1、 3悬架系统与整车的匹配 1 独立悬架导向机构的设计独立悬架导向机构的要求：1 车轮跳动时，轮距变化不超过4mm 以防止轮胎早期磨损。2 车轮跳动时，前轮定位角变化特性合理。3 转弯时，车身在 0.4g 侧向加速度作用下，车身侧倾角不大于 34，并保证车轮与车身倾斜同向，以增加不足转向效应。4 制动及加速时，车身应有“抗点头”及“抗后坐”效应。5 应具有足够的强度，以可靠地承受及传递除垂直力以外的力和力矩。2侧倾中心与侧倾轴侧倾中心是指在横向垂直平面内，汽车在横向力（例如转弯离心力）作用下，车身在前、后轴处侧倾的瞬时迴转中心。前后、轴的侧倾中心距地面的高度，被称之为侧倾中心高度 hg，如图 1
2、 所示。图 1前悬架侧倾中心高度 hg 可按图 1 中各参数计算获得。在前面计算悬架偏频时已知：m=150=5.36 P=2428B=740求 hg在EOW 中，OW=PSin=2428Sin5.36=226.8EW=PCos=2428Cos5.36=2417.4OQ=OW+m=226.8+150=376.8QT=EW+m tg=2417.4+150 tg11=2446.56OQ/hg=QT/B， P/QT=k/Bhg=376.8740/2446.56=114 mmk=PB/QT=2428740/2446.56=734.7mm而后悬架采用纵置摆臂式非独立悬架，如图 2 所示。图 2此类纵置摆臂
3、式非独立悬架的侧倾中心，一般都大约在车轴中心处。如图 3示。图 3侧倾轴：将前、后轴侧倾中心连接成一条轴线，此轴线位于汽车横向对称中心面上，并与汽车重心在同一平面内。如图 3 所示。车身在侧向力（侧风、转弯离心力等）作用下围绕侧倾轴线的转角 称为车身侧倾角。侧倾角 直接影响到汽车的稳态转向效应。侧倾角过大，乘客感到不安全、不舒服；侧倾角过小，则悬架的侧倾角刚度过大，单轮遇到障碍物时，车身会受到强烈冲击，平顺性差。侧倾角过小会使驾驶员失去汽车将要发生侧滑、侧翻的警告信号。3侧倾角 汽车作稳态圆周行驶时，侧倾力矩 M 除以悬架总角刚度C （前、后悬架） ，即得侧倾角 =M / C 4侧倾力矩 M侧
4、倾力矩 M 由三部分组成：1）悬架质量离心力引起的侧倾力矩 M1汽车作匀速圆周行驶时，悬架质量的离心力为 Fy 为Fy=GSV2 / gR NGS 悬架重量 kgV 车速 m/sg 重力加速度 9.8m/s2R 转弯半径 mM1 = Fy hh 悬架质量的质心至侧倾轴线的距离 mas 悬架质量的质心至前轴线的距离 m bs 悬架质量的质心至前轴线的距离 m L 轴距 mh1 前轴侧倾中心至地面的距离 mh2 后轴侧倾中心至地面的距离 mhs 悬架质量的质心至地面的距离 mh = hs-（h 1 bs+ h2 as ）/L2）侧倾后，悬架质量引起的侧倾力矩 M2 如图 4 所示。图 4M2 =G
5、eGh3）独立悬架中，非悬架质量的离心力引起的侧倾力矩 M3汽车作稳态圆周运动时，其侧倾力矩为：M = M1 + M2 +M3为简化计算，一般取 M M 15侧倾角刚度 C悬架的侧倾角刚度 C 等于前、后悬架（C 1 +C2 ）及前、后横向稳定杆（C 1 +C2 ）的侧倾角刚度之和。C =C1 +C2 + C1 +C2悬架的侧倾角刚度 C 的大小，及其在前后轮的分配比例，对车辆侧倾角的大小、侧倾时前、后轴及左、右车轮的载荷再分配，以及车辆的稳态响应特性有一定的影响。1）求前悬架侧倾角刚度 C1 ：在麦氏独立悬架中，已知车轮上的悬架刚度为 C1（具体验算见偏频计算实例） ，如图 5 所示。图 5
6、前悬架侧倾角刚度可按下式计算C1 =2（uk / p ） 2C1将偏频计算实例中的参数结果，u=2331 k=734.7 C1=22.08 N/mm代入上式后得出前悬架角刚度C1 =2（2331734.7 / 2428） 222.08=21970317N.mm=21970 N.m/rad2）求后悬架角刚度 C2由于后悬架为扭梁式非独立悬架结构，其悬架角刚度 C2计算方法与纵向摆臂式非独立悬架相同，可按下式计算：如图 6 所示图 6C2 =S2C2 / 2已知： S= 1134后弹簧刚度 Cs=24.25 N /mmm=398mmn=322 mm空载单轮悬架质量 G02=1430 N满载单轮悬架
7、质量 G2= 2980 N验算:其悬架刚度 C2=Cs(n/m)2=24.25(322/398)2=15.87 N/mm空载挠度 f02= G02/C2=1430/15.87=106mm=10.6cm满载挠度 f2= G02/C2=2980/15.87=188mm=18.8cm空载偏频 n02=300 / f 02 =300 / 10.6=92 次/ 分满载偏频 n2=300 / f 2 =300 / 18.8=69 次/分悬架角刚度 C2 =S2C2 / 2=1.134215870 / 2=10204 N.m/rad3.求前稳定杆角刚度 C1 如图 7、8 所示图 7图 8已知: B=670
8、mm m=256 mmd=18 mm 车轮上跳挠度 S1=100mm稳定杆连接点上行挠度 S2=96mm由作图得知，稳定杆最大工作扭转角为 =22=0.384rad验算：前稳定杆角刚度 C1 =d 4G / 32B N.mm/rad 前稳定杆扭转应力 =16M /d 3 N/mm2式中G 剪切弹性模数 G=75460 N /mm2d 稳定杆直径 mmM 作用在稳定杆上的扭矩 N.mmB 稳定杆有效工作长度 mm将已知数代入后得:前稳定杆角刚度 C1 =d 4G / 32B=18 475460 / 32670=1160732 N.mm/rad=1160.7 N.m / rad作用在稳定杆上的扭矩
9、 M=C1 =11607320.384=445721N.mm=445.7 N.m 前稳定杆扭转应力 =16M /d 3=16445721 / 18 3=389.2 N/mm24悬架系统减震器的匹配 4 1. 减震器的工作特性根据前述单自由度振动方程：质量系统的自由振动是由悬架质量 M、弹簧刚度 C、减震器阻尼系数 组成。该系统的自由振动可由以下齐次方程来描述：Mz+ z + Cz= 0令 2n =/M ， 02 =C/M 后可以置代为下式z+2nz + 02z = 0该微分方程的解为：z = Ae-n t Sin （ 02 n2 ） 1/2 t +az = Ae-n t Sin（ 02 n2
10、） 1/2 t +a将上式绘制成 A-t（振幅时间）曲线，如图 9 所示。曲线指出：有阻尼自由振动时，质量 M 以圆频率（ 02 n2 ） 1/2 振动，其振幅按 e-nt 衰减。式中 n=/2M有阻尼自由振动时的固有频率 d=（ 02 n2 ） 1/2 ，若改写为 d=（ 02 n2 ） 1/2 = 0（1- 2） 1/2 - （1）式中=n/ 0 起名为相对阻尼系数 0=C/M 称之为无阻尼自由振动的固有圆频率 rad/s（转换为的固有频率 f0= 0/2= 1/2 C/M c/s 或 Hz）图 9由（1）式中，相对阻尼系数 =n/ 0=n/（C/M）将 n=/2M 代入并整理后得：=/2
11、CMC 悬架刚度 N/mmM 悬架质量 kg.s 2/9800mm 减震器阻尼系数 N.s/mm减震器的性能常用 阻力位移、阻力速度特性来描述。前者称为“示功图” ，后者称为“速度特性图” 。 减震器阻尼系数的物理意义是：悬架在自由振动的条件下，如果减震器活塞速度 V 与阻力 F之间的特性关系是线性的，换句话说是直线关系，即F= V 是该直线的比例常数，即斜率。如果减震器速度特性是非线性的即曲线关系，则F=v i减震器阻尼系数 仍然代表曲线的斜率。在悬架小幅度振动范围内，速度特性可视为线性的关系。这样一来指数 i 在减震器卸荷阀打开时 i =1 此时称为线性阻尼特性，如图 10 所示。图 10
12、 速度特性图 11 示功图图 11 表示减震器行程为 100mm 以每分钟 100 次、25 次振动测得的阻力位移特性（示功图） 。通常减震器的试验速度 V，常选定在 0.05m/s、0.1 m/s、0.3 m/s、0.52 m/s、0.6m/s 的范围内进行。42 减震器相对阻尼系数 的确定由上节得知：相对阻尼系数 =/2CM实践中，常常通过所测得的 AT（振幅时间）曲线如图 1 所示，根据两个相邻振幅的比值 m=A1 / A2 来求出相对阻尼系数 值。然后再算出减震器阻尼系数 的大小。具体计算公式如下：=1/（1+4 2/ln2m） 1/2m=A1 / A2ln 自然对数相对阻尼系数 的物
13、理意义是指减震器的阻尼作用，同样大小的减震器阻尼系数 ，在与不同刚度、不同质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。一般减震器的 值在 01 之间选择， 值越大，运动性质就越接近非周期性（即不等时性） ，故 也称为非周期性系数。相对阻尼系数 值取得大，能使振动迅速衰减，但会给车身带来较强烈的路面冲击力， 值取得小，振荡衰减慢，平顺性变差。通常在压缩行程选择较小的 值，在伸张行程选择较大的 值。但是当代轿车由于广泛采用前置前驱动结构，前轴负荷较重且离地间隙较小，为避免汽车行驶在不平路面上底盘与地相刮碰，往往采取相反的措施，将伸张行程的 值大于压缩行程的 值，例如花冠轿车就是这样的。通常 =0.
14、25-0.5 ，对于无内摩擦的弹性元件悬架（如麦氏悬架） ，取 =0.25-0. 5；对于有内摩擦的钢板弹簧悬架， 值可取小些。对于越野车， 值应当取大些，且 值大于 0.3。为迅速衰减汽车振动又不把大的路面冲击传递到车身上，一般把减震器拉伸和压缩阻力按 82 64 的比例关系分配。43 减震器阻尼系数 的确定减震器阻尼系数 =2CM由于存在导向机构的杠杆比关系（图 12） ，悬架阻尼系数 可由下式计算：= （ 2C M ）i 2/cos2ai =n / b a 减震器安装角图 1244 计算实例以某款轿车前减震器为例，441 已知：满载前单轮悬架质量 G=308kg悬架弹簧刚度 C=22.0
15、8N/mm减震器试验速度 V=0.3m/s 时 拉伸阻力 Fr=684N压缩阻力 Fp=640NV=0.6m/s 时 拉伸阻力 Fr=925N压缩阻力 Fp=950N442 计算：根据前述，减震器阻尼系数 代表速度（V）阻力（F ）曲线的斜率（导数） ，因此，拉伸行程时的阻尼系数 =dF /dV = （925-684）/ （0.6-0.3 ） =803.3N.s/m=0.8N.s/mm相对阻尼系数 =/2CMC 悬架刚度 N/mmM 悬架质量 kg.s 2/9800mm 减震器阻尼系数 N.s/mm拉伸行程的相对阻尼系数 =/2CM = 0.8 /222.08308/9800=0.48同样方法
16、可将压缩行程的减震器阻尼系数 和相对阻尼系数 值。=（950-640）/（0.6-0.3 ）=1033.3N.s/m =1.033N.s/mm=/2CM = 1.033 /222.08308/9800=0.62由于存在导向机构的杠杆比关系，悬架相对阻尼系数 可由下式计算： 0=cos 2a /（2CM ）i 2i =n / b=398/361=1.1a=110拉伸行程的悬架相对阻尼系数 0=0.8cos2110 /(222.08308/9800)1.1 2=0.38该计算值符合推荐值 =0.25-0. 5 范围内。443 减震器缸内工作油压 p 的计算已知:缸径 d=25mmV=0.6m/s
17、时 拉伸阻力 Fr=925N压缩阻力 Fp=950N拉伸时, Fr=0.78d2prpr= Fr/ 0.78d2=925/0.78x2.52=190 N/cm2压缩时, FP=0.78d2pPpp= Fr/ 0.78d2=950/0.78x2.52=195N/cm2444 最大卸荷力 F0 的确定为了减少传给车身的冲击力，当减震器活塞振动速度达到一定值时，减震器应打开卸荷阀，此时活塞速度称为卸荷速度 VxVx=Acos/ iA 车身振幅 取40mmVx 卸荷速度 一般为 0.15-0.3 m / s 悬架固有圆频率 rad/s若伸张行程时的阻尼系数为 0，则最大卸荷力 F0= 0 Vx445
18、减震器工作缸直径 D 的确定减震器工作缸直径 D 可由最大卸荷力 F0 和缸内允许压力p 近似求得：D=4F0 / p（1- 2） 1/2缸内允许压力 p =3-4 N/mm2 工作缸直径 D 与活塞杆直径 d 之比 =D / d = 0.3-0.35D 值应取标准缸径值：20、30、40 、 50、65 mm工作缸筒用低碳无缝钢管制成，壁厚为 1.5-2mm。贮油筒直径 Dc=（1.35-1.5）D，壁厚为 1.5-2mm。5. 悬架缓冲块的应用为了防止悬架被“击穿”所造成的撞击，在车轮上跳到一定行程时，与主弹性元件（如螺旋弹簧）并联一个非线性程度很强的弹性元件，这就是缓冲块。用它来限制悬架
19、行程，以吸收从车轮传到车身上的冲击载荷，如图 13所示。图 13现代轿车的缓冲块大多数都采用多孔聚胺脂材料制成，橡胶材料逐渐被其代替。聚胺脂材料制成的多孔型缓冲块具有以下橡胶所不能代替的优点：1 质量小，大约是同样大小橡胶缓冲块的 1/22 变形大，有很好的非线性特性。橡胶缓冲块的压缩变形量约为自用高度的 50%，而聚胺脂材料制成的多孔型缓冲块，其压缩变形量可达自用高度的 75%，如图 14 所示。图 143 承载时外径尺寸变化小，所需径向尺寸空间小，如图 15 所示。图 15由于上述特点，聚胺脂材料制成的多孔型缓冲块比橡胶材料能更好地吸收冲击载荷。而且聚胺脂材料塑性变形小、耐老化、耐吸水性好。缓冲块与主弹性元件的匹配关系如图 16 所示。
