悬架系统与底盘平台的匹配 - 图文

悬架系统与底盘平台的匹配

1． 概言

众所周知，汽车设计的过程实际上是“匹配”而非“拼装”的过程。如果选用世界上最美丽的面部器官，安装在同一个人的脸部后，她不一定是最美丽的。同理，用同样的原材料，由不同的厨师配菜，必然得到不同口味的佳肴，这就是“匹配”的奥秘所在。大自然中的和谐，是造物者神奇“匹配”的杰作。因此，一个优良的汽车底盘平台，必然是由各大总成零部件与整车合理“匹配”的结果，它必然会使汽车各大性能得到最大限度地发挥。一句话，“匹配”是汽车设计的灵魂！

以下是一张《悬架与底盘匹配关系》网络图，它大致说明系统各部件之间的匹配关系，可供参考。 2． 乘用车操纵稳定性的核心是悬架系统

上个世纪中叶，随着汽车行驶速度日益提高，高速公路的飞快发展，乘用车的设计车速已突破200km/h大关。研究汽车理论的科技工作者面临一个全新的复杂课题：如何在汽车高速行驶状态下，抵抗来自路面的不平、坡度、侧风等外界因素的干扰，汽车又能遵循驾驶员的操纵、自动摆脱力图改变其行驶方向的各种干扰、并保持稳定的行驶能力，而不过分地降低车速或造成驾驶员紧张和疲劳，这种能力总称汽车的操纵稳定性。

研究汽车操纵稳定性的方法借助于飞机的操纵稳定性的理论，早在上世纪60年代，我国就已开展汽车操纵稳定性的研究。汽车操纵稳定性的好坏，与整车参数、转向系统、特别是“悬架—轮胎”系统密切相关。对于底盘设计师而言，我们的任务是如何利用其研究成果，正确地确定各结构参数，并体现在各具体结构上而不是“运气设计”，以避免新车型产生先天性的缺陷。既然“悬架—轮胎”系统如此重要，下面将分别对轮胎及悬架的一些有关基础知识做一介绍以备匹配需要。

3. 乘用车的悬架系统

乘用车是现代高速运动的复杂机器，其悬架系统是底盘平台的基础，在汽车结构中，它算不上是复杂的，然而，它对汽车的很多性能，例如操纵性、稳定性、平顺性、舒适性、制动性等等起着决定性的作用。虽然看起来它由几个摆臂、拉杆、弹簧简单零部件组成，但是，其中蕴藏着许多深奥的静力学、动力学、运动学理论，匹配不当，将会导致乘用车设计的失败，设计师决不可掉以轻心！

尽管大家对悬架系统已很了解，但是为了便于讲解，在此我还要对悬架结构唠叨几句。现代乘用车的悬架结构一般分为三大类：独立悬架、非独立悬架和复合式悬架。 3-1独立悬架分为3个类型

1) 麦克菲尔逊支柱型：亦称滑柱式或简称柱式，如图1所示。结构简单，质量轻，占有空间小，适合发

动机前置前轮驱动的布置。

图1

2) 双摆臂型，如图2所示。为了获取最佳的前轮定位及其运动几何学，通常上、下摆臂具有不同的长度和安装角。该结构经常被中型以上的轿车、皮卡及轻型越野车的前悬架上采用。

1

图2

3）三角单摆臂（A型斜摆臂）如图3所示。长适用于乘用车后独立悬架，例如在丰田、奔驰轿车系列后悬架上采用。A型斜摆臂可以获取较理想的外倾及轮距变化，并可通过改变摆臂斜置角，及其在正视图上的倾角，来获得较为理想的侧倾中心位置及侧倾中心高度。

图3

此外，独立悬架还有许多种结构型式，如图4所示

2

图4 独立悬架的特点：

1) 左右车轮在不平路面作上下跳动时，是互相独立的，它们彼此之间不产生耦合关系。因此提高了乘坐

舒适性、轮胎抓地性、操纵稳定性和平顺性。

2) 降低了非悬架质量，使非悬架质量的固有频率提高，远离悬架质量的低固有频率，从而减少它们之间的耦合关系，有利于降噪及舒适性。

3-2 非独立悬架

非独立悬架亦称整体桥式悬架。结构简单、可靠，坚固耐用，适合较大的乘用车车后悬架上采用。左右车轮在不平路面作上下跳动时，会产生互相牵连的，它们彼此之间将产生振动耦合，如果不采取相应措施，这将会降低乘坐的舒适性如图5所示。

图5

3

非独立悬架的型式具有钢板弹簧式、带横向拉臂、螺旋弹簧的纵向拖臂式（简称纵向拖臂式）见图6，7。 3-3复合式悬架

这是一种介于独立悬架及非独立悬架之间的、近代出现流行于乘用车后悬架的紧凑悬架结构，常被人称之为“半

独立悬架”。

在普通非独立悬架中，车桥需在整个弹簧行程范围内运动。为此，必需提供车桥上方的空间，这样一来，就

要减小行李箱空间，并使备胎布置困难。复合式悬架的最大优点就是：它非常节省空间（扭梁运动行程小）而

且能使车身振动柔和，抗侧倾刚度大，大大减少汽车在曲线行驶时的车身侧倾角度。例如花冠、宝来、等乘用车的后悬架即是。图8，9是FC-1的后悬架。

图8

图9

复合式悬架的其它优点还有：构造简单，整个车桥易于装拆；弹簧减震器易安装、省去许多导向铰链和导向杆；车轮至弹簧减震器的传动比合理；非悬架质量轻、运动学性能好；当车轮等幅同向跳动或交叉跳动时几乎不产生前束和轮距变化；侧向力作用下外倾角变化小；由于轴转向效应，整个车桥呈不足转向趋势，而且随载荷而变化；具有制动时车尾不抬高（抗点头）的效应。

其仅有的缺点是在侧向力作用下有过度转向的趋势，横梁上存在扭转应力和剪切应力，使焊缝处应力大，限制了车桥负载能力。 4．乘用车轮胎

4

4-1 轮胎分类：1）斜交胎 5.60-13 2) 子午胎 170/65R14

4-2 偏离刚度:汽车正常行驶下，侧向加速度一般不会超过0.3-0.4g,侧偏角不超过4-5°，最大可达到10度，基

本可视为线性关系。当侧偏角到达10°时,侧偏力将达最大值.开始打滑。 影响侧偏刚度K’值的下列因素对汽车操纵稳定性而言至关重要.

1) 垂直载荷：侧偏刚度随垂直载荷的增加而增大

K0=Y/α N/弧度。Y侧偏力N

5

2）结构及参数：尺寸相同的子午线轮胎要比斜交胎的侧偏刚度大。同一型号、同一尺寸的轮胎，帘布层愈多、

帘线与车轮平面的夹角愈小、气压愈高则侧偏刚度愈大。

3）轮辋型式：宽轮辋的轮胎，侧偏刚度大 4）地面切向反作用力（如制动力、驱动力）：试验表明：随着制动力的增加，侧偏力稍稍增加，随后就变小。

驱动力增加时，侧偏力总是下降的。

5）外倾角的影响：地面反作用力的作用方向与轮胎外倾角倾斜方向一致时，侧偏刚度降低，反之，则增大。 4-3 稳态响应和瞬态响应：

稳态响应：即稳态转向特性（定圆转向）：不足转向、中性转向、过度转向。 稳定性因素 K

α1-α2=μK*g*L

瞬态响应：角阶跃输入试验的瞬态响应。有4个阶段：

1）反应滞后段：猛打方向后，汽车横摆角速度不能立刻达到定值，需要t=τ时才能达到。称为反应时间。

2）执行误差阶段：横摆角速度达到最大值，超过定值称为超调量。 3）过渡阶段：横摆角速度波动阶段 4）稳定阶段：横摆角速度达到稳定值

6

4. 四轮定位角度理论

1、轿车的转向车轮、转向节（羊角）和前轴三者之间的安装具有一定的相对位置，叫做转向车轮定位，亦称前轮定位。

2、前轮定位包括“主销后倾角、主销内倾角、前轮外倾角、前轮前束”4项内容。对后轮而言，同样存在安装的相对位置，称后轮定位。这样一来，前后轮定位总称四轮定位。

3、四轮定位的作用：是使汽车保持稳定的直线行驶能力和转向轻便，并减少汽车在行驶中轮胎和转向机构零件的磨损。

4、当驾驶员感到转向沉重、发抖、跑偏、不正、无自动回正、轮胎单边磨损、波状磨损、块状磨损、偏磨以及驾驶感到发飘、颠颤、摆头；这时候就需要进行四轮定位了。

5、设计上汽车有两个重要的旋转轴：摆转轴—转向车轮摆转时的假想的转向轴线和车轮滚动时的滚动轴，它们都是三度空间的轴。

主销后倾角和主销内倾角都是转向轴线的两度空间角度，外倾角和前束都是车轮滚动轴线的两度空间角度。

调整定位角中的任何一个角度都会改变其他定位角，譬如改变前束角会变动外倾角；改变后轮的前束角回导

致前轮单轮的前束角改变等等。 5-1外倾角

从汽车正前方看轮胎的几何中心线与地面的铅垂线的夹角，称为外倾角。向内为负，向外为正。如图10所示。

外倾角的作用：

零外倾角：无论正外倾角拟或负外倾角，由于车轮内、外侧转动半径不一样，而车轮转速相同，势必造成车轮内外磨损不均匀。零外倾即可解决内外磨损不均匀。如图11所示。 正外倾角：1）减低作用于转向节上的负载。

7

图11

图12

2）防止车轮滑脱：路面反作用力F可以分解为垂直于轴径轴线的力F1，及平行于轴径轴线的力

F2。F2迫使车轮向内，有助于防止车轮从轴径滑脱。如图13所示。

3）减小转向操纵力：汽车转向是以转向轴线为中心，以偏置距为半径，向左右转动。由于轮胎

的滚动阻力，大偏置距会产生较大的转向力矩，也就是说增加所需的操纵力。

所谓零转向是指偏置距等于零。现代轿车的偏置距已成负值，可达-13左右。如图14所示。

8

图 13

图14

负外倾角的作用：

在现代汽车中，由于悬架和车桥比过去坚固，加上路面平坦，所以，采用正外倾角的轿车越来越少。而

采用零或负外倾角的车越来越多，借以改善转弯时的稳定性和行驶的平顺性。在负外倾角的轿车转弯时

外倾角减小。当轿车高速转弯时，离心力增大，车身向外倾斜加大，产生更大的正外倾角，从而使外侧悬架超负载，加剧了外侧轮胎变形。外侧轮胎与地面接触处的内外滚动半径不同，外侧小于内侧，这不仅加剧了轮胎磨损，也会使转向性能降低。采用零或负外倾角，可使内外侧滚动半径相近，使轮胎内外侧磨损均匀。独立悬架的缺点在于汽车做曲线行驶时，车轮随车身一起倾斜，即外轮向正外倾角方向变化，而外轮的法向负载也随之增加，根据弹性轮胎的力学理论及试验证明，轮胎的侧偏刚度将会降低，如图15所示。为了尽量降低其影响，以便做到转向特性的可控性，当代乘用车的前悬架常常设计成车轮上跳时，外倾角朝负值方向变化，而在下落时朝正值方向变化。

9

图15

5-2 前束：如图16所示

从顶视图来看，A=B 零前束

A＜B 正前束 A＞B 负前束

前束的作用： 消除由于外倾角所产生的轮胎侧滑。因为车轮外倾角的作用使车轮滚动时产生“滚锥”

效应，产生侧滑，会造成轮胎磨损。所以前束作用是消除由于外倾角所产生的轮胎侧滑。如图17所示。

图16

10

图17

5-3 主销后倾角：

后倾角的作用和影响： 后倾角的作用是使转向车轮转向后能自动复位，保持直线行驶能力。如图18

所示。

图18

5-4．主销内倾角：如图19所示。

主销内倾角的作用：1）减少转向操纵力

2）减少路面对方向盘的“反冲”力。

3）减轻跑偏现象，改善直线行驶的稳定性。偏置距（摩擦半径）的变化见图20。

11

图19

图20

5-5． 推进角

后轮总前束的平分线称为推进线，合格的车辆其推进线应与车体中心线重合。如果后轮前束不标准，

其推进线和车体中心线不重合形成夹角，则必然造成偏行。此夹角叫做推进角。如图21所示。

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图21

6．乘用车的行驶平顺性

汽车行驶中，不平路面的冲击传给车身后引起三维振动；加、减速、制动、转向等操作都将会引起车身的垂

直、纵向及横向振动。有时这种强烈的车身振动将迫使司机降低车速，同时也会加大动载荷，进一步引起零

部件的磨损。因此，轿车在一般使用速度范围内行驶时，保证乘客不会因振动而导致不舒适感觉的性能，称之为轿车行驶平顺性。

轿车行驶平顺性的评价方法，通常根据振动对人体的生理反应来确定的。轿车是一个多质量的复杂的振动系

统，车身通过悬架的弹性元件与车桥相连接，又通过具有弹性的轮胎与地面相接触，而发动机也通过橡胶悬置与车身相连。当它们承受外激力作用时，轿车将产生极为复杂的振动。为便于了解及分析轿车的基本振动

规律，人们常将此复杂振动系统简化为两个质量的振动系统，即悬架质量（簧上质量）M与非悬架质量（簧下质量）m两部分组成。如图22所示。

13

图22

悬架质量（簧上质量）M是指由弹性元件所支撑的质量。例如车身及其内外饰件质量、乘员、燃料及辅料质量、动力总成及其附件质量、安装在车身上的底盘件质量等。

非悬架质量（簧下质量）m是指不通过弹性元件所传递的那些质量。例如车轮及轮胎的质量、制动器总成质

量、后轴质量等。然而，相连于M及m之间的元件质量，如弹性元件、导向机构杆件、减震器、转向横拉

杆及传动轴等。通常要将它们重量的一半计入悬架质量，另一半计入非悬架质量中去。

就悬架质量M而言，其振动具有六个自由度；即沿X、Y、Z轴作线性振动及绕此三个轴作角振动。如图23

所示。

图23

根据经验，影响平顺性最大的振动是悬架质量M沿Z轴向的垂直振动和绕Y轴的纵向角振动。为了便于分析，进一步将系统简化为如图24所示4个自由度的平面模型。在此模型中，忽略轮胎的阻尼，同时将悬架质量M分解为在前、后轴上的悬架质量M1 及 M2以及重心C上的联系质量M3 ，这3个集中质量由无质量的刚性杆连接，它们之间应满足3个条件：

1） 总质量保持不变

2）

M1 + M2 + M3 =M

重心位置不变

14

M1a - M2b =0

3）

转动惯量值保持不变

22 2

Iy =Mρy = M1a+ M2b

解此3个方程后得出：

M1 = Mρy2 / aL

M2= Mρy2 / bL

M3= M（1-ρy2 / ab）

式中

ρy 绕横轴Y的回转半径 a，b 车身重心至前、后轴的距离

L 轴距

使ε=ρy2 / ab ε的物理意义是悬架质量分配系数，当它等于1时，联系质量M3=0，大部分现代轿车ε

=0.8-1.2，即接近1。在ε=1的情况下，前、后轴上悬架质量M1、M2在垂直方向上的运动是相互独立的。

换句话说，当轿车行驶在不平的道路上而引起振动时，质量M1运动而质量M2不运动；反之亦然。因此，在

特殊情况下，我们可以分别讨论前、后单质量系统的自由振动。如图24所示

图24 6-1 单质量系统的自由振动

单质量系统的自由振动是分析轿车振动的最基本的手段。它是由悬架质量M、弹簧刚度C、减震器阻尼系

数K组成。q是输入路面的不平度函数。

该系统的自由振动可由以下齐次方程来描述：

Mz’’+δz‘ + Cz= 0

令 2n =δ/M，ω0=C/M 后可以置代为下式 z’’+2nz‘ + ω02z = 0

该微分方程的解为： z = Ae-n t Sin〔（ω02 – n2 ）1/2 t +a〕

将上式绘制成A-t（振幅—时间）曲线，如图25所示。

曲线指出：有阻尼自由振动时，质量M以圆频率（ω02 – n2 ）1/2振动，其振幅按e-nt 衰减。

221/2

有阻尼自由振动时的固有频率 ωd=（ω0 – n ） ，

15

2

若改写为ωd=（ω02 – n2 ）1/2 =ω0（1-ψ2）1/2 ---------------- （1） 式中

ψ=n /ω0 起名为相对阻尼系数

图25

由式1可知，当相对阻尼系数ψ值增大时，有阻尼固有频率ωd下降。 当 ψ=1时，则ωd=0，振动消失。

由于轿车悬架系统的相对阻尼系数较小，通常ψ≈0．25，ωd比ω0仅下降了3%，所以在分析悬架系统时，车身振动的固有频率可按无阻尼自由振动的固有频率ω0来考虑。

根据上述分析的结论非常重要，在设计轿车悬架系统时，具有实际指导意义。

固有频率 ω0=√C/M 弧度/秒

固有频率 f0=ω0/2π=1/ 2π（C/M）1/2 Hz

6-2 悬架质量固有频率n0和悬架挠度f的选择

轿车悬架系统的固有频率n0的选择，特别是前悬架质量的偏频（即固有频率）n01和后悬架质量的偏频（即固

有频率）n02的选择，对轿车的平顺性及舒适性起着至关重要的作用。人类大脑能承受振动的频率范围，其最佳值应是与人们步行时身体上下运动的频率接近。

当人们散步时，以步行速度按1.2-2.4 km/h 、步距按0.33M计算，大脑上下起伏的频率约在60-120次/分的

范围内。因此，汽车悬架质量的固有频率应控制在此范围内为最佳。对于现代轿车而言，f0推荐为65-80 次/分，而载重车由于受空载到满载悬架挠度变化大的限制，一般选择n0在100-120次/分范围内。

如果轿车悬架质量频率n0低于60次/分时，有些乘客将会患“航海症”

产生头晕呕吐症状，反之，如果选择n0大于95次/分以上，乘客就会感觉乘车如同骑野马，颠簸振动剧烈不堪

忍受。 前后悬架的自振频率（偏频）的匹配对平顺性影响也很大，通常应使二者接近，以免车身产生较大的纵向角振

动。当汽车高速通过单个路障时，n01＜n02引起的车身角振动小于n01＞n02的，故推荐n01/n02的取值范围为 0.55-0.95 (满载时取大值) ，对于前悬架n01=65-80，后悬架n02=70-85次/分。

某些经济型轿车，设计成n01＞n02以改善后座舒适性。

对于悬架刚度C为常数，已知其静挠度fS，则可按下式计算偏频：

n0≈300 / √fS n0 偏频 次/分 fS 静挠度 cm

16

6-3 非悬架质量(车轮)的固有频率nw

车轮的固有频率

nw对于汽车的振动特性影响颇大，它直接影响着乘座舒适性的好坏。为了减小悬架质量与车

轮之间的振动耦合，必须将它们之间各自的振动频率值拉开。如上所述，乘用车簧上质量的固有频率n0=65-80次/分，而当代乘用车车轮的固有频率nw=10-13次/分，这样，

n0/nw=5-8 这就是为什么设计师努力减轻簧下质量，采用质地轻的铝合金材质制造零部件的道理，例如采用铝合金车轮。

车轮的固有频率nw的计算可按图25a的数学模型来进行。

图25a

其中 m 簧下质量（车轮） C 悬架刚度

Cw 轮胎径向刚度

车轮固有频率nw=9.55{(Ka Cw + C)/m}1/2 次/分

式中 Ka 为轮胎静刚度修正系数，当车速V=120Km/h时 Ka=1.04 速度每增加30km/h时，刚度则增加1% 。

6-4 悬架的动挠度 fd

悬架除了有静挠度外，还应有足够的动挠度。如果没有较合适的动挠度，这就意味着悬架被“击穿”的机率

增加。当汽车行驶在不平的路面上时，由于动行程不够，缓冲块经常被撞死发出巨大的“咚咚”撞击声。动挠度取值范围与悬架的静挠度fS有关。

货车 fS =50-110 mm fd =(0.7-1.0) fS

轿车 fS =100-300mm fd =(0.5-0.7) fS 6-5悬架的刚度C

千万不要将悬架刚度C与弹簧刚度CS混淆起来。由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度C与弹簧刚度CS

是不相等的，其区别在于悬架刚度C是指车轮处单位挠度所需的力；而弹簧刚度CS仅指弹簧本身单位挠度所需的力。

例如双摆臂型独立悬架的悬架刚度C的计算方法：如图26所示。

2

C=（mlcosθ/np）CS

17

图26

θ 弹簧轴线与下摆臂垂线的夹角

m 弹簧轴线与下摆臂的交点到下摆臂轴轴线的距离 n 转向节下球销中心到下摆臂轴轴线的距离

l、p 分别为转向节下球销中心和轮胎接地中心到导向机构摆动瞬心O＇的距离。

以下将就FC-1型轿车前悬架系统进行悬架刚度C、悬架静挠度f及偏频n的验算，FC-1前悬架属于典型的麦克弗逊式独立悬架。

6-6

FC-1前悬架偏频计算实例（见图27）

图27 已知：β=11°n=364 m=150 B=740

AN=697 P=2428 HK=34

计算：

1． 求δ：

在△EHK中，

Sinδ=HK/n=34/364 δ=5.36°

在△AEN中，

∠AEN=90°-β=90°-11°=79°

18

在△AEO中，

∠AEO=∠AEN -δ=79°-5.36°=73.64°

2．求θ： 在△AOE中，

θ=90°-∠AEO =90°-73.64°=16.36° v = AN/Cosβ=697/Cos11°=684.2

在△AEN中，

u=AE/tgθ=684.2/tg16.36°=2331 设

CS 弹簧刚度 kg/mm

C 悬架刚度 kg/mm G 满载前单轮悬架质量kg G0 空载前单轮悬架质量 kg

3．求弹簧上作用力 T及下摆臂球头R

T=GCosβ R=GCosδ

4．悬架刚度C

设 在E点的挠度为fa时，,则A点弹簧压缩挠度应为fb

则 T u=RP

P/u = fa /fb

fb=fa u/P ————————————（1）

由于质量G、挠度f、刚度C之间存在下述关系，即：C=G/f， 则：

fb= GCosβ/Cs ———————————（2） fa= GCosδ/C —————————— （3） 将（2）（3）式代入（1）式得 GCosβ/Cs = uGCosδ/CP

整理后得悬架弹簧钢度C与螺旋弹簧刚度CS的关系式如下： C=(uCosδ/PCosβ)Cs ——————（4） 5．求FC-1前悬架空载偏频n0及满载偏频n 已知：

空载前单轮悬架质量 G0=2714N

满载前单轮悬架质量 G=3018N Cs=22.68 N/mm

将有关数据代入（4）式后得：

C=(2331Cos5.36°/2428 Cos 11°)Cs 前悬架刚度C为：

C=0.9737Cs=0.9737×22.68=22.08N/mm 计算：

前悬架单轮空载静挠度f0=G0/C=2714/22.08=123mm=12.3cm 前悬架空载偏频 n0=300/ √f0

＝300/ √12.3＝85.5次/分

前悬架单轮满载静挠度f=G0/C=3018/22.08=137mm=13.7cm

前悬架满载偏频 n=300/ √f

＝300/ √13.7＝81次/分

6． 螺旋弹簧的计算

根据悬架结构布置和弹簧特性，分别计算出前（后）轴，空载和满载时单个车轮上的悬架质量。接着算出悬架

19

的动、静挠度。然后进行螺旋弹簧的计算。计算方法与普通弹簧无任何区别，它仅能承受垂直载荷。钢丝内产生的扭转应力τc为：

τc=8FWD/πd FW 弹簧上的轴向力 D 弹簧平均直径 d 弹簧钢丝直径 螺旋弹簧的静挠度fcs

fcs=8FWDi / Gd i 弹簧工作圈数

3

43

综合两式有：

2

τc=（ fcs Gd/πdi）≤〔τc〕 同理，动载荷下的扭转应力为：

τc=（ fds Gd/πd

2

i）≤〔τm〕

许用静扭转应力〔τc〕=500 N/mm2 ；

最大许用扭转应力〔τm〕=800-1000 N/mm2

悬架用螺旋弹簧采用60Si2MnA弹簧钢制造，由于制造上的原因，弹簧表面往往有裂痕、皱折、凹痕、及

锤击印痕等缺陷，它们是造成降低疲劳极限、早期损坏的元凶。为此，采取喷丸处理在弹簧表面造成残余压应力，从而降低弹簧工作时引起的拉应力，提高了弹簧的疲劳强度。

另一项提高弹簧的疲劳强度的措施是采取塑性压缩处理。塑性压缩处理是指对弹簧进行予加载荷，并使表

面层产生的拉应力达到材料的屈服极限，卸载后造成一定的塑性变形及残余应力，从而强化了金属表面，道理与喷丸处理相似。

7． 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． 3． 4． 5．

车轮跳动时，前轮定位角变化特性合理。

转弯时，车身在 0.4g侧向加速度作用下，车身侧倾角不大于3—5°，并保证车轮与车身倾斜同向，以增加不足转向效应。

制动及加速时，车身应有“抗点头”及“抗后坐”效应。

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。

8．侧倾中心与侧倾轴

8-1．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，不同的悬架结构及参数将会得到不同的侧倾中心高度。FC-1前悬架所用麦式悬架的侧倾中心高度计算草图，如图28所示。

20

=389.2 N/mm2

9. 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δ组成。

该系统的自由振动可由以下齐次方程来描述：

Mz’’+δz‘ + Cz= 0

令 2n =δ/M，ω02 =C/M 后可以置代为下式 z+2nz + ω0z = 0

该微分方程的解为：

z = Ae

-n t

-n t

’’

‘

2

Sin〔（ω0 – n ） t +a〕

2

2

1/2

221/2

z = AeSin〔（ω0 – n ） t +a〕

将上式绘制成A-t（振幅—时间）曲线，如图36所示。

曲线指出：有阻尼自由振动时，质量M以圆频率（ω0 –n ）

2

2

1/2

振动，其振幅按e

-nt

衰减。

式中 n=δ/2M

有阻尼自由振动时的固有频率 ωd=（ω02 –n2 ）1/2 ，

若改写为ωd=（ω02 –n2 ）1/2 =ω0（1-ψ2）1/2 ---------------- （1） 式中

ψ=n/ω0 起名为相对阻尼系数

ω0=√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=ω0/2π=/2π×√C/M c/s 或 Hz）

1

图36

由（1）式中，相对阻尼系数ψ=n/ω0=n/（√C/M）

将n=δ/2M 代入并整理后得： ψ=δ/2√CM

C 悬架刚度 N/mm

2

M 悬架质量 kg.s/9800mm δ 减震器阻尼系数 N.s/mm

9-1 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”。δ 减震器阻尼系数的物理意义是：悬架在自由振动的条件下，

26

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=δV

δ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=δvi

减震器阻尼系数δ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37所示。

图37 速度特性

图38

图38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。 9-2减震器相对阻尼系数ψ的确定

由上节得知：相对阻尼系数ψ=δ/2√CM

实践中，常常通过所测得的A—T（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ψ值。然后再算出减震器阻尼系数δ的大小。 具体计算公式如下：

ψ=1/（1+4π2/ln2m）1/2

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m=A1 / A2

ln 自然对数

相对阻尼系数ψ的物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δ，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ψ值在0—1之间选择，ψ值越大，运动性质就越接近非周期性（即不等时性），故ψ也称为非周期性系数。

相对阻尼系数ψ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，ψ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ψ值，在伸张行程选择较大的ψ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ψ值大于压缩行程的ψ值，例如FC-1轿车就是这样的。

通常ψ=0.25-0.5 ，对于无内摩擦的弹性元件悬架（如麦氏悬架），取ψ=0.25-0. 5；对于有内摩擦的钢板弹簧悬架，ψ值可取小些。对于越野车，ψ值应当取大些，且ψ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8∶2～6∶4的比例关系分配。

9-3减震器阻尼系数δ的确定（见图39）

减震器阻尼系数δ=2ψ√CM

由于存在导向机构的杠杆比关系，悬架阻尼系数δ可由下式计算：

δ=（2ψ√CM ）i 2/cos2a i =n / b

a 减震器安装角

图39

9-4计算实例 以FC-1前减震器为例，

1）已知：

满载前单轮悬架质量 G=308kg 悬架弹簧刚度C=22.08N/mm

减震器试验速度V=0.3m/s时 拉伸阻力Fr=684N 压缩阻力Fp=640N V=0.6m/s时 拉伸阻力Fr=925N 压缩阻力Fp=950N

2） 计算：

根据前述，减震器阻尼系数δ代表速度（V）—阻力（F）曲线的斜率（导数），因此，拉伸行程时的

28

阻尼系数δ

δ=dF /dV = （925-684）/ （0.6-0.3 ）=803.3N.s/m =0.8N.s/mm

相对阻尼系数ψ=δ/2√CM C 悬架刚度 N/mm

M 悬架质量 kg.s2/9800mm δ 减震器阻尼系数 N.s/mm

拉伸行程的相对阻尼系数ψ=δ/2√CM = 0.8 /2√22.08×308/9800

=0.48 同样方法可将压缩行程的减震器阻尼系数δ和相对阻尼系数ψ值。

δ=（950-640）/（0.6-0.3）=1033.3N.s/m =1.033N.s/mm ψ=δ/2√CM = 1.033 /2√22.08×308/9800

=0.62

由于存在导向机构的杠杆比关系，悬架相对阻尼系数ψ可由下式计算：

ψ0=δcos2a /（2ψ√CM ）i 2

i =n / b=398/361=1.1

a=110

拉伸行程的悬架相对阻尼系数

ψ0=0.8cos11 /(2√22.08×308/9800)1.1=0.38 该计算值符合推荐值ψ=0.25-0. 5范围内。 3） 减震器缸内工作油压p的计算 已知:

缸径d=25mm

V=0.6m/s时 拉伸阻力Fr=925N 压缩阻力Fp=950N 拉伸时, Fr=0.78d2pr

pr= Fr/ 0.78d=925/0.78x2.5=190 N/cm 压缩时, FP=0.78d2pP

pp= Fr/ 0.78d=950/0.78x2.5=195N/cm 4） CK-1减震器计算

已知：

满载前单轮悬架质量 G=251kg

悬架弹簧刚度C=23.4N/mm

减震器试验速度V=0.3m/s时 拉伸阻力Fr=1176N 压缩阻力Fp=294N V=0.6m/s时 拉伸阻力Fr=1617N 压缩阻力Fp=490N

计算：

根据前述，减震器阻尼系数δ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δ δ=dF /dV = （1617-1176）/ （0.6-0.3 ）=1470N.s/m =1.47N.s/mm

相对阻尼系数ψ=δ/2√CM C 悬架刚度 N/mm

29

2

2

2

2

2

2

2

0

2

M 悬架质量 kg.s2/9800mm

拉伸行程的相对阻尼系数ψ=δ/2√CM = 1.47 /2√23.4×251/9800

=0.949 同样方法可将压缩行程的减震器阻尼系数δ和相对阻尼系数ψ值。

δ=（490-294）/（0.6-0.3）=653N.s/m =0.653N.s/mm

ψ=δ/2√CM = 0.653 /2√23.4×251/9800

=0.42

由于存在导向机构的杠杆比关系，悬架相对阻尼系数ψ可由下式计算：

ψ0=δcosa /（2ψ√CM ）i

i =n / b=325/291=1.12 a=12.20

拉伸行程的悬架相对阻尼系数

ψ0=1.47cos12.2 /(2√23.4×251/9800)1.12=0.73

该计算值超过推荐值ψ=0.25-0. 5范围。

CK-1减震器相对阻尼系数ψ0=0.73 偏大,意味着路面冲击较强,整车舒适性较差.

9-5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Vx

Vx=Aωcosα/ i

A 车身振幅 取±40mm

Vx 卸荷速度 一般为0.15-0.3 m / s

ω 悬架固有圆频率 rad/s

若伸张行程时的阻尼系数为δ0，则最大卸荷力F0=δ0 Vx

9-6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 / π[p]（1-λ）}

缸内允许压力 [p] =3-4 N/mm2

λ 工作缸直径D与活塞杆直径d之比 λ=D / d = 0.3-0.35 D 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。

10. 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。用它来限制悬架行程，以吸收从车轮传到车身上的冲击载荷，如图40所示。

2

1/2

2

0

2

22

30

图40

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1/2 2． 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41所示。

图41

3. 承载时外径尺寸变化小，所需径向尺寸空间小，如图42所示

31

。

图42

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43所示

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/2me6.html