|
1． 概言 一辆性能优良的轿车，几乎所有的整车性能，譬如：动力性、制动性、操纵稳定性、平顺性、舒适性、经济性、通过性及安全性，都与底盘设计的优劣息息相关。所谓汽车底盘，一般指车身（含内外饰件）以外的所有零部件总成装配成的平台而言，而汽车设计业内人士则还需将发动机、车架及它们相配套的零部件总成排除在外。因此，汽车设计部门往往将《底盘》定义在两大系统之内，即： 1． 传动系统：含离合器、变速器、分动器、传动轴、前后驱动桥（包括主减速器、差速器、半轴等）。 2． 行路系统：含前轴（包括车轮及轮毂）系、转向系、制动系、悬架系等。 经验丰富的驾驶员在对一辆新车试车后，除对其动力性、经济性评价外，该车的操纵稳定性、平顺性也是他们津津乐道的话题。诸如车辆高速行驶下“发不发飘”、“摆不摆头”、“跑不跑偏”等等。以下仅就个人近50年汽车设计的经验，围绕轿车悬架结构因素对性能影响的简明讨论，供缺乏悬架设计经验的设计师参考。
2．汽车的悬架设计 2-1 悬架系是汽车的重要部分。它是将车身（含车架）与车桥（轴）弹性联结的部件，主要功能是： 2-1-1 缓解由于路面不平引起的振动和冲击，保证良好的平顺性。 2-1-2 衰减车身和车桥（或车轮）的振动。 2-1-3 传递车轮和车身（含车架）之间的各种力（垂直力、纵向力和横向力）和力矩（制动力矩和反作用力矩）。 2-1-3 保证汽车行驶时的稳定性。 2-2 汽车悬架通常由弹性元件、导向机构和减震器组成。 2-2-1弹性元件（含各类弹簧）用来传递垂直力和缓解冲击；当汽车横向角刚度较小时，还需装横向稳定器（横向稳定杆）以减小车身的横向滚动角（侧倾角）。 2-2-2导向机构用来控制车轮相对于车身的运动特性，以保证必要的稳定性，同时传递除垂直力以外的力和力矩。 2-2-3减震器仅用来衰减车身和车桥（或车轮）的振动振幅，它并不能改变悬架的“硬软”程度。
2-3 悬架结构一般分为两大类：独立悬架和整体桥悬架（非独立悬架）。
2-3-1独立悬架分为3个类型 1) 麦克菲尔逊支柱型：亦称滑柱式或简称柱式。结构简单，质量轻，占有空间小，适合发动机前置前轮驱动的布置。 2) 双摆臂型。为了获取最佳的前轮定位及其运动几何学，通常上、下摆臂具有不同的长度和安装角。该结构经常被中型以上的轿车、皮卡及轻型越野车上采用。 3) 斜三角单摆臂（A型斜摆臂）。长适用于轿车后独立悬架，以获取较理想的外倾及轮距变化。例如在丰田、奔驰轿车系列上采用。 2－3－2独立悬架的特点： 1) 左右车轮在不平路面作上下跳动时，是互相独立的，它们彼此之间不产生耦合关系。因此提高了乘坐舒适性、轮胎抓地性、操纵稳定性和平顺性。 2) 降低了簧下质量（非悬架质量），使簧下质量（悬架质量）的固有频率提高（所谓悬架振动的高频部分），远离簧上质量的固有频率（所谓悬架振动的低频部分），从而减少它们之间的耦合关系，有利于降噪及舒适性。 2-3-3整体桥悬架（非独立悬架） 结构简单、可靠，坚固耐用，适合较大的轿车后悬架上采用。左右车轮在不平路面作上下跳动时，会产生互相牵连的，它们彼此之间将产生振动耦合，如果不采取相应措施，这将会降低乘坐的舒适性。 非独立悬架的型式具有钢板弹簧式、带横向拉臂、螺旋弹簧的纵向拖臂式（简称纵向拖臂式）、四连杆式以及扭梁式。
2-4 轿车的行驶平顺性 汽车行驶中，不平路面的冲击传给车身后引起三维振动；加、减速、制动、转向等操作都将会引起车身的垂直、纵向及横向振动。有时这种强烈的车身振动将迫使司机降低车速，同时也会加大动载荷，进一步引起零部件的磨损。因此，轿车在一般使用速度范围内行驶时，保证乘客不会因振动而导致不舒适感觉的性能，称之为轿车行驶平顺性。
轿车行驶平顺性的评价方法，通常根据振动对人体的生理反应来确定的。轿车是一个多质量的复杂的振动系统，车身通过悬架的弹性元件与车桥相连接，又通过具有弹性的轮胎与地面相接触，而发动机也通过橡胶悬置与车身相连。当它们承受外激力作用时，轿车将产生极为复杂的振动。为便于了解及分析轿车的基本振动规律，人们常将此复杂振动系统简化为两个质量的振动系统，即悬架质量（簧上质量）M与非悬架质量（簧下质量）m两部分组成。
悬架质量（簧上质量）M是指由弹性元件所支撑的质量。例如车身及其内外饰件质量、乘员、燃料及辅料质量、动力总成及其附件质量、安装在车身上的底盘件质量等。
非悬架质量（簧下质量）m是指不通过弹性元件所传递的那些质量。例如车轮及轮胎的质量、制动器总成质量、后轴质量等。然而，相连于M及m之间的元件质量，如弹性元件、导向机构杆件、减震器、转向横拉杆及传动轴等。通常要将它们重量的一半计入悬架质量，另一半计入非悬架质量中去。
就悬架质量M而言，其振动具有六个自由度；即沿X、Y、Z轴作线性振动及绕此三个轴作角振动。 根据经验，影响平顺性最大的振动是悬架质量M沿Z轴向的垂直振动和绕Y轴的纵向角振动。为了便于分析，进一步将系统简化为如图6所示4个自由度的平面模型。在此模型中，忽略轮胎的阻尼，同时将悬架质量M分解为在前、后轴上的悬架质量M1 及 M2以及重心C上的联系质量M3 ，这3个集中质量由无质量的刚性杆连接，它们之间应满足3个条件： 1） 总质量保持不变 M1 + M2 + M3 =M 2） 重心位置不变 M1a- M2b =0 3） 转动惯量值保持不变 Iy =Mρy2 = M1a2+ M2b2 解此3个方程后得出： M1 = Mρy2 / aL M2= Mρy2 / bL M3= M（1-ρy2 / ab） 式中 ρy 绕横轴Y的回转半径 a，b 车身重心至前、后轴的距离 L 轴距 使ε=ρy2 / ab ε的物理意义是悬架质量分配系数，当它等于1时，联系质量M3=0，大部分现代轿车ε=0.8-1.2，即接近1。在ε=1的情况下，前、后轴上悬架质量M1、M2在垂直方向上的运动是相互独立的。 换句话说，当轿车行驶在不平的道路上而引起振动时，质量M1运动而质量M2不运动；反之亦然。因此，在特殊情况下，我们可以分别讨论前、后单质量系统的自由振动。 2 – 5 单质量系统的自由振动
单质量系统的自由振动是分析轿车振动的最基本的手段。它是由悬架质量M、弹簧刚度C、减震器阻尼系数K组成。q是输入路面的不平度函数。 该系统的自由振动可由以下齐次方程来描述： Mz’’+δz‘ + Cz= 0 令 2n =δ/M，ω02 =C/M 后可以置代为下式 z’’+2nz‘ + ω02z = 0 该微分方程的解为： z = Ae-n t Sin〔（ω02 – n2 ）1/2 t +a〕 将上式绘制成A-t（振幅—时间）曲线。
曲线指出：有阻尼自由振动时，质量M以圆频率（ω02 – n2 ）1/2振动，其振幅按e-nt 衰减。 有阻尼自由振动时的固有频率 ωd=（ω02 – n2 ）1/2 ， 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 ω0 称之为无阻尼自由振动的固有频率 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≈0．25－0.50，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 或 固有频率 f0=ω0/2π=1/ 2π（C/M）1/2 Hz
2-6 簧上质量固有频率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，特别是前悬架簧上质量的偏频（即固有频率）n01和后悬架簧上质量质量的偏频（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75-85 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。 前后悬架的固有频率（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) ，对于一些经济型轿车，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 2-7 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 2-8 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： C=（ml cosθ/n p）2CS 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。 以下将就某款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，其前悬架属于典型的麦克弗逊式独立悬架。
2－9 前悬架偏频计算实例 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° 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 满载时前单轮悬架质量kg G0 空载时前单轮悬架质量 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
[img=14,2]前悬架满载偏频 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/πd3 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=8FWD3i/ Gd4 i 弹簧工作圈数
综合两式有： τc=（ fcs Gd/πd2i）≤〔τc〕 同理，动载荷下的扭转应力为： τc=（ fds Gd/πd2i）≤〔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（俗称立定试验）。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。可以下载资料进一步学习
| 
