商用汽车空气悬架系统设计规范.doc

ICS XXXXXXX X XX 中 华 人 民 共 和 国 国 家 标 准 GB/T XXXXX-XXXX 商用汽车空气悬架系统设计规范 Design Criteria of Air Suspension System for Commercial Vehicle XXXX-XX-XX 发布 XXXX-XX-XX 实施 中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局 中 国 国 家 标 准 化 管 理 委 员 会 发 布 GB/T XXXXX-XXXX 目 次 前言 1 目的与适用范围 1 2 规范性引用文件 1 3 采用空气悬架的目的 1 4 对空气悬架系统设计的基本要求 1 5 空气悬架系统设计与整车总体设计的关系 2 6 主要结构件选型及布置 3 附录 A (规范性附录) 空气弹簧刚度和固有频率的理论计算公式 10 附录 B (规范性附录) 空气弹簧弹性特性曲线及刚度、固有频率 12 附录 C (规范性附录) 减振器额定阻力的计算 15 附录 D (规范性附录) 汽车侧倾角和抗侧倾能力计算 17 附录 E (规范性附录) 汽车纵倾角和抗纵倾能力计算 23 I GB/T XXXXX-XXXX 前 言 本标准是我国第一个涉及商用汽车空气悬架系统设计规范化的国家标准，目的是为了使产品设 计人员了解空气悬架的基本概念、站在整车的高度了解空气悬架的要求，提供并规范实用的空气悬 架系统设计方法，促进空气悬架系统在汽车行业的应用。 本标准由国家发展和改革委员会提出。 本标准由国家发展和改革委员会提出。 本标准由全国汽车标准化技术委员会归口。 本标准起草单位： II GB/T XXXXX-XXXX 商用汽车空气悬架系统设计规范 1 目的与适用范围 为了使设计人员了解空气悬架的基本概念、空气悬架在整车设计中的地位、与整车及其它系统的相 关性，并提供实用的设计方法，特制定本规范。 本规范适用于所有商用汽车的空气悬架系统，是对产品设计、开发的支持性文件，仅涉及到设计、 开发流程中前期的方案设计阶段的内容。 规范性引用文件 下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。凡是注明日期的引用文件，其随后所有 的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本标准，然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研 究是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本标准。 GB/T GB/T GB/T 商用汽车空气悬架术语 商用汽车悬架用空气弹簧 商用汽车悬架用橡胶铰接头 QC/T 474 客车平顺性评价指标及限值 QC/T 491 汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件 QC/T 545 汽车筒式减振器台架试验方法 GB/T 4783 汽车悬挂系统的固有频率和阻尼比测定方法 GB/T 4970 汽车平顺性随机输入行驶试验方法 GB/T 7031 车辆振动输入 路面平度表示方法 采用空气悬架的目的 采用空气悬架的主要目的是改善汽车的行驶平顺性和减小车轮对地面的动载、延长车辆零部件的使 用寿命。 3.1 影响行驶平顺性的主要系统是悬架、轮胎、座椅等，其中悬架系统是关键。平顺性决定乘员的舒 适性和货物的完好率。 3.2 影响车轮对地面动载系数的主要参数是悬架刚度与阻尼、轮胎刚度、簧载质量与非簧载质量的比 值。动载系数决定了轮胎与地面的附着能力从而影响操纵稳定性，同时对路面的破坏程度和零部件的使 用寿命有显著的影响。 4 对空气悬架系统设计的基本要求 4.1 空气悬架应达到较高的平顺性指标 客车空气悬架的平顺性指标必须达到 QC/T 474 标准规定的限值。而该指标是根据 GB/T 4970 标准 规定的方法及 GB/T 7031 标准规定的路面条件进行试验的。为达到上述标准限值，推荐选择下述设计参 数： 4.1.1 空气悬架系统自然振动固有频率偏频 现阶段选择 1.21.4 Hz（7285 cpm），路面平度进一步改善之后，高档次客车选择 1.01.16 Hz （6070 cpm）。 4.1.2 空气悬架系统相对阻尼系数（或称阻尼比，非周期系数） 选择满载状态的相对阻尼系数 0.250.35（山区使用可加大到 0.5）作为平均值，再根据标准或样 本选择减振器规格尺寸和额定复原阻力及额定压缩阻力，参见 6.3.3 及附录 C。 4.2 空气悬架应具有较低的轮荷动载系数 尽量选择较低的偏频和适度的相对阻尼系数，增大簧载和非簧载质量比，就可以减小动载系数，这些与 平顺性的改善是一致的。目前还没有定量的设计方法和指标，只需在设计中定性地考虑。 4.3 空气悬架应保证有足够的抗侧倾和抗纵倾能力 1 GB/T XXXXX-XXXX 4.3.1 抗侧倾能力 一般按一定侧向加速度或侧向力作用下，车身或簧载质量对地面的稳态侧倾角大小来衡量抗侧倾能 力。也可以用其倒数，即，产生单位侧倾角（弧度）所需要的侧向加速度（以 g 为单位）或惯性力强度 （即单位簧载重量的惯性力，无量纲）来评价，后者称为侧倾阻抗或侧倾稳定性系数。 推荐在 0.4g 侧向加速度作用下，客车的稳态侧倾角取 46，高速客车取下限，低速客车取上限。 相当于侧倾阻抗 3.85.7。多数非空气悬架汽车侧倾阻抗5。 4.3.2 抗纵倾能力 抗纵倾能力主要是抗制动点头，同样可以用一定制动减速度或惯性力作用下的纵倾角来衡量。也可 以用其倒数，即，产生单位纵倾角（弧度）所需要的纵向减速度（以 g 为单位）或惯性力强度（即单位 簧载重量的惯性力，无量纲）来评价，后者称为纵倾阻抗或纵倾稳定性系数。 推荐纵倾阻抗20，相当于在制动减速度为 0.5g 作用下，纵倾角1.5。 4.4 空气悬架设计中应充分利用其特有优点 4.4.1 较理想的弹性特性，包括： 4.4.1.1 空、满载之间有较好的等频性。 4.4.1.2 弹性特性呈反 S 形，增大动容量，防止悬架击穿。 4.4.2 可达到较低的刚度，且不会引起空、满载之间因静挠度即车身高度变化太大而受到限制。 4.4.3 高度控制阀除了自动调节设计位置的车身高度不变之外，还可用来调节车身抬高或下降（下跪）， 以提高通过性或方便乘客上、下车。对于载货车或半挂车，可维持货箱底板与装卸货平台等高。 4.4.4 几乎消除了全部摩擦阻尼，悬架系统全部由粘性阻尼消振，其效果是： 4.4.4.1 降低微幅振动的动刚度，改善高频域的传递特性。 4.4.4.2 消除由于摩擦引起的悬架异响。 5 空气悬架系统设计与整车总体设计的关系 5.1 整车总体设计的主要内容 整车总体设计的任务是给系统的方案设计提供依据，并为其后续的结构工程化设计做准备。包括进 行合理的底盘系统及附件的布置、前后轮跳动空间的确定、转向杆系的布置、初步结构的确定、整车性 能匹配计算、系统运动分析、主要结构件有限元分析和制造工艺分析、系统动力学分析、系统成本初步 分析、绘制总体设计方案图等。 5.2 空气悬架系统设计与整车总体设计的相关性 传动系统 转向系统 产品三化 空气悬架系统 轮胎 制动系统 车身结构 车架结构 车桥结构 操纵稳定性 行驶平顺性 安全性 舒适性 图 1 2 GB/T XXXXX-XXXX 6 主要结构件选型及布置 在确定总体方案后，就应该进行结构件的选型及布置。商用汽车空气悬架的结构件主要有：弹性元 件-气簧组件、阻尼元件-减振器、导向元件-板簧导向臂及推力杆等、控制元件-高度控制阀或电控 系统（ECAS）、其他附件-稳定杆及结构连接件等。 6.1 弹性元件-气簧组件，参见标准 GB/T 6.1.1 气簧承载能力 商用汽车悬架用空气弹簧。 6.1.1.1 在气簧内压 59.5 bar(气源为 8 bar，气簧内压 55.5 bar；气源为 10 bar，气簧内压 7 7.5 bar；气源为 12 bar，气簧内压 99.5 bar)时，气簧载荷能力必须大于等于设计满载状态下的簧 载质量。对公交车等超载情况较多的车型，气簧内压要取下限；对旅游、客运等超载情况不多的车型， 气簧内压可取上限。 6.1.1.2 在气簧允许最小内压时，气簧载荷能力必须小于等于设计空载状态下的簧载质量。对半挂牵 引车，气簧载荷能力必须小于等于牵引车单车状态下的簧载质量。对于客车，必须小于等于自行底盘状 态下的簧载质量。 6.1.2 气簧工作行程及空间 6.1.2.1 气簧许用行程：必须大于设计要求的最大行程（注意：要计算杠杆比和倾角的影响）。 6.1.2.2 气簧在设计位置尽量避免活塞相对上盖偏心，跳动过程中避免产生内部干涉。 6.1.2.3 气簧布置空间：比气簧的最大半径大 25 mm 以上，以防止异物刮伤。 6.1.3 左右气簧跨距 在满足布置空间要求的前提下，尽可能增大横向中心距。 6.1.4 气簧刚度及固有频率 可以根据理论计算公式，更多的是利用供应商提供的气簧弹性特性曲线或表格，查到在设计高度和 设计气压条件下的气簧刚度和/或频率，并按照具体设计的杠杆比关系，求到空气悬架系统的刚度和偏 频（参见附录 A、B）。 6.2 控制元件-高度阀数目和安装 6.2.1 三阀：理论上讲三点定一平面，所以采用三阀布置最合理。因为采用单阀的悬架，左、右空气 弹簧气路相通，其角刚度为零。一般车型采用前 1 后 2 布置方式，独立悬架车型可采用前 2 后 1 布置方 式。两个高度阀应尽量布置在侧倾角刚度大的悬架，以增大整车角刚度。 6.2.2 四阀：对于前悬架采用独立悬架，后悬架采用 C 形梁大跨距气簧，为了充分发挥其增大角刚度 的设计，可以前、后都采用两个高度阀。对于 62 特大型客车，二、三桥单侧气簧连通，也是左、右 各布置一个高度阀；如果前悬架采用两个高度阀，就成为四阀布置。但四阀布置属超定位，只适宜用于 行驶在较好路面而且停放在平地上的大、中型客车。 6.2.3 五阀：对于特大型的 62 通道（铰接）式客车，一般采用前 1 中 2 后 2 的布置，也有采用前 2 （独立悬架）中 1 后 2 的布置。 6.2.4 二阀：前、后悬架各只装一个阀，左、右气簧连通，其角刚度为零。汽车的左、右支撑即角刚 度全靠稳定杆和导向臂来实现。这种布置仅用于单纵臂空气悬架系统，是比较罕见的设计。 6.2.5 高度控制阀的安装：高度控制阀水平摆臂的臂长应200 mm，臂端与柔性接头相连，可上下调 节。如果整车的另一悬架为非空气悬架，其高度会随载荷变化，则空气悬架高度阀的摆臂应布置成与汽 车纵轴线垂直，以免高度受其影响。 6.2.6 空气悬架与非空气悬架混合的多轴汽车，如果超定位，就不宜采用高度控制阀，应改用感载阀。 6.3 阻尼元件-减振器 6.3.1 减振器的作用 减振器是一种粘性阻尼元件，它能产生与运动方向相反，与运动速度成比例的阻力。 6.3.2 减振器的功能 减振器的阻力与运动速度的比值称为阻尼系数，在振动系统即悬架系统中它与簧载质量、弹性元件 刚度等形成相对阻尼系数（又称阻尼比或非周期系数），对系统的振动起重要影响。相对阻尼系数的功 能主要有两方面： 6.3.2.1 对自然振动 当悬架系统受到单一脉冲后，产生自然振动，减振器能使振幅衰减，而且系统的固有频率略为降低。 相对阻尼系数越大，两者的降幅越大。 3 GB/T XXXXX-XXXX 6.3.2.2 对强迫振动 汽车行驶中，悬架系统实际上处在随机输入的强迫振动工况，通常用频率响应（幅频特性）来描述 这种工况。系统的相对阻尼系数增大，使共振区的加速度增益明显减小，但非共振区的增益却增大，反 之亦然。所以，减振器阻尼值对不同频域振动的抑制作用是不同的，应合理选择。 6.3.3 减振器额定阻力和工作缸直径的选择方法 6.3.3.1 选定期望的相对阻尼系数 a) 对于摩擦较大的弹性元件，如钢板弹簧，取y=0.10.2； b) 对于摩擦较小的弹性元件，如空气弹簧，取y=0.250.35； c) 行驶路面较好的取下限，反之取上限，山区使用可加大到 0.5。 6.3.3.2 按标准 QC/T 545-1999 规定的台架试验规范选定运动速度 n =0.52(m/s)。 6.3.3.3 确定悬架设计载荷，一般按满载簧载质量 m。 6.3.3.4 确定悬架刚度 C。 6.3.3.5 确定减振器安装位置的杠杆比和安装角。 6.3.3.6 将以上参数代入相关公式（见附录 C），计算出复原与压缩的平均阻力 Fm。 6.3.3.7 参照相关标准或供应商样本的复原、压缩阻力比值 q，代入相关公式（见附录 C），计算出复 原阻力和压缩阻力。 6.3.3.8 参照标准 QC/T 491-1999 或供应商样本，选定额定的复原阻力和压缩阻力，以及对应的减振 器工作缸直径。 6.3.4 减振器行程和长度的确定 6.3.4.1 减振器最大压缩（上跳）行程 对于空气悬架，其上跳行程取决于空气弹簧的压缩行程，一般由气簧内的限位块来限止。减振器的 最大压缩行程也是由它决定。应该注意的是，减振器的行程要计入杠杆比和安装角的影响。对于非独立 悬架，如果左、右减振器的跨距和限位块的跨距不同，侧倾时行程会被放大或缩小，要计入这个差异。 减振器的极限压缩行程要比上述的计算最大行程多 510 mm，避免减振器活塞杆被顶弯。 6.3.4.2 减振器最大拉伸（下跳）行程 几乎所有空气悬架都借助减振器来达到下跳行程的限位，所以减振器的极限拉伸行程就是悬架的最 大下跳行程。这里也要计入杠杆比、安装角以及跨距不同产生的放大或缩小的影响。减振器的极限拉伸 行程必须要小于折算后的空气弹簧允许的最大拉伸量，以保证气簧的安全性、不脱囊。 6.3.4.3 减振器的总行程和长度 a) 减振器的总行程=极限压缩行程+极限拉伸行程 b) 减振器的最小长度=总行程+减振器基长（基础设计长度） c) 减振器的最大长度=最小长度+总行程=基长+2 倍总行程 d) 从相关标准 QC/T 491-1999 或供应商样本，就可选到标准化的减振器行程。根据标准或样本中 具体设计的基长，就可以确定减振器的最小、最大长度。 6.3.5 减振器的铰接头和安装角度 减振器两端都是用橡胶件铰接固定，分为吊环衬套式和螺杆衬垫式。可以是两端同一型式，也可以 是不同型式。由于减振器伸缩时伴有摆动，这些铰接头产生转角。为了保证橡胶件承受的应力不致于过 大或发生滑转，避免早期损坏，对橡胶铰接头的最大转角以及减振器的安装角度必须给于限制。 6.3.5.1 减振器橡胶铰接头的最大转角 表 扭转角 偏转角 6.3.5.2 减振器的安装角度 吊环衬套式 15 4 螺杆衬垫式 6 为了使铰接头的转角达到上述要求，同时也为了减小由此引起的减振器活塞侧向力，对减振器的安 装角要求： a) 减振器中心线与地面铅垂线的夹角，一般15，个别悬架允许45，这种布置应核对铰接 头转角。 4 GB/T XXXXX-XXXX b) 半挂车或某些车型的随动转向桥所用的减振器，若减振器中心线与地面铅垂线夹角45，则 需选用特殊规格减振器，该减振器储油筒有特殊标记，布置时标记部位必须向上。 c) 减振器布置应尽可能使下铰接点运动方向与减振器中心线一致，即减振器中心线垂直于下铰接 头与瞬时中心的连线。这时效率最高，摆角最小。 6.3.6 带有反向限位的减振器 绝大多数空气悬架都采用带有反向（下跳）限位吸能的减振器，个别不用这种减振器的悬架必须有 其它装置，例如：限位钢丝绳、箍带、半椭圆板簧、反向限位橡胶块等。反向限位减振器有两种结构型 式： 6.3.6.1 橡胶缓冲圈。当活塞被拉伸到最高点前与橡胶圈接触，压缩橡胶圈，阻力急骤增大，起到缓 冲限位作用。 6.3.6.2 液压节流。当活塞被拉伸到最高点附近，节流孔被逐渐关闭，阻力急骤增大，上腔油压也急 骤增大，起到缓冲限位作用。 6.3.7 阻尼可调的减振器 6.3.7.1 调节阻尼的目的 a) 使空、满载的相对阻尼系数接近，在不同载荷条件下，都得到较理想的减振效果。 b) 根据路面不平度状况调节阻尼系数，即，在坏路面（低频大振幅）上行驶，增大相对阻尼系数， 以抑制共振区幅值；在好路面（高频小振幅）上行驶，减小相对阻尼系数，以减小振动增益。 6.3.7.2 调节阻尼的手段 a) 使用磁流变液，控制磁场变化以改变减振液的粘度，从而调节阻尼。 b) 借助电磁阀调节节流孔大小的变化。 c) 借助气压控制节流孔大小的变化，对于空气悬架，可利用空气弹簧内的气压（反映载荷状况） 进行控制。 6.3.7.3 调节阻尼的方法 有手动或自动。若按路面状况进行闭环自动控制，就成为半主动悬架。 6.4 导向元件 6.4.1 导向元件的结构型式及分类 6.4.1.1 独立悬架 商用汽车空气悬架的独立悬架至今多数采用不等长双横臂结构。独立悬架的主要优点是： a) 在悬架垂直刚度相同的条件下，它比非独立悬架的侧倾角刚度大得多，约等于其 4 倍。这样， 在选取合适的角刚度前提下，可大大降低其垂直刚度，即降低偏频，改善平顺性。 b) 由于非簧载质量减小，使簧载与非簧载的质量比增大，从而降低了车轮对地面的动载系数，加 大附着能力，改善操纵稳定性，同时减小了对道路的破坏力，延长车辆零部件使用寿命。 c) 减小陀螺效应，避免高速行驶中转向轮摆振。 独立悬架的主要缺点是： a) 结构较复杂，一般情况下成本会增加。 b) 硬点的安装尺寸要求精度高，制造和调整比较困难。 c) 铰接点很多，可靠性不易保证，容易引发松动或磨损，从而造成转向轮摆振、制动跑偏、轮胎 磨损等问题。 6.4.1.2 非独立悬架 非独立悬架的结构型式非常多，常用的有： a) 纵置四连杆机构，即双纵臂。又可构成多种型式： 1) 下 2 纵，上 1 纵 1 横，又称为四杆式四连杆。有的下纵臂同时承受垂直负荷。 2) 下 2 纵，上 V 形杆或 V 形架，又称为 V 形杆四连杆式或 V 形架四连杆式。 3) 下 V 形杆，上 2 纵，多数用于超低地板客车。 4) 上下均为 2 纵，再加 1 横杆，又称为五杆式四连杆。这种结构必须使 4 根纵杆等长且平行， 侧倾时才不会产生运动干涉。 b) 柔性单纵臂 一般用一根刚性臂，通过两个弹性橡胶铰接头与车轴连接，成为柔性的导向臂。侧倾时由 于橡胶铰接头有弹性变形，使该导向臂与车轴形成一个横向稳定杆。 5 GB/T XXXXX-XXXX 往往在刚性臂后端通过纵轴线布置的橡胶衬套与一根横管连接，成为扭力梁，增大侧倾角 刚度。该扭力梁又成为空气弹簧活塞的支承。 c) 钢板弹簧 根据其结构型式，又分为： 1) 半椭圆钢板弹簧导向。钢板弹簧与空气弹簧并联各承受部分弹性力，成为复合式空气悬架。 纵向及横向均由板簧传力和导向，运动轨迹较好，但合成刚度偏高。 2) 四分之一椭圆钢板弹簧导向，又称为钢板弹簧导向臂。实质上也是一种特殊的柔性单纵臂， 借助板簧的弹性变形起柔性作用，侧倾时与车轴一起形成一个横向稳定杆。如果该板簧也 承受部分弹性力，就成为复合式空气悬架，否则就是全空气悬架，板簧只起导向和稳定杆 的作用。一般要加横向推拉杆，对横向实施传力和导向。 尽管可以将板簧刚度选取很大以获得足够的侧倾角刚度，然而整个空气悬架的合成刚 度仍较低。 3) 立置的四分之一椭圆钢板弹簧，实际上是刚性单纵臂，只是横向柔性较大。侧倾时强迫前 工字梁扭转变形，成为扭力梁，产生较大的侧倾角刚度。这种结构只适合配用于扭转刚度 相对较小的前轴，不适合配用于后桥。也要加横向推拉杆，对横向实施传力和导向。 d) A 形架导向臂 实质上是刚性单纵臂，将左右臂铰接头合并成一个点，再加一个横向推拉杆传递侧向力。 一般将臂长尽量加大以改善运动轨迹，多数用在后悬架。 6.4.2 导向元件的设计要点 6.4.2.1 侧倾力臂与抗侧倾能力的校核 空气悬架的导向元件决定了车轮或车轴相对车身在横向平面里的运动和约束反力的传递，从而影响 侧倾力臂的大小，是校核悬架抗侧倾能力的重要方面。 a) 校核步骤,详见附录 D 1） 确定车轮相对车身运动的瞬心。 2） 确定约束反力的作用线和汇交点。 3） 确认对称中心面就是中性面。 4） 确定约束反力总合力。 5） 确定力矩中心。 6） 确定侧倾力臂。 7） 计算侧倾角刚度。 8） 计算侧倾角和侧倾阻抗。 b） 提高抗侧倾能力的措施 1） 减短侧倾力臂 降低簧载质量质心高度。 提高前、后悬架力矩中心离地高度。 2） 加大侧倾角刚度 采用独立悬架。 加大左、右气簧中心距。 采用角刚度大的导向臂。 加装横向稳定杆。 增大空气弹簧垂直刚度。 采用电控系统，对单高度阀控制的空气悬架实施左、右气路隔离。 采用电控系统，在侧倾时对受压一侧的悬架实施快速限位或施加反力。 6.4.2.2 纵倾力臂与抗纵倾能力的校核 空气悬架的导向元件决定了车轮或车轴相对车身在纵向平面里的运动和约束反力的传递，从而影响 纵倾力臂的大小，是校核悬架抗纵倾能力的重要方面。 a） 校核步骤，详见附录 E 1） 确定前、后车轮相对车身运动的瞬心。 2） 确定约束反力的作用线和汇交点。 6 GB/T XXXXX-XXXX 3） 确定纵向力大小和分配。 4） 确定约束反力总合力。 5） 确定中性面的位置。 6） 确定力矩中心。 7） 确定纵倾力臂。 8） 计算纵倾角刚度。 9） 计算纵倾角和纵倾阻抗。 b） 提高抗纵倾能力的措施 1） 减短纵倾力臂 降低簧载质量质心高度。 提高力矩中心离地高度。 2）加大纵倾角刚度 增大前、后悬架垂直刚度。 加大轴距。 将约束反力汇交点布置得靠近中性面，且总合力的斜度尽量小，则纵倾角刚度就会接 近或达到最大值。 采用电控系统，在纵倾时对受压一端的悬架快速限位或施加反力。 6.4.2.3 控制车轮定位参数的变化 和其它悬架一样，空气悬架导向杆系尤其是独立悬架对车轮特别是转向轮的定位参数变化有决定性 作用，从而影响到操纵稳定性以及轮胎磨损、制动跑偏等，必须进行校核并控制在许用范围内。主要的 项目有： a) 车轮接地点的横向位移即轮距变化。 b) 车轮接地点的纵向位移即轴距变化。 c) 前束或前束角即转向角变化。 d) 外倾角变化。 e) 主销内倾角及偏置距变化。 f) 主销后倾角及拖距变化。 g) 非独立悬架的轴转向效应。 校核的方法一般是应用专门软件，也可用 2 维或 3 维作图法。通常用曲线图显示校核结果，横坐标 为悬架或车轮的上、下跳动量（行程），纵坐标为所求参数或其变化量。往往还列出行程为50mm、 100mm 或实际设计极限行程所对应的参数变化值。 6.4.2.4 干涉量的校核 空气悬架导向杆系在车轮上、下跳动或承受力矩时，会使系统的相关点按一定轨迹运动，该轨迹应 与相关零件的连接方式所确定的轨迹协调，因而应进行干涉量和运动参数的校核，并控制在许用范围内。 应进行干涉量校核的零部件有：转向纵拉杆、转向横拉杆（对于独立悬架）、传动轴、空气弹簧活塞底 座等。为了减小干涉量，悬架导向杆系的当量杆与上述零部件的布置应依次遵循下列三原则： a) 固定端同向。 b) 杆向平行。 c) 杆长相等。 推荐下列校核的干涉量限值为： a) 转向纵拉杆 1) 垂直跳动工况的校核，控制的限值：悬架车轮上跳+100 mm，纵拉杆球头干涉量4 mm； 悬架车轮下跳-100 mm，纵拉杆球头干涉量12 mm。 2) 纵扭工况的校核，一般只对柔性单纵臂或板簧导向臂进行校核，控制的限值：最强制动时， 前轴纵扭角6；纵拉杆球头（转向节臂球头）中心置于板簧导向臂主片断面中性层附 近。 b) 转向横拉杆 在校核前束角变化时进行。 c) 传动轴 7 GB/T XXXXX-XXXX 1) 花键伸缩量 传动轴拉伸到最长时，花键工作长度不得小于设计长度，压缩到最短时，花键轴与套 不得顶死。或者，按供应商确定的传动轴最长、最短尺寸校核。 2) 万向节夹角 最大夹角不得超过该传动轴的最大夹角，也可以反过来，按校核时求到的最大夹角， 设计或选择传动轴。对于后置发动机的客车，一般2527。 d) 气簧活塞底座 上、下跳动到极限位置时，活塞中心线相对于上盖中心线的横向偏移量，以及偏转角，必 须小于该空气弹簧所规定的限值。 6.4.2.5 橡胶铰接头，参见标准 GB/T 商用汽车悬架用橡胶铰接头 a) 橡胶铰接头的设计，一般采用各向位移（径向拉压、同轴扭转、偏转）都由橡胶变形来实现， 绝不能使橡胶与金属分离并发生相对滑动。这只能靠选择合适的自由面积和封闭面积的比例， 加上合适的粘结和预压缩来实现。 b) 有些重型汽车的导向杆铰接头，为了降低受力时的拉压应力，往往减薄衬套厚度，这就引起扭 转角位移许用值过小。为了消除橡胶的扭转应力，橡胶内圆只和金属套或复合衬套的外圆粘结 或压配，衬套内圈与销轴间可相对转动。这种衬套内腔要加有润滑脂或采用自润滑材料，且密 封要好。 c) 橡胶硫化之后都要收缩，凡与金属粘结的橡胶都会产生收缩应力，而且是拉应力。收缩应力对 橡胶铰接头的使用寿命非常不利，容易产生表面裂纹，而且扩展很快。对于自由面小，封闭面 大的衬套，收缩应力很大。解决措施则是采用预压缩装配（轴向或径向），使拉伸预应力变为 压缩预应力。当前的橡胶铰接头几乎全都采取这种措施。 d) 采用材料性能优异的聚氨酯橡胶做衬套，利用其硬度较高，强度和耐磨性好的特点，工作时既 有变形又允许有滑动，也可满足某些导向元件铰接头的使用要求，而且结构简单。 e) 橡胶铰接头在所有工况下都应满足标准、样本或图纸所规定的承载能力、最大扭转角、最大偏 转角的限制。例如，最大扭转角允许15，最大偏转角1013。 6.5 横向稳定杆 横向稳定杆实际上是一种特殊的弹性元件，在悬架垂直跳动时，它随车轴或车轮摆动，不产生任何 弹性力；在车轴或车轮相对车身有角位移即有侧倾时，会产生弹性变形，在簧载与非簧载质量之间，或 与地面之间产生侧倾角刚度，成为悬架侧倾角刚度的一部分。 6.5.1 横向稳定杆吊杆的布置 横向稳定杆一般由 U 形弯杆和垂直吊杆组成，个别重型汽车的稳定杆由直扭杆通过花键和摆臂连接 形成弯杆。吊杆与 U 形弯杆的连接方式有两种： 6.5.1.1 吊杆端与中间直杆铰接，两吊杆跨距应尽量加大。这种布置对于非独立悬架比较紧凑，吊杆 上端与车架连接，稳定杆端头与车桥支座铰接。其缺点是： a) 稳定杆两端头跨距和车桥相应安装点的尺寸精度要求较高，否则装配困难，甚至无法装配。 b) 吊杆下端与直杆部分没有轴向定位，工作中有时会窜动，必要时可用一根细杆将左右吊杆的间 距固定，也可在直杆加箍套限位。 6.5.1.2 吊杆和稳定杆端头铰接。这种布置对独立悬架结构型式比较适合，而且，对稳定杆端头跨距 尺寸精度要求较低，工作中吊杆也没有窜动问题，但稳定杆应轴向定位。 吊杆与车架相连或是与车桥（或独立悬架摆臂）相连取决于布置方便性，稳定杆布置在车桥前方或 后方视空间条件而定，这些，对性能及受力没有多大影响。 6.5.2 横向稳定杆主要参数校核 6.5.2.1 侧倾角刚度 横向稳定杆设计的最基本参数是侧倾角刚度。稳定杆结构型式很多，应按具体形状推导出相应的计 算公式，或从相关资料中找到相适应的公式。 6.5.2.2 强度校核 横向稳定杆应校核极限工况的扭转应力、弯曲应力或合成的主应力，并小于等于许用值： 扭转应力t700 MPa； 弯曲应力s1250 MPa。 8 GB/T XXXXX-XXXX 极限工况按最大侧倾角max 来计算，不同车型按其使用条件有所区别： 在好路面行驶的客车 max=68； 在较差路面行驶的载货车 max=1012； 装有平衡悬架的越野车 按悬架左、右侧上、下限位换算。 6.5.2.3 端头垂直负荷及转角校核 a) 根据最大侧倾角和稳定杆角刚度，可以计算出稳定杆端头和直杆支点位置的垂直负荷，以此来 校核橡胶铰接头的承载能力，必须小于等于其许用值。 b) 根据悬架上、下跳的极限位置以及最大侧倾时稳定杆的极限变形状态，求到端头和直杆支点铰 接头的极限扭转角和偏转角，必须小于等于其许用值。如下表所示： 表 扭转角 偏转角 衬套式 12 4 衬垫式 6 6.6 空气悬架的供气系统 6.6.1 空气悬架专用储气筒总容积原则上与空气弹簧的总容积相当，对有举升和升降功能要求的空气 悬架，其储气筒总容积为空气弹簧总容积的 1.52 倍。 6.6.2 隔离单向阀 在空气悬架专用储气筒之后，或在高度控制阀之前，必须安装隔离单向阀，防止空气弹簧内的空气 倒流。在专用储气筒之前，最好也安装单向阀，防止因其它系统泄漏引起空气悬架系统也泄漏，维持空 气悬架能长时间停放并支撑车身。 6.6.3 气密性和清洁度 空气悬架气路各元件，包括气簧、高度控制阀、储气筒、单向阀以及管接头、气管等都必须有良好 的气密性，才能保证空气悬架正常工作。气路系统必须有油水分离装置和干燥器，所有元件必须防锈处 理，保证气路中空气的清洁度。当然，装用空气悬架的汽车，也应该采用密封性好的其它系统，如制动、 离合器助力以及客车的车门开闭系统等。 9 GB/T XXXXX-XXXX 附录 A （规范性附录） 空气弹簧刚度和固有频率的理论计算公式 A.1 刚度计算公式 C0 = p 0 式中： C 0 在设计高度空气弹簧的刚度 p0 = P0 A 0 dA dx + m ( p 0 + p a ) A0 V 0 2 (.1） 在设计高度空气弹簧的相对气压 P 0 在设计高度空气弹簧承受的负荷 A 0 在设计高度空气弹簧的有效承压面积 V 0 在设计高度空气弹簧的总容积（包括附加气室的容积） p a 标准大气压，其值与运算单位有关： 2 采用 N、mm 时， p a =0.09810.1 MPa（N/mm ） 2 采用 kgf、cm 时， p a =1 bar（kgf/cm ） 2 采用 lb、in 时， p a =14.223 lb/in （psi） m 多变指数： 静态即等温过程， m =1 动态即绝热过程， m =1.4 一般状态，可取 m =1.33 dA dx 有效面积变化率，与活塞形状有关 A.2 空气弹簧自然振动固有频率 f 0 = 2p A dx 0 1 g dA ( p 0 + p a ) m g A0 + p0 V0 （Hz） (A.2） 式中： f 0 在设计高度，空气弹簧相对气压为 p 0 时的固有频率 g 重力加速度 A.3 杠杆比的影响 对于空气弹簧不安装在车轴上，或几个空气弹簧的垂向弹性力的合力不位于车轴上的空气悬架，必 须计入杠杆比的影响： 刚度： C = C 0 i f = f 0 i 2 （A.3） 固有频率： （A.4） 式中： C 空气悬架在车轴或车轮上的刚度（折算刚度） f 空气悬架自然振动固有频率 10 GB/T XXXXX-XXXX C 0 空气弹簧刚度 f 0 空气弹簧固有频率 a i = 为杠杆比，其中 b a 空气弹簧到铰接点的距离 b 车轴或车轮到铰接点的距离 11 GB/T XXXXX-XXXX 附录 B （规范性附录） 空气弹簧弹性特性曲线及刚度、固有频率 B.1 弹性特性曲线 图 B.1 图 B.1 和图 B.2 为两种不同型号的空气弹簧弹性特性曲线。其中图 B.1 中的实线表示一种活塞内腔 容积，几种设计气压的弹性特性；图 B.2 中的实线和点划线表示两种活塞内腔容积，几种设计气压的弹 性特性。可见，气压即负荷不同，或者容积不同时，曲线的斜率即刚度是变化的。 图中的虚线表示容积为无穷大时的弹性特性，其斜率除以气压则是有效面积变化率 见，有效面积变化率在某些行程区段可以是零，甚至可以降为负值，取决于活塞形状。 dA dx 。从图中可 12 GB/T XXXXX-XXXX 图 B.2 B.2 刚度和固有频率 将图 B.1 或图 B.2 中某条曲线单独取出，在其上求出刚度、折算静挠度，进而计算出固有频率，见 图 B.3。在弹簧设计高度即弹簧变形为零所对应的负荷力或气压的点，作弹性特性曲线的切线，交于横 坐标，求到次切距d即折算静挠度。 图 B.3 13 GB/T XXXXX-XXXX 将纵坐标的负荷力除以折算静挠度就得到这时的斜率即刚度。按式： f 0 = 15.76088 d （Hz） (B.1） 就可求到固有频率。 式中d为次切距即折算静挠度，单位必须取 mm。 有时为了作图方便，可用割线代替切线。见图 B.4 所示，在变形20mm 处取等值纵坐标 e，经过零 变形点（即设计高度）与 e 值下端点连接，作直线 A，交于弹簧变形 100mm 处纵坐标，直线 A 的斜率就 是设计高度的刚度。可用下式表达： C 0 = P 100 (B.2） 式中： C 0 在设计高度的弹簧刚度 P = P 100 - P 0 为弹簧变形 100mm 后与零变形的负荷力差值 P 100 弹簧变形 100mm 的负荷力 P 0 零变形即在设计高度的负荷力 图 B.4 从图 B.4 可看出，直线 A 和割线 B 是平行的，其斜率相等。所以，同样按20mm 变形找到割线上 两点，根据割线上两点的负荷力之差，除以 40mm，就求到割线斜率即弹簧刚度。这种方法对非线性程 度较小且两向斜率变化相差不大者，才能代替切线。 有的供应商可直接提供一定高度、气压或负荷条件下的刚度和频率。 14 GB/T XXXXX-XXXX 附录 （规范性附录） 减振器额定阻力的计算 .1 线性减振器的阻尼特性 理论上的线性减振器，其阻力与速度成正比： k = 式中： F 阻尼力，与运动速度方向相反 F v (C.1） v 减振器上、下接头相对运动速度，简称活塞线速度 k 阻尼系数，对线性减振器， k 为常数 C.2 实际减振器的非线性 实际使用的减振器都是非线性的，主要反映在两个方面： a) 速度变化之后，特别是在卸荷阀开启前后，阻尼系数变化很大； b) 复原（拉伸）行程和压缩行程其阻尼系数变化更大（对于常用的双筒式减振器）。 因此，设计计算一般都采用分段、分级，按线性理论公式进行计算。 C.3 减振器示功试验的标准规范 按照汽车行业标准 QC/T 545 所规定的条件： a) 减振器上、下端相对运动速度即活塞线速度为:近似的简谐波运动。 b) 试验温度：202。 c) 试验行程： s =（1001）mm（即振幅为50 mm）。 d) 试验频率：n =（1002）cpm（次/分）。 根据上述条件，可计算出在试验循环中，减振器活塞的最大线速度为： vmax = p s n 6 10 -4 = 0.52(m / s) (C.2） 对应这个速度的复原阻力称为额定复原阻力，对应这个速度的压缩阻力称为额定压缩阻力，均可以 从标准示功试验求到，即复原和压缩行程中的最大阻力值。 C.4 悬架系统相对阻尼系数与减振器阻尼系数的关系 从线性振动理论可导出： y = k 2 C m = k 2w m (C.3） 式中： y 相对阻尼系数，或称阻尼比、非周期系数 C 悬架刚度 m 簧载质量 w 悬架固有圆频率，w = 2p f = f 悬架固有频率（Hz） C m 如果减振器安装位置对车轴或车轮有杠杆比，则： y = k i cos a k i cos a 2 2 2 Cm 2 2 = 2w m (C.4） 式中： 15 GB/T XXXXX-XXXX i = 为杠杆比 b a 减振器下支点到铰接点的距离 b 车轴或车轮到铰接点的距离 a 减振器中心线对沿垂线的夹角 C.5 计算额定阻尼力 C.5.1 求平均阻尼力 Fm = 式中： Fm = FR + FB 2 a 2y vmax i 2 cos a C m 2 (C.5） 速度为 vmax 时，复原阻力和压缩阻力的平均值 F R 速度为 vmax 时的复原阻力，即额定复原阻尼力 F B 速度为 vmax 时的压缩阻力，即额定压缩阻尼力 vmax 按标准示功试验条件的最大活塞线速度，即 vmax C.5.2 求复原阻尼力和压缩阻尼力 令 FR FB = q ，则： =0.52 m/s F F R = B = 2q 1 + q 2 1+ q Fm Fm (C.6） (C.7） 式中： q 拉、压阻力比 参照标准 QC/T 491 或样本，也可按设计者意图选取 q 值。一般 q =25，个别的达到 q =10。 C.6 相对阻尼系数的校验 C.6.1 校验计算 上述减振器额定阻力的计算，是在特定工况，即载荷