15-4.1前后悬架系统的主要参数的确定及对整车性能的影响

第四章汽车悬架设计第四章汽车悬架设计悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统(车架或承载式车身)之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。悬架最主要的功能是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩，并缓和汽车驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。为此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性联接，依靠弹性元件来传递车轮或车桥与车架或车身之间的垂向载荷，并依靠其变形来吸收能量，达到缓冲的目的。采用弹性联接后，汽车可以看作是由悬挂质量(即簧载质量)、非悬挂质量(即非簧载质量)和弹簧(弹性元件)组成的振动系统，承受来自不平路面、空气动力及传动系、发动机的激励。为了迅速衰减不必要的振动，悬架中还必须包括阻尼架或车身之间所有力和力矩可靠传递并决定车轮相对于统称为导向机构。导向机构决定了车轮跳动时的运动轨迹和车轮定位参数的变化，以及汽车前后侧倾中心及纵倾中心的位置，从而在很大程度上影响了整车的操纵稳定性和抗纵倾能力。在有些悬架中还有缓冲块和横向稳定杆一百多年来汽车悬架从结构型式到作用原理言，它都是由弹性元件、减振装置和导向机构三部分组成。在有些情况下起两种或三种作用，比如钢板弹簧兼起弹性元件及导向机构的作用，麦克弗逊悬架(McPhersonstrutsuspension，或称滑柱摆臂式独立悬架)中的减振器柱兼起减振器及部分导向机构的作用，有些主动悬架中的作动器则具有弹性元件、减振器和部分导向机构的功元件，即减振器。此外，悬架中确保车轮与车车架或车身的位移特性的连接装置。尽管一直在不断地演进，但从结构功能而件兼，某一零部能。根据导向机构的结构特点架的鲜明特色是左、右车轮之间由一刚性梁或非断开时，会直接影响另一侧车轮。独立悬架中没有这样的刚性梁，左右车轮各自“独立车架或车身相连或构成断开式车桥，按结构特点又可细分为横臂式、纵臂式、斜臂式等等，各种悬架的结构特点将在以下章节中进一步讨论。述非独立悬架和独立悬架外，还有一种近似半独立悬架，它与近似半刚性的非断开式后支持桥相匹配。当左右车轮跳动幅度不一致时，后支持桥中呈V形断面并与左右纵臂固结在一起的横梁受扭，由于其具有一定的扭转弹性，故此种悬架既不同于非独立架，也与独立悬架有别。该弹性横梁还兼起横向稳定杆的作用。弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧，汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架两大类。非独立悬式车桥联接，当单边车轮驶过凸起”地与除上悬按照弹性元件的种类，汽车悬架又可以分为钢板悬架、空气悬架以及油气悬架等。按照作用原理，可以分为被动悬架、主动悬架和介于二者之间的半主动悬架。所述，汽车悬架和悬挂质量、非悬挂质量构成了一个振动系统，该振动系统的特性很大程度上决定了汽车的行驶平顺性，并进一步影响到汽车的行驶车速、燃油经济性和运营经济性。该振动系统也决定了汽车承载系和行驶系许多零部件的动载，并进而影响这些零件的使用寿命。此外，悬架对整车操纵稳定性、抗纵倾能力也起着决定在设计悬架时必须考虑以下几个方面的要求：(1)通过合理设计悬架的弹性特性及阻尼特性确保汽车具有良好的行驶平顺性，具有较如前到性的作用。因而低的振动频率、较小的振动加速度值和合适的减振性能，并能避免在悬架的压缩伸张行程极限点发生硬冲击，同时还要保证轮胎具有足够的接地能力；(2)合理设计导向机构，以确保车轮与车架或车身之间所有力和力矩的可靠传递，保证第四章汽车悬架设计车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大，并且能满足汽车具有良好的操纵稳定性要求；第四章汽车悬架设计(3)导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，避免发生运动干涉，否则可能引起转向轮摆振；(4)侧倾中心及纵倾中心位置恰当，汽车转向时具有抗侧倾能力，汽车制动和加速时能保持车身的稳定，避免发生汽车在制动和加速时的车身纵倾(即所谓“点头”和“后仰”)；(5)悬架构件的质量要小尤其是其非悬挂部分的质量要尽量小；(6)便于布置，在轿车设计中特别要考虑给发动机及行李箱留出足够的空间；(7)所有零部件应具有足够的强度和使用寿命；(8)制造成本低；(9)便于维修、保养。悬架设计可以大致分为结构型及式主进行。由于悬架的参数影响到许多整车特性，并且涉及其他总布置共同协商确定。要参数选择和详细设计两个阶段，有时还要反复交叉成的布置，因而一般要与总4.1前后悬架系统的主要参数的确定及对整车性能的影响4.1.1悬架静挠度fc悬架静挠c度f是指汽车满载静止时悬架上的载荷F与此时悬架刚度c之比，即WfF/c。cW汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性汽车的质量分配系数近似等的主要参数之一。因现代于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前、后部分的车身的固有频率n和n(亦称偏频)可12用下式表示112m2cc2n1n2（4－1）12m1中式，c、c为前、后悬架的刚度(N／cm)；m、m为前、后悬架的簧上质量(kg)。1212当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示mg1c1mg2fc1fc2c2中式，g为重力加速度(g＝981cm／s2)。将f、f代人式c2(6—1)得到c155n1n2（4－2）ffc1c2分析上式可知：悬架的静挠度人直接影响车身振动的偏频n。因此，欲保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确选取悬架的静挠度。第四章汽车悬架设计在选取前、后悬架的静挠度值f和f时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠度c1c2f比前悬架的静挠度f小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动。理论分析证c2c1明：若汽车以较高车速驶过单个路障，n/n＜1时的车身纵向角振动要比n/n＞1时1212小，故推荐取f＝（0.8～0.9）f。考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适c2c1性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐f＝（0.6～0.8）f。为了改善c2c1微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的偏频。用途不同的汽车，对平顺性要求不一样。以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更次之。对普通级以下轿车满载的情况1.00～1.45Hz，后悬架则要求在1.17～1.58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车载满的情况，前悬架偏频要求在0.80～1.15Hz，后悬架则要求在0.98～1.30Hz。货，前悬架偏频要求在车载满时，前悬架偏频要求在1.50～2.10Hz，而后悬架则要求在1.70～2.17Hz。选定偏频以后，再利用式(6—2)即可计算出悬架的静挠度。4.1.2悬架的动挠度fd悬架的动挠度f是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形(通常指d缓冲块压缩到其自由高度的1／2或2／3)时，车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对轿车，f取d7～9cm；对大客车，f取5～8cm；对货车，f取6～9cm。dd4.1.3悬架弹性特性悬架受到的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移厂(即悬架的变形)的关系曲线称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形厂与所受垂直外力F之间呈固定比例变化时，弹性特性为一直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数。当悬架变形f与所受垂直外力F之间不呈固定比例变化时，弹性特性如图4—1所示。此时，悬架刚度是变化的，其特点是在满载位置(图中点8)附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大。这样可在有限的动挠度f范围内，得到比线性悬架更多的动容量。悬架的动容量系指悬架从静载荷的位置d起，变形到结构允许的最大变形为止消耗的功。悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小。空载与满载时簧上质量变化大的货车和客车，为了减少振动频率和车身高度的变化，应当选用刚度可变的非线性悬架。轿车簧上质量在使用中虽然变化不大，但为了减少车轴对车架的撞击，减少转弯行驶时的侧倾与制动时的前俯角和加速时的后仰角，也应当采用刚度可变的非线性悬架。钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的，而带有副簧的钢板弹簧、空气弹簧、第四章汽车悬架设计油气弹簧等，均为刚度可变的非线性弹性特性悬架。4.1.4后悬架主、副簧刚度的分配货车后悬架多采用有主、副簧结构的钢板弹簧。其悬架弹性特性曲线如图6—10所示。图4—1悬架弹性特性曲线1—缓冲块复原点2—复原行程缓冲块脱离支架3—主弹簧弹性特性曲线4—复原行程5—压缩行程6—缓冲块压缩期悬架弹性特性曲线7—缓冲块压缩时开始接触弹性支架8—额定载荷F)时，副簧载荷小时副簧不工作，载荷达到一定值(图4—2中的与托架接触，开始K与主簧共同工作。如何确定副簧之间的刚度分配，受悬架的弹性特开始参加工作的载荷F和主、副簧K性和主、副簧上载荷分配的影响。原则上要求车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性，还要求副簧参加工作前、后的悬架振动频率变化不大。这两项要求不能同时满足。具体确定方法有两种第：一种方法是使副簧开始起作用时的悬架挠度f等于汽车a空载时悬架的挠度f，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度f等于满载K0时悬架的挠度f。于是，可求得FFF。式中，和分别为空载与满载时的0WWFFcK0悬架载荷。副簧、主簧的刚度比为cc1(4—3)amF0FW第四章汽车悬架设计式中，c为副簧刚度；c为主簧刚度。ma图4—2货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性用此方法确定的主、副簧刚度比值，能保证在空、满载使用范围内悬架振动频率变化不大，但副簧接触托架前、后的振动频率变化比较大。第二种方法是使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平均值，即F0.5(FF)，并使F和F间的平均载荷对应的频率与F和F间平均载荷对K0W0KKW应的频率相等，此时副簧与主簧的刚度比为c(22)(3)(4—4)acm用此法确定的主、副簧刚度比值，能保证副簧起作用前、后悬架振动频率变化不大。对于经常处于半载运输状态的车辆，采用此法较为合适。4.1.5悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配悬架侧倾角刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时悬架给车身的弹性恢复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响。侧倾角过大或过小都不好。乘坐汽车，乘员缺乏舒适感和安全感。侧倾刚度过大而侧倾角过的小汽车又缺乏汽车发生侧翻的感觉，同时使轮胎侧偏角增大，如果发生在后轮会使汽车增加了过多转向的可能。要求侧倾角刚度过小而侧倾角过大的在侧向惯性力等于0.4倍车重时，轿车车身侧倾角在2.5°～4°，货车车身侧倾角不超过6°～7°。此外，还要求汽车转弯行驶时，在0.4g的侧向加速度作用下，前、后轮侧偏角之差应当在1°～3°范围内。而前、后悬架侧倾角刚度的分配会影响前、后轮的侧偏12角大，小从而影响转向特性，所以设计时还应考虑悬架侧倾角刚度在前、后轴上的分配。为满足汽车稍有不足转向特性的要求，应使汽车前轴的轮胎侧偏角略大于后轴的轮胎侧偏角。为此，应该使前悬架具有的侧倾角刚度要略大于后悬架的侧倾角刚度。对轿车，前、后悬架侧倾角刚度比值一般为1.4～2.6。第四章汽车悬架设计4.2钢板弹簧设计4.2.1钢板弹簧的布置方案钢板弹簧在汽车上可以纵置或者横置。后者因为要传递纵向力，必须设置附加的导向传力装置，使结构复杂、质量加大，所以只在少数轻、微型车上应用。纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，故在汽车上得到广泛应用。纵置钢板弹簧又有对称式与不对称式之分。钢板弹簧中部在车轴(桥)上的固定中心至钢板弹簧两端卷耳中心之间的距离若相等，则为对称式钢板弹簧；若不相等，则称为不对称式钢板弹簧。多数情况下汽车采用对称式钢板弹簧。由于整车布置上的原因，或者钢板弹簧在汽车上的安装位置不动，又要改变轴距或者通过变化轴距达到改善轴荷分配的目的时，采用不对称式钢板弹簧。4.2.2钢板弹簧主要参数的定确在进行钢板弹簧计算之前，应当知道下列初始条件：满载静止时汽车前、后轴(桥)负计算出单个钢板弹簧的载荷：u2f和动挠度荷G、G和簧下部分荷重G、G，并据此12u1F(GG)/2和F(GG)/2，悬架的静挠度f，汽车的轴dW11u1W22u2c距等。1.满载弧高fa满载弧高f是指a钢板弹簧装到车轴(桥)上，汽车满载(不包括卷耳孔半径)连线间的最大高度差(图4—3)。f用来保证汽车具有给定的高度当f＝0时，钢板弹簧在对称位置上工作。为了在车架高度已限定时能得到足够的时钢板弹簧主片上表面与两端。aa动挠度值，常取f＝10～20mm。a2.钢板弹簧长度钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。增加钢板弹簧长度L能显著降低弹簧应力，提高使用寿命；降低弹簧刚度，改善汽车平顺性；在垂直刚度c给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度。钢板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧产生单位纵向转角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩值。增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能L的定确减少车轮扭转力矩所引起的弹簧变形；选用长些的钢板弹簧，会在汽车上布置时产生困难。原则上在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。推荐在下列范围内选用钢板弹簧的长度：轿车：L＝(0.40～0.55)轴距；货车前悬架：L＝(0.26～0.35)轴距，后悬架：L＝(0.35～0.45)轴距。第四章汽车悬架设计图4—3钢板弹簧总成在自由状态下的弧高3.钢板断面尺寸及片数的确定(1)钢板断面宽度b的确定有关钢板弹簧的刚度、强度等，可按等截面简支梁的计算公式计算，但需引入挠度增大系数加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩J。对于对称钢板弹簧0c]/48EJ[(Lks)3(4—5)0式中，s为U形螺栓中心距(mm)；是为考虑U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数(如刚性夹紧，取k0.5，挠性夹紧，取k0)；c为钢板弹簧垂直刚度(N／mm)，cF/f；为挠度增大系数(先确定与主片等长的重叠片数n，再估计一个总片数Wc1n，求得n/n，然后用1.5/[1.04(10.5)]初定)；E为材料的弹性模量。010钢板弹簧总截面系数W用下式计算0W≥0[F(Lks)]/4[](4—6)WW式中，为许用弯曲应力。W对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐在下列范围内选W取：前弹簧和平衡悬架弹簧为350～450N／mm为2202；后主簧为450～550N／mm2；后副簧～250N／mm2。将式(4—6)代人下式计算钢板弹簧平均厚度hp2h2J(Lks)(5—7)0WW6Efp0c第四章汽车悬架设计有了ph以后，再选钢板弹簧的片宽b。增大片宽，能增加卷耳强度，但当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。前悬架用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角。片宽选取过窄，又得增加片数，从而增加片间的摩擦和弹簧的总厚。推荐片宽与片厚/bh在6～10范围内选取。p的比值(2)钢板弹簧片厚h的选择矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩J用下式计算0Jnbh3/120(5—8)式中，n为钢板弹簧片数。n、片宽b和片厚h三者之一，都影响到总惯性矩J的变0(4—5)可知，总惯性矩J的改变又会影响由式(4—8)可知，改变片数化；再结合式到钢板弹簧垂直刚度c的变化，0也就是影响汽车的平顺性变化。其中，片厚丸的变化对钢板弹簧总惯性矩了。影响最大。增加片厚九，可以减少片数n。钢板弹簧因为主片工作条件恶劣，为了加强片厚度稍薄。此时，要求一副钢板弹簧的厚度不宜超过三组。为使各片寿命接近又要求最薄片厚度之比应小于1.5。最后，钢板断面尺寸b和h应符合国产型材规格尺寸。各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者。但主片及卷耳，也常将主片加厚，其余各厚片与最图4—4叶片断面形状a)矩形断面b)T形断面c)单面有抛物线边缘断面d)单面有双槽的断面(3)钢板断面形状矩形断面钢板弹簧的中性轴，在钢板断面的对称位置上(图4—压应4a)。工作时一面受拉应力，另一面受压应力作用，而且上、下表面的名义拉应力和第四章汽车悬架设计力的绝对值相等。因材料抗拉性能低于抗压性能，所以在受拉应力作用的一面首先产生疲劳断犁。除矩形断面以外的其它断面形状的叶片(图4—4b、c、d)，其中性轴均上移，使受拉应力作用的一面的拉应力绝对值减小，而受压应力作用的一面的压应力绝对值增大，从而改善了应力在断面上的分布状况，提高了钢板弹簧的疲劳强度和节约近10％的材料。(4)钢板弹簧片数n片数n少些有利于制造和装配，并可以降低片间的干摩擦，改善汽车行驶平顺性。但片数少了将使钢板弹簧与等强度梁的差别增大，材料利用率变坏。多片钢板弹簧一1～4片之间选取。4.2.3钢板弹簧各片长度的确定片厚不变宽度连续变化的单片钢板弹簧是等强度梁，形状为菱形(两个三角形)。将由两个三角形钢板组成的钢板弹簧分割成宽度相同的若干片，然后按照长度大小不同依次排列、叠放到一起，就形成接近实用价值的钢板弹簧。实际上的钢板弹簧不可能是三角形，因为为了将钢板弹簧中部固定到车轴(桥)上和使两卷耳处能可靠地传递力，必须使它们有一定的宽度，因此应该用中部为矩形的双梯形钢板弹簧(图4—5)替代三角形钢板弹簧才有真正的实用意义。这种钢板弹簧各片具有相同的宽度，但长度不同。钢板弹簧各片长度就这一原则来作图的。首先假设各片厚度不般片数在6～14片之间选取，重型货车可达20片。用变截面少片簧，时片数在是基于实际钢板各片展开图接近梯形梁的形状同，则具体进行步骤如下：先将各片厚度h的立方值h3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上(图4—6)，再沿i0ii横坐标量出主片长度的一半s/2，得到A、B两点，连接A、B即得到三角形的钢板弹簧展开图。果存在与主片等长的重叠片，就从月点到最后一个重叠片的与各片上侧边的交点即为各片长度。各片实际长度尺寸需经圆整后确定。半L／2和U形螺栓中心距的一AB线与各叶片上侧边的交点即为各片长度。上侧边端点连一直线，此直线如图4—5双梯形钢板弹簧第四章汽车悬架设计图4—6确定钢板弹簧各片长度的作图法4.2.4钢板弹簧刚度验算在此之前，有关挠度增大系数、总惯性矩J、片长和叶片端部形状等的确定都不0够准确，所以有必要验算刚度。用共同曲率法计算刚度的前提是，假定同一截面上各片曲率变化值相同，各片所承受的弯矩正比于其惯性矩，同时该截面上各片的弯矩和等于外力所引起的弯矩。刚度验算公式为6Ec(4—9)n(YY)3kak1k1k111k1J其中，a(ll)；Yk；Y。k11k1k1kJiii1i1式中，为经验修正系数，＝0.90～0.94；E为材料弹性模量；l、l为主片和第1k1(k1)片的一半长度。式(6—9)中主片的一半l，如果用中心螺栓到卷耳中心间的距离代入，求得的刚度值1为钢板弹簧总成自由刚度c；如果用有效长度，即l'(l0.5ks)代入式(6—9)，求得j11的刚度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度c。Z4.2.5钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算(1)钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U形螺栓夹紧前，其主片上表面与两端(不包括卷耳孔半径)连线间的最大高度差(图4—3)，称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H，用下式计0算0H(fff)(4—10)0ca第四章汽车悬架设计式中，f为静挠度；f为满载弧高；f为钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高cas(3Ls)(ff)；s为U形螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。c变化，fa2L2RL2/8H。钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径00(2)钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同(图4—7)，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下的曲率半径R各片自由状态下做成不同曲率半径的目的是：使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能很i好地贴紧，减少主片工作应力，使各片寿命接近。图4—7钢板弹簧各片自由状态下的曲率半径矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定REh0Ri(4—11)i1(2R)0i0式中，R为第i片弹簧自由状态下的曲率半径(mm)；R为钢板弹簧总成在自由状态下的i0曲率半径(mm)；为各片弹簧的预应力(N／mm2)；正为)，取材料弹性模量(N／mm2厚度(mm)。在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径R和各片弹簧预加应力0iE2.1105N/mm；h为第2i片的弹簧i的条件下，可00i以用式(4—11)计算出各片弹簧自由状态下的曲率半径R。选取各片弹簧i预应力时，要求做到：装配前各片弹簧片间间隙相差不大，且装配后各片能很好贴和；为保证主片及其与相邻的长片有足够的使用为此，选取各片宜选取过大；对于片厚不寿命，应适当降低主片可分为下列两种情况：对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力可取大些。推荐主片在及其与相邻的长片的应力。预应力时，预应力值不相同的钢板弹簧，厚片根部的工作应力预与应力叠加后的合成应力在300～350N／mm2内选取。1～4片长片叠到短片由负值逐渐递增至正值。加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片第四章汽车悬架设计在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造成的弯矩M之代i数和等于零，即nM(4－12)ii1n或W(4－13)0iii1如果第i片的片长为L，则第i片弹簧的弧高为iHL2/8Ri(4－14)ii4.2.6钢板弹簧总成弧高的核算由于钢板弹簧叶片在自由状态下的曲率半径R是经选取预应力后用式(4－11)计0ii算，受其影响，装配后钢板弹簧总成的弧高与用式RL2/8H计算的结果会不同。因00此，需要核算钢板弹簧总成的弧高。根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的R为0nLi1i1Ri(4－15)RnL0ii1式中，L为钢板弹簧第i片长度。i钢板弹簧总成弧高为HL2/8R(4－16)用式(4－16)与用式(4－10)计算的结果应相近。如相差较多，可经重新选用各片预应0力再行核算。4.2.7钢板弹簧强度验算(1)紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现的最大应力用max下式计算Gm'l(lc)1121（4－17)(ll)W0max12式中，G为作用在前轮上的垂直静负为制动时前轴负＝荷；m荷转移系数，轿车：m''1111.2～1.4，货车：m'＝1.4～1.6；l、l为钢板弹簧前、后段长度；为道路附着系数，112第四章汽车悬架设计取0.8；W为钢板弹簧总截面系数；c为弹簧固定点到路面的距离(图4－8)。0(2)汽车驱动时，后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现最大应力用下max式计算Gm'l(lc)Gm'222122bh(4－18)(ll)Wmax1201式中，G2为作用在后轮上的垂直静负荷；m；为驱动时后轴负荷转移系数，轿车：＝m'21.25～1.30，货车：m'＝1.1～1.2；为道路附着系数；b为钢板弹簧片宽；h为钢板弹21簧主片厚度。[]取为1000N／此外，还应当验算汽车通过不平路面时钢板弹簧的强度。许用应力mm2。(3)钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算钢板弹簧主片卷耳受力如图4－9所示。卷耳处所受应力是由弯曲应力和拉(压)应力合成的应力图4—8汽车制动时钢板弹簧的受力图图4—9钢板弹簧主片卷耳受力图第四章汽车悬架设计3F(Dh)Fx(4—19)x1bh21bh1式中，F为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度；xh为主片厚度。1许用应力[]取为350N／mm2。对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到的挤压应力Fs。其bdZ中，F为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；b为卷耳处叶片宽；d为钢板弹簧销直径。s用30钢或40钢经液体碳氮共渗处理时，弹簧销许用挤压应力[]取为3～4N／Zmm；用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其许用应力[]≤7～9NZ2／mm2。钢板弹簧多数情况下采用55SiMnVB钢或60Si2Mn钢制造。常采用表面喷丸处理工艺和减少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹簧的寿命。表面喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两种，后者可使钢板弹簧表面的残余应力比前者大很多。4.2.8少片弹簧少片弹簧在轻型车和轿车上得到越来越多的应用。其特点是叶片由等长、等宽、变截面的1～3片叶片组成(图4－10)。利用变厚断面来保持等强度特性，并比多片弹簧减少20％～40％的质量。片间放有减摩作用的塑料垫片，或做成只在端部接触以减少片间摩擦。图4—19所示单片变截面弹簧的端部CD段和中间夹紧部分AB段是厚度为h和h12的等截面形，BC段为变厚截面。BC段厚度可按抛物线形或线性变化。图4－10单片弹簧和少片弹簧a）单片弹簧b）少片弹簧x1(1)按抛物线形变化此时厚度h随长度的变化规律为hh()2，惯性矩xx2l2x3JJ()2，单片刚度为x2l2第四章汽车悬架设计6EJc(4—20)2ll31(2)3kl式中，E为材料的弹性模量；为修正系数，取0.92；l，l如图4－11所示；2bh3hJ2，其中b为钢板宽；k1(1)3。12h226Fl弹簧在抛物线区段内各点应力相等，其值为s2。bh22图4－11单片变截面弹簧的一半（2）按线性变化此时厚度h随长度的变化规律为hAxB'，式中，'xxhhhlhl12A'；B'21。单片钢板弹簧刚度仍用式（4－20）计算，但式中系数21llll1212k用k'代入32ln4(1)(1)12113121(12)1k'3式中，；；。/l/lh/h2121当l＞l(21)或2h＜h时，弹簧最大应力点发生在xB处，此处'1212A'hA'xB'2B'，其应力值3F/2bAB'。'xmaxsmax当l≤l(21)时，最大应力点发生在B点，其值3Fl/2bh32。12s2应小于许用应力。max由n片组成少片弹簧时，其总刚度为各片刚度之和，其应力则按各片所承受的载荷分量计算。少片弹簧的宽度，在布置允许的情况下尽可能取宽些，以增强横向刚度，常取第四章汽车悬架设计75～100。厚度20mm。h＞8mm，以保证足够的抗剪强度并防止太薄而淬裂。h取12～124.3扭杆悬架设计作为悬架弹性元件的一种——扭杆弹簧的两端分别与车架(车身)和导向臂连接。工作时扭杆弹簧受扭转力矩作用。扭杆弹簧在汽车上可以纵置、横置或介于上述两者之间。因扭杆弹簧单位质量储能量比钢板弹簧大许多，所以扭杆弹簧悬架质量小(簧下质量得以减少)，目前在轻型客车、货车上得到比较广泛的应用。除此之外，扭杆弹簧还有工作可靠、保养维修容易等优点。扭杆弹簧可以按照断面形状或弹性元件数量的不同来分类。按照断面形状不同，扭圆形、管形、片形等几种。数量不同，扭杆式(图4—12a、b)或组合式两种。组合式扭杆又有并联(图4—12c、d)和串联(图4—12e)两种。部做成花键的圆形断面扭杆，因工艺性良好和装配容易而与管形扭杆比较材料利用不够合理是它的缺点。管形断面扭杆有制造工艺比较复杂的缺点，但它也有材料利用合理和能够用来制作组合式扭杆的片形断面扭杆片断了以后仍能工作，以工作好，除此之外还有工艺性良好、弹性好、扭角大等优点。片形断面扭杆的料利用不够合理。组合式扭杆能缩短弹性元件的长度，有利于在汽车上布置。采用圆断面组合式扭杆用2、4或6根组合形成的组合式扭杆。杆弹簧分为按照弹性元件可分为单杆端得到广泛应用，优点。在一所可靠性材时，可以图4—12扭杆断面形状及端部结构a)圆形断面扭杆，端部为花键b)圆形断面扭杆，端部为六角形c)片形组合式扭杆d)圆形组合式扭杆e)串联组合式扭杆上常用的圆形断面扭杆为例，介绍扭杆弹要点。设计前应当根据对汽车平顺性的要求，先行选定悬架的刚度c。设计扭杆弹簧需要确定的主要尺寸有扭杆直径d和扭杆长度L(图4—13)。下面以汽车簧的设计第四章汽车悬架设计图4－13扭杆弹簧与臂设计时应当根据最大扭矩计算扭杆直径dd316M(4—21)max承受的最大扭矩；为扭转切应力，可取允许扭转切应力代人计算。的有效长度L用下式计算式中，M为扭杆max扭杆d4GL(4—22)32cn式中，G为切变模量，设计时取G=7.7104MPa；c为扭杆的扭转刚度。d和有效长度L对扭杆的扭转刚度c有影响。增加扭的扭转刚度c增大n分析式(6—22)可知：扭杆直径d会使扭杆d又必须满足式(6—21)的强度要求，不能随意减小。增加扭杆效长度L能减小扭杆在汽车上布的扭转刚度c，使汽车n杆直径，因悬架刚度与扭杆扭转刚度成正比，所以汽车平n顺性变坏；而扭杆直径有平顺性获得改善，但过长的扭杆n置有困难，此时宜采用组合式扭杆。常采用45CrNiMoVA、40Ct、42CrMo、50CRV等弹簧钢制造扭杆。为了提高疲劳强度，扭杆需要经过预扭和喷丸处理。经过预扭和喷丸处理的扭杆许用切应力可在800～900MPa范围内选取，轿车可取上限，货车宜取下限。扭杆弹簧可分为端部、杆部和过渡段三部分。圆形扭杆使用有花键的端部占多数，这部寿命一样，推荐端部直径种结构在端部直径较小时也能保证足够的强度。为使端部和杆第四章汽车悬架设计0.4D，端部花键一般采用渐开线花D＝(1.2～1.3)d，其中d为扭杆直径；花键长度l键。从端部直径到杆部直径之间的一段称为过渡段。为了使这段应力集中降到最小，过渡段的尺寸应该是逐渐变化的。比较常用的方法是采用一个30°夹角的锥体，把端部和杆L(Dd)/2tan15，过渡圆角r1.5d。部连接起来(图4—14a)，过渡段长g过渡段可以分为靠近直径为D的花键端部的非有效部分和靠近直径为d的杆部的效部分，即这一部分可以看作是扭杆工作长度的一部分，称为有效长度L。对于如图4e有L，可用—14a所示结构，有效长度下式计算e3LLg2ddd（4—23）3DDDe图4—14扭杆端部、杆部与过渡段a)锥度过渡段b)圆弧过渡段L可用对于如图4—14b所示结构，有效长度下式计算e0.5DLLg83215d15D0.5arctan1ddd10Dd（4—48DDde24）过渡段圆弧半径R为DdL2RgDd(4—25)4第四章汽车悬架设计扭杆的工作长度L等于杆身长L再加上有效长度L的两倍，即e0LL2L0e与扭杆花键连接的支座上的内花键长度要求比扭杆上的外花键长度长些，并且设计时还应保证内花键的两端长度都要超出扭杆花键长度。有的扭杆端部采用直接锻造出六角形的结构。为了提高侧边的平直度，锻后再进行精压加工。六角对边的宽度B与扭杆直径d之间要求保持B＝(1.2～1.4)d的关系，以保证六角形的端部有足够的强度。第四章汽车悬架设计4.4螺旋弹簧悬架设计螺旋弹簧作为弹性元件，由于其结构简单、制造方便及有高的比能容量，因此在现代轻型以下汽车的悬架中应用相当普遍，特别是在轿车中，由于要求良好的乘坐舒适性和悬架导向机构在大摆动量下仍具有保持车轮定位角的能力，因此螺旋弹簧悬架早就取代了钢板弹簧。螺旋弹簧在悬架布置中可在弹簧内部安装减振器、行程限位器或导向柱使结构紧凑。通过采用变节距的或用变直径弹簧钢丝绕制的或两者同时采用的弹簧结构，可以实现变刚度特性。1.螺旋弹簧的刚度及应力计算螺旋弹簧在其轴向载荷P作用下的变形f为8PD2imf（4－26）Gd4式中D——弹簧中径，mm；md——弹簧钢丝直径，mm；i——弹簧工作圈数；G——弹簧材料的剪切弹性模量，取8.3104MPa。因此弹簧刚度PGd4Cs(4－27)Di83fm弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似，都是靠材料的剪切变形吸收能量，弹簧钢丝表面的剪应力为8PDK'8PCK'Mpa（4－28）mdd23式中C——弹簧指数(旋绕比)，CD/d；m4C10.615。（44C4CK'——曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数，K'－29）对于前面讨论的直的扭杆，其表面的剪应力呈均匀分布，而螺旋弹簧钢丝表面的剪应力则相对复杂。在静载状态下，这种截面内的应力分布不均匀可以忽略不计，但在承受动载时，由于弹簧内侧应力水平较高并且应力变化幅值也更大，导致螺旋弹簧的失效总是发生在内侧。为了在设计时考虑内侧应力的增大，引入修正系数K'。一般情况下，弹簧钢的许用剪应力与许用拉应力成比例关系，通常情况下，可以取＝0.63。第四章汽车悬架设计2.弹簧端部形状螺旋弹簧端部可以碾细、并紧，直角切断或向内弯曲，典型结构如图4—15所示。(a)为两端碾细，亦即在绕制弹簧之前先将钢丝两端碾细，碾细部分长度在绕后约占240°，厚度为钢丝直径的1／3左右，绕成后末端几乎贴紧相邻一圈弹簧。必要时，其中末端两端都要磨平。这种结构的优点是节约材料，占用垂向空间小，特别是由于两端都平整，安装时可以任意转动，因而设计时弹簧的圈数可以取任意值，不必限于整数。其缺点是碾细需要专门工序和设一端并紧形成与弹簧轴线垂直的平面。这种结构料消耗，安装时需要一定方向并且需与之相配套的弹簧时，弹簧圈数必须按整数增减。(c)为端部向内弯曲并形成与弹簧轴线垂直的平面，这种常用于和弹簧座配合起定位作用，若两端则需要专用设备，增加了制造成本。(b)为直角切断型，其中于绕制简单，成本低，其缺点是增大了垂向尺寸和材座，若两端都未整平，则修改设计的优点在结构都内弯，备。图4－15螺旋弹簧的端部结构表4—1列出了不同端部结构时弹簧总圈数n与有效圈数i以及弹簧完全并紧时的高度H间的关系，其中sH公式中的系数1.01为考虑螺旋角t为端部碾细的补偿系数，时s的末端厚度。表4－1螺旋弹簧不同端部结构时的总圈数n及并紧高度Hs总圈数n完全并紧时的高度Hs两端碾细两端切断两端内弯i+21.01d(n1)2t1.01d(n1)i+1.33i+1.50i+1.671.01d(n1.25)1.01dnt一端碾细一端切断第四章汽车悬架设计一端碾细一端内弯一端切断一端内弯i+1.75i+1.421.01d(n1)t.01dn3.螺旋弹簧的设计计算螺旋弹簧的设计计算分以下几步：(1)根据总布置要求及悬架的具体结构型式求出需要的弹簧刚度C，设计载荷时弹的s受力P，及弹簧高度H，悬架在压缩行程极限位置时弹簧高度H。iim(2)初步选择弹簧中径D。，端部结构型式及所用的材料。(3)参考相关标准确定台架试验时伸张及压缩极限位置相对于设计载荷位置的弹簧变形量12f，f，并确定要想达到的寿命n(循环次数)。c(4)初选钢丝直径(5)由式(4－27)解出(6)由H，P，H及C可求出弹簧在d，并由相关材料标准查出许用拉应力。i，用表4—1中的相应公式求出H。s完全压紧时的载荷、压缩P，台架试验伸张ssiis极限位置对应的载荷工作压缩极限位置的载荷P，P，以及P分别为12mPPC(HH)（4－30）sisisPPCf1（4－31）1isPPCf2（4－32）2isPpC(HH)（4－33）misimCD/d及mK'的表达式(7)按弹簧指数(见式(4－29)下的说明)求得K'，运用式(4P所对应的剪切应力，，以及(计算出的m12s—28)求出载荷P，P，P以及s12max＞max，但是悬架工作时弹簧实际对应的最大剪应力，对应悬架的极限压缩状smax态)。(8)校核是否小于＝0.63，若不成立，则返回第(4)步重新选择钢丝直径maxd；若余量很大，则视第(9)步寿命校核结果决定是否重新选取较小些的直径d。(9)校核台架试验条件下的寿命。给定试验条件下的循环次数n，可按下式估算：10.131.808nc（4－35）Ke第四章汽车悬架设计0.74()Ke式中211.48()21若算出的cn小于预期的台架寿命，则返回第(4)步重新选择d；若有较大余量，则与第(8)步的结果综合考虑是否选择更小的钢丝直径以节约材料，减小质量。(10)得到合适的d以后，可以进一步确定弹簧的自由高度H和最小工作高度H：n0HHP/C（4－36）0iisHHdi（4－37）ns式中——与弹簧指数CD/d有关的m系数。弹簧的总圈数可由表8—1中求出。(11)稳定性校核。又细又高的弹簧在大载荷作用下会失稳，失稳的临界载荷不仅与其对直径之比H/D有关，还与弹簧两端的支撑方式有关，对于钢丝截面为圆形0m高度f/H必小须于如下临界值：其相对变形量0的螺旋弹簧，2fC00.811116.89（4－38）H0cr式中系数C的取值见图4—16，必要时，可以重新选取D，然后从第(2)步开始重新计m0算。图4－16不同支撑方式下C的取值0第四章汽车悬架设计4.5空气悬架、油气弹簧设计4.5.1空气悬架的设计空气悬架多应用于各类大型客车和无轨电车上，在高级轿车、长途运输重型载货汽车和挂车上也有所采用。其弹性元件是由夹有帘线的橡胶囊或膜和冲入其内腔的压缩空气所组成。这种悬架除弹性元件、减振器和导向机构外，一般还装有车身高度调节装置。由于空气弹簧可以设计得比较柔软，因而空气悬架可以得到较低得固有振动频率，同时空气弹簧的变刚度特性使得这一频率在较大的载荷变化范围内保持不变，从而提高了汽车的行驶平顺性。空气悬架的另一个优在点于通过载货汽车的货箱高度随载荷的变化基本保持不变。此外，空气悬架还具有空气弹簧寿命长、质量小以及噪声低等一些优。点空气悬架的不足之处在于：结构复杂机、车身高度调节器以及气阀等零部件；价格昂贵；空气弹簧尺寸较大，不便于布置；需的导向机构传递侧向力、纵向力及制动、驱动力矩正是由于这些原因，普通轿车上很少采用空气悬架。戴姆勒的600系列轿车上才装有空气悬架。按照结构特，点空气弹簧可以分为囊式和膜式两大类。囊式空气弹簧结构相对简单，调节车身高度使大客车的地板高度和，与传统的钢制弹性元件相比，需要增加压气要专门。—奔驰公司仅在其最高档制造方便，但刚度较高，因而常用于大型客车、无轨电车和载货汽车，并且常配有辅助气室以降低弹簧刚度。膜式空气弹簧刚度小，适合于用作轿车悬架，但同等空气压力和尺寸下其承载能力小，并且动刚度会增大。图4－17如图4—17所示，当在充满气体的空气弹簧上作用外力P后，会引起弹簧的微小变形df，相应的气体容积变化量为dV。由于囊壁变形所做的功与外力所作的功相比可以第四章汽车悬架设计忽略，因而外力作的功Pdf等于气体受压作的功(pp)dVaPdf(pp)dV（4－39）绝对压强；p——大气压强。a式中p——弹簧内空气的ak——气体常数，当汽车载荷缓慢变化时，弹簧内空气状态的变化接近于等温过程，可取k＝1；当汽车在行驶过程振动时，弹簧内空气状态的变化接近于绝热过程，可取k＝1.4；实际计算时，通常取k＝1.2～1.4。定义弹簧的有效面积AdV/df（4－40）eff可以得到pVP(pp)Ak00pA（4－41）（4－42）Vkeffaeffa将上式对位移求导可得空气弹簧得刚度为dAeffdfdpCA(pp)adfeffpV00VkdAeffdfkpVk00Vk1A2effkpa这表明空气弹簧的刚度由两部分构成，分别由气体体积的变化和有效面积的变化而引起。在设计空气弹簧时，对这两个方面都要加以考虑。有pp，，代人式0在静平衡位置时，VV0(4－42)可得到静平衡位置的弹簧刚度为(pp)dACkp0A2effdf（4－43）Veffa0从中可以看出，要想获得较软的刚度，应该增大V，但在布置上又不允许占用过高0的空间，因而常常采用增加辅助气室的办法来达到增大V，减小刚度的目的。辅助气室0容积V以及静平衡位置压力aep对空气弹簧弹性特性的影响如图4—17和图4—18所0示。第四章汽车悬架设计图4－18增加辅助气室后，可使空气弹簧的弹性特性更接近于理想弹性特性，但辅助气室的容积一般不超过弹簧容积的3倍。由于空气弹簧无法承受侧向力及转矩，必须为悬架选择恰当的导向杆系。目前常用的有以下三种方式：①用钢板弹簧作为导向元件，这种方法的优点在于可以利用以前的零部联合作用可使悬架弹性特性更接近理想，悬架的偏频灵活性，可以较好地轮跳动时主销倾角的变化量也能满足要求。③A型架式，实际上变形，其侧向刚度较大，可减小车身侧向摆动的加速度，从而减小悬架中出现的附加载荷，多用于重型车的悬架。在轿车上，一般前悬采用双横臂，后悬采用纵臂式导向机构。件，便于改装，同时板簧与空气弹簧在很大载荷范围内近似保持不变。②纵臂式，这种方式增加了设计的保证悬架的纵倾特性，车为纵臂式的空气悬架车身高度调节机构是一端固定在车架、一端固定在车身上的联动阀，当车引高度变化时，阀动作打开相应的气路，向弹簧气室中补充或由弹簧气室放出空气，达到测节车身高度的目的。在正常行驶过程中，由于身高度调节器时，必须采取必要的措施以防止在此类情况下车汽车垂向振动或侧倾，车身与车桥之间总会发生相对位移。在设计车身高度调节器频繁动作。第四章汽车悬架设计图4—19带电控单元的空气悬架1－车身高度传感器；2－空气弹簧；3－空气压缩机；4－电控单元；5－四路进排气阀；6－车况输入图4—19所示为带电子控制单元的轿车系统示意图。电控单元可以根据当身高度传感器的测量信号分别控制四路进气/排气阀的身姿态角和悬架的刚度。系统示意图用空气悬架时的车况、驾驶员的要求和三个车开闭，从而自如地调节车身高度、车4.5.2油气弹簧的设计油气弹簧是空气弹簧的一种特例，其工作原理如图4—20所示。图4—20油气弹簧工作原理图1－油液；2－气体；3－橡胶膜；4－活塞其中起弹性元件作用的仍是密封在工作气室内的惰性气体(一般为氮气)，但在气体与活塞之间引入油液作为传力介质。通常用弹性橡胶膜将气体与油液隔开，从而防止在高温、高压及复杂的工作条件下气体溶于油液，确保性能的稳定性。由于油气弹簧采用钢制气室，因而与空气弹簧相比，可以有更高的工作压力，通常为5～7MPa，有的高达20MPa。因此在同样的工作条件下，油气弹簧具有尺寸短、质量小的优点，便于在车上布置，用于重型自卸汽车上比钢板弹簧轻50％以上。油气弹簧的其他优点还包括：传力的油液介质同时也可起到润滑滑动表面的作用；在缸筒内安装内置节流阀，可以提供必要的阻尼力使油气弹簧同时起减振作用，从而取消了单独的减振器；依靠车身高度调节阀调节油液的压力，可以方便地实现车身高度的调节；油气弹簧具有较低的固有振动频率等。其第四章汽车悬架设计缺点有：由于工作介质为高压气体和油液，因而对相对运动部件的表面粗糙度、耐磨性、装配精度以及密封环节的设计都提出了较高的要求，以确保密封性。在使用过程中气体会缓慢地泄漏，需要专门的充气装备及作业规程并及时充气。所以油气弹簧结构较复杂，维修保养较麻烦。目前油气弹簧常用于重型汽车尤其是重型自卸汽车上，也有个别轿车采用油气弹簧(如雪铁龙DS—19型汽车)。油气弹簧的典型结构是单气室结构，除此之外，还有双气室(即带反压气室)和两级气室(或两级压力式)等结构型式。由于油气弹簧的气体密封在工作气室内，在不同的载荷下其质比较，上一节所讨论的囊式和膜式空气弹簧在给定的工作高度容积不受载荷的影响，基本维持不变，因而也称为定容积空气弹簧。室油气弹簧的特性可用式(4－39)求得。在式(4－40)中，由于油气弹簧的有效面量维持不变，因而又称为定质量空气弹簧。与此相下，其工作单气积AdV/df就是活塞面积A，当活塞位移时其面积A保持不变，即effdA/df0，因而弹簧刚度C可表述为effCkpVkpVk00k0A2effA2（4－44）Vk10Vk1为计算方便起见，今将气体体积y折合成活塞面积A和一高度H的乘积，即引入气HVA，则上式进一步简化为/体折算高度kpAVkC（4－45）0HV0在静平衡位置时，有kpAC(4－46))0H00式中H——静平衡位置时气体折算高度，0HVA（4－47）/00由式(13—4)、(13—95)和式(13—87)可得到在静平衡位置时的振动偏频n(Hz)为12gkpn0ppH00a（4－48）式中g——重力加速度，g＝9810mm／s2。由式（4－48）可以看出，振动的偏频与静平衡位置时的折算高度成反比。亦即当弹簧所承受的载荷增加时，由于气体被压缩，其折算高度减小，振动频率增加；当载荷减小时，气体的体积增加，折算高度增大，振动频率减小。这种振动频率随载荷增加而增大的特性与一般线性弹簧刚好相反。由于载荷减小时油气弹簧的刚度减小，在伸张行程时有可能导致动容量太小，经常发生撞击限位块的情况。为防止这种情况发生，可以采取增大伸张行程阻尼力的办法，也可以采用双气室即带反压气室结构。在该种结构中有一个反压工作气室，其中有一浮动活塞将油第四章汽车悬架设计液与高压气体分隔，油液有回路与主气室的油液相通。因此，带反压气室油气弹簧的刚度由主气室与反压气室的参数共同决定。通过合理选择主气室与反压气室的参数，可以得到恰当的弹簧刚度特性。油气弹簧的另一种型式为两级气室或两级压力式结构。在这种结构中，有两个并联工作的气室，其中之一为主气室，其工作压力p与单气室油气弹簧相近，另外一个气室称1为补偿气室，其中充以高压气体，一般其压力p约为p的1.5～2.0倍。当弹簧承受轻载1c时，只有主气室的气体参与工作，当所承受的载荷超过某一临界载荷P时，补偿气室开0始参与工作，此时，由于气体总容积的增加，使得气体折算高度增加，弹簧刚度下降，振动频率降低，从而改善了汽车的行驶平顺性。两级气室型油气弹簧的作用原理与钢板弹簧主、副簧结构的类似，它们都是为了使汽车在空、满载时均具有良好的平顺性，但钢板弹簧是当载荷增加时增大刚度，而油气弹簧则要减小刚度。第四章汽车悬架设计4.6独立悬架导向机构设计及强度校核4.6.1设计要求1)悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过±4.0mm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。2)悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应产生纵向加速度。3)汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在0.4g侧向加速度作用下，车身侧倾角不大于6°～7°，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。4)汽车对后轮独立悬架导向机构的要求是：1)悬架上的载荷变化时，轮距2)汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，向效应。制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。无显著变化。并使车轮与车身的倾斜反向，以减小过多转此外，导向机构还应行址够强度，并可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。目前，汽车上广泛采用上、下臂不等长的双横臂式独立悬架(主要用于前悬架)和滑柱摆臂(麦弗逊)式独立悬架。下面以这两种悬架为例，分别讨论独立悬架导向机构参数的选择方法，分析导向机构参数对前轮定位参数和轮距的影响。4.6.2导向机构的布置参数1.侧倾中心双横臂式独立悬架的侧倾中心由如图4—24所示方式得出。将横臂内外转动点的连线延长，以便得到极点P，并同时获得户点的高度。将户点与车轮可在汽车轴线上获得侧倾中心W。当横臂相互平行时(图4－25)，户点位于无穷远处。作出与其平行的通过N点的平行线，同样可获得侧倾中心W。接地点N连接，即图4－24横臂式悬架和纵横臂式悬架的距离h和P的计算法和图解法W第四章汽车悬架设计图4—25横臂相互平行的双横臂式悬架侧倾中心的确定双横臂式独立悬架的侧倾中心的高度h通过下式计算得出WhbVp2KcosdtanR(4－49)W0式中Kcsin(90)sin()pKsind麦弗逊式独立悬架的侧倾中心由如图4—26所示方式得出。从悬架与车身的固定连接点E作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂线延长。两条线的交点即为P点。图4—26普通规格的麦弗逊式悬架的尺寸h和P的计算法和图解法W麦弗逊式悬架的弹簧减振器柱EG布置得越垂直，下横臂GD布置得越接近水平，则侧倾中心W就越接近地面，从而使得在车轮上跳时车轮外倾角的变化很不理想。如加长下横臂，则可改善运动学特性。麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度h可通过下式计算W第四章汽车悬架设计hbVp2KcosdtanrWscosin()式中KpKsind2.侧倾中心在独立悬架中，前后侧倾中心连线称为侧倾轴线。侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可能离地面高些。平行是为了使得在曲线行驶时前、后轴上的轮荷变化接近相等，从而保证中性转向特性；而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许范围内。然而，前悬架侧倾中心高度受到允许轮距变化的限制且几乎不可能超过150mm。此外，在前轮驱动的车辆中，由于前轿轴荷大，且为驱动桥，故应尽可能使前轮轮荷变化小。因此，独立悬架(纵臂式悬架除外)的侧倾中心高度为：前悬架0～120mm；后悬架80～150mm。设计时首先要确定(与轮距变化有关的)前悬架的侧倾中心高度，然后确定后悬架的侧倾中心高度。当后悬架采用独立悬架时，其侧倾中心高度要稍大些。如果用钢板弹簧非独立悬架时，后悬架的侧倾中心高度要取得更大些。3.纵倾中心双横臂式悬架的纵倾中心可用作图法得出，见图4—27。自铰接点正和G作摆臂转动轴C和D的平行线，两线的交点即为纵倾中心。麦弗逊式悬架的纵倾中心，可由正点作减振器运动方向的垂直线，该垂直线与过G点的摆臂轴平行线的交点即为纵倾中心O，，如图4—28所示。图4—27双横臂式悬架的纵倾中心第四章汽车悬架设计图4—28麦弗逊式悬架的纵倾中心4.抗制动纵倾性(抗制动前俯角)抗制动纵倾性使得制动过程中汽车车头的下沉量及车尾的抬高量减小。只有当前、后悬架的纵倾中心位于两根车桥(轴)之间时，这一性能方可实现，如图4—29所示。图4－29抗制动纵倾性5.抗驱动纵倾性(抗驱动后仰角)抗驱动纵倾性可减小后轮驱动汽车车尾的下沉量或前轮驱动汽车车头的抬高量。与抗制动纵倾性不同的是，只有当汽车为单桥驱动时，该性能才起作用。对于独立悬架而言，是纵倾中心位置高于驱动桥车轮中心，这一性能方可实现。6．悬架摆臂的定位角独立悬架中的摆臂铰链轴大多为空间倾斜布置。为了描述方便，将摆臂空间定位角定义为：摆臂的水平斜置角，悬架抗前俯角，悬架斜置初始角，如图4—30所示。4.6.3双横臂式独立悬架1.纵向平面内上、下横臂的布置方案上、下横臂轴抗前俯角的匹配对主销后倾角的变化有较大影响。图4—31给出了六导向机构设计种可能布置方案的主销后倾角值随车轮跳动的曲线。图中横坐标为值，纵坐标为车轮接地中心的垂直位移量Z。各匹配方案中，、角度的取值见图注，其正负号按右12手定则确定。第四章汽车悬架设计图4—30、、的定义图4—31、的匹配对的影响12为了提高汽车的制动稳定性和舒适性，一般希望主销后倾角的变化规律为：在悬架弹簧压缩时后倾角