懸架系統(tǒng)與底盤平臺的匹配

1、 懸架系統(tǒng)與底盤平臺的匹配1 概言眾所周知，汽車設計的過程實際上是“匹配”而非“拼裝”的過程。如果選用世界上最美麗的面部器官，安裝在同一個人的臉部后，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，一個優(yōu)良的汽車底盤平臺，必然是由各大總成零部件與整車合理“匹配”的結(jié)果，它必然會使汽車各大性能得到最大限度地發(fā)揮。一句話，“匹配”是汽車設計的靈魂！以下是一張懸架與底盤匹配關(guān)系網(wǎng)絡圖，它大致說明系統(tǒng)各部件之間的匹配關(guān)系，可供參考。2 乘用車操縱穩(wěn)定性的核心是懸架系統(tǒng)上個世紀中葉，隨著汽車行

2、駛速度日益提高，高速公路的飛快發(fā)展，乘用車的設計車速已突破200km/h大關(guān)。研究汽車理論的科技工作者面臨一個全新的復雜課題：如何在汽車高速行駛狀態(tài)下，抵抗來自路面的不平、坡度、側(cè)風等外界因素的干擾，汽車又能遵循駕駛員的操縱、自動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，而不過分地降低車速或造成駕駛員緊張和疲勞，這種能力總稱汽車的操縱穩(wěn)定性。 研究汽車操縱穩(wěn)定性的方法借助于飛機的操縱穩(wěn)定性的理論，早在上世紀60年代，我國就已開展汽車操縱穩(wěn)定性的研究。汽車操縱穩(wěn)定性的好壞，與整車參數(shù)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、特別是“懸架輪胎”系統(tǒng)密切相關(guān)。對于底盤設計師而言，我們的任務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“運氣設計”，以避免新車型產(chǎn)生先天性的缺陷。既然“懸架輪胎”系統(tǒng)如此重要，下面將分別對輪胎及懸架的一些有關(guān)基礎(chǔ)知識做一介紹以備匹配需要。3. 乘用車的懸架系統(tǒng) 乘用車是現(xiàn)代高速運動的復雜機器，其懸架系統(tǒng)是底盤平臺的基礎(chǔ)，在汽車結(jié)構(gòu)中，它算不上是復雜的，然而，它對汽車的很多性能，例如操縱性、穩(wěn)定性、平順性、舒適性、制動性等等起著決定性的作用。雖然看起來它由幾個擺臂、拉桿、彈簧簡單零部件組成，但是，其中蘊藏著許多深奧的靜力學、動力學、運動學理論，匹配不當，將會導致乘用車設計的失敗，設計師決不可掉以輕心！盡管大家對懸架系統(tǒng)已很了解，但是為了便于講解，在此我

4、還要對懸架結(jié)構(gòu)嘮叨幾句?，F(xiàn)代乘用車的懸架結(jié)構(gòu)一般分為三大類：獨立懸架、非獨立懸架和復合式懸架。3-1獨立懸架分為3個類型1) 麥克菲爾遜支柱型：亦稱滑柱式或簡稱柱式，如圖1所示。結(jié)構(gòu)簡單，質(zhì)量輕，占有空間小，適合發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的布置。 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動幾何學，通常上、下擺臂具有不同的長度和安裝角。該結(jié)構(gòu)經(jīng)常被中型以上的轎車、皮卡及輕型越野車的前懸架上采用。 圖23）三角單擺臂（A型斜擺臂）如圖3所示。長適用于乘用車后獨立懸架，例如在豐田、奔馳轎車系列后懸架上采用。A型斜擺臂可以獲取較理想的外傾及輪距變化，并可通過改變擺臂斜置角，及其在正視圖上

5、的傾角，來獲得較為理想的側(cè)傾中心位置及側(cè)傾中心高度。 圖3此外，獨立懸架還有許多種結(jié)構(gòu)型式，如圖4所示 圖4獨立懸架的特點： 1) 左右車輪在不平路面作上下跳動時，是互相獨立的，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 非獨立懸架 非獨立懸架亦稱整體橋式懸架。結(jié)構(gòu)簡單、可靠，堅固耐用，適合較大的乘用車車后懸架上采用。左右車輪在不平路面作上下跳動時，會產(chǎn)生互相牽連的，它們彼此之間將產(chǎn)生振動耦合，如果不采取相應措施，這將會降

6、低乘坐的舒適性如圖5所示。 圖5 非獨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（簡稱縱向拖臂式）見圖6，7。 3-3復合式懸架 這是一種介于獨立懸架及非獨立懸架之間的、近代出現(xiàn)流行于乘用車后懸架的緊湊懸架結(jié)構(gòu)，常被人稱之為“半獨立懸架”。 在普通非獨立懸架中，車橋需在整個彈簧行程范圍內(nèi)運動。為此，必需提供車橋上方的空間，這樣一來，就要減小行李箱空間，并使備胎布置困難。復合式懸架的最大優(yōu)點就是：它非常節(jié)省空間（扭梁運動行程?。┒夷苁管嚿碚駝尤岷?，抗側(cè)傾剛度大，大大減少汽車在曲線行駛時的車身側(cè)傾角度。例如花冠、寶來、等乘用車的后懸架即是。圖8，9是FC-1的后懸架。 圖8 圖

7、9 復合式懸架的其它優(yōu)點還有：構(gòu)造簡單，整個車橋易于裝拆；彈簧減震器易安裝、省去許多導向鉸鏈和導向桿；車輪至彈簧減震器的傳動比合理；非懸架質(zhì)量輕、運動學性能好；當車輪等幅同向跳動或交叉跳動時幾乎不產(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，整個車橋呈不足轉(zhuǎn)向趨勢，而且隨載荷而變化；具有制動時車尾不抬高（抗點頭）的效應。其僅有的缺點是在側(cè)向力作用下有過度轉(zhuǎn)向的趨勢，橫梁上存在扭轉(zhuǎn)應力和剪切應力，使焊縫處應力大，限制了車橋負載能力。 4乘用車輪胎 4-1 輪胎分類：1）斜交胎 5.60-13 2) 子午胎 170/65R14 4-2 偏離剛度:汽車正常行駛下，側(cè)向加速度一般不會超

8、過0.3-0.4g,側(cè)偏角不超過4-5,故可視為線性關(guān)系,當側(cè)偏角到達10時,側(cè)偏力將達最大值.開始打滑。 影響側(cè)偏剛度K值的的下列因素對汽車操縱穩(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)：尺寸相同的子午線輪胎要比斜交胎的側(cè)偏剛度大。同一型號、同一尺寸的輪胎，簾布層愈多、簾線與車輪平面的夾角愈小、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（如制動力、驅(qū)動力）：試驗表明：隨著制動力的增加，側(cè)偏力稍稍增加，隨后就變小。驅(qū)動力增加時，側(cè)偏力總是下降的。 5）外傾角的影響：地面反作

9、用力的作用方向與輪胎外傾角傾斜方向一致時，側(cè)偏剛度降低，反之，則增大。 4-3 穩(wěn)態(tài)響應和瞬態(tài)響應： 穩(wěn)態(tài)響應：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、過度轉(zhuǎn)向。 穩(wěn)定性因素 K 1-2=KgL 瞬態(tài)響應：角階躍輸入試驗的瞬態(tài)響應。有4個階段： 1）反應滯后段：猛打方向后，汽車橫擺角速度不能立刻達到定值，需要t=時才能達到。稱為反應時間。 2）執(zhí)行誤差階段：橫擺角速度達到最大值，超過定值稱為超調(diào)量。 3）過渡階段：橫擺角速度波動階段 4）穩(wěn)定階段：橫擺角速度達到穩(wěn)定值 5. 四輪定位角度理論 轎車的轉(zhuǎn)向車輪、轉(zhuǎn)向節(jié)（羊角）和前軸三者之間的安裝具有一定的相對位置，叫做轉(zhuǎn)向車輪定位，亦稱前

10、輪定位。 前輪定位包括主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角、前輪外傾角、前輪前束4項內(nèi)容。對后輪而言，同樣存在安裝的相對位置，稱后輪定位。這樣一來，前后輪定位總稱四輪定位。 四輪定位的作用是使汽車保持穩(wěn)定的直線行駛能力和轉(zhuǎn)向輕便，并減少汽車在行駛中輪胎和轉(zhuǎn)向機構(gòu)零件的磨損。 當駕駛員感到轉(zhuǎn)向沉重、發(fā)抖、跑偏、不正、無自動回正、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；這時候就需要進行四輪定位了。 設計上汽車有兩個重要的旋轉(zhuǎn)軸：轉(zhuǎn)向車輪擺轉(zhuǎn)時的假想的轉(zhuǎn)向軸線和車輪滾動時的滾動軸，它們都是三度空間的軸。 主銷后傾角和主銷內(nèi)傾角都是轉(zhuǎn)向軸線的兩度空間角度，外傾角和前束都是車輪滾動軸線的兩

11、度空間角度。調(diào)整定位角中的任何一個角度都會改變其他定位角，譬如改變前束角會變動外傾角；改變后輪的前束角回導致前輪單輪的前束角改變等等。5-1外傾角從汽車正前方看輪胎的幾何中心線與地面的鉛垂線的夾角，稱為外傾角。向內(nèi)為負，向外為正。如圖10所示。外傾角的作用：零外傾角：無論正外傾角擬或負外傾角，由于車輪內(nèi)、外側(cè)轉(zhuǎn)動半徑不一樣，而車輪轉(zhuǎn)速相同，勢必造成車輪內(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)上的負載。 圖11 圖12 2）防止車輪滑脫：路面反作用力F可以分解為垂直于軸徑軸線的力F1，及平行于軸徑軸線的力F2。F2迫使車輪向內(nèi)，有助于防止車輪從軸

12、徑滑脫。如圖13所示。 3）減小轉(zhuǎn)向操縱力：汽車轉(zhuǎn)向是以轉(zhuǎn)向軸線為中心，以偏置距為半徑，向左右轉(zhuǎn)動。由于輪胎的滾動阻力，大偏置距會產(chǎn)生較大的轉(zhuǎn)向力矩，也就是說增加所需的操縱力。所謂零轉(zhuǎn)向是指偏置距等于零?，F(xiàn)代轎車的偏置距已成負值，可達-13左右。如圖14所示。 圖 13 圖14負外傾角的作用： 在現(xiàn)代汽車中，由于懸架和車橋比過去堅固，加上路面平坦，所以，采用正外傾角的轎車越來越少。而采用零或負外傾角的車越來越多，借以改善轉(zhuǎn)彎時的穩(wěn)定性和行駛的平順性。在負外傾角的轎車轉(zhuǎn)彎時外傾角減小。當轎車高速轉(zhuǎn)彎時，離心力增大，車身向外傾斜加大，產(chǎn)生更大的正外傾角，從而使外側(cè)懸架超負載，加劇了外側(cè)輪胎變形。外

13、側(cè)輪胎與地面接觸處的內(nèi)外滾動半徑不同，外側(cè)小于內(nèi)側(cè)，這不僅加劇了輪胎磨損，也會使轉(zhuǎn)向性能降低。采用零或負外傾角，可使內(nèi)外側(cè)滾動半徑相近，使輪胎內(nèi)外側(cè)磨損均勻。獨立懸架的缺點在于汽車做曲線行駛時，車輪隨車身一起傾斜，即外輪向正外傾角方向變化，而外輪的法向負載也隨之增加，根據(jù)彈性輪胎的力學理論及試驗證明，輪胎的側(cè)偏剛度將會降低，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，當代乘用車的前懸架常常設計成車輪上跳時，外傾角朝負值方向變化，而在下落時朝正值方向變化。 圖155-2 前束：如圖16所示從頂視圖來看，A=B 零前束AB 正前束AB 負前束 前束的作用： 消除由于外傾角所產(chǎn)生的輪

14、胎側(cè)滑。因為車輪外傾角的作用使車輪滾動時產(chǎn)生“滾錐”效應，產(chǎn)生側(cè)滑，會造成輪胎磨損。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 主銷后傾角： 后傾角的作用和影響： 后傾角的作用是使轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)向后能自動復位，保持直線行駛能力。如圖18所示。 圖185-4主銷內(nèi)傾角：如圖19所示。 主銷內(nèi)傾角的作用：1）減少轉(zhuǎn)向操縱力 2）減少路面對方向盤的“反沖”力。 3）減輕跑偏現(xiàn)象，改善直線行駛的穩(wěn)定性。偏置距（摩擦半徑）的變化見圖20。 圖19 圖205-5 推進角 后輪總前束的平分線稱為推進線，合格的車輛其推進線應與車體中心線重合。如果后輪前束不標準，其推進線和車體

15、中心線不重合形成夾角，則必然造成偏行。此夾角叫做推進角。如圖21所示。 圖216乘用車的行駛平順性 汽車行駛中，不平路面的沖擊傳給車身后引起三維振動；加、減速、制動、轉(zhuǎn)向等操作都將會引起車身的垂直、縱向及橫向振動。有時這種強烈的車身振動將迫使司機降低車速，同時也會加大動載荷，進一步引起零部件的磨損。因此，轎車在一般使用速度范圍內(nèi)行駛時，保證乘客不會因振動而導致不舒適感覺的性能，稱之為轎車行駛平順性。 轎車行駛平順性的評價方法，通常根據(jù)振動對人體的生理反應來確定的。轎車是一個多質(zhì)量的復雜的振動系統(tǒng)，車身通過懸架的彈性元件與車橋相連接，又通過具有彈性的輪胎與地面相接觸，而發(fā)動機也通過橡膠懸置與車身

16、相連。當它們承受外激力作用時，轎車將產(chǎn)生極為復雜的振動。為便于了解及分析轎車的基本振動規(guī)律，人們常將此復雜振動系統(tǒng)簡化為兩個質(zhì)量的振動系統(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。例如車身及其內(nèi)外飾件質(zhì)量、乘員、燃料及輔料質(zhì)量、動力總成及其附件質(zhì)量、安裝在車身上的底盤件質(zhì)量等。 非懸架質(zhì)量（簧下質(zhì)量）m是指不通過彈性元件所傳遞的那些質(zhì)量。例如車輪及輪胎的質(zhì)量、制動器總成質(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、導向機構(gòu)桿件、減震器、轉(zhuǎn)向橫拉桿及傳動軸等。通常要將它們重量的一半計入

17、懸架質(zhì)量，另一半計入非懸架質(zhì)量中去。 就懸架質(zhì)量M而言，其振動具有六個自由度；即沿X、Y、Z軸作線性振動及繞此三個軸作角振動。如圖23所示。 圖23根據(jù)經(jīng)驗，影響平順性最大的振動是懸架質(zhì)量M沿Z軸向的垂直振動和繞Y軸的縱向角振動。為了便于分析，進一步將系統(tǒng)簡化為如圖24所示4個自由度的平面模型。在此模型中，忽略輪胎的阻尼，同時將懸架質(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個集中質(zhì)量由無質(zhì)量的剛性桿連接，它們之間應滿足3個條件：1） 總質(zhì)量保持不變M1 + M2 + M3 =M2） 重心位置不變M1a - M2b =03） 轉(zhuǎn)動慣量值保持不變Iy =My

18、2 = M1a2 + M2b2 解此3個方程后得出： 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)，當它等于1時，聯(lián)系質(zhì)量M3=0，大部分現(xiàn)代轎車=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在垂直方向上的運動是相互獨立的。 換句話說，當轎車行駛在不平的道路上而引起振動時，質(zhì)量M1運動而質(zhì)量M2不運動；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。如圖24所示 圖246-1 單

19、質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動 單質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動是分析轎車振動的最基本的手段。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)的自由振動可由以下齊次方程來描述： 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（振幅時間）曲線，如圖25所示。曲線指出：有阻尼自由振動時，質(zhì)量M以圓頻率（02 n2 ）1/2振動，其振幅按e-nt 衰減。有阻尼自由振動時的固有頻率 d=（02 n2 ）1/2 ，若改寫為d=（02

20、 n2 ）1/2 =0（1-2）1/2 - （1）式中 =n /0 起名為相對阻尼系數(shù) 圖25由式1可知，當相對阻尼系數(shù)值增大時，有阻尼固有頻率d下降。當 =1時，則d=0，振動消失。由于轎車懸架系統(tǒng)的相對阻尼系數(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，車身振動的固有頻率可按無阻尼自由振動的固有頻率0來考慮。根據(jù)上述分析的結(jié)論非常重要，在設計轎車懸架系統(tǒng)時，具有實際指導意義。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的選擇 轎車懸架系統(tǒng)的固有頻率n0的選擇，特別是前懸架質(zhì)量的偏頻（即固有頻率）

21、n01和后懸架質(zhì)量的偏頻（即固有頻率）n02的選擇，對轎車的平順性及舒適性起著至關(guān)重要的作用。人類大腦能承受振動的頻率范圍，其最佳值應是與人們步行時身體上下運動的頻率接近。 當人們散步時，以步行速度按1.2-2.4 km/h 、步距按0.33M計算，大腦上下起伏的頻率約在60-120次/分的范圍內(nèi)。因此，汽車懸架質(zhì)量的固有頻率應控制在此范圍內(nèi)為最佳。對于現(xiàn)代轎車而言，f0推薦為65-80次/分，而載重車由于受空載到滿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)。如果轎車懸架質(zhì)量頻率n0低于60次/分時，有些乘客將會患“航海癥” 產(chǎn)生頭暈嘔吐癥狀，反之，如果選擇n0大于95次

22、/分以上，乘客就會感覺乘車如同騎野馬，顛簸振動劇烈不堪忍受。 前后懸架的自振頻率（偏頻）的匹配對平順性影響也很大，通常應使二者接近，以免車身產(chǎn)生較大的縱向角振動。當汽車高速通過單個路障時，n01n02引起的車身角振動小于n01n02的，故推薦n01/n02的取值范圍為 0.55-0.95 (滿載時取大值) ，對于前懸架n01=65-80，后懸架n02=70-85次/分。某些經(jīng)濟型轎車，設計成n01n02以改善后座舒適性。 對于懸架剛度C為常數(shù)，已知其靜撓度fS，則可按下式計算偏頻： n0300 / fS n0 偏頻 次/分 fS 靜撓度 cm 6-3 非懸架質(zhì)量(車輪)的固有頻率nw 車輪的固

23、有頻率nw對于汽車的振動特性影響頗大，它直接影響著乘座舒適性的好壞。為了減小懸架質(zhì)量與車輪之間的振動耦合，必須將它們之間各自的振動頻率值拉開。如上所述，乘用車簧上質(zhì)量的固有頻率n0=65-80次/分，而當代乘用車車輪的固有頻率nw=10-13次/分，這樣，n0/nw=5-8 這就是為什么設計師努力減輕簧下質(zhì)量，采用質(zhì)地輕的鋁合金材質(zhì)制造零部件的道理，例如采用鋁合金車輪。車輪的固有頻率nw的計算可按圖25a的數(shù)學模型來進行。 圖25a 其中 m 簧下質(zhì)量（車輪） C 懸架剛度 Cw 輪胎徑向剛度 車輪固有頻率nw=9.55(Ka Cw + C)/m1/2 次/分 式中 Ka 為輪胎靜剛度修正系數(shù)

24、，當車速V=120Km/h時 Ka=1.04 速度每增加30km/h時，剛度則增加1% 。 6-4 懸架的動撓度 fd 懸架除了有靜撓度外，還應有足夠的動撓度。如果沒有較合適的動撓度，這就意味著懸架被“擊穿”的機率增加。當汽車行駛在不平的路面上時，由于動行程不夠，緩沖塊經(jīng)常被撞死發(fā)出巨大的“咚咚”撞擊聲。動撓度取值范圍與懸架的靜撓度fS有關(guān)。 貨車 fS =50-110 mm fd =(0.7-1.0) fS 轎車 fS =100-300mm fd =(0.5-0.7) fS 6-5懸架的剛度C 千萬不要將懸架剛度C與彈簧剛度CS混淆起來。由于存在懸架導向機構(gòu)的關(guān)系，懸架剛度C與彈簧剛度CS是

25、不相等的，其區(qū)別在于懸架剛度C是指車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。 例如雙擺臂型獨立懸架的懸架剛度C的計算方法：如圖26所示。 C=（mlcos/np）2CS 圖26 彈簧軸線與下擺臂垂線的夾角 m 彈簧軸線與下擺臂的交點到下擺臂軸軸線的距離 n 轉(zhuǎn)向節(jié)下球銷中心到下擺臂軸軸線的距離 l、p 分別為轉(zhuǎn)向節(jié)下球銷中心和輪胎接地中心到導向機構(gòu)擺動瞬心O的距離。以下將就FC-1型轎車前懸架系統(tǒng)進行懸架剛度C、懸架靜撓度f及偏頻n的驗算，F(xiàn)C-1前懸架屬于典型的麥克弗遜式獨立懸架。6-6 FC-1前懸架偏頻計算實例（見圖27） 圖27 已知：=11n=364 m=1

26、50 B=740AN=697 P=2428 HK=34計算：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=16.36v = AN/Cos=697/Cos11=684.2 在AEN中，u=AE/tg=684.2/tg16.36=2331 設CS 彈簧剛度 kg/mmC 懸架剛度 kg/mmG 滿載前單輪懸架質(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

27、設 在E點的撓度為fa時，,則A點彈簧壓縮撓度應為fb則 T u=RPP/u = fa /fb fb=fa u/P （1）由于質(zhì)量G、撓度f、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)Cs （4） 5求FC-1前懸架空載偏頻n0及滿載偏頻n 已知：空載前單輪懸架質(zhì)量 G0=2714N滿載前單輪懸架質(zhì)量 G=3018NCs=22.68 N/mm將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（4）式后得：C=(2331

28、Cos5.36/2428 Cos 11)Cs前懸架剛度C為：C=0.9737Cs=0.973722.68=22.08N/mm計算：前懸架單輪空載靜撓度f0=G0/C=2714/22.08=123mm=12.3cm前懸架空載偏頻 n0=300/ f0 300/ 12.385.5次/分前懸架單輪滿載靜撓度f=G0/C=3018/22.08=137mm=13.7cm 前懸架滿載偏頻 n=300/ f 300/ 13.781次/分6 螺旋彈簧的計算 根據(jù)懸架結(jié)構(gòu)布置和彈簧特性，分別計算出前（后）軸，空載和滿載時單個車輪上的懸架質(zhì)量。接著算出懸架的動、靜撓度。然后進行螺旋彈簧的計算。計算方法與普通彈簧無

29、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fcs fcs=8FWD3i / Gd4 i 彈簧工作圈數(shù) 綜合兩式有： c=（ fcs Gd/d2i）c同理，動載荷下的扭轉(zhuǎn)應力為： c=（ fds Gd/d2i）m許用靜扭轉(zhuǎn)應力c=500 N/mm2 ；最大許用扭轉(zhuǎn)應力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

30、壓應力，從而降低彈簧工作時引起的拉應力，提高了彈簧的疲勞強度。 另一項提高彈簧的疲勞強度的措施是采取塑性壓縮處理。塑性壓縮處理是指對彈簧進行予加載荷，并使表面層產(chǎn)生的拉應力達到材料的屈服極限，卸載后造成一定的塑性變形及殘余應力，從而強化了金屬表面，道理與噴丸處理相似。7 獨立懸架導向機構(gòu)的設計 獨立懸架導向機構(gòu)的要求：1 車輪跳動時，輪距變化不超過4mm以防止輪胎早期磨損。 2 車輪跳動時，前輪定位角變化特性合理。3 轉(zhuǎn)彎時，車身在 0.4g側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角不大于35，并保證車輪與車身傾斜同向，以增加不足轉(zhuǎn)向效應。4 制動及加速時，車身應有“抗點頭”及“抗后坐”效應。5 應具有足夠

31、的強度，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)，汽車在橫向力（例如轉(zhuǎn)彎離心力）作用下，車身在前、后軸處側(cè)傾的瞬時迴轉(zhuǎn)中心。前后、軸的側(cè)傾中心距地面的高度，被稱之為側(cè)傾中心高度hg，不同的懸架結(jié)構(gòu)及參數(shù)將會得到不同的側(cè)傾中心高度。FC-1前懸架所用麥式懸架的側(cè)傾中心高度計算草圖，如圖28所示。 圖28前面計算懸架偏頻時已知： 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=37

32、6.8QT=EW+m tg=2417.4+150 tg11=2446.56 OQ/hg=QT/B， P/QT=k/Bhg=376.8740/2446.56=114 mm k=PB/QT=2428740/2446.56=734.7mm(下文備用)而后懸架采用復合式懸架，如圖29所示。 圖29此類懸架的側(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，此軸線位于汽車橫向?qū)ΨQ中心面上，并與汽車重心在同一平面內(nèi)。如圖30所示。 車身在側(cè)向力（側(cè)風、轉(zhuǎn)彎離心力等）作用下圍繞側(cè)傾軸線的轉(zhuǎn)角稱為車身側(cè)傾角。側(cè)傾角直接影響到汽車的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向效應。側(cè)傾角過大

33、，乘客感到不安全、不舒服；側(cè)傾角過小，則懸架的側(cè)傾角剛度過大，單輪遇到障礙物時，車身會受到強烈沖擊，平順性差。側(cè)傾角過小會使駕駛員失去汽車將要發(fā)生側(cè)滑、側(cè)翻的警告信號。8-3 側(cè)傾角汽車作穩(wěn)態(tài)圓周行駛時，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 / 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 汽車作勻速圓周行駛時，懸架質(zhì)量的離心力為Fy為 Fy=GSV2 / gR N GS 懸架重量 kg V 車速 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)傾軸線的距離 m as 懸架質(zhì)量的

34、質(zhì)心至前軸線的距離 m bs 懸架質(zhì)量的質(zhì)心至前軸線的距離 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)量引起的側(cè)傾力矩M2如圖31所示。 圖31M2=GeGh3）獨立懸架中，非懸架質(zhì)量的離心力引起的側(cè)傾力矩M3 汽車作穩(wěn)態(tài)圓周運動時，其側(cè)傾力矩為： M= M1+ M2+M3為簡化計算，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

35、+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，對車輛側(cè)傾角的大小、側(cè)傾時前、后軸及左、右車輪的載荷再分配，以及車輛的穩(wěn)態(tài)響應特性有一定的影響。1） 求前懸架側(cè)傾角剛度C1：在麥氏獨立懸架中，已知車輪上的懸架剛度為C1（具體驗算見FC-1偏頻計算實例），如圖32所示。 圖32 前懸架側(cè)傾角剛度可按下式計算C1=2（uk / p）2C1 將FC-1偏頻計算實例中的參數(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（2331734.7 / 2428）222.08 =21970317N.mm=21970 N.m/rad2）求后懸架角剛度C

36、2 由于FC-1后懸架為扭梁式非獨立懸架結(jié)構(gòu)，其懸架角剛度C2計算方法與縱向擺臂式非獨立懸架相同，可按下式計算：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=322 mm 空載單輪懸架質(zhì)量G02=1430 N 滿載單輪懸架質(zhì)量G2= 2980 N驗算: 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 滿載撓度 f2= G02/C2=2980/15.87=188mm=18.8cm 空載偏頻

37、n02=300 / f02 =300 / 10.6=92 次/分 滿載偏頻 n2=300 / f2 =300 / 18.8=69 次/分 懸架角剛度 C2=S2C2 / 2 =1.134215870 / 2=10204 N.m/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 車輪上跳撓度S1=100mm 穩(wěn)定桿連接點上行撓度S2=96mm 由作圖得知，穩(wěn)定桿最大工作扭轉(zhuǎn)角為=22=0.384rad 驗算： 前穩(wěn)定桿角剛度C1=d4G / 32B N.mm/rad 前穩(wěn)定桿扭轉(zhuǎn)應力 =16M /d3 N/mm2 式

38、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)定桿有效工作長度 mm 將已知數(shù)代入后得: 前穩(wěn)定桿角剛度C1=d4G / 32B=18475460 / 32670=1160732 N.mm/rad=1160.7 N.m / rad 作用在穩(wěn)定桿上的扭矩 M=C1=11607320.384=445721N.mm =445.7 N.m 前穩(wěn)定桿扭轉(zhuǎn)應力 =16M /d3=16445721 / 183 =389.2 N/mm2 9. 減震器的工作特性根據(jù)前述單自由度振動方程：質(zhì)量系統(tǒng)的自由振動是由懸架質(zhì)量M、彈簧剛度C、減震器阻尼

39、系數(shù)組成。 該系統(tǒng)的自由振動可由以下齊次方程來描述： 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 z = Ae-n t Sin（02 n2 ）1/2 t +a將上式繪制成A-t（振幅時間）曲線，如圖36所示。曲線指出：有阻尼自由振動時，質(zhì)量M以圓頻率（02 n2 ）1/2振動，其振幅按e-nt 衰減。式中 n=/2M有阻尼自由振動時的固有頻率 d=（02 n2 ）1/2 ，若改寫為d=（02 n2 ）1/2 =0（1-2）1/2 - （1）式中 =n

40、/0 起名為相對阻尼系數(shù) 0=C/M 稱之為無阻尼自由振動的固有圓頻率 rad/s（轉(zhuǎn)換為的固有頻率 f0=0/2=1/2C/M c/s 或 Hz） 圖36由（1）式中，相對阻尼系數(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、阻力速度特性來描述。前者稱為“示功圖”，后者稱為“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)系是線性的，換句話說是直線關(guān)系，即F=V是該直線的比例常數(shù)，即斜率。如

41、果減震器速度特性是非線性的即曲線關(guān)系，則 F=vi 減震器阻尼系數(shù)仍然代表曲線的斜率。在懸架小幅度振動范圍內(nèi)，速度特性可視為線性的關(guān)系。這樣一來指數(shù)i在減震器卸荷閥打開時i =1 此時稱為線性阻尼特性，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次振動測得的阻力位移特性（示功圖）。通常減震器的試驗速度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)進行。9-2減震器相對阻尼系數(shù)的確定由上節(jié)得知：相對阻尼系數(shù)=/2CM 實踐中，常常通過所測得的AT（振幅時間）曲線如圖1所示，根據(jù)兩個相鄰振幅的比值

42、m=A1 / A2來求出相對阻尼系數(shù)值。然后再算出減震器阻尼系數(shù)的大小。具體計算公式如下： =1/（1+42/ln2m）1/2 m=A1 / A2 ln 自然對數(shù)相對阻尼系數(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，會產(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，運動性質(zhì)就越接近非周期性（即不等時性），故也稱為非周期性系數(shù)。相對阻尼系數(shù)值取得大，能使振動迅速衰減，但會給車身帶來較強烈的路面沖擊力，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。但是當代轎車由于廣泛采用前置前驅(qū)動結(jié)構(gòu)，前軸負

43、荷較重且離地間隙較小，為避免汽車行駛在不平路面上底盤與地相刮碰，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轎車就是這樣的。通常=0.25-0.5 ，對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架（如麥氏懸架），取=0.25-0. 5；對于有內(nèi)摩擦的鋼板彈簧懸架，值可取小些。對于越野車，值應當取大些，且值大于0.3。為迅速衰減汽車振動又不把大的路面沖擊傳遞到車身上，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（見圖39）減震器阻尼系數(shù)=2CM由于存在導向機構(gòu)的杠桿比關(guān)系，懸架阻尼系數(shù)可由下式計算： =（2CM ）i 2/cos2ai =n / b a 減震器安裝角 圖399-4計算實例 以FC-1前減震器為例，1）已知：滿載前單輪懸架質(zhì)量 G=308kg懸架彈簧剛度C=22.08N/mm減震器試驗速度V=0.3m/s時 拉伸阻力Fr=684N 壓縮阻力Fp=640N V=0.6m/s時 拉伸阻力Fr=925N 壓縮阻力Fp=950N2） 計算： 根