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天宇 发表于 2015-1-10 21:38:41 | 显示全部楼层 |阅读模式
汽车悬架设计与整车的匹配  
1. 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. 车轮跳动时,前轮定位角变化特性合理。
3. 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—4°,并保证车轮与车身倾斜同向,以增加不足转向效应。
4. 制动及加速时,车身应有“抗点头”及“抗后坐”效应。
5.  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。
2.侧倾中心与侧倾轴
         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。
前悬架侧倾中心高度hg可按图1中各参数计算获得。
在前面计算悬架偏频时已知:
   m=150
   δ=5.36°
   P=2428
   B=740
求hg
   在△EOW中,
   OW=PSinδ=2428Sin5.36°=226.8
   EW=PCosδ=2428Cos5.36°=2417.4
   OQ=OW+m=226.8+150=376.8
 QT=EW+mtgβ=2417.4+150tg11°=2446.56
   ∵OQ/hg=QT/B,  P/QT=k/B
 ∴hg=376.8×740/2446.56=114mm
    k=PB/QT=2428×740/2446.56=734.7mm
而后悬架采用纵置摆臂式非独立悬架。
此类纵置摆臂式非独立悬架的侧倾中心,一般都大约在车轴中心处
侧倾轴:将前、后轴侧倾中心连接成一条轴线,此轴线位于汽车横向对称中心面上,并与汽车重心在同一平面内。
车身在侧向力(侧风、转弯离心力等)作用下围绕侧倾轴线的转角φ称为车身侧倾角。侧倾角φ直接影响到汽车的稳态转向效应。侧倾角过大,乘客感到不安全、不舒服;侧倾角过小,则悬架的侧倾角刚度过大,单轮遇到障碍物时,车身会受到强烈冲击,平顺性差。侧倾角过小会使驾驶员失去汽车将要发生侧滑、侧翻的警告信号。
3.侧倾角φ汽车作稳态圆周行驶时,侧倾力矩Mφ除以悬架总角刚度Cφ(前、后悬架),即得侧倾角φ
                 φ=Mφ / Cφ
4.侧倾力矩Mφ
   侧倾力矩Mφ由三部分组成:
1)悬架质量离心力引起的侧倾力矩Mφ1
    汽车作匀速圆周行驶时,悬架质量的离心力为Fy为
         Fy=GSV2 /gR    N
         GS  悬架重量  kg
         V     车速      m/s
         g     重力加速度 9.8m/s2
         R     转弯半径  m
                  Mφ1 = Fyh
                h     悬架质量的质心至侧倾轴线的距离 m
                 as     悬架质量的质心至前轴线的距离m   
                 bs     悬架质量的质心至前轴线的距离m   
                 L     轴距 m
                 h1    前轴侧倾中心至地面的距离m   
                 h2    后轴侧倾中心至地面的距离m   
                 hs    悬架质量的质心至地面的距离m
                 h = hs-(h1 bs+h2 as)/L
         2)侧倾后,悬架质量引起的侧倾力矩Mφ2                                
Mφ2=Ge≈Ghφ
3)独立悬架中,非悬架质量的离心力引起的侧倾力矩Mφ3
汽车稳态圆周运动时,其侧倾力矩为:
               Mφ= Mφ1+ Mφ2+Mφ3
为简化计算,一般取  Mφ≈Mφ1
   5.侧倾角刚度Cφ
    悬架的侧倾角刚度Cφ等于前、后悬架(C1φ+C2φ)及前、后横向稳定杆(C1β+C2β)的侧倾角刚度之和。
                   Cφ=C1φ+C2φ+ C1β+C2β
         悬架的侧倾角刚度Cφ的大小,及其在前后轮的分配比例,对车辆侧倾角的大小、侧倾时前、后轴及左、右车轮的载荷再分配,以及车辆的稳态响应特性有一定的影响。
       1)求前悬架侧倾角刚度C1φ:在麦氏独立悬架中,已知车轮上的悬架刚度为C1(具体验算见偏频计算实例),如图5所示。   
           前悬架侧倾角刚度可按下式计算
Cφ1=2(uk / p)2C1
         将偏频计算实例中的参数结果,
                u=2331   k=734.7  C1=22.08N/mm
代入上式后得出前悬架角刚度
Cφ1=2(2331×734.7/ 2428)2×22.08
    =21970317N.mm=21970 N.m/rad
2)求后悬架角刚度C2φ
    由于后悬架为扭梁式非独立悬架结构,其悬架角刚度C2φ
计算方法与纵向摆臂式非独立悬架相同,可按下式计算:
             C2φ=S2C2 / 2
已知:S=1134
        后弹簧刚度Cs=24.25N /mm
        m=398mm
        n=322 mm
        空载单轮悬架质量G02=1430N
        满载单轮悬架质量G2=2980N
验算:
        其悬架刚度C2=Cs(n/m)2
                   =24.25(322/398)2=15.87 N/mm
        空载挠度  f02= G02/C2=1430/15.87=106mm=10.6cm
        满载挠度  f2= G02/C2=2980/15.87=188mm=18.8cm
        空载偏频  n02=300 / √f02 =300 / √10.6=92 次/分
        满载偏频  n2=300/ √f2 =300 / √18.8=69 次/分
       悬架角刚度C2φ=S2C2 / 2
=1.1342×15870 / 2=10204N.m/rad
3.求前稳定杆角刚度C1β  
      已知:   B=670mm    m=256 mm
              d=18 mm   
              车轮上跳挠度S1=100mm
              稳定杆连接点上行挠度S2=96mm
              由作图得知,稳定杆最大工作扭转角为ψ=22°=0.384rad
      验算:
           前稳定杆角刚度C1β=πd4G /32B  N.mm/rad
          前稳定杆扭转应力 τ=16M/πd3  N/mm2
         式中
         G   剪切弹性模数    G=75460 N /mm2
         d  稳定杆直径       mm
        M   作用在稳定杆上的扭矩      N.mm
        B    稳定杆有效工作长度       mm
     
      将已知数代入后得:
         
前稳定杆角刚度C1β=πd4G / 32B=π×184×75460 /32×670
=1160732  N.mm/rad
=1160.7 N.m / rad
       作用在稳定杆上的扭矩M=C1βψ=1160732×0.384=445721N.mm
                        =445.7  N.m
前稳定杆扭转应力 τ=16M /πd3=16×445721 / π183
                  =389.2  N/mm2
4.悬架系统减震器的匹配
        4-1. 减震器的工作特性
根据前述单自由度振动方程:
质量系统的自由振动是由悬架质量M、弹簧刚度C、减震器阻尼系数δ组成。
         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〕
      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,如图9所示。
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。
式中  n=δ/2M
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=√C/M  称之为无阻尼自由振动的固有圆频率   rad/s
(转换为的固有频率  f0=ω0/2π=1/2π×√C/M  c/s 或 Hz)
由(1)式中,相对阻尼系数ψ=n/ω0=n/(√C/M)
将n=δ/2M代入并整理后得:
ψ=δ/2√CM
C   悬架刚度   N/mm
M    悬架质量  kg.s2/9800mm
δ    减震器阻尼系数   N.s/mm
    减震器的性能常用 阻力—位移、阻力—速度特性来描述。
前者称为“示功图”,后者称为“速度特性图”。δ 减震器阻尼系数的物理意义是:悬架在自由振动的条件下,如果减震器活塞速度V与阻力F之间的特性关系是线性的,换句话说是直线关系,即
F=δV
δ是该直线的比例常数,即斜率。
如果减震器速度特性是非线性的即曲线关系,则
        F=δvi
   减震器阻尼系数δ仍然代表曲线的斜率。在悬架小幅度振动范围内,速度特性可视为线性的关系。这样一来指数i在减震器卸荷阀打开时i =1 此时称为线性阻尼特性

表示减震器行程为100mm以每分钟100次、25次振动测得的
阻力—位移特性(示功图)。
通常减震器的试验速度V,常选定在0.05m/s、0.1m/s、0.3 m/s、0.52 m/s、0.6m/s的范围内进行。
4-2减震器相对阻尼系数ψ的确定
由上节得知:相对阻尼系数ψ=δ/2√CM
实践中,常常通过所测得的A—T(振幅—时间)曲线如图1所示,根据两个相邻振幅的比值m=A1 / A2来求出相对阻尼系数ψ值。然后再算出减震器阻尼系数δ的大小。
具体计算公式如下:
      ψ=1/(1+4π2/ln2m)1/2
      m=A1 / A2
          ln    自然对数
相对阻尼系数ψ的物理意义是指减震器的阻尼作用,同样大小的减震器阻尼系数δ,在与不同刚度、不同质量的悬架系统匹配时,会产生不同的阻尼效果。一般减震器的ψ值在0—1之间选择,ψ值越大,运动性质就越接近非周期性(即不等时性),故ψ也称为非周期性系数。
相对阻尼系数ψ值取得大,能使振动迅速衰减,但会给车身带来较强烈的路面冲击力,ψ值取得小,振荡衰减慢,平顺性变差。
通常在压缩行程选择较小的ψ值,在伸张行程选择较大的ψ值。但是当代轿车由于广泛采用前置前驱动结构,前轴负荷较重且离地间隙较小,为避免汽车行驶在不平路面上底盘与地相刮碰,往往采取相反的措施,将伸张行程的ψ值大于压缩行程的ψ值,例如花冠轿车就是这样的。
通常ψ=0.25-0.5,对于无内摩擦的弹性元件悬架(如麦氏悬架),取ψ=0.25-0. 5;对于有内摩擦的钢板弹簧悬架,ψ值可取小些。对于越野车,ψ值应当取大些,且ψ值大于0.3。
为迅速衰减汽车振动又不把大的路面冲击传递到车身上,一般把减震器拉伸和压缩阻力按8∶2~6∶4的比例关系分配。
4-3减震器阻尼系数δ的确定
减震器阻尼系数δ=2ψ√CM
由于存在导向机构的杠杆比关系(图12),悬架阻尼系数δ可由下式计算:
     
δ=(2ψ√CM )i2/cos2a
     
i =n / b
        a 减震器安装角

4-4 计算实例
     以某款轿车前减震器为例,
4-4-1已知:
满载前单轮悬架质量G=308kg
悬架弹簧刚度C=22.08N/mm
减震器试验速度V=0.3m/s时  拉伸阻力Fr=684N
                            压缩阻力Fp=640N
              V=0.6m/s时   拉伸阻力Fr=925N
                            压缩阻力Fp=950N
4-4-2 计算:
         根据前述,减震器阻尼系数δ代表速度(V)—阻力(F)曲线的斜率(导数),因此,拉伸行程时的阻尼系数δ
        δ=dF /dV = (925-684)/ (0.6-0.3)=803.3N.s/m
                  =0.8N.s/mm
相对阻尼系数ψ=δ/2√CM
C   悬架刚度   N/mm
M    悬架质量  kg.s2/9800mm
δ    减震器阻尼系数   N.s/mm
拉伸行程的相对阻尼系数ψ=δ/2√CM = 0.8/2√22.08×308/9800
            =0.48
同样方法可将压缩行程的减震器阻尼系数δ和相对阻尼系数ψ值。
                     
δ=(950-640)/(0.6-0.3)=1033.3N.s/m=1.033N.s/mm
ψ=δ/2√CM = 1.033 /2√22.08×308/9800
            =0.62
由于存在导向机构的杠杆比关系,悬架相对阻尼系数ψ可由下式计算:
     
    ψ0=δcos2a /(2ψ√CM )i 2
i =n / b=398/361=1.1
a=110
拉伸行程的悬架相对阻尼系数
ψ0=0.8cos2110/(2√22.08×308/9800)1.12=0.38
该计算值符合推荐值ψ=0.25-0.5范围内。
   
4-4-3 减震器缸内工作油压p的计算
       已知:
       缸径d=25mm
V=0.6m/s时  拉伸阻力Fr=925N
                    压缩阻力Fp=950N
       拉伸时,Fr=0.78d2pr
             pr= Fr/0.78d2=925/0.78x2.52=190 N/cm2
       压缩时,FP=0.78d2pP
             pp= Fr/0.78d2=950/0.78x2.52=195N/cm2

4-4-4最大卸荷力F0的确定
     为了减少传给车身的冲击力,当减震器活塞振动速度达到一定值时,减震器应打开卸荷阀,此时活塞速度称为卸荷速度Vx
                   Vx=Aωcosα/ i
           A   车身振幅  取±40mm
           Vx  卸荷速度  一般为0.15-0.3m /s
           ω   悬架固有圆频率   rad/s
   若伸张行程时的阻尼系数为δ0,则最大卸荷力F0=δ0Vx
4-4-5减震器工作缸直径D的确定
          减震器工作缸直径D可由最大卸荷力F0和缸内允许压力[p]近似求得:
        D={4F0/ π[p](1-λ2)}1/2
           缸内允许压力 [p]=3-4  N/mm2
          λ  工作缸直径D与活塞杆直径d之比     λ=D / d = 0.3-0.35
          D 值应取标准缸径值:20、30、40、50、65 mm
           工作缸筒用低碳无缝钢管制成,壁厚为1.5-2mm。
贮油筒直径Dc=(1.35-1.5)D,壁厚为1.5-2mm。

5. 悬架缓冲块的应用  
     为了防止悬架被“击穿”所造成的撞击,在车轮上跳到一定行程时,与主弹性元件(如螺旋弹簧)并联一个非线性程度很强的弹性元件,这就是缓冲块。用它来限制悬架行程,以吸收从车轮传到车身上的冲击载荷。
     现代轿车的缓冲块大多数都采用多孔聚胺脂材料制成,橡胶材料逐渐被其代替。  聚胺脂材料制成的多孔型缓冲块具有以下橡胶所不能代替的优点:
      1.质量小,大约是同样大小橡胶缓冲块的1/2
      2.变形大,有很好的非线性特性。橡胶缓冲块的压缩变形量约为自用高度的50%,而聚胺脂材料制成的多孔型缓冲块,其压缩变形量可达自用高度的75%。
     3. 承载时外径尺寸变化小,所需径向尺寸空间小。
      由于上述特点,聚胺脂材料制成的多孔型缓冲块比橡胶材料能更好地吸收冲击载荷。而且聚胺脂材料塑性变形小、耐老化、耐吸水性好。缓冲块与主弹性元件的匹配关系。

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lyflyq0918 发表于 2015-3-8 16:12:54 | 显示全部楼层
看后才知道自己汽车知识的匮乏!赞一个!!!!
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hx000007 发表于 2015-3-28 20:02:09 | 显示全部楼层
咬牙购买中!!!!!!!!!!!
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hx000007 发表于 2015-3-28 20:02:13 | 显示全部楼层
咬牙购买中!!!!!!!!!!!
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sikor 发表于 2015-4-6 21:54:58 | 显示全部楼层
好资料,感谢分享!
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191834785 发表于 2015-7-5 21:47:41 | 显示全部楼层
感谢楼主分享,谢谢楼主~
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机械2013 发表于 2015-8-31 21:25:00 | 显示全部楼层
感谢楼主分享,谢谢楼主
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leisureliaosf 发表于 2015-12-14 15:03:13 | 显示全部楼层
很好对我用抽很大
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