《悬架设计》PPT课件.ppt

第六章 悬架设计,目 录,第一节 概述第二节 悬架结构形式分析第三节 悬架主要参数的确定第四节 弹性元件的计算第五节 减震器,第一节 概述,悬架：把车架（车身）与车轴（车轮）弹性地连接起来。由弹性元件、导向装置、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。一、主要作用 传递车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩；缓和、抑制路面对车身的冲击和振动；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性。保证汽车的操纵稳定性。,二、对悬架提出的设计要求(1)保证汽车有良好的行驶平顺性。(2)具有合适的衰减振动能力。(3)保证汽车具有良好的操纵稳定性。(4)汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯时车身侧倾角要合适。(5)有良好的隔声能力。(6)结构紧凑、占用空间尺寸要小。(7)可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。,第二节 悬架结构形式分析,一、非独立悬架和独立悬架,悬架,非独立悬架独立悬架,两侧车轮通过整体式车桥相连，车桥通过悬架与车架或车身相连。如果行驶中路面不平，一侧车轮被抬高，整体式车桥将迫使另一侧车轮产生运动。,车桥是断开的，每一侧车轮单独地通过悬架与车架（或车身）相连，每一侧车轮可以独立跳动。,1.非独立悬架,优点,结构简单制造容易维修方便工作可靠,缺点,汽车平顺性较差高速行驶时操纵稳性差轿车不利于发动机、行李舱的布置。,应用：货车、大客车的前、后悬架以及某些轿车的后悬架。,非独立悬架,2.独立悬架,优点,簧下质量小；悬架占用的空间小；可以用刚度小的弹簧，改善了汽车行驶平顺性；由于有可能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，又改善了汽车的行驶稳定性；左、右车轮各自独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力。,缺点,结构复杂成本较高维修困难,应用：轿车和部分轻型货车、客车及越野车,二、独立悬架结构形式分析,分类,双横臂式单横臂式、双纵臂式单纵臂式单斜臂式麦弗逊式,1.双横臂式独立悬架,分类：两摆臂等长的悬架、两摆臂不等长的悬架。其中两摆臂不等长的双横臂独立悬架广泛应用于中高级轿车。,2.单横臂式独立悬架结构简单，侧倾中心高，有较强的抗侧倾能力的优点。随着现汽车速度的提高，侧倾中心过高会引起车轮跳动时轮距变化大，轮胎磨损加剧，而且在急转弯时左右车轮垂直力转移过大，导致后轮外倾增大，减少了后轮侧偏刚度。,单横臂式独立悬挂系统多应用在后悬挂系统上，但由于不能适应高速行驶的要求，目前应用不多。,3.单纵臂式独立悬架单纵臂式独立悬架：车轮在汽车纵向平面内摆动的悬架，如果转向轮采用单纵臂式独立悬架，车轮上下跳动将使主销后倾角产生很大变化。因此，单纵臂式独立悬架一般多用于不转向的后轮。,如桑塔纳和捷达轿车的后悬架结构：它有一根整体的V形断面横梁，在其两端焊接着变截面的管状纵臂，从而形成了一个整体构架后轴体。纵臂前端通过橡胶金属支承与车身作铰接式连接。纵臂后端与轮毂、减振器相连。,汽车行驶时，车轮连同后轴体相对车身以橡胶金属支承为支点作上下摆动，相当于单纵臂式独立悬架。当两侧悬架变形不等时，后轴体的V形断面横梁发生扭转变形，由于该横梁有较大的弹性，可起横向稳定器的作用。它不像普通带有整体轴的非独立悬架那样，一侧车轮的跳动会直接影响另一侧车轮。因此，该悬架又称纵臂扭转梁式独立悬架。,4.双纵臂式独立悬架 双纵臂式独立悬架的两个纵臂长度一般做成相等，形成平行四连杆机构。车轮上下跳动时，主销的后倾角保持不变，这种形式的悬架适用于转向轮。,5.单斜臂式独立悬架 单斜臂式独立悬架的结构介于单横臂和单纵臂之间，多用于后轮驱动汽车的后悬架上。,6.麦弗逊式悬架,麦弗逊悬架拥有良好的响应性和操控性，且结构简单，占用空间小，成本低，是目前前置前驱动轿车和某些轻型客车应用比较普遍的悬架结构形式。,麦弗逊悬架以筒式减振器为滑动立柱，横摆臂的内端通过铰链与车身相连，外端通过球铰链与转向节相连。减振器的上端与车身相连，减振器的下端与转向节相连，车轮所受的侧向力大部分由横摆臂承受，其余部分由减振器活塞和活塞杆承受。筒式减振器上铰链的中心与横摆臂外端球铰链中心的连线为主销轴线，此结构也为无主销结构。,各种悬架运动学结构简图,汽车悬架,主要评价指标,1)侧倾中心高度,侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩短，可使侧倾力臂及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减小。但侧倾中心过高，会使车身倾斜时轮距变化大，加速轮胎的磨损。,2)车轮定位参数的变化,若主销后倾角变化大，容易使转向轮产生摆振；若车轮外倾角变化大，会影响汽车直线行驶稳定性，同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度。,5)悬架占用的空间尺寸,占用横向尺寸大的悬架影响发动机的布置和从车上拆装发动机的困难程度；占用高度空间小的悬架，则允许行李箱宽敞，而且底部平整，布置油箱容易。,3)悬架侧倾角刚度,车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关，并影响汽车的操纵稳定性和平顺性。,4)横向刚度,悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向轴上的悬架横向刚度小，则容易造成转向轮发生摆振现象。,三、前、后悬架方案的选择,采用的方案,前轮和后轮均采用非独立悬架；前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架；前轮与后轮均采用独立悬架。,宝马7系轿车的悬架系统,1.前轮和后轮均采用独立悬架,宝马对悬挂结构进行了彻底的调整。前悬挂放弃了麦弗逊式结构，转而采用赛车式的双叉臂结构；后悬挂使用多连杆结构。悬挂阻尼控制系统可以独立的改变压力和回馈力，使新7系不仅得到了更好的操控性，而且提升了乘坐的舒适性。,底盘和内部的结构都采用了高强度钢材制成，车身的主要构架、引擎罩、车顶、车门以及翼子板都使用了全铝材质，这样使车身重量更轻，安全性更高。,双叉臂式悬架由上下两根不等长V字形或A字形控制臂以及支柱式液压减震器构成，通常上控制臂短于下控制臂。上控制臂的一端连接着支柱减震器，另一端连接着车身；下控制臂的一端连接着车轮，而另一端则连接着车身。上下控制臂还由一根连接杆相连，这根连杆同时也还与车轮相连接。在整个悬架构造中，通过对多个支点的连接提高了上下控制臂以及整个悬架的整体性。上下控制臂能分担横向作用力，令车身在过弯时更加平稳，车轮拥有更好的贴地性。,多连杆独立悬架，可分为多连杆前悬架和多连杆后悬架系统。其中前悬架一般为3连杆或4连杆式独立悬架；后悬架则一般为4连杆或5连杆式后悬架系统，其中5连杆式后悬架应用较为广泛。多连杆悬架能实现主销后倾角的最佳位置，大幅度减少来自路面的前后方向力，从而改善加速和制动时的平顺性和舒适性，同时也保证了直线行驶的稳定性。,2.前轮和后轮均采用非独立悬架,Mercedes-Benz G500,3.前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架,Ford Mustang 2005 后非独立悬架,四、辅助元件,1.横向稳定器,通过减小悬架垂直刚度，能降低车身振动固有频率n，达到改善汽车平顺性的目的。,由U形横向稳定杆、连接杆和支座组成，支座固定在车身上，稳定杆两端通过连杆与下摆臂相连。当车身只作垂直移动而两侧悬架变形相等时，横向稳定杆在支座的套筒内自由转动，横向稳定杆不起作用。当两侧悬架变形不等而车身相对于路面横向倾斜时，稳定杆一端向上运动，另一端向下运动，从而被扭转。弹性稳定杆所产生的扭转内力矩妨碍了悬架弹簧的变形，因而减小了车身的横向倾斜和横向角振动。,2.缓冲块,橡胶制造，通过硫化将橡胶与钢板连接为一体，再经焊在钢板上的螺钉将缓冲块固定到车架（车身）或其它部位上，起到限制悬架最大行程的作用,多孔聚氨指制成，它兼有辅助弹性元件的作用。这种材料起泡时就形成了致密的耐磨外层，它保护内部的发泡部分不受损伤。由于在该材料中有封闭的气泡，在载荷作用下弹性元件被压缩，但其外廓尺寸增加却不大，这点与橡胶不同。有些汽车的缓冲块装在减振器上。,第三节 悬架主要参数的确定,一、前后悬架的静挠度、动挠度的选择,汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即fc=Fw/c。,1.概念,1)静挠度 fc,指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。,2)动挠度 fd,1)使悬架系统有较低的固有频率,汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一；因现代汽车的质量分配系数近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。,式中，c1、c2为前、后悬架的刚度（N/cm）；m1、m2为前、后悬架的簧上质量（kg）。,汽车前、后部分的车身的固有频率n1和n2（亦称偏频）可用下式表示：,2.选择要求及方法,当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示,fc1=m1g/c1 fc2=m2g/c2 式中：g为重力加速度（g=981cm/s2）。,将fc1、fc2代入上式得到：,希望 fc1 与 fc2 要接近，但不能相等（防止共振）希望 fc1 fc2(从加速性考虑，若 fc2 大，车身的纵向角振动大）。,2）n1与n2的匹配要合适,若汽车以较高车速驶过单个路障，n1/n21时的车身纵向角振动要比n1/n21时小，故推荐取fc2=（0.80.9）fc1。考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐fc2=（0.60.8）fc1。为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频n2低于前悬架的偏频n1，即：n1 n2。,要求：,方法：,3）fc要合适，同时根据不同的车在不同路面条件选择偏频,以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更次之。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求1.001.45Hz，后悬架则要求在1.171.58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在0.801.15Hz，后悬架则要求在0.981.30Hz。货车满载时，前悬架偏频要求在1.502.10Hz，而后悬架则要求 在1.702.17Hz。,4）fd的确定,悬架需要有足够大的动挠度，以防止在不平路面行驶时碰撞缓冲块。乘用车一般取fd为79mm；对客车一般取fd为58mm；对货车一般取fd为69mm。,二、悬架的弹性特征,悬架受到垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于在车身位移f（即悬架的变形）的关系曲线。,1)线性弹性特性,定义：当悬架变形f与所受垂直外力F之间呈固定比例变化时，弹性特性为一直线，此时悬架刚度为常数。,悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。,1.定义,2.分类,特点：随载荷的变化，平顺性变化。,2)非线性弹性特性,定义：当悬架变形f与所受垂直外力F之间不呈固定比例变化。,1缓冲块复原点 2复原行程缓冲块脱离支架3主弹簧弹性特性曲线 4复原行程 5压缩行程6缓冲块压缩期悬架弹性特性曲线 7缓冲块压缩时开始接触弹性支架8额定载荷,特点,在满载位置（图中点8）附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大。,作用,在有限的动挠度fd范围内，得到比线性悬架更多的动容量；悬架的动容量指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形为止消耗的功（悬架的动容量越大，对缓冲块击穿的可能性越小）。,选用方式,货车、客车，选用刚度可变的非线性悬架(减少振动频率和车身高度变化)。乘用车簧上质量在使用中变化不大，但是为了减少车轴对车架的撞击，减少转弯行驶时的侧倾和制动点头角与加速抬头角，也应采用刚度可变非线性悬架。钢板弹簧可视为线性弹簧，而带有副簧的钢板弹簧、空气弹簧、油气弹簧等，均为刚度可变非线性弹簧。,三、货车后悬的主、副簧的刚度匹配,(1)车身从空载到满载时的振动频率变化要小，以保证汽车有良好的平顺性；(2)副簧参加工作前、后的悬架振动频率变化不大。,货车主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性。,确定方法,(1)使副簧开始起作用时的悬架挠度fa等于汽车空载时悬架的挠度f0，而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度fK等于满载时悬架的挠度fc。副簧、主簧的刚度比为：(2)使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平均值，即FK=0.5（F0+FW），并使F0和FK间平均载荷对应的频率与FK和FW间平均载荷对应的频率相等，此时副簧与主簧的刚度比为：ca/cm=(2-2)/(+3),定义：簧上质量产生侧倾角时，悬架给车身的弹性恢复力矩。,四、悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配,特点：对簧上质量的侧倾角有影响，过大过小都不好。侧倾刚度过小，缺乏舒适感和安全感；侧倾刚度过大，汽车缺乏侧翻感觉，同时轮胎侧偏角偏大。如果发生在后轮回引起过多转向趋势。,要求：侧向惯性力=0.4g时，乘用车侧倾角为2.54；货车不超过67。,第4节 弹性元件的计算,钢板弹簧,一、钢板弹簧主要参数的确定,满载弧高fa,钢板弹簧长度L,自由状态下的弧高H0,自由状态下的曲率半径R0,1.满载弧高fa,满载弧高fa是指钢板弹簧装到车轴（桥）上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端（不包括卷耳半径）连线间的最大高度差。fa用来保证汽车具有给定的高度。当fa=0时，钢板弹簧在对称位置上工作，为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度值，常fa=1020mm。,2.钢板弹簧长度L的确定,钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。,推荐在下列范围内选用钢板弹簧的长度：轿车：L=（0.400.55）轴距；货车：前悬架：L=（0.260.35）轴距；后悬架：L=（0.350.45）轴距。,注：应尽可能将钢板弹簧取长些的原因增加钢板弹簧长度L能显著降低弹簧应力，提高使用寿命。降低弹簧刚度，改善汽车平顺性。在垂直刚度c给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度。增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引起的弹簧变形。,3.钢板断面尺寸及片数的确定,a.钢板断面宽度b的确定,有关钢板弹簧的刚度、强度等，可按等截面简支梁的计算公式计算，但需引入挠度增大系数加以修正。因此，可根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩J0。对于对称钢板弹簧：J0=（L-ks）3c/48E,式中：s为U形螺栓中心距（mm）；k为考虑U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数（如刚性夹紧，取k=0.5，挠性夹紧，取k=0）；c为钢板弹簧垂直刚度（N/mm），c=FW/fc；,为挠度增大系数（先确定与主片等长的重叠片数n1，再估计一个总片数n0,求得=n1/m0，然后用=1.5/1.04（1+0.5）初定）E：为材料的弹性模量。,钢板弹簧总截面系数W0用下式计算：W0FW（L-ks）/4W 式中，W为许用弯曲应力。对于55SiMnVB或60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐W在下列范围内选取；前弹簧和平衡悬架弹簧为350-450N/mm2；后副簧为220-250N/mm2。,将式（6-6）代入下式计算钢板弹簧平均厚度hp有了hp以后，再选钢板弹簧的片宽b。,片宽b对汽车性能的影响：,增大片宽，能增加卷耳强度，但当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。前悬架用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角。片宽选取过窄，又得增加片数，从而增加片间的摩擦弹簧的总厚。推荐片宽与片厚的比值b/hp在610范围内选取。,b.钢板弹簧片厚h的选择,矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩J0用下式计算：J0=nbh3/12 式中，n为钢板弹簧片数。,说明：1.改变片数n、片宽b和片厚h三者之一，都影响到总惯性矩J0的变化；2.总惯性矩J0的改变又会影响到钢板弹簧垂直刚度c的变化，也就是影响汽车的平顺性变化。其中，片厚h变化对钢板弹簧总惯性矩J0影响最大。,片厚h选择的要求：,增加片厚h，可以减少片数n。钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望尽可能采用前者。但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。为使各片寿命接近又要求最厚片与最薄片厚度之比应小于1.5。钢板断面尺寸b和h应符合国产型材规格尺寸。,二、钢板弹簧各片长度的确定,将各片厚度hi的立方值hi3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上。沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U形螺栓中心距的一半s/2，得到A、B两点，连接A、B即得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各叶片上侧边的交点即为各片长度，如果存在与主片等长的重叠片，就从B点到最后一个重叠片的上侧边端点一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度。各片实际长度尺寸需经圆整后确定。,三、钢板弹簧刚度验算,刚度验算公式为其中 式中，a为经验修正系数，a=0.900.94；E为材料弹性模量；l1、lk+1为主片、第（k+1）片的一半长度。,用共同曲率法计算刚度的前提,假定同一截面上各片曲率变化值相同 各片的承受的弯矩正比于其惯性矩 同时该截面上各片的弯矩和等于外力所引起的弯矩,四、钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算,1.钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0,定义：钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U形螺栓夹紧前，其主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差，称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0，用下式计算：H0=（fc+fa+f）式中，fc为静挠度；fa为满载弧高；f为钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化.,s为U形螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径R0=L2/8H0,2.钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定,原则：因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下的曲率半径Ri。各片自由状态下做成不同曲率半径的目的：使各片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴紧，减少主片工作应力，使各片寿命接近。,矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定 Ri=R0/1+(20iR0)/Ehi 式中，Ri为第i片弹簧自由状态下的曲率半径（mm）；R0为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径（mm）；0i为各片弹簧的预应力（N/mm2）；E为材料弹性模量（N/mm2），取E=2.1105N/mm2；hi为第i片的弹簧厚度（mm）。,原则：在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径R0和各片弹簧预加应力0i的条件下，计算出各片弹簧自由状态下的曲率半径Ri。选取各片弹簧预应力时，要求做到：装配前各片弹簧片间间隙相差不大，且装配后各片能很好贴和；为保证主片及一其相邻的长片有足够的使用寿命，应适当降低主片及与其相邻的长片的应力。,这此，选取各片预应力时，可分为下列两种情况：对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选取过大；对于片厚不相同的钢板弹簧，厚片预应力可取大些。推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在300-350N/mm2内选取。1-4片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。,如果第i片的片长为Li，则第i片弹簧的弧高为HiLi2/8Ri,或,五、钢板弹簧强度验算,前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现的最大应力max用下式计算 max=G1m1l2（l1+c）/（l1+l2）W0 式中 G1为作用在前轮上的垂直静负荷；m1为制动时前轴负荷转移系数，轿车：m1=1.21.4，货车：m1=1.41.6；l1、l2为钢板弹簧前、后段长度；道路附着系数，取0.8；W0为钢板弹簧总截面系数；c为弹簧固定点到路面的距离,1.紧急制动时,max=G2m2l1（l2+c）/（l1+l2）W0+G2m2/bh1 式中，G2为作用在后轮上的垂直静负荷；m2为驱动时后轴负荷转移系数，轿车：m2=1.251.30，货车：m2=1.11.2；为道路附着系数；b为钢板弹簧片宽；h1为钢板弹簧主片厚宽。,2.汽车驱动时,后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现最大应力max用下式计算：,钢板弹簧主片卷耳受力如图6-17所示。卷耳所受应力是由弯曲应力和拉（压）应力合成的应力=3Fx（D+h1）/bh12+Fx/bh1,3.钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算,式中：Fx为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；D为卷耳内径；b为钢板弹簧宽度；h1为主片厚度。,许用应力取为350N/mm2。对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到挤压应力：z=Fs/bd。其中，Fs为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；b为卷耳处叶片宽；d为钢板弹簧销直径。,用30钢或40钢经液体碳氮共渗处理时，弹簧销许用挤压应力z取为3-4N/mm2；用20钢或20Cr钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，其许用应力z7-9N/mm2。钢板弹簧多数情况下采用55SiMnVB钢或60Si2Mn钢制造。常采用表面喷丸处理工艺和减少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹簧的寿命。表面喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两种，后者可使钢板弹簧表面的残余应力比前者大很多。,第5节 减震器,作用：衰减振动（抑制弹簧吸震后反弹的冲击及路面冲击）分类：设计基本要求：1.使用期间能保证汽车行驶平顺性的性能稳定；2.有足够寿命。,摇臂式筒式,单筒式双筒式充气筒式,单向作用式双向作用式,一、减震器工作原理,二、相对阻尼系数,1.减震器卸荷阀打开前，阻力F与减震器振动速度V之间的关系为：F=v,右图为减振器的阻力（F）速度（V）特性图。特点如下：,1)阻力速度特性曲线由四段近似直线的线段组成。其中压缩行程和伸张行程各占两段。2)有四个阻尼系数（各线段特性曲线的斜率为减振器的阻尼系数=F/v）3)压缩行程阻尼系数为Y=FY/VY 伸张行程阻尼系数为s=Fs/Vs Ys,2.相对阻尼系数 汽车悬架系统装有减振器有阻尼簧上质量振动为周期衰减振动振动衰减速度用相对阻尼系数来评定。1)的物理意义 的表达式：c为悬架垂直刚度；ms为簧上质量的物理意义：减振器的阻尼作用在与不同刚度c和不同簧上质量ms的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。,选取原则：,1.通常情况下，压缩行程相对阻尼系数Y取得比较小，伸张行程相对阻尼系数s取大些。两者之间的关系为：Y=(0.250.50)s。2.设计时，首先选取（=(Y+s)/2）3.无内摩擦的弹性元件悬架，取=0.250.35；有内摩擦的弹性元件悬架，取更小。4.行驶路面较差的汽车，应取大些，一般s0.3；为避免悬架碰撞车架，取Y=0.5 s。,三、减震器阻尼系数的确定,理论上，实际上，根据实际结构布置特点，阻尼系数为：n双横臂下臂长；a减震器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上的铰接点之间的距离。,减震器如图b安装时，阻尼系数为：减震器如图c安装时，阻尼系数为：结论：下摆臂长度n不变时，改变减震器在下摆臂上的固定点位置或者减震器轴线与铅垂线之间的夹角，减震器阻尼会发生变化。,四、最大卸荷力F0的确定,为了减少传递到车身上的冲击力，当减震器活塞振动速度达到一定值时，减震器打开卸荷阀。此时的活塞速度Vx。在减震器安装如图b所示时：式中，Vx卸荷速度，一般为0.150.30m/s；A车身振幅，取；悬架振动固有频率。如果已知伸张行程时阻尼系数s，在伸张行程的最大卸荷力F0=s Vx.,五、筒式减震器工作缸直径D为,根据伸张行程的最大卸荷力F0计算工作缸直径D为：其中：p工作缸最大允许压力，取34MPa；连杆直径与缸筒直径之比，双筒式取=0.40.5，单筒式取=0.30.35；工作刚径取值：D=20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等。要遵守标准：QC/天91-1999汽车筒式减振器 尺寸系列及技术条件，贮油筒直径Dc=（1.351.50）D，壁厚取为2mm，材料选为20钢。,