懸架系統(tǒng)與底盤(pán)平臺(tái)的匹配

1、 懸架系統(tǒng)與底盤(pán)平臺(tái)的匹配1 概言眾所周知，汽車(chē)設(shè)計(jì)的過(guò)程實(shí)際上是“匹配”而非“拼裝”的過(guò)程。如果選用世界上最美麗的面部器官，安裝在同一個(gè)人的臉部后，她不一定是最美麗的。同理，用同樣的原材料，由不同的廚師配菜，必然得到不同口味的佳肴，這就是“匹配”的奧秘所在。大自然中的和諧，是造物者神奇“匹配”的杰作。因此，一個(gè)優(yōu)良的汽車(chē)底盤(pán)平臺(tái)，必然是由各大總成零部件與整車(chē)合理“匹配”的結(jié)果，它必然會(huì)使汽車(chē)各大性能得到最大限度地發(fā)揮。一句話(huà)，“匹配”是汽車(chē)設(shè)計(jì)的靈魂！以下是一張懸架與底盤(pán)匹配關(guān)系網(wǎng)絡(luò)圖，它大致說(shuō)明系統(tǒng)各部件之間的匹配關(guān)系，可供參考。2 乘用車(chē)操縱穩(wěn)定性的核心是懸架系統(tǒng)上個(gè)世紀(jì)中葉，隨著汽車(chē)行

2、駛速度日益提高，高速公路的飛快發(fā)展，乘用車(chē)的設(shè)計(jì)車(chē)速已突破200km/h大關(guān)。研究汽車(chē)?yán)碚摰目萍脊ぷ髡呙媾R一個(gè)全新的復(fù)雜課題：如何在汽車(chē)高速行駛狀態(tài)下，抵抗來(lái)自路面的不平、坡度、側(cè)風(fēng)等外界因素的干擾，汽車(chē)又能遵循駕駛員的操縱、自動(dòng)擺脫力圖改變其行駛方向的各種干擾、并保持穩(wěn)定的行駛能力，而不過(guò)分地降低車(chē)速或造成駕駛員緊張和疲勞，這種能力總稱(chēng)汽車(chē)的操縱穩(wěn)定性。 研究汽車(chē)操縱穩(wěn)定性的方法借助于飛機(jī)的操縱穩(wěn)定性的理論，早在上世紀(jì)60年代，我國(guó)就已開(kāi)展汽車(chē)操縱穩(wěn)定性的研究。汽車(chē)操縱穩(wěn)定性的好壞，與整車(chē)參數(shù)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、特別是“懸架輪胎”系統(tǒng)密切相關(guān)。對(duì)于底盤(pán)設(shè)計(jì)師而言，我們的任務(wù)是如何利用其研究成果，正確

3、地確定各結(jié)構(gòu)參數(shù)，并體現(xiàn)在各具體結(jié)構(gòu)上而不是“運(yùn)氣設(shè)計(jì)”，以避免新車(chē)型產(chǎn)生先天性的缺陷。既然“懸架輪胎”系統(tǒng)如此重要，下面將分別對(duì)輪胎及懸架的一些有關(guān)基礎(chǔ)知識(shí)做一介紹以備匹配需要。3. 乘用車(chē)的懸架系統(tǒng) 乘用車(chē)是現(xiàn)代高速運(yùn)動(dòng)的復(fù)雜機(jī)器，其懸架系統(tǒng)是底盤(pán)平臺(tái)的基礎(chǔ)，在汽車(chē)結(jié)構(gòu)中，它算不上是復(fù)雜的，然而，它對(duì)汽車(chē)的很多性能，例如操縱性、穩(wěn)定性、平順性、舒適性、制動(dòng)性等等起著決定性的作用。雖然看起來(lái)它由幾個(gè)擺臂、拉桿、彈簧簡(jiǎn)單零部件組成，但是，其中蘊(yùn)藏著許多深?yuàn)W的靜力學(xué)、動(dòng)力學(xué)、運(yùn)動(dòng)學(xué)理論，匹配不當(dāng)，將會(huì)導(dǎo)致乘用車(chē)設(shè)計(jì)的失敗，設(shè)計(jì)師決不可掉以輕心！盡管大家對(duì)懸架系統(tǒng)已很了解，但是為了便于講解，在此我

4、還要對(duì)懸架結(jié)構(gòu)嘮叨幾句。現(xiàn)代乘用車(chē)的懸架結(jié)構(gòu)一般分為三大類(lèi)：獨(dú)立懸架、非獨(dú)立懸架和復(fù)合式懸架。3-1獨(dú)立懸架分為3個(gè)類(lèi)型1) 麥克菲爾遜支柱型：亦稱(chēng)滑柱式或簡(jiǎn)稱(chēng)柱式，如圖1所示。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，質(zhì)量輕，占有空間小，適合發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的布置。 圖1 2) 雙擺臂型，如圖2所示。為了獲取最佳的前輪定位及其運(yùn)動(dòng)幾何學(xué)，通常上、下擺臂具有不同的長(zhǎng)度和安裝角。該結(jié)構(gòu)經(jīng)常被中型以上的轎車(chē)、皮卡及輕型越野車(chē)的前懸架上采用。 圖23）三角單擺臂（A型斜擺臂）如圖3所示。長(zhǎng)適用于乘用車(chē)后獨(dú)立懸架，例如在豐田、奔馳轎車(chē)系列后懸架上采用。A型斜擺臂可以獲取較理想的外傾及輪距變化，并可通過(guò)改變擺臂斜置角，及其在正視圖上

5、的傾角，來(lái)獲得較為理想的側(cè)傾中心位置及側(cè)傾中心高度。 圖3此外，獨(dú)立懸架還有許多種結(jié)構(gòu)型式，如圖4所示 圖4獨(dú)立懸架的特點(diǎn)： 1) 左右車(chē)輪在不平路面作上下跳動(dòng)時(shí)，是互相獨(dú)立的，它們彼此之間不產(chǎn)生耦合關(guān)系。因此提高了乘坐舒適性、輪胎抓地性、操縱穩(wěn)定性和平順性。 2) 降低了非懸架質(zhì)量，使非懸架質(zhì)量的固有頻率提高，遠(yuǎn)離懸架質(zhì)量的低固有頻率，從而減少它們之間的耦合關(guān)系，有利于降噪及舒適性。3-2 非獨(dú)立懸架 非獨(dú)立懸架亦稱(chēng)整體橋式懸架。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、可靠，堅(jiān)固耐用，適合較大的乘用車(chē)車(chē)后懸架上采用。左右車(chē)輪在不平路面作上下跳動(dòng)時(shí)，會(huì)產(chǎn)生互相牽連的，它們彼此之間將產(chǎn)生振動(dòng)耦合，如果不采取相應(yīng)措施，這將會(huì)降

6、低乘坐的舒適性如圖5所示。 圖5 非獨(dú)立懸架的型式具有鋼板彈簧式、帶橫向拉臂、螺旋彈簧的縱向拖臂式（簡(jiǎn)稱(chēng)縱向拖臂式）見(jiàn)圖6，7。 3-3復(fù)合式懸架 這是一種介于獨(dú)立懸架及非獨(dú)立懸架之間的、近代出現(xiàn)流行于乘用車(chē)后懸架的緊湊懸架結(jié)構(gòu)，常被人稱(chēng)之為“半獨(dú)立懸架”。 在普通非獨(dú)立懸架中，車(chē)橋需在整個(gè)彈簧行程范圍內(nèi)運(yùn)動(dòng)。為此，必需提供車(chē)橋上方的空間，這樣一來(lái)，就要減小行李箱空間，并使備胎布置困難。復(fù)合式懸架的最大優(yōu)點(diǎn)就是：它非常節(jié)省空間（扭梁運(yùn)動(dòng)行程小）而且能使車(chē)身振動(dòng)柔和，抗側(cè)傾剛度大，大大減少汽車(chē)在曲線(xiàn)行駛時(shí)的車(chē)身側(cè)傾角度。例如花冠、寶來(lái)、等乘用車(chē)的后懸架即是。圖8，9是FC-1的后懸架。 圖8 圖

7、9 復(fù)合式懸架的其它優(yōu)點(diǎn)還有：構(gòu)造簡(jiǎn)單，整個(gè)車(chē)橋易于裝拆；彈簧減震器易安裝、省去許多導(dǎo)向鉸鏈和導(dǎo)向桿；車(chē)輪至彈簧減震器的傳動(dòng)比合理；非懸架質(zhì)量輕、運(yùn)動(dòng)學(xué)性能好；當(dāng)車(chē)輪等幅同向跳動(dòng)或交叉跳動(dòng)時(shí)幾乎不產(chǎn)生前束和輪距變化；側(cè)向力作用下外傾角變化??；由于軸轉(zhuǎn)向效應(yīng)，整個(gè)車(chē)橋呈不足轉(zhuǎn)向趨勢(shì)，而且隨載荷而變化；具有制動(dòng)時(shí)車(chē)尾不抬高（抗點(diǎn)頭）的效應(yīng)。其僅有的缺點(diǎn)是在側(cè)向力作用下有過(guò)度轉(zhuǎn)向的趨勢(shì)，橫梁上存在扭轉(zhuǎn)應(yīng)力和剪切應(yīng)力，使焊縫處應(yīng)力大，限制了車(chē)橋負(fù)載能力。 4乘用車(chē)輪胎 4-1 輪胎分類(lèi)：1）斜交胎 5.60-13 2) 子午胎 170/65R14 4-2 偏離剛度:汽車(chē)正常行駛下，側(cè)向加速度一般不會(huì)超

8、過(guò)0.3-0.4g,側(cè)偏角不超過(guò)4-5°,故可視為線(xiàn)性關(guān)系,當(dāng)側(cè)偏角到達(dá)10°時(shí),側(cè)偏力將達(dá)最大值.開(kāi)始打滑。 影響側(cè)偏剛度K值的的下列因素對(duì)汽車(chē)操縱穩(wěn)定性而言至關(guān)重要.1) 垂直載荷：側(cè)偏剛度隨垂直載荷的增加而增大 K0=Y/ N/弧度 Y 側(cè)偏力 N 2）結(jié)構(gòu)及參數(shù)：尺寸相同的子午線(xiàn)輪胎要比斜交胎的側(cè)偏剛度大。同一型號(hào)、同一尺寸的輪胎，簾布層愈多、簾線(xiàn)與車(chē)輪平面的夾角愈小、氣壓愈高則側(cè)偏剛度愈大。 3）輪輞型式：寬輪輞的輪胎，側(cè)偏剛度大 4）地面切向反作用力（如制動(dòng)力、驅(qū)動(dòng)力）：試驗(yàn)表明：隨著制動(dòng)力的增加，側(cè)偏力稍稍增加，隨后就變小。驅(qū)動(dòng)力增加時(shí)，側(cè)偏力總是下降的。 5

9、）外傾角的影響：地面反作用力的作用方向與輪胎外傾角傾斜方向一致時(shí)，側(cè)偏剛度降低，反之，則增大。 4-3 穩(wěn)態(tài)響應(yīng)和瞬態(tài)響應(yīng)： 穩(wěn)態(tài)響應(yīng)：即穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性（定圓轉(zhuǎn)向）：不足轉(zhuǎn)向、中性轉(zhuǎn)向、過(guò)度轉(zhuǎn)向。 穩(wěn)定性因素 K 1-2=KgL 瞬態(tài)響應(yīng)：角階躍輸入試驗(yàn)的瞬態(tài)響應(yīng)。有4個(gè)階段： 1）反應(yīng)滯后段：猛打方向后，汽車(chē)橫擺角速度不能立刻達(dá)到定值，需要t=時(shí)才能達(dá)到。稱(chēng)為反應(yīng)時(shí)間。 2）執(zhí)行誤差階段：橫擺角速度達(dá)到最大值，超過(guò)定值稱(chēng)為超調(diào)量。 3）過(guò)渡階段：橫擺角速度波動(dòng)階段 4）穩(wěn)定階段：橫擺角速度達(dá)到穩(wěn)定值 5. 四輪定位角度理論 轎車(chē)的轉(zhuǎn)向車(chē)輪、轉(zhuǎn)向節(jié)（羊角）和前軸三者之間的安裝具有一定的相對(duì)位置，

10、叫做轉(zhuǎn)向車(chē)輪定位，亦稱(chēng)前輪定位。 前輪定位包括主銷(xiāo)后傾角、主銷(xiāo)內(nèi)傾角、前輪外傾角、前輪前束4項(xiàng)內(nèi)容。對(duì)后輪而言，同樣存在安裝的相對(duì)位置，稱(chēng)后輪定位。這樣一來(lái)，前后輪定位總稱(chēng)四輪定位。 四輪定位的作用是使汽車(chē)保持穩(wěn)定的直線(xiàn)行駛能力和轉(zhuǎn)向輕便，并減少汽車(chē)在行駛中輪胎和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)零件的磨損。 當(dāng)駕駛員感到轉(zhuǎn)向沉重、發(fā)抖、跑偏、不正、無(wú)自動(dòng)回正、輪胎單邊磨損、波狀磨損、塊狀磨損、偏磨以及駕駛感到發(fā)飄、顛顫、擺頭；這時(shí)候就需要進(jìn)行四輪定位了。 設(shè)計(jì)上汽車(chē)有兩個(gè)重要的旋轉(zhuǎn)軸：轉(zhuǎn)向車(chē)輪擺轉(zhuǎn)時(shí)的假想的轉(zhuǎn)向軸線(xiàn)和車(chē)輪滾動(dòng)時(shí)的滾動(dòng)軸，它們都是三度空間的軸。 主銷(xiāo)后傾角和主銷(xiāo)內(nèi)傾角都是轉(zhuǎn)向軸線(xiàn)的兩度空間角度，外傾角和

11、前束都是車(chē)輪滾動(dòng)軸線(xiàn)的兩度空間角度。調(diào)整定位角中的任何一個(gè)角度都會(huì)改變其他定位角，譬如改變前束角會(huì)變動(dòng)外傾角；改變后輪的前束角回導(dǎo)致前輪單輪的前束角改變等等。5-1外傾角從汽車(chē)正前方看輪胎的幾何中心線(xiàn)與地面的鉛垂線(xiàn)的夾角，稱(chēng)為外傾角。向內(nèi)為負(fù)，向外為正。如圖10所示。外傾角的作用：零外傾角：無(wú)論正外傾角擬或負(fù)外傾角，由于車(chē)輪內(nèi)、外側(cè)轉(zhuǎn)動(dòng)半徑不一樣，而車(chē)輪轉(zhuǎn)速相同，勢(shì)必造成車(chē)輪內(nèi)外磨損不均勻。零外傾即可解決內(nèi)外磨損不均勻。如圖11所示。正外傾角：1）減低作用于轉(zhuǎn)向節(jié)上的負(fù)載。 圖11 圖12 2）防止車(chē)輪滑脫：路面反作用力F可以分解為垂直于軸徑軸線(xiàn)的力F1，及平行于軸徑軸線(xiàn)的力F2。F2迫使車(chē)輪

12、向內(nèi)，有助于防止車(chē)輪從軸徑滑脫。如圖13所示。 3）減小轉(zhuǎn)向操縱力：汽車(chē)轉(zhuǎn)向是以轉(zhuǎn)向軸線(xiàn)為中心，以偏置距為半徑，向左右轉(zhuǎn)動(dòng)。由于輪胎的滾動(dòng)阻力，大偏置距會(huì)產(chǎn)生較大的轉(zhuǎn)向力矩，也就是說(shuō)增加所需的操縱力。所謂零轉(zhuǎn)向是指偏置距等于零?，F(xiàn)代轎車(chē)的偏置距已成負(fù)值，可達(dá)-13左右。如圖14所示。 圖 13 圖14負(fù)外傾角的作用： 在現(xiàn)代汽車(chē)中，由于懸架和車(chē)橋比過(guò)去堅(jiān)固，加上路面平坦，所以，采用正外傾角的轎車(chē)越來(lái)越少。而采用零或負(fù)外傾角的車(chē)越來(lái)越多，借以改善轉(zhuǎn)彎時(shí)的穩(wěn)定性和行駛的平順性。在負(fù)外傾角的轎車(chē)轉(zhuǎn)彎時(shí)外傾角減小。當(dāng)轎車(chē)高速轉(zhuǎn)彎時(shí)，離心力增大，車(chē)身向外傾斜加大，產(chǎn)生更大的正外傾角，從而使外側(cè)懸架超負(fù)載

13、，加劇了外側(cè)輪胎變形。外側(cè)輪胎與地面接觸處的內(nèi)外滾動(dòng)半徑不同，外側(cè)小于內(nèi)側(cè)，這不僅加劇了輪胎磨損，也會(huì)使轉(zhuǎn)向性能降低。采用零或負(fù)外傾角，可使內(nèi)外側(cè)滾動(dòng)半徑相近，使輪胎內(nèi)外側(cè)磨損均勻。獨(dú)立懸架的缺點(diǎn)在于汽車(chē)做曲線(xiàn)行駛時(shí)，車(chē)輪隨車(chē)身一起傾斜，即外輪向正外傾角方向變化，而外輪的法向負(fù)載也隨之增加，根據(jù)彈性輪胎的力學(xué)理論及試驗(yàn)證明，輪胎的側(cè)偏剛度將會(huì)降低，如圖15所示。為了盡量降低其影響，以便做到轉(zhuǎn)向特性的可控性，當(dāng)代乘用車(chē)的前懸架常常設(shè)計(jì)成車(chē)輪上跳時(shí)，外傾角朝負(fù)值方向變化，而在下落時(shí)朝正值方向變化。 圖155-2 前束：如圖16所示從頂視圖來(lái)看，A=B 零前束AB 正前束AB 負(fù)前束 前束的作用：

14、消除由于外傾角所產(chǎn)生的輪胎側(cè)滑。因?yàn)檐?chē)輪外傾角的作用使車(chē)輪滾動(dòng)時(shí)產(chǎn)生“滾錐”效應(yīng)，產(chǎn)生側(cè)滑，會(huì)造成輪胎磨損。所以前束作用是消除由于外傾角所產(chǎn)生的輪胎側(cè)滑。如圖17所示。圖16 圖175-3 主銷(xiāo)后傾角： 后傾角的作用和影響： 后傾角的作用是使轉(zhuǎn)向車(chē)輪轉(zhuǎn)向后能自動(dòng)復(fù)位，保持直線(xiàn)行駛能力。如圖18所示。 圖185-4主銷(xiāo)內(nèi)傾角：如圖19所示。 主銷(xiāo)內(nèi)傾角的作用：1）減少轉(zhuǎn)向操縱力 2）減少路面對(duì)方向盤(pán)的“反沖”力。 3）減輕跑偏現(xiàn)象，改善直線(xiàn)行駛的穩(wěn)定性。偏置距（摩擦半徑）的變化見(jiàn)圖20。 圖19 圖205-5 推進(jìn)角 后輪總前束的平分線(xiàn)稱(chēng)為推進(jìn)線(xiàn)，合格的車(chē)輛其推進(jìn)線(xiàn)應(yīng)與車(chē)體中心線(xiàn)重合。如果后輪前

15、束不標(biāo)準(zhǔn)，其推進(jìn)線(xiàn)和車(chē)體中心線(xiàn)不重合形成夾角，則必然造成偏行。此夾角叫做推進(jìn)角。如圖21所示。 圖216乘用車(chē)的行駛平順性 汽車(chē)行駛中，不平路面的沖擊傳給車(chē)身后引起三維振動(dòng)；加、減速、制動(dòng)、轉(zhuǎn)向等操作都將會(huì)引起車(chē)身的垂直、縱向及橫向振動(dòng)。有時(shí)這種強(qiáng)烈的車(chē)身振動(dòng)將迫使司機(jī)降低車(chē)速，同時(shí)也會(huì)加大動(dòng)載荷，進(jìn)一步引起零部件的磨損。因此，轎車(chē)在一般使用速度范圍內(nèi)行駛時(shí)，保證乘客不會(huì)因振動(dòng)而導(dǎo)致不舒適感覺(jué)的性能，稱(chēng)之為轎車(chē)行駛平順性。 轎車(chē)行駛平順性的評(píng)價(jià)方法，通常根據(jù)振動(dòng)對(duì)人體的生理反應(yīng)來(lái)確定的。轎車(chē)是一個(gè)多質(zhì)量的復(fù)雜的振動(dòng)系統(tǒng)，車(chē)身通過(guò)懸架的彈性元件與車(chē)橋相連接，又通過(guò)具有彈性的輪胎與地面相接觸，而發(fā)

16、動(dòng)機(jī)也通過(guò)橡膠懸置與車(chē)身相連。當(dāng)它們承受外激力作用時(shí)，轎車(chē)將產(chǎn)生極為復(fù)雜的振動(dòng)。為便于了解及分析轎車(chē)的基本振動(dòng)規(guī)律，人們常將此復(fù)雜振動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化為兩個(gè)質(zhì)量的振動(dòng)系統(tǒng)，即懸架質(zhì)量（簧上質(zhì)量）M與非懸架質(zhì)量（簧下質(zhì)量）m兩部分組成。如圖22所示。 圖22懸架質(zhì)量（簧上質(zhì)量）M是指由彈性元件所支撐的質(zhì)量。例如車(chē)身及其內(nèi)外飾件質(zhì)量、乘員、燃料及輔料質(zhì)量、動(dòng)力總成及其附件質(zhì)量、安裝在車(chē)身上的底盤(pán)件質(zhì)量等。 非懸架質(zhì)量（簧下質(zhì)量）m是指不通過(guò)彈性元件所傳遞的那些質(zhì)量。例如車(chē)輪及輪胎的質(zhì)量、制動(dòng)器總成質(zhì)量、后軸質(zhì)量等。然而，相連于M及m之間的元件質(zhì)量，如彈性元件、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)桿件、減震器、轉(zhuǎn)向橫拉桿及傳動(dòng)軸等。通

17、常要將它們重量的一半計(jì)入懸架質(zhì)量，另一半計(jì)入非懸架質(zhì)量中去。 就懸架質(zhì)量M而言，其振動(dòng)具有六個(gè)自由度；即沿X、Y、Z軸作線(xiàn)性振動(dòng)及繞此三個(gè)軸作角振動(dòng)。如圖23所示。 圖23根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，影響平順性最大的振動(dòng)是懸架質(zhì)量M沿Z軸向的垂直振動(dòng)和繞Y軸的縱向角振動(dòng)。為了便于分析，進(jìn)一步將系統(tǒng)簡(jiǎn)化為如圖24所示4個(gè)自由度的平面模型。在此模型中，忽略輪胎的阻尼，同時(shí)將懸架質(zhì)量M分解為在前、后軸上的懸架質(zhì)量M1 及 M2以及重心C上的聯(lián)系質(zhì)量M3 ，這3個(gè)集中質(zhì)量由無(wú)質(zhì)量的剛性桿連接，它們之間應(yīng)滿(mǎn)足3個(gè)條件：1） 總質(zhì)量保持不變M1 + M2 + M3 =M2） 重心位置不變M1a - M2b =03） 轉(zhuǎn)動(dòng)慣

18、量值保持不變Iy =My2 = M1a2 + M2b2 解此3個(gè)方程后得出： M1 = My2 / aL M2= My2 / bL M3= M（1-y2 / ab） 式中 y 繞橫軸Y的回轉(zhuǎn)半徑 a，b 車(chē)身重心至前、后軸的距離 L 軸距 使=y2 / ab 的物理意義是懸架質(zhì)量分配系數(shù)，當(dāng)它等于1時(shí)，聯(lián)系質(zhì)量M3=0，大部分現(xiàn)代轎車(chē)=0.8-1.2，即接近1。在=1的情況下，前、后軸上懸架質(zhì)量M1、M2在垂直方向上的運(yùn)動(dòng)是相互獨(dú)立的。 換句話(huà)說(shuō)，當(dāng)轎車(chē)行駛在不平的道路上而引起振動(dòng)時(shí)，質(zhì)量M1運(yùn)動(dòng)而質(zhì)量M2不運(yùn)動(dòng)；反之亦然。因此，在特殊情況下，我們可以分別討論前、后單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動(dòng)。如圖2

19、4所示 圖246-1 單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動(dòng) 單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動(dòng)是分析轎車(chē)振動(dòng)的最基本的手段。它是由懸架質(zhì)量M、彈簧剛度C、減震器阻尼系數(shù)K組成。q是輸入路面的不平度函數(shù)。 該系統(tǒng)的自由振動(dòng)可由以下齊次方程來(lái)描述： Mz+z + Cz= 0 令 2n =/M，02 =C/M 后可以置代為下式 z+2nz + 02z = 0該微分方程的解為： z = Ae-n t Sin（02 n2 ）1/2 t +a將上式繪制成A-t（振幅時(shí)間）曲線(xiàn)，如圖25所示。曲線(xiàn)指出：有阻尼自由振動(dòng)時(shí)，質(zhì)量M以圓頻率（02 n2 ）1/2振動(dòng)，其振幅按e-nt 衰減。有阻尼自由振動(dòng)時(shí)的固有頻率 d=（02 n2 ）1/

20、2 ，若改寫(xiě)為d=（02 n2 ）1/2 =0（1-2）1/2 - （1）式中 =n /0 起名為相對(duì)阻尼系數(shù) 圖25由式1可知，當(dāng)相對(duì)阻尼系數(shù)值增大時(shí)，有阻尼固有頻率d下降。當(dāng) =1時(shí)，則d=0，振動(dòng)消失。由于轎車(chē)懸架系統(tǒng)的相對(duì)阻尼系數(shù)較小，通常025，d比0僅下降了3%，所以在分析懸架系統(tǒng)時(shí)，車(chē)身振動(dòng)的固有頻率可按無(wú)阻尼自由振動(dòng)的固有頻率0來(lái)考慮。根據(jù)上述分析的結(jié)論非常重要，在設(shè)計(jì)轎車(chē)懸架系統(tǒng)時(shí)，具有實(shí)際指導(dǎo)意義。固有頻率 0=C/M 弧度/秒固有頻率 f0=0/2=1/ 2（C/M）1/2 Hz6-2 懸架質(zhì)量固有頻率n0和懸架撓度f(wàn)的選擇 轎車(chē)懸架系統(tǒng)的固有頻率n0的選擇，特別是前懸架

21、質(zhì)量的偏頻（即固有頻率）n01和后懸架質(zhì)量的偏頻（即固有頻率）n02的選擇，對(duì)轎車(chē)的平順性及舒適性起著至關(guān)重要的作用。人類(lèi)大腦能承受振動(dòng)的頻率范圍，其最佳值應(yīng)是與人們步行時(shí)身體上下運(yùn)動(dòng)的頻率接近。 當(dāng)人們散步時(shí)，以步行速度按1.2-2.4 km/h 、步距按0.33M計(jì)算，大腦上下起伏的頻率約在60-120次/分的范圍內(nèi)。因此，汽車(chē)懸架質(zhì)量的固有頻率應(yīng)控制在此范圍內(nèi)為最佳。對(duì)于現(xiàn)代轎車(chē)而言，f0推薦為65-80次/分，而載重車(chē)由于受空載到滿(mǎn)載懸架撓度變化大的限制，一般選擇n0在100-120次/分范圍內(nèi)。如果轎車(chē)懸架質(zhì)量頻率n0低于60次/分時(shí)，有些乘客將會(huì)患“航海癥” 產(chǎn)生頭暈嘔吐癥狀，反之

22、，如果選擇n0大于95次/分以上，乘客就會(huì)感覺(jué)乘車(chē)如同騎野馬，顛簸振動(dòng)劇烈不堪忍受。 前后懸架的自振頻率（偏頻）的匹配對(duì)平順性影響也很大，通常應(yīng)使二者接近，以免車(chē)身產(chǎn)生較大的縱向角振動(dòng)。當(dāng)汽車(chē)高速通過(guò)單個(gè)路障時(shí)，n01n02引起的車(chē)身角振動(dòng)小于n01n02的，故推薦n01/n02的取值范圍為 0.55-0.95 (滿(mǎn)載時(shí)取大值) ，對(duì)于前懸架n01=65-80，后懸架n02=70-85次/分。某些經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)，設(shè)計(jì)成n01n02以改善后座舒適性。 對(duì)于懸架剛度C為常數(shù)，已知其靜撓度f(wàn)S，則可按下式計(jì)算偏頻： n0300 / fS n0 偏頻 次/分 fS 靜撓度 cm 6-3 非懸架質(zhì)量(車(chē)輪)

23、的固有頻率nw 車(chē)輪的固有頻率nw對(duì)于汽車(chē)的振動(dòng)特性影響頗大，它直接影響著乘座舒適性的好壞。為了減小懸架質(zhì)量與車(chē)輪之間的振動(dòng)耦合，必須將它們之間各自的振動(dòng)頻率值拉開(kāi)。如上所述，乘用車(chē)簧上質(zhì)量的固有頻率n0=65-80次/分，而當(dāng)代乘用車(chē)車(chē)輪的固有頻率nw=10-13次/分，這樣，n0/nw=5-8 這就是為什么設(shè)計(jì)師努力減輕簧下質(zhì)量，采用質(zhì)地輕的鋁合金材質(zhì)制造零部件的道理，例如采用鋁合金車(chē)輪。車(chē)輪的固有頻率nw的計(jì)算可按圖25a的數(shù)學(xué)模型來(lái)進(jìn)行。 圖25a 其中 m 簧下質(zhì)量（車(chē)輪） C 懸架剛度 Cw 輪胎徑向剛度 車(chē)輪固有頻率nw=9.55(Ka Cw + C)/m1/2 次/分 式中 K

24、a 為輪胎靜剛度修正系數(shù)，當(dāng)車(chē)速V=120Km/h時(shí) Ka=1.04 速度每增加30km/h時(shí)，剛度則增加1% 。 6-4 懸架的動(dòng)撓度 fd 懸架除了有靜撓度外，還應(yīng)有足夠的動(dòng)撓度。如果沒(méi)有較合適的動(dòng)撓度，這就意味著懸架被“擊穿”的機(jī)率增加。當(dāng)汽車(chē)行駛在不平的路面上時(shí)，由于動(dòng)行程不夠，緩沖塊經(jīng)常被撞死發(fā)出巨大的“咚咚”撞擊聲。動(dòng)撓度取值范圍與懸架的靜撓度f(wàn)S有關(guān)。 貨車(chē) fS =50-110 mm fd =(0.7-1.0) fS 轎車(chē) fS =100-300mm fd =(0.5-0.7) fS 6-5懸架的剛度C 千萬(wàn)不要將懸架剛度C與彈簧剛度CS混淆起來(lái)。由于存在懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的關(guān)系，懸

25、架剛度C與彈簧剛度CS是不相等的，其區(qū)別在于懸架剛度C是指車(chē)輪處單位撓度所需的力；而彈簧剛度CS僅指彈簧本身單位撓度所需的力。 例如雙擺臂型獨(dú)立懸架的懸架剛度C的計(jì)算方法：如圖26所示。 C=（mlcos/np）2CS 圖26 彈簧軸線(xiàn)與下擺臂垂線(xiàn)的夾角 m 彈簧軸線(xiàn)與下擺臂的交點(diǎn)到下擺臂軸軸線(xiàn)的距離 n 轉(zhuǎn)向節(jié)下球銷(xiāo)中心到下擺臂軸軸線(xiàn)的距離 l、p 分別為轉(zhuǎn)向節(jié)下球銷(xiāo)中心和輪胎接地中心到導(dǎo)向機(jī)構(gòu)擺動(dòng)瞬心O的距離。以下將就FC-1型轎車(chē)前懸架系統(tǒng)進(jìn)行懸架剛度C、懸架靜撓度f(wàn)及偏頻n的驗(yàn)算，F(xiàn)C-1前懸架屬于典型的麥克弗遜式獨(dú)立懸架。6-6 FC-1前懸架偏頻計(jì)算實(shí)例（見(jiàn)圖27） 圖27 已知：

26、=11°n=364 m=150 B=740AN=697 P=2428 HK=34計(jì)算：1 求： 在EHK中，Sin=HK/n=34/364 =5.36°在AEN中，AEN=90°-=90°-11°=79°在AEO中，AEO=AEN -=79°-5.36°=73.64° 2求：在AOE中，=90°-AEO =90°-73.64°=16.36°v = AN/Cos=697/Cos11°=684.2 在AEN中，u=AE/tg=684.2/tg16.36

27、6;=2331 設(shè)CS 彈簧剛度 kg/mmC 懸架剛度 kg/mmG 滿(mǎn)載前單輪懸架質(zhì)量kg G0 空載前單輪懸架質(zhì)量 kg 3求彈簧上作用力 T及下擺臂球頭RT=GCos R=GCos 4懸架剛度C 設(shè) 在E點(diǎn)的撓度為fa時(shí)，,則A點(diǎn)彈簧壓縮撓度應(yīng)為fb則 T u=RPP/u = fa /fb fb=fa u/P （1）由于質(zhì)量G、撓度f(wàn)、剛度C之間存在下述關(guān)系，即：C=G/f，則： fb= GCos/Cs （2） fa= GCos/C （3）將（2）（3）式代入（1）式得GCos/Cs = uGCos/CP 整理后得懸架彈簧鋼度C與螺旋彈簧剛度CS的關(guān)系式如下： C=(uCos/PCos

28、)Cs （4） 5求FC-1前懸架空載偏頻n0及滿(mǎn)載偏頻n 已知：空載前單輪懸架質(zhì)量 G0=2714N滿(mǎn)載前單輪懸架質(zhì)量 G=3018NCs=22.68 N/mm將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（4）式后得：C=(2331Cos5.36°/2428 Cos 11°)Cs前懸架剛度C為：C=0.9737Cs=0.9737×22.68=22.08N/mm計(jì)算：前懸架單輪空載靜撓度f(wàn)0=G0/C=2714/22.08=123mm=12.3cm前懸架空載偏頻 n0=300/ f0 300/ 12.385.5次/分前懸架單輪滿(mǎn)載靜撓度f(wàn)=G0/C=3018/22.08=137mm=13.7c

29、m 前懸架滿(mǎn)載偏頻 n=300/ f 300/ 13.781次/分6 螺旋彈簧的計(jì)算 根據(jù)懸架結(jié)構(gòu)布置和彈簧特性，分別計(jì)算出前（后）軸，空載和滿(mǎn)載時(shí)單個(gè)車(chē)輪上的懸架質(zhì)量。接著算出懸架的動(dòng)、靜撓度。然后進(jìn)行螺旋彈簧的計(jì)算。計(jì)算方法與普通彈簧無(wú)任何區(qū)別，它僅能承受垂直載荷。鋼絲內(nèi)產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力c為： c=8FWD/d3 FW 彈簧上的軸向力 D 彈簧平均直徑 d 彈簧鋼絲直徑 螺旋彈簧的靜撓度f(wàn)cs fcs=8FWD3i / Gd4 i 彈簧工作圈數(shù) 綜合兩式有： c=（ fcs Gd/d2i）c同理，動(dòng)載荷下的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： c=（ fds Gd/d2i）m許用靜扭轉(zhuǎn)應(yīng)力c=500 N/mm2 ；

30、最大許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力m=800-1000 N/mm2 懸架用螺旋彈簧采用60Si2MnA彈簧鋼制造，由于制造上的原因，彈簧表面往往有裂痕、皺折、凹痕、及錘擊印痕等缺陷，它們是造成降低疲勞極限、早期損壞的元兇。為此，采取噴丸處理在彈簧表面造成殘余壓應(yīng)力，從而降低彈簧工作時(shí)引起的拉應(yīng)力，提高了彈簧的疲勞強(qiáng)度。 另一項(xiàng)提高彈簧的疲勞強(qiáng)度的措施是采取塑性壓縮處理。塑性壓縮處理是指對(duì)彈簧進(jìn)行予加載荷，并使表面層產(chǎn)生的拉應(yīng)力達(dá)到材料的屈服極限，卸載后造成一定的塑性變形及殘余應(yīng)力，從而強(qiáng)化了金屬表面，道理與噴丸處理相似。7 獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求：1 車(chē)輪跳動(dòng)時(shí)，輪距變化不超過(guò)±

31、;4mm以防止輪胎早期磨損。 2 車(chē)輪跳動(dòng)時(shí)，前輪定位角變化特性合理。3 轉(zhuǎn)彎時(shí)，車(chē)身在 0.4g側(cè)向加速度作用下，車(chē)身側(cè)傾角不大于35°，并保證車(chē)輪與車(chē)身傾斜同向，以增加不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)。4 制動(dòng)及加速時(shí)，車(chē)身應(yīng)有“抗點(diǎn)頭”及“抗后坐”效應(yīng)。5 應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度，以可靠地承受及傳遞除垂直力以外的力和力矩。8側(cè)傾中心與側(cè)傾軸 8-1側(cè)傾中心是指在橫向垂直平面內(nèi)，汽車(chē)在橫向力（例如轉(zhuǎn)彎離心力）作用下，車(chē)身在前、后軸處側(cè)傾的瞬時(shí)迴轉(zhuǎn)中心。前后、軸的側(cè)傾中心距地面的高度，被稱(chēng)之為側(cè)傾中心高度hg，不同的懸架結(jié)構(gòu)及參數(shù)將會(huì)得到不同的側(cè)傾中心高度。FC-1前懸架所用麥?zhǔn)綉壹艿膫?cè)傾中心高度計(jì)算草圖，

32、如圖28所示。 圖28前面計(jì)算懸架偏頻時(shí)已知： m=150 =5.36° P=2428 B=740求hg 在EOW中， OW=PSin=2428Sin5.36°=226.8 EW=PCos=2428Cos5.36°=2417.4 OQ=OW+m=226.8+150=376.8QT=EW+m tg=2417.4+150 tg11°=2446.56 OQ/hg=QT/B， P/QT=k/Bhg=376.8×740/2446.56=114 mm k=PB/QT=2428×740/2446.56=734.7mm(下文備用)而后懸架采用復(fù)合式懸

33、架，如圖29所示。 圖29此類(lèi)懸架的側(cè)傾中心，一般都在縱向擺臂廻轉(zhuǎn)中心處。如圖30示。 圖308-2側(cè)傾軸：將前、后軸側(cè)傾中心連接成一條軸線(xiàn)，此軸線(xiàn)位于汽車(chē)橫向?qū)ΨQ(chēng)中心面上，并與汽車(chē)重心在同一平面內(nèi)。如圖30所示。 車(chē)身在側(cè)向力（側(cè)風(fēng)、轉(zhuǎn)彎離心力等）作用下圍繞側(cè)傾軸線(xiàn)的轉(zhuǎn)角稱(chēng)為車(chē)身側(cè)傾角。側(cè)傾角直接影響到汽車(chē)的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向效應(yīng)。側(cè)傾角過(guò)大，乘客感到不安全、不舒服；側(cè)傾角過(guò)小，則懸架的側(cè)傾角剛度過(guò)大，單輪遇到障礙物時(shí)，車(chē)身會(huì)受到強(qiáng)烈沖擊，平順性差。側(cè)傾角過(guò)小會(huì)使駕駛員失去汽車(chē)將要發(fā)生側(cè)滑、側(cè)翻的警告信號(hào)。8-3 側(cè)傾角汽車(chē)作穩(wěn)態(tài)圓周行駛時(shí)，側(cè)傾力矩M除以懸架總角剛度C（前、后懸架），即得側(cè)傾角 =M

34、 / C 8-4 側(cè)傾力矩M 側(cè)傾力矩M由三部分組成：1）懸架質(zhì)量離心力引起的側(cè)傾力矩M1 汽車(chē)作勻速圓周行駛時(shí)，懸架質(zhì)量的離心力為Fy為 Fy=GSV2 / gR N GS 懸架重量 kg V 車(chē)速 m/s g 重力加速度 9.8m/s2 R 轉(zhuǎn)彎半徑 m M1 = Fy h h 懸架質(zhì)量的質(zhì)心至側(cè)傾軸線(xiàn)的距離 m as 懸架質(zhì)量的質(zhì)心至前軸線(xiàn)的距離 m bs 懸架質(zhì)量的質(zhì)心至前軸線(xiàn)的距離 m L 軸距 m h1 前軸側(cè)傾中心至地面的距離 m h2 后軸側(cè)傾中心至地面的距離 m hs 懸架質(zhì)量的質(zhì)心至地面的距離 m h = hs-（h1 bs+ h2 as ）/L 2）側(cè)傾后，懸架質(zhì)量引起的

35、側(cè)傾力矩M2如圖31所示。 圖31M2=GeGh3）獨(dú)立懸架中，非懸架質(zhì)量的離心力引起的側(cè)傾力矩M3 汽車(chē)作穩(wěn)態(tài)圓周運(yùn)動(dòng)時(shí)，其側(cè)傾力矩為： M= M1+ M2+M3為簡(jiǎn)化計(jì)算，一般取 M M1 8-5 側(cè)傾角剛度C 懸架的側(cè)傾角剛度C等于前、后懸架（C1+C2）及前、后橫向穩(wěn)定桿（C1+C2）的側(cè)傾角剛度之和。 C=C1+C2+ C1+C2 懸架的側(cè)傾角剛度C的大小，及其在前后輪的分配比例，對(duì)車(chē)輛側(cè)傾角的大小、側(cè)傾時(shí)前、后軸及左、右車(chē)輪的載荷再分配，以及車(chē)輛的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)特性有一定的影響。1） 求前懸架側(cè)傾角剛度C1：在麥?zhǔn)溪?dú)立懸架中，已知車(chē)輪上的懸架剛度為C1（具體驗(yàn)算見(jiàn)FC-1偏頻計(jì)算實(shí)例），

36、如圖32所示。 圖32 前懸架側(cè)傾角剛度可按下式計(jì)算C1=2（uk / p）2C1 將FC-1偏頻計(jì)算實(shí)例中的參數(shù)結(jié)果， u=2331 k=734.7 C1=22.08 N/mm代入上式后得出前懸架角剛度C1=2（2331×734.7 / 2428）2×22.08 =21970317N.mm=21970 N.m/rad2）求后懸架角剛度C2 由于FC-1后懸架為扭梁式非獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)，其懸架角剛度C2計(jì)算方法與縱向擺臂式非獨(dú)立懸架相同，可按下式計(jì)算：如圖33所示。 圖33 C2=S2C2 / 2已知： S= 1134 后彈簧剛度Cs=24.25 N /mm m=398mm n

37、=322 mm 空載單輪懸架質(zhì)量G02=1430 N 滿(mǎn)載單輪懸架質(zhì)量G2= 2980 N驗(yàn)算: 其懸架剛度C2=Cs(n/m)2 =24.25(322/398)2=15.87 N/mm 空載撓度 f02= G02/C2=1430/15.87=106mm=10.6cm 滿(mǎn)載撓度 f2= G02/C2=2980/15.87=188mm=18.8cm 空載偏頻 n02=300 / f02 =300 / 10.6=92 次/分 滿(mǎn)載偏頻 n2=300 / f2 =300 / 18.8=69 次/分 懸架角剛度 C2=S2C2 / 2 =1.1342×15870 / 2=10204 N.m/

38、rad3）.求前穩(wěn)定桿角剛度C1 如圖34、35所示 圖 34 圖35 已知: B=670mm m=256 mm d=18 mm 車(chē)輪上跳撓度S1=100mm 穩(wěn)定桿連接點(diǎn)上行撓度S2=96mm 由作圖得知，穩(wěn)定桿最大工作扭轉(zhuǎn)角為=22°=0.384rad 驗(yàn)算： 前穩(wěn)定桿角剛度C1=d4G / 32B N.mm/rad 前穩(wěn)定桿扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =16M /d3 N/mm2 式中 G 剪切彈性模數(shù) G=75460 N /mm2 d 穩(wěn)定桿直徑 mm M 作用在穩(wěn)定桿上的扭矩 N.mm B 穩(wěn)定桿有效工作長(zhǎng)度 mm 將已知數(shù)代入后得: 前穩(wěn)定桿角剛度C1=d4G / 32B=×18

39、4×75460 / 32×670=1160732 N.mm/rad=1160.7 N.m / rad 作用在穩(wěn)定桿上的扭矩 M=C1=1160732×0.384=445721N.mm =445.7 N.m 前穩(wěn)定桿扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =16M /d3=16×445721 / 183 =389.2 N/mm2 9. 減震器的工作特性根據(jù)前述單自由度振動(dòng)方程：質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動(dòng)是由懸架質(zhì)量M、彈簧剛度C、減震器阻尼系數(shù)組成。 該系統(tǒng)的自由振動(dòng)可由以下齊次方程來(lái)描述： Mz+z + Cz= 0 令 2n =/M，02 =C/M 后可以置代為下式 z+2nz + 02z

40、= 0該微分方程的解為： z = Ae-n t Sin（02 n2 ）1/2 t +a z = Ae-n t Sin（02 n2 ）1/2 t +a將上式繪制成A-t（振幅時(shí)間）曲線(xiàn)，如圖36所示。曲線(xiàn)指出：有阻尼自由振動(dòng)時(shí)，質(zhì)量M以圓頻率（02 n2 ）1/2振動(dòng)，其振幅按e-nt 衰減。式中 n=/2M有阻尼自由振動(dòng)時(shí)的固有頻率 d=（02 n2 ）1/2 ，若改寫(xiě)為d=（02 n2 ）1/2 =0（1-2）1/2 - （1）式中 =n/0 起名為相對(duì)阻尼系數(shù) 0=C/M 稱(chēng)之為無(wú)阻尼自由振動(dòng)的固有圓頻率 rad/s（轉(zhuǎn)換為的固有頻率 f0=0/2=1/2×C/M c/s 或 H

41、z） 圖36由（1）式中，相對(duì)阻尼系數(shù)=n/0=n/（C/M）將n=/2M 代入并整理后得：=/2CMC 懸架剛度 N/mmM 懸架質(zhì)量 kg.s2/9800mm 減震器阻尼系數(shù) N.s/mm9-1 減震器的性能常用 阻力位移、阻力速度特性來(lái)描述。前者稱(chēng)為“示功圖”，后者稱(chēng)為“速度特性圖”。 減震器阻尼系數(shù)的物理意義是：懸架在自由振動(dòng)的條件下，如果減震器活塞速度V與阻力F之間的特性關(guān)系是線(xiàn)性的，換句話(huà)說(shuō)是直線(xiàn)關(guān)系，即F=V是該直線(xiàn)的比例常數(shù)，即斜率。如果減震器速度特性是非線(xiàn)性的即曲線(xiàn)關(guān)系，則 F=vi 減震器阻尼系數(shù)仍然代表曲線(xiàn)的斜率。在懸架小幅度振動(dòng)范圍內(nèi)，速度特性可視為線(xiàn)性的關(guān)系。這樣一來(lái)

42、指數(shù)i在減震器卸荷閥打開(kāi)時(shí)i =1 此時(shí)稱(chēng)為線(xiàn)性阻尼特性，如圖37所示。 圖37 速度特性 圖38圖38表示減震器行程為100mm以每分鐘100次、25次振動(dòng)測(cè)得的阻力位移特性（示功圖）。通常減震器的試驗(yàn)速度V，常選定在0.05m/s、0.1 m/s、0.3 m/s、0.52 m/s、0.6m/s的范圍內(nèi)進(jìn)行。9-2減震器相對(duì)阻尼系數(shù)的確定由上節(jié)得知：相對(duì)阻尼系數(shù)=/2CM 實(shí)踐中，常常通過(guò)所測(cè)得的AT（振幅時(shí)間）曲線(xiàn)如圖1所示，根據(jù)兩個(gè)相鄰振幅的比值m=A1 / A2來(lái)求出相對(duì)阻尼系數(shù)值。然后再算出減震器阻尼系數(shù)的大小。具體計(jì)算公式如下： =1/（1+42/ln2m）1/2 m=A1 / A

43、2 ln 自然對(duì)數(shù)相對(duì)阻尼系數(shù)的物理意義是指減震器的阻尼作用，同樣大小的減震器阻尼系數(shù)，在與不同剛度、不同質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果。一般減震器的值在01之間選擇，值越大，運(yùn)動(dòng)性質(zhì)就越接近非周期性（即不等時(shí)性），故也稱(chēng)為非周期性系數(shù)。相對(duì)阻尼系數(shù)值取得大，能使振動(dòng)迅速衰減，但會(huì)給車(chē)身帶來(lái)較強(qiáng)烈的路面沖擊力，值取得小，振蕩衰減慢，平順性變差。通常在壓縮行程選擇較小的值，在伸張行程選擇較大的值。但是當(dāng)代轎車(chē)由于廣泛采用前置前驅(qū)動(dòng)結(jié)構(gòu)，前軸負(fù)荷較重且離地間隙較小，為避免汽車(chē)行駛在不平路面上底盤(pán)與地相刮碰，往往采取相反的措施，將伸張行程的值大于壓縮行程的值，例如FC-1轎車(chē)就是這樣的。

44、通常=0.25-0.5 ，對(duì)于無(wú)內(nèi)摩擦的彈性元件懸架（如麥?zhǔn)蠎壹埽?，?0.25-0. 5；對(duì)于有內(nèi)摩擦的鋼板彈簧懸架，值可取小些。對(duì)于越野車(chē)，值應(yīng)當(dāng)取大些，且值大于0.3。為迅速衰減汽車(chē)振動(dòng)又不把大的路面沖擊傳遞到車(chē)身上，一般把減震器拉伸和壓縮阻力按8264的比例關(guān)系分配。9-3減震器阻尼系數(shù)的確定（見(jiàn)圖39）減震器阻尼系數(shù)=2CM由于存在導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的杠桿比關(guān)系，懸架阻尼系數(shù)可由下式計(jì)算： =（2CM ）i 2/cos2ai =n / b a 減震器安裝角 圖399-4計(jì)算實(shí)例 以FC-1前減震器為例，1）已知：滿(mǎn)載前單輪懸架質(zhì)量 G=308kg懸架彈簧剛度C=22.08N/mm減震器試驗(yàn)速度V=0.3m/s時(shí) 拉伸阻力Fr=684N 壓縮阻力Fp=640N V=0.6m/s時(shí) 拉伸阻力Fr=925N 壓縮阻力Fp=950N2） 計(jì)算： 根據(jù)前述，減震器阻尼系數(shù)代表速度