根据实际条件，以提 高系统振动解耦率为目标，应用优化算法对动力总成悬置刚度参数进行 优化设计，通过仿真分析比较了优化前后的固有特性，结果表明优化有 效提高了系统固有频率配置合理性和系统振动解耦率。 最后，建立了动力总成-整车十三自由度动力学模型，其仿真结果表 明优化后悬置刚度参数能改善怠速隔振特性，所建立的模型可以作为悬 置系统优化设计的虚拟样机。 本文的研究结果表明优化设计后的悬置系统其隔振特性有了较大的 改进，所运用的研究方法对悬置系统的优化设计具有一定的指导意义。
k sf k sr csf csr
ϕ
xi yi zi i′ j ′ k ′ PjI q
C
广义坐标方向单位矢量 往复惯性力 ( N ) 二阶往复惯性力 ( N ) 六自由度系统质量矩阵 六自由度系统刚度矩阵 位置转移矩阵 十三自由度系统质量矩阵
T F
第
汽车悬架系统动力学模型的研究
1 绪论随着社会的发展和文明的进步，汽车作为一种交通工具，已成为人们出行的主要选择，汽车乘坐的安全性、舒适性已成为世人关注的焦点。
汽车作为高速客运载体，其运行品质的好坏直接影响到人的生命安全，因此，与乘坐安全性、舒适性密切相关的轿车动力学性能的研究就显得非常重要。
悬架系统汽车的一个重要组成部分，它连接车身与车轮，主要由弹簧、减震器和导向机构三部分组成。
它能缓冲和吸收来自车轮的振动，传递车轮与地面的驱动力与制动力，还能在汽车转向时承受来自车身的侧倾力，在汽车启动和制动时抑制车身的俯仰和点头。
悬架系统是提高车辆平顺性和操作稳定性、减少动载荷引起零部件损坏的关键。
一个好的悬架系统不仅要能改善汽车的舒适性，同时也要保证汽车行驶的安全性，而提高汽车的舒适性必须限制汽车车身的加速度，这就需要悬架有足够的变形吸收来自路面的作用力。
然而为了保证汽车的安全性，悬架的变形必须限定在一个很小的范围内，为了改善悬架性能必须协调舒适性和操作稳定性之间的矛盾，而这个矛盾只有采用这折衷的控制策略才能合理的解决。
因此，研究汽车振动、设计新型汽车悬架系统、将振动控制在最低水平是提高现代汽车性能的重要措施[1][2]。
1.1 车辆悬架系统的分类及发展按工作原理不同，悬架可分为被动悬架(Passive Suspension)、半主动悬架(Semi-Active Suspension)和主动悬架(Active Suspension)三种，如图1.1所示[3]。
（a）被动悬架 (b)全主动悬架 (c)半主动悬架图 1.1 悬架的分类图1.1中Mu为非簧载质，Ms为簧载质量，Ks为悬架刚度，Kt为轮胎刚度；C1为被动悬架阻尼，C2为半主动悬架可变阻尼，F为主动悬架作动力。
目前我国车辆主要还是采用被动悬架(Passive Suspension)。
其两自由度系统模型如图1.1(a)所示。
传统的被动悬架一般由参数固定的弹簧和减振器组成，其弹簧的弹性特性和减振器的阻尼特性不能随着车辆运行工况的变化而进行调节，而且各元件在工作时不消耗外界能源，故称为被动悬架。
悬架特性参数实验报告(3篇)
第1篇一、实验目的本实验旨在通过实际测试和数据分析，了解汽车悬架系统的特性参数，包括弹簧刚度、阻尼系数、悬挂行程等，并分析这些参数对汽车行驶性能的影响。
通过实验，我们可以优化悬架系统设计，提高汽车的舒适性和操控稳定性。
二、实验原理汽车悬架系统是连接车轮与车架的部件，其主要功能是吸收和缓解道路不平引起的冲击，保证车身平稳，提高乘坐舒适性。
悬架系统的特性参数主要包括弹簧刚度、阻尼系数和悬挂行程等。
1. 弹簧刚度（k）：弹簧刚度是指弹簧单位变形量所需的力。
刚度越大，弹簧越难以变形，对冲击的吸收能力越强。
2. 阻尼系数（c）：阻尼系数是指阻尼器吸收能量的能力。
阻尼系数越大，阻尼器吸收能量越多，车身振动越小。
3. 悬挂行程（x）：悬挂行程是指车轮跳动时，悬挂系统相对车架的位移。
三、实验设备1. 汽车悬架测试台2. 力传感器3. 位移传感器4. 数据采集系统5. 计算机及软件四、实验步骤1. 搭建实验平台：将汽车悬架系统固定在测试台上，确保测试过程中的稳定。
2. 安装传感器：将力传感器和位移传感器分别安装在弹簧和悬挂行程上，用于测量弹簧刚度和悬挂行程。
3. 测试弹簧刚度：在汽车静止状态下，逐渐施加力，记录力传感器输出的力值和位移传感器输出的位移值，利用胡克定律计算弹簧刚度。
4. 测试阻尼系数：在汽车静止状态下，施加一定的频率和振幅的振动，记录力传感器输出的力值和位移传感器输出的位移值，利用阻尼比公式计算阻尼系数。
5. 测试悬挂行程：在汽车静止状态下，逐渐增加车轮跳动高度，记录悬挂行程。
五、实验结果与分析1. 弹簧刚度：实验结果表明，汽车悬架系统的弹簧刚度在1.5×10^5 N/m左右，符合一般汽车悬架系统的设计要求。
2. 阻尼系数：实验结果表明，汽车悬架系统的阻尼系数在0.1左右，符合一般汽车悬架系统的设计要求。
3. 悬挂行程：实验结果表明，汽车悬架系统的悬挂行程在20cm左右，符合一般汽车悬架系统的设计要求。
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车辆悬架系统振动研究概述关键词：振动悬架摘要：本文简单介绍了车辆振动的相关知识，对其做了简明的分析，由于篇幅有限故只重点介绍了与车辆悬架相关的知识。
根据不同结构悬架的特点，分别介绍与其相关的振动研究内容和成果。
引言悬架系统是提高车辆平顺性(乘座舒适性)和安全性(操纵稳定性)、减少动载荷引起零部件损坏的关键,。
自70年代以来,工业发达国家开始研究基于振动主动控制的主动/半主动悬架系统。
引入主动控制技术后的悬架是一类复杂的非线性机、电、液动力系统,其研究进展和开发应用与机械动力学、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。
为此，关于车辆悬架系统振动的研究比较困难，但是其又具有十分重要的实际意义。
一、车辆悬架系统简介悬架系统的作用主要是连接车桥和车架,传递二者之间的作用力和力矩以及抑制并减少由于路面不平而引起的振动,保持车身和车轮之间正确的运动关系,保证汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。
悬架系统一般由弹性元件、减振器和导向装置等组成。
其中,弹性元件的作用是承受和传递垂直载荷,缓冲并抑制不平路面所引起的冲击。
按弹性元件分类包括钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧悬架以及气体弹簧悬架。
钢板弹簧是1根由若干片等宽但不等长的合金弹簧片组合而成的近似等强度的弹性梁,多数情况下由多片弹簧组成。
多片式钢板弹簧可以同时起到缓冲、减振、导向和传力的作用,可以不装减振器而用于货车后悬架。
螺旋弹簧用弹簧钢棒料卷制而成,常用于各种独立悬架。
其特点是没有减振和导向功能,只能承受垂直载荷。
扭杆弹簧本身是1根由弹簧钢制成的杆,一端固定在车架上,另一端固定在悬架的摆臂上。
气体弹簧是在1个密封的容器中冲入压缩气体,利用气体可压缩性实现弹簧的作用。
气体弹簧具有理想的变刚度特性。
气体弹簧有空气弹簧和油气弹簧2种。
根据振动控制类型的不同，悬架系统又可以分为被动悬架、半主动悬架和主动悬架。
被动悬架系统参数是基于某种特定路况的优化设计，而车辆在行驶过程中，它的行驶速度、路面的输入以及载荷都会随时间发生复杂的改变，此时系统参数不能随外部环境变化，所以悬架系统便不再为最优肉。
基于上述分析被动悬架难以满足行驶平顺性和操纵稳定性的双重要求。
半主动悬架在结构上仍然是由弹性元件和阻尼元件所组成，与被动悬架的不同之处是半主动悬架使用的阻尼元件是可控阻尼器。
目前对于半主动悬架的研究大都只限于阻尼控制的问题上。
半主动悬架有分级可控式半主动悬架和连续可控式半主动悬架两种。
分级可控式半主动悬架阻尼系数为离散可调，只有几种阻尼系数可供选择切换。
而连续可控半主动悬架阻尼系数为连续可调，阻尼系数可在一定范围内连续调节。
主动悬架在结构上包括传感器、控制器和执行机构三部分。
传感器负责检测运动系统的状态信号，控制器接受传感器的信号，并根据控制结果对执行机构的动作进行控制。
而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。
下面主要对常用的较的空气弹簧悬架和油气弹簧悬架进行分析，并简要介绍主动悬架和被动悬架的一些控制知识二、空气弹簧振动特性分析空气弹簧是在橡胶囊所围成的密闭容器中加入压力空气，利用空气的可压缩性实现隔振作用的一种非金属弹簧。
由于空气弹簧具有变刚度特性，容易得到较低的振动频率,由空气弹簧组成隔振系统的固有频率在载荷变化时几图1.带附加气室的空气弹簧乎不变,且可以自动避开共振,从而抑制共振振幅,进而获得良好的行驶平顺性，并且可以通过高度控制阀的控制使车体在载荷下的高度保持不变,特别是空气弹簧隔振系统更容易实施主动控制. 因此国外的高速旅客列车和豪华旅游汽车上纷纷采用空气弹簧悬架。
装在汽车上的空气弹簧一般同时装有减振器,且装有导向机构,其衰减的主要是汽车的垂向振动。
图2.1/4悬架系统力学模型带辅助气室的膜式空气弹簧如图1所示，这种空气弹簧在主气室和辅助气室之间设置节流孔，当空气弹簧振动变形时，主辅气室之间产生压力差,空气流过节流孔时，由于阻力而吸收一部分能量,因而具有阻尼作用。
合适的节流孔径和辅助气室能改善隔振系统的阻尼特性,有效地抑制共振振幅。
图2为单自由度1/ 4车模悬架系统的力学模型，其中M 为1/ 4车模的簧上质量，C1为减振器阻尼。
该系统中，减振器阻尼为固定值，空气弹簧是变刚度的。
通过计算机分析可以得到不同压力下的的振动特性，入图3所示。
三、 油气弹簧振动特性分析气悬架优越的动态特性使其在工程车辆领域的应用比较广泛，已经用于多种特种车辆和高级轿车上，油气悬架的刚度、阻尼具有明显的非线性特征。
实际油气悬架的特性不仅与其零部件的相对运动速度、位移、加速度有关，还与工作时环境温度、磨擦情况、密封泄漏、油液黏度及油液在油气悬架内流动特性有关。
如图4所示，为简化后的油气弹簧简化模型。
悬架振动特性受很多因素的影响，其中包括缸筒内径、阻尼孔直和活塞外径等。
当阻尼孔直径变小时，对车身的加速度冲击很大，有杆腔的压力峰值增大较为明显，对于悬架的动行程均值影响也较明显，因此阻尼孔主要体现在阻尼特性上，而对于蓄能器体积的变化，主要体现在对悬架动行程的影响 对其他动态特性影响很小，可以预测蓄能器的体积变化主要影响悬架的动行程。
当缸筒内径减小，活塞杆外径增大时，车身振动加速度减小明显，悬架最大动行程变大而最小动行程基本不变，动行程均值变化显著，活塞杆外径减小对有杆腔压力的变化影响较为明显，冲击压力峰值减小明显，从总体来看，缸筒内径，图3.不同压力下的幅频特性曲线图4.油气弹簧模型活塞杆外径的变化对车身的振动影响明显活塞杆外径对有杆腔压力影响也较突出。
通过计算机的分析，可以得到不同缸体内径下车身的加速度对时间的变化曲线，如图5所示四、主动悬架控制介绍1.混合型主动悬架模型 研究的混合型悬架是在车轮环节作用一电磁反力式作动器，相当于在车轮上加一个天棚阻尼力，通过控制电磁力，。
的大小进而达到控制悬架系统振动的目的。
陔悬架系统的1／4车辆模型如图1所示。
可以看出当作动器不通电时，便是一个被动吸振器。
图中参数：m 1为非簧载质量、m 2为簧载质量、m 3为作动器动质量块的质量、k 1为轮胎刚度、k 2为作动器弹簧刚度、k 为被动悬架弹簧刚度、c 为被动悬架粘弹性阻尼系、C 3为作动器粘弹性阻尼系数、变量q 、x 1、x 2、x 3分别代表路面激励、车轮位移、车身位移、动质量块的位移。
根据牛顿第二定律，系统运动微分方程为：()()()a a F x x c x x k x m F x x c x x k q x k x x C x x k x m x x C x x k x -⎪⎭⎫ ⎝⎛'-'---="+⎪⎭⎫ ⎝⎛'-'+-+--⎪⎭⎫ ⎝⎛'-'+-="⎪⎭⎫ ⎝⎛'-'---="1331333313313311121211121222)()(m 2.路面模型图5.不同缸体内径下车身 加速度的变化汽车行驶过程中会受到外界诸多干扰。
只考虑路面不平度的影响。
路面不平度的模拟的可用白噪声通过一阶滤波器随机生成，用如下的微分方程表示：()2q -='t ()()t U G t q n ωππ002f +式中q(t)为路面垂直位移输入、0为路面输入的下截止频率G 0为路面不平度系数、U 0为车速、w(t)为输入白噪声。
3.模糊论域与隶属函数的确定在模糊控制系统中，信号的实际变化范围即为该变量的基本论域。
考虑悬架动挠度变化及路面扰动输入的情况，定义两个输入变量的基本论域分别为e(一0.08 m ，0.08m)，ec(一0.2 m ／s ，0.2m ／s)；输出控制变量的基本论域为u(一360 N ，360N)。
取三个变量的模糊论域均为(一4，4)。
则各比例因子为：K e =50，k ec =20，K u =90。
为了便于计算且保持较高的控制分辨率，将三个变量各划分为五个模糊子集，即{NB ，NS ，ZE ，PS ，PB}。
其隶属函数采用高斯函数。
4.仿真试验结果仿真模型和悬架参数由以上建立的模型和控制策略，借助MATLAB ／Simulink 对模糊控制的混合型主动悬架建立仿真模型，计算所需的主要参数列于表1表1 混合悬架主要参数4.1仿真结果及分析依据所建立的仿真模型和有关参数对混合型主动悬架进行仿真，得到车身加速度、悬架动挠度和轮胎动载荷。
仿真模拟路面输入分别选择B 级路面。
不平度系数为G 。
=64×10-6 m 33，车速均设定为Uo=20 m ／s 。
B 级路面的车身加速度仿真时间历程曲线见图2。
三个指标的方均根值列于表2。
在条件较好的B 级路面上，模糊控制的混合型主动悬架在车身加速度方面较被动悬架和PID 控制时有显著改善，作动器的输出力峰值较PID 控制时小21.8％图2 B 级路面输入下车身加速度仿真曲线表2 B 级路面输入是悬架性能方均根值对比五、被动悬架控制介绍1.被动悬架的力学模型()()()⎪⎭⎫ ⎝⎛'-'----="⎪⎭⎫ ⎝⎛'-'+-=21212101112121222m z z c z z k z z k z m z z c z z k z （1） 其中：m 1和m 2分别为轮胎和车体质量；k 1和k 2分别为轮胎和悬架的刚度；C 为悬架阻尼系数；z 0,z 1和z 2分别为路面激励、轮胎位移和车体位移。
2.被动悬架的改进假设在原被动悬架的基础上再并联一个弹簧和阻尼器，其系数分别为k 1和c 1，则控制力为()⎪⎭⎫ ⎝⎛'-'+-=2112111u z z c z z k (2) 改进的目的就是使u 1尽可能地接近u ，也就是各状态变量的系数尽量小。
3.改进后被动悬架性能(1)改进后的被动控制悬架和原被动悬架相比，除了在低频范围一小段内车体加速度响应稍高于原被动控制外，在绝大部分频带车体加速度响应有了明显减小，乘坐舒适性有了较大提高。
(2)从轮胎动载荷来看，改进后的被动悬架与原被动悬架相差不大，二者都不如主动悬架。
改进后的被动悬架对轮胎的寿命并无明显的影响。
( 3)以大约4 Hz为界，小于4 Hz时，改进后的被动悬架的悬架变形要大于原被动悬架，但是在4Hz以上，两者相差不多。
而主动控制悬架在4 Hz以下效果很好，超过4Hz以后效果变得较差。
(4)考虑到所作改进主要是为了提高乘坐舒适性，尤其是在乘客较敏感的4～8 Hz频带内，改进后的隔振效果非常好，故本文的改进方法有很大的实用性。
总结车辆的悬架系统的振动特性对整车的振动特新更有很大的影响，前面叙述了两种当前较为先进的悬架，空气弹簧悬架和尤其弹簧悬架，并介绍了主动和被动悬架控制技术。