第42章
悬架原理
显然，如果作用在一辆汽车滚动车轮上的载荷被直接传递到底盘上，不仅车里的乘客会受到严重冲击，车辆结构还会受到过度的疲劳载荷。因此，悬架系统的基本功能，就是以可行的方式，使车身结构避免受到由于路面的不平度所造成的冲击载荷和振动。其次，悬架实现这种保护作用的前提是不破坏汽车的稳定性，转向性或操纵性。悬架的基本要求可通过弹性元件和减振器的使用来满足，而其次的要求，则通过机械连接机构在非簧载质量—轮轴组件—簧载质量之间的相对运动来进行控制。这些连接机构可以是类似于半椭圆弹簧和锁扣的简单结构，也可以是双横杆和防倾杆这样的复杂结构，或者其他类似机构的组合。
42.1 道路不平度和人体敏感性
根据DSIR道路研究委员会在1936年到1937年之间的报告，一些由道路不规则所引起的扰动大小可通过路面表面不均匀度来得到。这个报告中显示中等道路上的表面起伏振幅通常为0.013米或者更少，而在良好道路上，其振幅则为0.005米。当大多数道路车辆的车轮以每转2米的速度向前滚动时，这些波动的平均值在4米以下。除了传统的柏油路以外，还有密铺和崎岖不平的表面，而后者很大程度上发生在未铺面的道路和铁轨上。在1955年至1965年论文集《Proc. A.D. Inst. Mech. Engrs》中A. Fogg所写的《The MIRA Proving Ground》中，对这两种特征道路表面的典型模型进行了描述。
显然，轮胎的直径、轮胎与地面之间接触表面尺寸、轮胎的弹性度和轮轴总体的质量都会影响传递到车轴的冲击大小，而轮胎运动的振幅大小除了受这些因素的影响外，还受到悬架弹簧刚度、减振器的阻尼效果以及非簧载质量和簧载质量的影响。非簧载质量可大致定义为处于道路和主悬架弹簧之间的质量，而簧载质量主要是由悬架弹簧所支持的那些质量，还可能包括弹簧和连杆的部分质量。
两种完全不同类型的冲击作用于车轮：一种是由于车轮撞击凸块造成的，另一种是由于车轮掉进深坑造成的。前者主要是由突起物的几何形状和车辆速度所影响，而主要影响后者的因素，除了坑的几何形状外，还有非簧载质量和弹簧刚度，速度只作为一种偶然影响因素。
人体对这些干扰的敏感性非常复杂，在1980年伦敦的Pentech出版社所出版的由Donald Bastow所著的《Car Suspension and Handling》一书中，对人体敏感性有更详细的讨论。人们普遍认为，介于2.5英里和4英里之间的行走速度所引起的垂直频率——也就是1.5到2.3赫兹之间，是人体的舒适区间。而头部的纵向或横向频率应小于1.5赫兹。如果内耳受到0.5和0.75赫兹的频率影响时，人们很容易出现头晕呕吐的症状。引起其他重要器官严重不适的频率在5至7赫兹。
42.2 悬架系统
图42.1是悬架系统的一种简化表达形式。簧载质量的固有频率—即在此频率下其如果受到瞬间扰动和在弹簧上自由回弹时，它将上下跳动—是由一系列的悬架弹簧和轮胎的组合刚度所决定的，也就是
其中是总体悬架刚度
是悬架弹簧刚度
是轮胎刚度
在图42.1中，减振器是处于D点的液压阻尼器。悬架系统中的任何摩擦都会产生附加阻尼。然而，鉴于减振器的阻尼力与簧载质量相对于非簧载质量的垂直速度的平方成比例，事实上，动态摩擦阻尼力是恒定的，不受速度的影响。小振幅和低速度运动的悬架事实上几乎不受液压阻尼的影响，由摩擦阻尼施加的力对于微型运动和大型运动是一致的。
例如，一个新型多叶片半椭圆弹簧，在静态和动态叶内摩擦力之间只有微小的区别——有时是通过分别将他们当作粘滞作用和摩擦作用来区分。然而，当相同的弹簧变得锈迹斑斑和磨损，这种差异会相当大。结果就是由高频率、小振幅运动下的摩擦阻尼所做功的平均值将变得过大。当然，在一些极端情况下。弹簧会变得很坚硬，以至于对于小幅振动，它不会产生变形。这将会造成特别强烈的不舒适性。必须牢记，在任何情况下，液压力是被直接传递到簧载质量上的——并不会受到悬架弹簧的缓冲。
阻尼器有双重功能。首先，在造成初始运动的干扰已经停止后，阻尼器可以减少运输单位在其弹簧上的持续上下跳动趋势。其次，它们防止由于在与簧上质量系统的固有振动频率相同的频率下的周期性激励而造成的过度振幅增加。这个固有频率是簧上质量和弹簧刚度的函数，事实上可以表示成直接正比于，是弹簧的静挠度。
两种形式的干扰中的每一种都可以导致两种完全不同的共振。一种这样的形式是轮子通过一系列等距的隆起，其速度使得它们产生的扰动频率与悬架系统的固有频率相一致。第二种是轮子的不平衡，其不平衡力将随着旋转速度的平方而增加。
在两种不同的频率中：一种是悬挂弹簧系统上的簧上质量对应的频率，另一种是轮胎上的非悬挂质量——轮轴组件对应的频率。很明显，后者受到悬挂弹簧的影响，但影响很轻微。前者将以相对较低的频率（可能大约1至1.5Hz）来作为车辆的弹跳频率，而后者是更高的频率（通常为10至15Hz）的车轮跳跃，并且几乎完全独立地产生于车辆的运动。为了最大限度地减小车轮跳动的幅度——不仅是谐振，还有单独的跳跃——非簧载重量必须尽可能小。簧载或非簧载质量的谐振会对车辆的操纵特性产生不利的影响，甚至产生危险。因此，将减振器保持在良好的工作状态非常重要。
这些相同的干扰也会引起车辆的俯仰或侧倾振动。在这些情况下，固有频率分别是侧倾和俯仰模式中弹簧刚度以及弹簧体围绕横向和纵向轴的惯性矩的函数。单独的轴的侧倾振荡，即关于与车辆纵轴平行的轴线的侧倾振荡，通常被称为沉重的脚步，因为该效果类似于人的步行运动—每次前进一步。
在不影响双轮弹跳刚度的情况下，可以获得补偿性侧倾刚度——抵抗完整轴的垂直运动，或两个车轮同时作用的独立悬架——通过使用扭杆弹簧来实现。这种弹簧通常称为防倾杆，它横向安装在车辆下方的两个轴承中——通常是橡胶衬套——其端部通过杠杆连接，有时与车轴连接。如果使用简单的枢轴代替约束将杠杆连接到车轴，则可以将这些杠杆用作半径杆，可在车轴上下移动时进行引导，比如麦弗逊悬架。由于使用防倾杆不可避免地会造成在侧倾过程中轮胎上承受额外的垂直载荷，因此它对转向性和操纵性有影响。这是因为当车辆转弯时，外轮的轮胎在与地面接触的区域中会产生额外的垂直偏转，从而更容易发生横向偏转——增加了侧偏角。在设计者考虑是否在前后轮或者同时安装防倾杆时，必须考虑这种影响。
很明显，前后悬架运动之间必须存在一种相互作用——振动耦合效应，这将影响俯仰的趋势。相互作用的大小取决于干扰的频率，车辆滚动的颠簸以及前后悬架的固有频率。显然，受迫振动频率取决于凸块的间距，车辆的速度以及围绕俯仰轴线的质量惯性矩，而车辆俯仰时的响应幅度将不仅取决于这两个因素，还受轴距影响。
可以看出，如果后悬架的固有频率低于前悬架，则俯仰运动会比前悬固有频率更低的情况时的持续时间更长。而且，如果后悬架具有较高的固有频率，则初始俯仰运动不太严重。因此，后悬架的固有频率通常比前悬架的固有频率高。车辆的速度越高，初始俯仰运动越轻微。这种效应的产生是因为随着速度的增加，前后轮之间撞击凸块的时间在车辆在其自然频率下的俯仰运动的周期时间中占较小比例，并且理论上可能最终变为零。该原理类似于隔振的原理——例如发动机在具有较低固有频率的装有橡胶系统上能以相对高的频率自由振动。
42.3阻尼衰减
如前所述，需要阻尼器（有时称为减振器）来快速衰减在悬架系统的固有频率下随机或周期性产生的受迫性振动，从而引起共振状态。为此，他们施加了与悬架瞬时运动方向相反的力。早期的汽车具有摩擦阻尼器，它们通常在叶片或臂之间交错放置大量的摩擦材料，它们交替地连接在簧载和非簧载质量上。半回转叶片式液压阻尼器也曾被使用过。然而，这些类别的阻尼器最终都不再使用了，因为它们的叶片周围密封长度与排出体积之比相当大，以至于这些单元会迅速受到磨损的不利影响。现代减震器几乎总是伸缩式液压支柱，介于簧载和非簧载质量之间——车厢和轴之间——或者是不太常见的杠杆类型，其也是液压单元。杠杆式减振器的液压缸体通常安装在车身单元上，其驱动杆连接在轴上。如果缸体安装在车轴上，它所承受的高频高速运动可能导致液压流体的充气，从而对装置的减振能力产生不利影响。在动态条件下，轴的最小垂直加速度可能为20至30g。减振器活塞或活塞可实现阻尼作用，可迫使液压流体以高速流过小孔。因此，振动能量被流体吸收，转化为热量，然后部分通过传导耗散到车辆的周围结构中，但最终全部都流入穿过这些部件的空气流中。对于任何给定的能量输入速率，吸收和消散的能量大小是流体的体积和粘度以及它通过的孔的数量，尺寸和几何形状的函数。如前所述，液压阻尼的主要优点在于，阻尼器的挠曲阻力是速度平方的函数。因此，车轮在慢速运动有一定的相对自由度，而阻力会随着运动速度迅速增加。
理想情况下，阻尼器设计的目的是为了获得在任何给定尺寸的能量吸收下的最大可能潜力，这意味着在碰撞和回弹冲程上具有相同的阻尼。但是，由于碰撞行程通常是剧烈的强迫运动，并且不能如设计者所想将这些力直接通过阻尼器传递到簧载质量上，所以碰撞行程上的阻尼通常被设置为小于回弹行程上的阻尼，当然碰撞过程是由轴的重量和悬架弹簧施加的力所作用的平缓运动。为了减缓所有阻尼的碰撞行程，以及由此导致的所有直接传递振动的车厢单元是不切实际的，原因有两个：首先，它将使阻尼系统的馈能能力减半; 其次，仅在回弹时产生阻尼将使滑架单元降低到低于其在弹簧上的静挠度的平均水平。可以通过在轴和车厢单元的端部接头和它们的铆接点之间插入橡胶衬套或衬块来避免阻尼器直接将高频小振幅的振动传递到车厢单元上——也就是在簧载和非簧载质量上。
42.4实际应用中的阻尼器
所有伸缩式减振器的一个共同特点是，随着活塞移入汽缸内，其整个区域在传递载荷时都产生作用，从而使流体增压，但当它向外移动时，活塞的有效面积减小到其周边与活塞杆的周边之间的环形。因此，如果在两个方向都需要相等的阻尼，那么可通过调整流体的每个方向的不同值来获得一些补偿，这些值是阀门打开活塞中的小孔时的压力，流体通过这些小孔时被迫提供阻尼力。此外，两个方向上的流过小孔的总横截面积也必须不同。后者的效果可以通过使用简单的平板阀使其在一个方向运动时关闭一些孔来实现。活塞杆放入气缸的另一个影响是活塞两侧可容纳流体的体积不同。对此的补偿可以通过在气缸中加入一个弹性元件来提供，以便其中的总体积可以根据需要自动调节。这种弹性元件可以是含有惰性气体的弹性球体，也可以是在其与气缸的封闭端之间具有惰性气体的自由活塞。另一种方法是使用双筒设计。
42.5双筒式减振器
图42.2所示是一种双筒式减振器。它由一个圆筒A构成，圆筒A焊接在头部B上。圆筒A拧入外管C中，在该外管上焊接一个压制的钢帽和针眼D，借助该钢帽和吊环D将针筒A固定在轴或轮组件上。圆筒A中的活塞E固定在活塞杆F上，活塞杆F的上端与吊环焊接在一起，杆F通过此吊环与车辆的车架相连。活塞杆从圆筒中伸出来的部分由焊接在固定孔上的盖板保护。密封套G可防止在活塞杆通过头部B时的泄漏; 由压盖填料刮掉的任何流体会沿着排放孔向下流到圆筒A和外管C之间的储存空间。在圆筒A的底部是底阀组件L。活塞E具有两个同心环钻孔：外环由被星形盘簧I压住的盘形阀H覆盖，而内环由螺旋弹簧K夹持的盘形阀J覆盖。底部的阀组件与活塞中的阀组件类似，不同之处在于覆盖孔的内环的下部阀片由碟形弹簧代替螺旋弹簧保持。这是为了减少减振器的截止长度——即工作行程中不可用的长度。圆筒A的两端完全充满流体，但A和C之间的空间仅部分填充。如果圆环D向上移动，则流体必须从活塞E的下方移动到活塞E的上方。通过将阀H抵靠弹簧I提升，该流体将通过孔的外环。但是，由于气缸上端容积的增加量（来自于进入气缸的活塞杆部分的容积）小于气缸下端容积的减少量，因此流体也将通过位于脚阀中的孔的内环流动，储存室中的液体体积将升高。
双筒式减振器的一个优点就是由主筒流向外部筒的油会携带热量，易于散热。故筒内的液体能一直保持合适的温度。显然，外筒中流体的液位越高，传热效果就越好。另一个优点是，外筒中的损坏（例如凹痕）不会干扰到活塞的工作。
42.6单筒式减振器
单筒式减振器如图42.3所示。在紧靠活塞上方和下方的空间充满油，阻尼作用来自孔中发生的粘性损失，与双筒式类似。然而，通过在管的底部使用一定体积的压缩气体形成活塞杆体积的作用，通过浮动活塞将气体与油分离。当减振器的筒向上移动时，气体将被进一步压缩并且浮动活塞将相对向下移动一定所需的量来适应两个油室的体积变化。气体的压缩导致阻尼特性的显著变化，使得以恒定速度向上移动减振器筒所需的力将以不断增大的速度上升。 相反，在双筒式中，增加速度是恒定的。
在单筒式减振器中，气体（通常为氮气）压力必须高于主活塞下方流体中的最大工作压力，通常为2.5 MN / 。这会增加悬架的总弹簧刚度，其增加值等于气体压力乘以活塞杆的有效横截面积。Woodhead制造公司已经生产出没有浮动活塞的单筒式减振器。其中惰性气体在圆筒中自由流动，因此易于乳化流体。尽管车辆静止时气体和油分离，但由于设计中固有的大流量，再乳化迅速发生，因此设备能同样快速地正常运转。这种类型减振器的优点是在流体经过自由活塞时发生泄漏的情况下活塞杆不可能顶起和弯曲。而且，由于没有自由活塞，阻尼器的截止长度也很小。此外，这些乳化型减振器的性能受工作温度变化的影响页小于流体类型的减振器。单筒式减振器通常具有以下优点：对于给定的整体直径，活塞面积更大，但是它们具有内置压力较高的缺点。伸缩式减振器也用于麦弗逊式或滑柱式悬架。在这里，由于在滑柱顶部施加侧向载荷从而在活塞杆上产生了弯矩，所以出现了一个主要问题。 由于承受这些载荷和执行导向功能的活塞杆必须具有较大的直径，因此由于其进入减振器而出现的问题变得更加严重。
42.7杠杆臂式减振器
在图42.4中，两个活塞E和F由位于轴外部的轴C上的双杠杆DD的端部驱动。孔K和L通过通道M相互连接，通道M容纳某种形式的孔组件。当
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