悬架设计
悬架设计) W& z& \& r3 ]]) g/ B一、悬架主要性能参数的确定
% \: C# ?) E- c3 c7 \) u6 p 悬架应首先保证整车有良好的行驶平顺性和操纵稳定性，这是确定悬架主要性能参数的重要依据5 W, i) v9 D9 V- S9 J* z
（一）、前、后悬架静挠度和动挠度的选择
+ Z. f$ \& E% w# XE1、偏频与静挠度
. g) g& M+ q4 H: R; At （1）、 n1=12π c1/m 1 n2=12π c2/m 2 (1-1)
4 a5 a9 l; H. r5 [/ D5 N（2）、 fc1=m1g/ c1 fc2=m2g/ c2（g=981cm/s2） (1-2)+ w5 j' H6 L# p( t7 w$ m5 i/ A
（3）、 n1≈5/fc1 n2≈5/fc2 (1-3)
& |7 C3 |. b+ t6 k1 S0 ?式中n1、n2—前、后悬架的偏频，单位Hz（偏频越低，行驶平顺
2 }0 s+ y2 D- v3 H- ?! _4 X 性越好）；见表一, ^3 j6 k* z* Q5 ?. A# h
fc1、fc2—前、后悬架在簧载质量m1、m2作用下的静挠度，单位cm；
3 O# l$ w3 q2 i' y* O; D" h c1 、c1 —前、后悬架的刚度。
" h1 V* U! q# X表一偏频与挠度
+ g8 Q! P" e* r. A! H/ o' H5 \4 |* y车型 n/Hz fc/cm Fd/cm
. h% E5 \: v7 h- B8 y: L9 Z0 i货车 1.5~2.2 5~11 6~9
- O4 |. S- o1 {6 g! D- n' G; `轿车 0.9~1.6 10~30 7~9
8 C+ S5 x8 o3 m' \大客车 1.3~1.8 7~15 5~8
4 C: e' N8 k/ P- G" D( s1 Z越野车 1.4~2.0 6~13 7~13# e4 R0 U6 `1 X% I/ i, c
根据分析，在n1/ n2＜1时的车身角振动要比n1/ n2＞1时小，因此推荐如下：( ~2 k4 ]6 z. z( e' j, K
a、高速车fc2=（0.8~0.9）fc11 n6 T# ?! @9 q% x3 i. B3 p
b、货车 fc2=（0.6~0.8）fc16 H1 x9 o* a% g& v3 E3 }
c、微型轿车为了改善后座的舒适性，也有设计成后悬架的偏频低于前悬架的偏频，即n1/ n2＞1
h& N2 {" s+ D" s) ^0 b, f* b 此时fc2＞fc1- S7 S* p8 k0 Z# ?! D- l
（注：对于纵置钢板弹簧组成的非独立悬架，悬架的静挠度与弹性元件的静挠度是一样的；对于螺旋弹簧的独立悬架，就有可能是不一样的）
5 x2 ^, a2 L8 b5 k2、静挠度与动挠度
. q. t5 s5 bM^悬架的动挠度是指由满载位置开始，压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压到其自由高度的1/2或1/3）时，车轮中心相对于车架（或车身）的相对位移。8 W0 S& m3 Z& w& @
悬架静挠度的选择通常按相应的静挠度值来选择，它与车型和经常使用的路况有密切关系。对于在好路面行驶的轿车来说，其fd/fc
& @- c7 _( T) b: w应小些，对于在坏路行驶的越野车来说，其fd/fc应大一些。
' L! @$ F- `. A$ D, }0 R( t（二）、货车后悬架主、副簧的刚度分配
, f3 G9 H" {' t, H) `. j3 v第一种方法：是使副簧开始起作用时的悬架挠度fa，等于汽车空载时的悬架的挠度f0，；而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度fk等于满载时的悬架挠度fc，可求得副簧开始起作用时的载荷Fk是等于空载与满载时悬架载荷F0和Fc的比例中项，即Fk=F0Fc ，而主、副簧的刚度比为Ca/Cm=λ –1（其中λ= F0/Fc）。该种方法可使空、满载悬架系统的振动频率变化不大，但副簧接触托架前、后的频率突变较大（一般采用副簧与前、后托架错开接触），主要适用于半载运输状态少的货车。
3 d3 m: _! h$ MJ' ^& a" G" C2 U第二种方法：副簧开始起作用时的载荷Fk是等于空载与满载时悬架载荷F0和Fc的平均值，即Fk= 0.5（F0+Fc），而主、副簧的刚度比Ca/Cm=2λ–1/λ+3（其中λ= F0/Fc）。该种方法确定的副簧接触载荷，会使副簧接触托架前、后的频率突变小些，但却使全部载荷变化范围内的频率差变化大。主要适用于经常处于半载状态运输或主、副簧刚度比较小的车辆。; ^: |6 a$ F9 w/ Z6 O
二、弹性元件的计算
" j. n0 P$ c7 X2 }（一）钢板弹簧的计算
8 R& q5 E, g- r9 N1、钢板弹簧主要参数和尺寸的确定* v/ v6 I$ i; ]) q! q9 ]
（1）弹簧的载荷Fw—由总布置给定。$ v8 q4 H2 R2 l$ V% n% ~, m7 @8 V
（2）弹簧长度L—推荐如下数值：轿车：L=（0.40—0.55）轴距；货车：前悬架的L=（0.26—0.35）轴距，后悬架的L=（0.35—0.45）轴距。2 @( L/ U) A3 N4 V9 i+ Q* @
（3）静挠度fc和动挠度fd—根据偏频n，再根据公式1-3（n1≈5/fc1 n2≈5/fc2 ）确定fc，然后根据表一确定fd。
2 d! E1 Z$ `+ P+ Ki（4）满载弧高fa—一般希望为零，但考虑到弹簧的塑性变形，一般常取fa=10~20mm。6 A& G% M; B: o# d
2、钢板弹簧的强度计算) e+ c, c1 J3 _- \% z
（1）钢板弹簧的刚度c= Fw/ fc (2-1)! t2 O( z3 u: d5 I# C8 P: m/ z
（2）总惯性距J0=δ(L-ks)3c48E (如果已知J0,可计算出板簧的自由刚度与夹紧刚度) (2-2)# t( a3 h, a8 `
J0—总惯性距，为各片板簧的惯性距之和；
- W) l. B/ t9 H) l) e/ G s—U形螺栓中心距，单位为mm；
! R+ _: \+ M% C4 l1 K8 I+ Z k—刚性夹紧取0.5，挠性夹紧取0；
# U; s) \- A* o δ—挠度增大系数。先确定与主片等长的重叠片数n1，估计一个总片数n0，求得η= n1/ n0
8 F) |' W% w3 w! \, A- Z+ g 然后用下式确定 δ=1.5/，
! {. c( E, I1 K 或者利用计算较精确的公式 δ=3（1-η）3 ；5 s! |8 ~& g2 o: ?% Az- l8 b
E—材料的弹性模量E=205800N/mm2。
* F) H2 t* b6 J7 n* S' Z（3）钢板弹簧的强度，用应力公式计算2 ~7 I5 Z0 mA6 }% E
σc=Fw(L-ks)4W0 ≤[σc] （此时W0为已知） (2-3)
+ p% Z. V8 C. w3 N6 g% h 对于经应力喷丸处理的55SiMnVB或60Si2Mn等材料，推荐[σc]在下列范围内选取：前板簧—350~450N/mm2；后主簧—450~550 N/mm2；后副簧—220~250 N/mm2。对于静挠度大一些的弹簧，[σc]也取得大一些。3 w" _" ]- u& w# w: i4 P
美国SAE推荐下列公式计算许用静应力（单位为N/mm2），即：- _: E& W4 Y0 k- i6 t9 Z
σc=（1.39~1.55）fc+（245~315） (2-4)
' G! x0 f- d' E式中fc（单位为mm）值越大，相应的不确定数值也应取得大一些。5 q& {/ b6 |- x% \
（4）板簧的厚度hp 由公式(2-4)确定的σc值，再根据公式(2-3)求出W0，然后代入以下公式hp=2J0W0 =δ(L-ks)2σc6EfC(2-5)，求出板簧的平均厚度hp，(叶片厚度hp初选后要进行比应力与极限应力计算，如果比应力不合适，需进一步调整板簧的厚度以及片数)再通过表二选取板簧的叶片宽度b。
' c# k% G9 Q. a2 f- i表二、热扎扁钢截面弹簧钢（GB1222-84）
5 A- J4 _9 Q2 @& J& y; P8 r厚度宽度 5 6 (6.5) 7 8 9 (9.5) 11 12 (13) 16 18 25 30$ b7 [- |: w1 t' dH+ j2 q
45505560(63)657075(76)8090100120140160 +++ +++++++ ++++ +++++ ++++++++++++++ ++O+++ +++++ +++++++O+++++++ ++++O++++++ ++++++++ +++++ +++ +++ ++ +++ +++ +f3 T( n: E9 K+ T5 K, A3 \4 }3 X; z
注：1、带圆括号的尺寸不推荐使用； 2、带O者为单面双槽弹簧扁钢尺寸
$ z' u6 x- j' ?3 S' T, T 在选取板簧叶片宽度时应遵循以下几条原则：①叶片宽度不可太宽，否则车身受侧向力时，扭曲应力会增大；②叶片宽度不可太窄，否则会因叶片增加，而增加各片的摩擦和板簧的高度；③通常推荐叶片宽度与厚度的比值为6＜b/hp＜10。 9 g5 z) b- k( w$ h( R5 [
（5）比应力对于不开槽的板簧比应力σ—=σc fc =6Ehpδ(L-ks)2 (2-6)
/ I0 `2 |: I3 ~F$ @* \ 对于开槽的板簧比应力σ—=12Ea δL2 (2-7), `) P/ Z% M" m! i
[其中a为板簧叶片中性层到受拉表面的距离（单位mm）]9 A! x" h, q3 C! \- ~
比应力对板簧的疲劳寿命有显著影响，建议控制在以下范围内：货车的前、后簧σ—=45~55MPa/cm，平衡悬架σ—=65~80MPa/cm，后悬架副簧σ—=75~85MPa/cm。一般静应力较大的弹簧，比应力应取下限。E6 b0 Z8 x& Pg: |
（6）极限应力 在板簧最大动行程时，可用以下两公式进行计算。
9 V1 ]; Z( j) j6 _& t δmax=σ—（fc+fd） (2-8)
' Y8 x& q* ~# l6 W7 n% L0 F1 i δmax=6Ehp (fc+fd) 8(L-ks)2 ≤900~1000N/mm2 (2-9)
" y) {6 r% _- z; @+ Bo5 U* q3、钢板弹簧各参数的确定
) ?5 L% ^/ `2 {" X* A' { （1）片厚hp、总片数n0
2 Z+ Q0 I" F7 T0 pa 如果根据比应力公式(2-6)、(2-7)验算的结果超出规定范围，应修改片厚hp以及总片数n0，再根据公式求出δ，最后根据公式(2-2)、(2-3)或(2-4)、(2-5)计算出板簧的平均厚度hp。根据标准热扎扁钢的尺寸，理论计算直至达到表二的要求为止。 减振器的发展历史及现状
一
发展历史
汽车悬架减振器技术发展历史大致经历了三个阶段．2O世纪6O年代以前是定阻尼参数减振器阶段，尔后随着汽车技术的迅猛发展 ，人们对可调减振器性能认识的进一步深入，各种各样减振器技术不断涌现，不过其主要焦点集中在控制节流孔流量的变化方面：(1)用各种各样的流量阀人工调节节流孔流量 ，以便司机根据路况实现舒适工况、中等工况 、运动工况三级调节 ，后来又发展到将阻尼分为更多级，这样可以扩大选择的范围．但这无疑给操纵安全性带来负影响；(2)利用一些辅助零件调节节流孔的数量，如在空心活塞杆上做出一系列径向节流孔，然后在活塞杆外或内增加辅助套筒或转动套杆，以便在减振器行程中，使起节流阻尼作用的节流孔数目发生变化 ，从而自动调节阻尼力的大小．目前性能较好的减振器速度特性都有三级控制：第一级速度在 0.1m／s以下，相应于汽车在好路上行使，由阀片缺口或小孔产生节流控制阻力；第二级的速度在 0.1～1m／s范围内 ，相应于汽车承受中等强度振动，这是减振器工作主要的一级 ，由阀片或弹簧的弹性产生节流间隙来控制阻力，性能受温度影响较小；第三级速度大于1m／s，相应于车轮高频震动和悬架剧烈振动，由活塞通孔的节流来控制，这一级与轮胎接地情况密切相关．2O世纪8O年代以来，计算机技术在汽车工程领域得到了广泛应用，特别是高级轿车的智能化发展，光电传感器及超声波传感器在汽车技术发展方面发挥了巨大作用，从而实现减振器特性智能化可调和实时可调，有力地解决了汽车乘坐舒适性与操纵安全性的矛盾．
二 发展现状
到目前为止，可调阻尼减振器形式有很多种，如涡流式减振器、应变感应式减振器、频率感应式减振器、压电阻 TEM式减振器、磁流变体可调阻尼减振器、电流变体可调阻尼减振器、节流口可调阻尼减振器等．我国学者主要致力于后三种阻尼可调减振器的研究，特别聚焦在减振液粘度的可调性方面．根据日本Bridgistone公司的研究材料介绍，电流变液体的粘度在几毫秒内即可随高磁场电压变化即迅速改变或恢复．正是电流变流体这样一种在电解液(如硅酮)中高极化 微质点的悬浮体，使得可调减振器阻尼特性随工况智能变化成为一种可能．德国巴依尔公司在1995年对采用能改变减振度的电流变流体减振器进行了首次试验，由于采用了相应的传感器，便能直接分析路基情况，并在随后的0.0015s内调节减振器的特性，以满足路况要求．近年来我国学者曾利用磁流体作为减振液通过控制磁场强度也达到调整减振器特性的要求，研究表明，以磁流体为减振液的阻尼调节性能较电流变流体的调节性能为好．但目前这两种方式都没能做出经济实用的、令人接受的产品模，仍都处于研制阶段．
随着汽车技术智能化程度不断提高，电脑的引入使得国外高级轿车乘坐舒适性 得到极大的满足．就减振技术来讲 ，人类早就利用阻尼进行各种各样的生产活动 ，阻尼技术的应用范围也涉及到国民经济的各个领域 ，但直到最近二 三十年才在理论 上 形成新的学科．随着CAE水平的不断提高 ，计算机仿真技术在减振器技术的理论研究及应用领域得到了巨大发展．流体阻尼的机理目前普遍被认为是耦连的机械结构和流体之间产生相对运动耗损能量 ，小孔阻尼的能量损失实际包括了粘滞耗和涡损耗两部分．事实上 ，减振器内部阻尼产生的环境相当复杂 ，引起阻尼特性变化的来源有以下几点 ：(1)活塞上 、下两表面对流体的压力阻尼 ；(2)活塞周边与油缸之间的薄膜 阻尼 ；(3)小孔节流引起的粘滞阻力与压力阻尼 ；(4)油缸壁与流体的粘滞阻尼与压力 阻尼 ；(5)活塞杆壁与密封圈之间的密封阻尼 ；(6)特殊工况下活塞杆的振动引起的振动阻尼 ；(7)油液中的气泡与涡旋引起的功耗．
20世纪90年代中期 ，我国学者先后通过减振器阻力特性模拟与分析对第二点做 了较有成效的探讨 ，定量地提出了各节流阀在形成阻尼特性中所起的作用 ，分析了激励和温度对减振器阻力特性的影响，并引用非线性数学模型探讨了油液中有气泡时油液压力的变化．但整个减振器内部液体的全面平衡问题仍是个有待解决的基础课 题 ，特别是高频激励下油液的瞬态行为及其与其他元件行为的耦合问题往往是引起减 振器示功图不理想的主要起因．在冲击工况和高频振动 (噪声 )工况下的减振器流体特 性研究还未成熟 ， 1994年 Koenraad Reybrouck论文Ll的发表标志着国外汽车减振器技术领域的理论研究的最新动向．该文提出了描述汽车减振器的高非线性行为的一般方法 ，涉及到一系列正弦激励信号下减振力的测量．提出的减振器模型对两个问题 给 予了回答 ：首先 ，行驶中的汽车的行为不仅仅与作为速度函数的一些减振参数的绝对值有关 ，很大程度上是与减振曲线 (示功图)形状有关 ；第二 ，一个真正的汽车减 振器产生的力不仅是减振速度的函数 ，而且也是位移、加速度、减振器温度的函数。但该减振器模型没有用到激励信号的频率内容 ，特别是由于减振器中的油流被认为是紊流 ，限制了模型在非常低的激励速度下的应用准确性．该模型所用参数经实验确定。
现代汽车车辆液压减振器的设计最重要的是性能、结构和可靠性设计。其中性能设计是通过减振器内各种阀的调整来实现。传统的液压减
振器模型将阻尼力描述为只与活塞的压缩或拉伸运动速度有关的函数，用这种只反映液压减振器外特性的模型进行新型
车辆研制时，车辆设计和减振器专业工程师需要进行反复的沟通、试验和调整。因此．采用传统的液压减振器模型为新型车辆设计减振器是一个极为复杂和耗时的过程
，不能适应现代车辆设计的发展要求。 能不能给点具体的 学习了......
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