悬架系统与底盘平台的匹配 - 图文(4)

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

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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

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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°

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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

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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。

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