轿车悬架系设计指南设计

轿车悬架系设计指南（华福林编写）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．汽车的悬架系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，如图4所示1)麦克菲尔逊支柱型：亦称滑柱式或简称柱式，如图1所示。

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，如图2所示。

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）如图3所示。

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。

图1图2图3图42-3-3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如图5所示。

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。

图52-4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。

如图6所示。

图6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。

如图7所示。

图7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 =M2）重心位置不变M1a - M2b =03）转动惯量值保持不变I y =Mρy2 = M1a2 + M2b2解此3个方程后得出：M1 = Mρy2 / aLM2= Mρy2 / bLM3= 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。

如图8所示。

图82 –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，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。

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图9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）1/2Hz2-6 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f S，则可按下式计算偏频：n0≈300 / √f Sn0 偏频次/分f S静挠度cm2-7悬架的动挠度f d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f S有关。

货车f S =50-110 mm f d =(0.7-1.0) f S轿车f S =100-300mm f d =(0.5-0.7) f S2-8 悬架的刚度C千万不要将悬架刚度C与弹簧刚度C S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C S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C S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10所示。

C=（ml cosθ/n p）2C S图10θ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C S弹簧刚度kg/mmC 悬架刚度kg/mmG 满载时前单轮悬架质量kgG0 空载时前单轮悬架质量kg3．求弹簧上作用力T及下摆臂球头RT=GCosβR=GCosδ4．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=RPP/u = fa /fbfb=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C S的关系式如下：C=(uCos δ/PCos β)Cs ——————（4）5．求前悬架空载偏频n 0及满载偏频n已知：空载前单轮悬架质量 G 0=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f 0=G 0/C=2714/22.08=123mm=12.3cm 前悬架空载偏频 n 0=300/√f 0 ＝300 / √12.3＝85.5次/分前悬架单轮满载静挠度f=G 0/C=3018/22.08=137mm=13.7cm 前悬架满载偏频 分次/817.13300300===f n6．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。