4.5空气悬架、油气弹簧设计

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点在于通过调节车身高度使大客车的地板高度和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，与传统的钢制弹性元件相比，需要增加压气机、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；需要专门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—奔驰公司仅在其最高档的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，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忽略，因而外力作的功Pdf 等于气体受压作的功dV p p a )(-
dV p p Pdf a )(-= （4－39）
式中p ——弹簧内空气的绝对压强；
a p ——大气压强。

k ——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
df dV A eff /-= （4－40）
可以得到
eff a k k eff a A p V V p A p p P ⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=-=00)( （4－41） 将上式对位移求导可得空气弹簧得刚度为
df dA p V V p A V V kp df
dA p p A df dp C eff a k k eff k k eff a eff ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=-+=+002100)( （4－42）
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。

在静平衡位置时，有0p p =，0V V =，代人式(4－42)可得到静平衡位置的弹簧刚度为
df
dA p p A V kp C eff a eff )(200-+= （4－43） 从中可以看出，要想获得较软的刚度，应该增大0V ，但在布置上又不允许占用过高的空间，因而常常采用增加辅助气室的办法来达到增大0V ，减小刚度的目的。

辅助气室容积ae V 以及静平衡位置压力0p 对空气弹簧弹性特性的影响如图4—17和图4—18所示。

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件，便于改装，同时板簧与空气弹簧联合作用可使悬架弹性特性更接近理想，悬架的偏频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灵活性，可以较好地保证悬架的纵倾特性，车轮跳动时主销倾角的变化量也能满足要求。

③A型架式，实际上为纵臂式的变形，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。

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。

汽车在正常行驶过程中，由于垂向振动或侧倾，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时，必须采取必要的措施以防止在此类情况下车身高度调节器频繁动作。

图4—19 带电控单元的空气悬架系统示意图
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用空气悬架系统示意图。

电控单元可以根据当时的车况、驾驶员的要求和三个车身高度传感器的测量信号分别控制四路进气/排气阀的开闭，从而自如地调节车身高度、车身姿态角和悬架的刚度。

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5～7 MPa，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量维持不变，因而又称为定质量空气弹簧。

与此相比较，上一节所讨论的囊式和膜式空气弹簧在给定的工作高度下，其工作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。

单气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积df dV A eff /-=就是活塞面积A ，当活塞位移时其面积A 保持不变，即0/=df dA eff ，因而弹簧刚度C 可表述为
21002100A V
V kp A V V kp C k k eff k k ++== （4－44） 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，即引入气体折算高度A V H /=，则上式进一步简化为
k V V H A kp C ⎪⎭
⎫ ⎝⎛=00 （4－45） 在静平衡位置时，有
00H A kp C = (4－46)) 式中0H ——静平衡位置时气体折算高度，
A V H /00= （4－47）
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
0021
H gk p p p n a ⋅-=π （4－48） 式中g ——重力加速度，g ＝9810mm ／2s 。

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1p 与单气室油气弹簧相近，另外一个气室称为补偿气室，其中充以高压气体，一般其压力c p 约为1p 的1.5～2.0倍。

当弹簧承受轻载时，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0P 时，补偿气室开始参与工作，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。

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)汽车制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。

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，轮距无显著变化。

2)汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身的倾斜反向，以减小过多转向效应。

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。

将户点与车轮接地点N连接，即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。

h和P的计算法和图解法图4－24 横臂式悬架和纵横臂式悬架的距离
W
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W h 通过下式计算得出
t a n c o s 2R d K p b h V W ++=σβ (4－49) 式中)
sin()90sin(βαασ+-+= c K d K p +=βs i n
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W h 和P 的计算法和图解法
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W h 可通过下式计算
s
V W r d K p b h ++=σβtan cos 2 式中)
sin(βα++=o c K d K p +=βsin
2.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
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α，悬架抗前俯角β，悬架斜置初始角θ，如图4—30所示。

4.6.3双横臂式独立悬架导向机构设计
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给出了六种可能布置方案的主销后倾角λ值随车轮跳动的曲线。

图中横坐标为λ值，纵坐标为车轮接地中心的垂直位移量Z 。

各匹配方案中，1β、2β角度的取值见图注，其正负号按右手定则确定。

图4—30α、β、γ的定义
图4—31 1β、2β的匹配对λ的影响
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增大；在弹簧拉伸时后倾角减小，用以造成制动时因主销后倾角变大而在控制臂支架上产生防止制动前俯的力矩。

分析图4—31中λ的变化曲线可知，第4、第5方案的λ变化规律为压缩行程λ减小，拉伸行程λ增大，这与所希望的规律正好相反，因此不宜用在汽车前悬架中；第3方案虽然
主销后倾角的变化最小，但其抗前俯的作用也小，所以现代汽车中也很少采用；第1、2、6方案的主销后倾角变化规律是比较好的，所以这三种方案在现代汽车中被广泛采用。

2.横向平面内上、下横臂的布置方案
图4—32 上、下横臂在横向平面内的布置方案
比较图4—32a 、b 、c 三图可以清楚地看到，上、下横臂布置不同，所得侧倾中心位置也不同，这样就可根据对侧倾中心位置的要求来设计上、下横臂在横向平面内的布置方案。

3.水平面内上、下横臂摆动轴线的布胃方案
上、下横臂轴线在水平面内的布置方案有三种，如图4—33所示。

下横臂轴M —M 和上横臂轴N —N 与纵轴线的夹角，分别用1α和2α来表示，称为导向机构上、下横臂轴的水平斜置角。

一般规定，轴线前端远离汽车纵轴线的夹角为正，反之为负，与汽车纵轴线平行者，夹角为零。

图4—33 水平面内上、下横臂轴布置方案
为了使轮胎在遇到凸起路障时能够使轮胎一面上跳，一面向后退让，以减少传到车身上的冲击力，还为了便于布置发动机，大多数前置发动机汽车的悬架下横臂轴M —M 的斜置角1α为正，而上横臂轴N —N 的斜置角2α则有正值、零值和负值三种布置方案，如图4—33中的a 、b 、c 所示。

上、下横臂斜置角不同的组合方案，对车轮跳动时前轮定位参数的变化规律有很大影响。

如车轮上跳、下横臂斜置角1α为正、上横臂斜置角2α为负值或零值时，主销后倾角随车轮的上跳而增大。

如组合方案为上、下横臂斜置角1α、2α都为正值，如图4—33a 所示，则主销后倾角随车轮的上跳较少增加甚至减少(当1α＜2α时＝。

至于采
取哪种方案为好，要和上、下横臂在纵向平面内的布置一起考虑。

当车轮上跳、主销后倾角变大时，车身上的悬架支承处会产生反力矩，有抑制制动时前俯的作用。

但主销后倾角变得太大时，会使支坻处反力矩过人，川时使转向系统对侧向力十分敏感，易造成车轮摆振或转向盘上力的变化。

因此，希望轿车的主销后倾角原始值为-1°～+2°。

当车轮上跳时，悬架每压缩10mm ，主销后倾角变化范围为10¹～40¹。

4.上、下横臂长度的确定
双横臂式悬架的上、下臂长度对车轮上、下跳动时前轮的定位参数影响很大。

现代轿车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短、下横臂长。

这一方面是考虑到布置发动机方便。

另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。

设计汽车悬架时，希望轮距变化要小，以减少轮胎磨损，提高其使用寿命，因此应选择上、下摆臂长度之比在0.6附近；为保证汽车具有良好的操纵稳定性，希望前轮定位角度的变化要小，这时应选择上、下摆臂长度之比在1.0附近。

综合以上分析，该悬架的上、下摆臂长度之比应在0.6～1.0范围内。

美国克莱斯勒和通用汽车公司分别认为，上、下摆臂长度之比取0.7和0.66为最佳。

根据我国轿车设计的经验，在初选尺寸时，上、下摆臂长度之比取0.65为宜。

4.6.4麦弗逊式独立悬架导向机构设计
1.导向机构受力分析
分析如图4—34a 所示麦弗逊式悬架受力简图可知，作用在导向套上的横向力3F ，可根据图上的布置尺寸求得
)
)((13c d b c ad F F -+= (4－49) 式中，1F 为前轮上的静载荷'1F ，减去前轴簧下质量的1/2。

力3F 越大，则作用在导向套上
的摩擦力f F 3越大(f 为摩擦因数)，这对汽车平顺性有不良影响。

为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。

由式(4－49)可知，为了减小力3F ，要求尺寸c 十b 越大越好，或者减小尺寸a 。

增大尺寸c 十b 使悬架占用空间增加，在布置上有困难。

若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小尺寸。

的目的，但也存在布置困难的问题。

为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的G 点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸d 的目的，又可获得较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。

移动G 点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。

图4—34 悬架受力简图
由图4—34b 可知，将弹簧和减振器的轴线相互偏移距离s ，再考虑到弹簧轴向力6F 的影响，则作用到导向套上的力将减小，可用下式计算
)
())((613c d s F c d b c ad F F ---+= （4－50） 由式(4－50)可知，增加距离s ，有助于减小作用到导向套上的横向力3F 。

有时为了发挥弹簧反力减小横向力3F 的作用，还将弹簧下端布置得尽量靠近车轮，从而造成弹簧轴线及减振器轴线成一角度。

这就是麦弗逊式悬架中，主销轴线、滑柱轴线和弹簧轴线不共线的主要原因。

2.摆臂轴线布置方式的选择
麦弗逊式悬架的摆臂轴线与主销后倾角的匹配影响汽车的纵倾稳定性．图4—35中，C 点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动瞬心。

当摆臂轴的抗前俯角β-等于静平 衡位置的主销后倾角0λ时，摆臂轴线正好与主销轴线垂直，运动瞬心交于无穷远处，主销 轴线在悬架跳动时作平动。

因此，0λ值保持不变。

当β-与0λ的匹配使运动瞬心C 交于前轮后方时(图4—35a)，在悬架压缩行程，λ角有增大的趋势。

当β-与0λ的匹配使运动瞬心C 交于前轮前方时(图4—35b)，在悬架压缩行程，λ角
有减小的趋势。

图4－35λ角变化示意图
为了减少汽车制动时的纵倾，一般希望在悬架压缩行程主销后倾角λ有增加的趋势。

因此，在设计麦弗逊式悬架时，应选择参数β能使运动瞬心C 交于前轮后方。

3.摆臂长度的确定
图4—36为某轿车采用的麦弗逊式前悬架的实测参数为输人数据的计算结果。

图中的几组曲线是下摆臂1l 取不同值时的悬架运动特性。

由图可以看出，摆臂越长，y B 曲线越平缓，即车轮跳动时轮距变化越小，有利于提高轮胎寿命。

主销内倾角γ、车轮外倾角δ和主销后倾角λ曲线的变化规律也都与y B 类似，说明摆臂越长，前轮定位角度的变化越小，将有利于提高汽车的操纵稳定性。

具体设计时，在满足布置要求的前提下应尽量加长摆臂长度。

图4—36 麦弗逊式悬架运动特性。