本发明涉及一种检验汽车底盘的状态的方法以及实施该方法的一个装置。把汽车放在底座上方的一个定位支撑架上，然后把这个定位支撑架移去。 众所周知，为了评定一辆汽车的道路行驶性能，人们希望检验汽车的减振器、悬架和轴关节的状态。
在实际应用中，检查一支减振器的缺陷的最通用的方法是用手摇动汽车，根据汽车的振动特性判断减振器的状态。这是一个纯主观的方法，它依赖于机修工的经验，而且得不到任何精度上的要求。
已经提出了一个试验方法，该方法能够把被试减振器的状态与符合要求的减振器的状态作比较。
在这个试验方法中，汽车被开到高出地面的一个平台上面的支撑架上，当支撑架的锁定装置被解开后，汽车落下，其落差为平台与地面之间的距离。与此同时，车身被激励而振动，车身的振动过程便被一个连接在车上的杠杆测量机构所记录下来。利用这个方法，可在试验中模拟车身在各种路面条件下的振动特性，因此可得到有关汽车行驶平顺性方面真实性最好的信息。但是在这种情况下，有关减振器特性的信息却只能间接地得到，因为记录的振动过程只能与减振器厂以表格形式汇编的符合要求的减振器的数据作比较。因此，该方法不适用于估计减振器的实际状态，不能给出减振器状态的充分精确的信息。
在实际应用中，上述方法不适用于评定独立悬架汽车的减振器。在车辆自由下落过程中，由于车轮相对于车身的回弹，车轮所经的是一个弓形路线，该路线的轨迹可以用与关节相连的轮轴作为半径来确定，所以，车轮是在偏离垂直面的位置上撞击地面的，这就对弹簧系统产生了相当的干扰，以致振动不再是自由的了。因此，利用该方法是不能模拟运行过程中的汽车的实际振动特性的，而为了正确地评定试验结果，又需要正确地模拟汽车的实际振动特性。
此外，与车身的振动相比，这个已知的试验方法不能在减振器的特性、轴关节的阻尼特性和车轮的振动特性之间作出区别。更确切地说，它只能提供上述诸振动影响因素的联合作用的一般信息，亦即象前面所述，提供了汽车行驶平顺性的一个一般的估计。由于试验结果中所反映的减振器特性只占最小的比例，因此得到这个估计是不能正确评价汽车减振器的。另外，在以上所描述的方法中，由于汽车中的负载和它油箱内的油都包含在试验结果中，因此这一评价的可靠性就更成为一个问题。
本发明的目的是提出一个能够在与汽车的运行特性相似的条件下，单独地对减振器的状态、轴关节特性和车轮振动特性进行检测的方法，并提供了实施这一方法的装置。
根据这个发明，如文章开头所述，在该方法中：
1.定位支撑架和底座之间的距离相当于汽车的下落高度，也就是说汽车前桥或后桥的下落高度应选择使它基本上相当于弹簧的净变形量（轮轴和止动缓冲器之间的距离），但不能超过它。弹簧的净变形量可根据汽车的结构事先确定。
2.定位支撑架的移去速度至少应等于被试汽车车轮在重力、以及在车轮与车身之间正在松驰的弹簧的作用下的下落速度。至于减振器和各种反方向作用的摩擦力（例如轴关节轴承和弹簧中的摩擦力等）则可以略去。
3.测量车轮作用在底座上的压力变化时间历程。
在这个方法中，所叙述的第2个步骤，对于得到的测量结果的正确性具有特别巨大的重要性。一旦定位支撑架从汽车下面拉去，汽车中的各种弹性力就能自由施展，这里指的是：汽车放在定位支撑架上时，因汽车的重量而受压的车身与车轮之间的弹簧能够得以松弛。与此同时，重力的加速度决定了车轮的下落速度。此外，由于车轮的质量与车身相比非常小，因此弹簧的松弛作用几乎全部反映在车轮上，因而又给车轮一个附加的加速度。当然，附加加速度的大小还取决于减振器和轴关节的状态。由于附加加速度的存在，使得车轮的运动速度大于车身的速度，因此，在车身质量参与振动之前，车轮便与底座相撞并把它们的振动传给底座。
由于弹性力的释放并作用在车轮上，车轮下落速度大于车身的下落速度，故车轮与车身之间的距离会发生改变。在所有汽车上都使用了橡胶止动缓冲器以防止车轮过度的振动位移。如果比车身下落更快的车轮在撞上底座之前先与橡胶止动缓冲器相撞，那么，橡胶止动缓冲器施加在相反方向的力将影响车轮的振动特性以及车身、车轮之间的松驰弹簧的振动特性，得到的振动将会反映出汽车振动或减振器效果的不正确信息。另外，如果发生了车轴撞击橡胶止动缓冲器的情况，则由弹簧传递给车轮的一部份能量甚至在车轮撞上底座之前就被耗散殆尽而且弹簧的松弛量将达不到它的总行程。
汽车减振器是用来衰减弹簧的振动即消耗弹簧的能量的，在评定汽车的振动特性时，这将会导致一个错误的结论：认为汽车上所有减振器（用于衰减弹簧的振动运动和消耗弹簧的能量）是适于使用的。
为了防止车轮与底座接触之前车轴与止动缓冲器相撞，应谨慎地选择汽车的下落高度，也就是说，定位支撑架与底座之间的距离，不应超过某个最大值，即不超过所谓的净弹簧变形量的值。
这个值根据实验和由车辆制造厂提供的结构条件确定。因此，如果司机不在车中，那么对于任何汽车，这个所谓的弹簧净变形量至少应为50mm。如果司机在车中，由于附加了司机的重量，弹簧的净变形量将增大，而且到止动缓冲器的距离也变长。由于这个原因，可提出一个安全界限，以避免在车轮与底座接触之前车轴先与止动缓冲器撞击。
如果在使用该方法中坚持了以上所述的原则，那么根据车轮作用在底座上的压力测量结果，通过适当的曲线分析，在无需拆卸汽车的每个元件的情况下，可得到如下结果：
1.确定汽车是独立悬架或是整体桥悬架;
2.确定车轮与车身的重量比;
3.说明轮胎的弹性特性（扁平轮胎，轮胎压力）;
4.确定轴关节的阻尼特性;
5.说明减振器的品质;
6.说明行驶平顺性;
7.说明汽车的行驶刚度;
8.说明减振器的伸张与压缩特性比;
9.说明汽车的负载重量;
10.说明可能存在的被卡住的减振器。
适用于实施本发明所述方法的装置配备了一个安置在底座上方的可移动的汽车支撑架，该装置的特征是：底座以测量桥的形式建造，可检测汽车的重量以及车轮作用在底座上的压力时间历程。另外，汽车支撑架到底座的距离，最大能达到事先确定的汽车弹簧净变形量。
根据从属权利要求中所述的特点，以及参照示意图对一个具体装置的说明，可以更充分地说明本装置的详情。具体如下：
图1为底盘结构示意图;
图2是测量桥侧视示意图;
图3表示了图2中测量桥的弹性支撑;
图4是质量M2的车轮和质量M1的车身在汽车下落开始后它们所经历的路程随时间的变化曲线;
图5显示了汽车下落期间减振器的应力（伸张力/压缩力）随时间变化的框图;
图6a显示了硬悬架汽车撞击底座后作用在底座上的总压力的振荡曲线。
图6b显示了软悬架车辆撞击底座后作用在底座上的总压力振荡曲线。
在目前交通运输的各种汽车中，独立悬架最为常见，因此可把一个汽车简化为图1所示的模型。该简化模型能更好地解释本发明所述的方法。
图2中部份显示的汽车车身1，其质量用M1表示，质量为M1的车身通过一个弹性力为C1的弹簧2与质量为M2的一个车轮3连接。由轮胎压力和类型确定的车轮本身的弹性力用C2表示。弹簧2和质量M2的振动被减振器4所衰减，减振器4的阻尼力用质量M1和M2之间的阻尼D2表示在图1，D2平行于弹性力C1。在本例所示的独立悬架中，弹簧2和质量M2的振动另外还被轮轴6上关节5中的摩擦力所衰减，还被弹簧2在运动过程中转换成热量的摩擦力所衰减，这部份阻尼力在图1中用D1表示，同样，也并联于弹性力C1上。
图2和图3中用数字1至6表示的独立悬架汽车，其车轮3放置在一个滑行台11上面的定位支撑架上，其它的轮子也一样，图中没有显示。在测量过程中，两个车轮同时落向它们的测量机构，而另两个车轮则停留在它们的底座上。定位支撑架籍液压油缸12的作用保持在滑动平台11的高度上并通过拉紧机构14与底座7连接，滑动平台11比测量设备13约高出50mm。一旦液压油缸12的力被中断，拉紧机构14便把定位支撑架10从汽车下拉掉。定位支撑架10的尺寸比测量机构13的外围尺寸大，因此它们可越过并拉到低于测量机构13的位置上，且不与其接触。为了防止定位支撑架10反向回弹，撞击测量机构13上的车轮3从而歪曲测量结果，定位支撑架10可被制动机构23挂住。本结构中，制动机构23由一个液压油缸构成，当然也可以选用其它适用的机构。
每个测量机构13包含一个称量板15，称量板以测量桥的形式布置，通过配置在两边的L形截面的弯曲测力梁16，与框架17刚性连接。两个应变片18沿着弯曲测力梁的对称线分别安置在每个测力梁上。应变片拾取的结果利用一个记录设备（图中未显示）以曲线的形式再现出来。该曲线给出了车轮作用的称重板15上的力的变化规律的信息。此外，应变片18的测量结果可同时输入到一个已适当地程序化了的计算机，计算机把这些实际测量值与已计算好的期望值进行比较，以评价车辆部件的质量。
框架17的两端安置在底板21上的滚柱20上，以便能在水平方向移动。从图3中可看出，测量机构13是安置在弹簧22上的，弹簧22在受到激励时会发生振动。
当汽车开上滑动平台11，车轮3停放在定位支撑架10上时，汽车高出测量桥13约50mm。在试验过程中，司机可以坐在汽车中，以便尽可能地使试验结果符合道路上行驶的汽车的特性。定位支撑架10一旦被拉下，汽车即按自由落体的规律下落。由于一个车轴上的车轮3的下部支撑消失，原来作用在车轮上的车身重量也同样解除了对车轮的影响，车轮3的悬架弹簧2开始松弛，车轮3便以轴6的长度为半径，围绕轴关节5作园弧运动。车轮3偏离了垂直位置向里摆动，并以一个倾斜的位置撞在测量桥13的称量板15上。车轮的这个位置与车轮在实际运行时的状态不相一致，因此，同样会歪曲试验结果。对于减振器来说，情况更是如此，因为车轮位置的倾斜，将使减振器不能自由地振动，甚至会产生一定程度的卡滞。由于这个原因，试验结果将错误地反映减振器的阻力，使人们对减振器产生误解。
为了在试验过程中达到使车轮3处于垂直位置时的效果，并且使车身1按照实际运行的状态能自由地向下落，测量桥13是安装在滚柱20上的，这样它就可以在底板21上作侧向移动。在弹簧2的松驰力的作用下，车轮3以高于车身1的速度撞击在称重板15上时，车轮3开始是处在一个倾斜的位置上的。然而，车身1这个较重的质量随车轮之后落下来时，车轮又重新直立起来，并横向朝外推动称重板15，使轮胎3能够附着在称重板15上。由于车身1的振动，引起车轮3反复地倾斜和归正，因此，称重板15便参与了这个振动运动，利用这个振动信息。可以判断被试汽车的悬架是独立悬架还是整体桥式悬架。因为目前除一些越野汽车外，几乎所有的汽车都具有独立悬架结构，因此，称重板15的滚柱支撑是测量机构中的一个必需的结构特点，它避免了因减振器卡滞而造成的测量结果的错误。减振器卡滞现象的发生是通过附着于称重板15上的轮胎3传递到轴关节5上再作用于减振器4上的。
测量机构13的构造，应使车轮3在自由下落时，在称量板上的落点处于无关重要的地位。测量机构13的这一特性对于研究不同轮距的汽车和在自由下落期间有不同的车辆偏离的汽车来说是必须的。为了做到这一点，称量板15通过弯曲测力梁16支撑在框架17上。一旦汽车落在称量板15上，它的总重量，即M1+M2以及作用在称量板15上的车轮压力的时间变化即可利用应变片18，根据所谓的差动方法来获得。
为了评价测量结果，必须注意汽车下落过程中所出现的情况。
在连接机构中，使汽车的一对车轮开始下落的机构具有明显的重要性。开始时，汽车停在定位支撑架10上，定位支撑架通过拉力弹簧14与底座连接并且被液压油缸12所举起，保持在高出测量机构13的位置上。为了使汽车车轮3在自由下落过程中撞击称量板15，不受外部各种力的不利影响，故可能的情况下，定位支撑架10必须以比车轮3向称量板15的下落速度更大的速度从汽车下部拉开。由于开始时被汽车的重量所压缩的非常强的弹簧2在支撑10移去后发生松驰，车轮便受到了一个非常大的推力，这个力附加到车轮3的重力上，使车轮3的速度大于自由落体的速度，也大于车身1的质量M1的速度。车轮与称量板15接触时，按其自身的振动特性，在弹簧2、减振器4、轴关节轴承阻尼D1和弹簧2中的摩擦力的影响下，车轮传递给称量板15一个变化的压力，这个压力便被应变片18以一个振动信号记录下来。在讨论连接机构时，应参考下面讨论的图6a和6b中的曲线。
为了足够快地向下移去定位支撑架10，将它与一个刚度适当的拉力弹簧14连接，另外，制动设备23用于防止下落的定位支撑架10的回弹。
前面已经指出，弹簧2对车轮3的加速作用会被减振器4所阻碍，也就是说，减振器4的效应是把弹簧2的能量转化为热，这正是设置减振器的目的。现在，试验的目的是要确定减振器是否还能充分地完成这一任务。如果出现下述情况，即弹簧2在松驰时只引起车轮3的尽可能小的变形，则可以认为减振器14是满意的。
在轴关节5处产生的摩擦力将增强减振器4的阻尼作用，在一般情况下，这些摩擦力是比较小的，与减振器的力相比，它们可以忽略掉，但是，当轴关节发生卡滞而产生这些摩擦力时，它们就不可忽略了，当发生事故性的损伤后，就会出现这种情况。由于这些摩擦力对弹簧2的作用与减振器4的作用相同，因此，对减振器品质所作的评定将会被歪曲。
然而，一个专家却可以从所得的测量曲线的形状，作出一些结论并能根据这些曲线，分析作用在弹簧2上的力。
图6a和图6b再现了称量板15的振动时间特性。这是汽车开上滑动平台11，定位支撑架10从车轮3的下方拉开，汽车落到称量板15上以后发生的。实际上，这些曲线表示的是落在称量板15上的跳动的汽车施加在称量板15上的随时间变化的压力。
这个压力与车轮的压力相一致，串联连接的两个弹性力C1和弹性力C2垂直向下地施加在车轮3上，并传递给称量板。在此期间，弹性力C1和C2被自由下落的质量M1和M2的力所激励，引起振动，而这个振动又依次地受前面已提及的阻尼力D1和D2的影响。因此，根据质量M1和M2的已知值和规定的轮胎弹力C2，利用称量板15上的压力测量结果，便可得到一些有关阻尼弹簧系统C1、D1、D2的状态的结论。这意味着，根据测量曲线的形状，可以评定硬弹簧和硬减振器的弹簧系统，或者软弹簧和软减振器的弹簧系统是否存在问题。
图6b所示的是一个典型的软弹簧系统的压力曲线，而图6a所示的是一个典型的硬弹簧系统的压力曲线。
当然，为了要得到汽车的各元件的状态（如弹性力C2，减振器阻尼D2和轴关节5等）的详细结论，还需要细致地分析这些测量曲线。
由于测量曲线是在各种情况下的综合曲线，故曲线是各种振动的迭加。为了评价测量结果，通常需首先考虑综合曲线是由哪些独立的振动曲线叠加而成的，还应考虑这些独立的振动曲线的变化是如何依赖于它们的支配因素的。研究将从分离系统M2，C2和系统M1、C1、D1，D2的振动特性着手，以便能估价这2个系统的协同关系。
在汽车自由下落运动之初，弹性力C2和C1就开始松驰，由于松驰中的弹性力C1对质量M2作用以一个向下的力，增大了质量M2的下落加速度。因此，质量M2下落的速度就比基本上只承受重力作用的质量M1的下落速度大。质量M2撞击称量板15时的动能的大小反映了M2在下落期间所受到的系统C1、D1、D2的加速力作用，这个动能的大小是评价减振器D2的品质的一个准则。如果减振器阻尼D2对弹性力C1的影响非常小，弹性力C1就容易松驰，对质量M2产生的加速度就非常大。下落运动一经开始，很快便会发生车轮3对称量板15的撞击，撞击力将很大，振动曲线的开始部份将靠近坐标系的原点。
但是，车轮3撞击称量板15以后，轮胎又被剧烈加速的质量M2所压缩，也就是说，表示轮胎本身的弹性力C2的弹性变形又有增大，弹性变形的这种重复的增大和减小，就形成了弹性力C2的振动。
如果弹性力C1在下落过程中能发生很大程度的松驰，则系统C1、D2是较软的弹性振动系统。因此，即使车轮撞击以后弹性力C2再次松弛，弹性力C1也不能对弹性力C2产生多少阻力。所以，振动开始阶段，弹性力C2在振动中所受到的阻碍就比较小。而系统C1、D2承受交替出现的拉伸和压缩力。
系统M2、C2虽然受系统M1、C1、D2的影响（阻尼D1由轴关节产生，因为很小，予以略去），但由于存在内在阻尼，故该系统的振动能较快消失。
质量M2和M1同时振动的时间是非常短的，在这段时间内，减振器4被交替地拉伸和压缩。减振器4的这一短暂的交替拉伸/压缩过程可从图4下面图5所示的框图中看出。所涉及的区域用阴影线来区别。
直到车轮3撞击称量板15为止，弹性力C1一直在松弛，减振器D2只受拉伸作用。这些情况在车轮3撞击称量板后发生了变化。弹性力C1受加速下落的质量M1的作用被压缩，因此，在瞬态振动压缩/拉伸阶段消失后，减振器就只受压缩作用。这一振动过程对应于图6a和图6b的曲线中的“第二阶段”时间区间。
如果把图6a和6b中“第二阶段”的曲线与图4所示的图形配合起来看，就更容易理解这些曲线。在图4中，质量M1和M2在振动过程中所处的位置，可按时间表示出来。基准线取为该质量车轮和车身的正常位置。质量M2以高于M1的速度自由下落，直至车轮3撞上称量板15为止的这个阶段，可从M2曲线看到（点划线）。车轮3碰撞以后，轮胎被压缩，也就是说，高速的质量M2压缩了弹性力C2，故质量M2处在低于基准线的位置上，亦即低于它的正常位置。
质量M1的运动用实线表示，曲线的开始部份相应于自由下落，车轮3发生碰撞以后，质量为M1的车身1因受松驰弹性力C1的向上的作用，其自由下落速度稍有减少。尽管如此，由于质量M1本身的动能，它剩余的加速度仍足以使质量M1向基准线以下运动，这时弹簧C1被压缩，质量M1的回复点在基准线下边，在这一点处，质量M1的动能耗尽而弹性力C1中储存的能量达到它的极大值。然后，被质量M1压缩的弹性力C1松驰，并向上推动质量M1。上述振动过程将重复出现，这取决于C1、D1、D2系统的弹性力强度，并且这一过程迟早总会停止。和弹簧2一样，减振器4也交替地被拉伸或压缩，直到质量M1和M2的运动停止，回到它们的正常零位置为止（参阅框图5）。
了解了图4中的曲线的运动，图6a和6b中所示的作用在称量板15上的第二阶段压力变化规律就易于理解了。
在第二阶段，被质量M1所压缩的弹簧弹性力C1又开始松弛，质量M1被向上推动，压力减小。对于硬的悬架C1、D1，弹性力C1的松驰很快完成，这意味着压缩幅度将远在水平虚线的下面。水平虚线表示由汽车的实际重量（静止重量）产生的基准压力。因此，施加在称量板15上的压力是小于在称量板15上的汽车的静止重量的。
根据图4所示的质量M1和M2的曲线的运动，可以看出它们的动作在瞬态振动第一阶段是如何影响图6a和6b所示的压力变化规律的。图6a和6b中用虚线表示的那段曲线，可看成是基频振动，可根据图4所示质量M1的振动特性推得。
图6a和6b中虚线表示的曲线的陡度和曲线上第一个最大值的高度可作为振动系统C1，M1，D2中各力之间相互关系的一个度量。
图6a和6b中实线表示的第一阶段曲线是一个总和曲线，它对应于轮胎的弹性特性和系统M2，C2的振动特性。
对于软的悬架系统亦即软的弹性力C1和软的减振器4，上面所描述的弹性力C2的振动特性可首先被求出。基频振动曲线的上升边（图6b）较长，且不很陡。把图6b（软弹簧系统）所示的曲线与图6a（硬弹簧系统）所示的曲线相比较，可看出第一个振动振幅比较扁平，第一个振动最大值出现得比较迟。
对于硬弹簧系统C1，D2，由于硬弹性力C1能阻止弹性力C2的复杂振动，因此，瞬态振动实际上是被抑制的。由于质量为M2的车轮3没有受到松弛弹性力C1的很大的加速，故振动的开始稍迟于软悬架系统，曲线的上升比较陡，第一个振幅较高并且在很短的时间内就达到。
根据曲线的第一部份，可得下述结论：软悬架的基频曲线缓慢地上升，说明行驶平顺性良好;硬悬架的基频曲线陡峭上升，说明行驶平顺性较差。
车轮3的弹性特性，在第一阶段压力曲线中是迭加在车身1的基频振动上的，因此，根据第一阶段的压力曲线，便可得到减振器4的品质的结论。
因此，用上述测量系统，通过分析称量板15上的压力，就可能从汽车的总的振动特性中提取出减振器的特性，可以清楚地描述减振器的品质而无需将它卸下。
根据对每辆汽车来说都是已知的数据M1，M2，C1，C2，可以计算出汽车的理论振动曲线，并可将它与实际的测量曲线相比较。
当然，在实际应用时，那些理论曲线所必需的数据，可以输入电子计算机，计算机可把实验曲线与理论计算曲线逐点进行比较，按照输入的程序，计算机将给出不合标准的各种缺陷的报告。