商用汽車空氣懸架系統(tǒng)設計規(guī)范

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1、 ICS XXXXXXX X XX 中 華 人 民 共 和 國 國 家 標 準 GB/T XXXXX-XXXX 商用汽車空氣懸架系統(tǒng)設計規(guī)范 Design Criteria of Air Suspension System for Commercial Vehicle XXXX-XX-XX 發(fā)布 XXXX-XX-XX 實施 中華人民共和國國家質(zhì)量監(jiān)督檢驗檢疫總局 中 國 國 家 標 準 化 管 理 委 員 會 發(fā) 布 GB/T XXXXX-XXXX 目 次 前言 ?

2、?????????????????????????????????????? Ⅱ 1 目的與適用范圍????????????????????????????????? 1 2 規(guī)范性引用文件????????????????????????????????? 1 3 采用空氣懸架的目的??????????????????????????????? 1 4 對空氣懸架系統(tǒng)設計的基本要求?????????????????????????? 1 5 空氣懸架系統(tǒng)設計與整車總體設計的關系?????????????????????

3、? 2 6 主要結(jié)構(gòu)件選型及布置?????????????????????????????? 3 附錄 A (規(guī)范性附錄) 空氣彈簧剛度和固有頻率的理論計算公式????????????? 10 附錄 B (規(guī)范性附錄) 空氣彈簧彈性特性曲線及剛度、固有頻率????????????? 12 附錄 C (規(guī)范性附錄) 減振器額定阻力的計算????????????????????? 15 附錄 D (規(guī)范性附錄) 汽車側(cè)傾角和抗側(cè)傾能力計算?????????????????? 17 附錄 E (規(guī)

4、范性附錄) 汽車縱傾角和抗縱傾能力計算?????????????????? 23 I GB/T XXXXX-XXXX 前 言 本標準是我國第一個涉及商用汽車空氣懸架系統(tǒng)設計規(guī)范化的國家標準，目的是為了使產(chǎn)品設 計人員了解空氣懸架的基本概念、站在整車的高度了解空氣懸架的要求，提供并規(guī)范實用的空氣懸 架系統(tǒng)設計方法，促進空氣懸架系統(tǒng)在汽車行業(yè)的應用。 本標準由國家發(fā)展和改革委員會提出。 本標準由國家發(fā)展和改革委員會提出。 本標準由全國汽車標準化技術委員會歸口。 本標準起草單位： II GB/T XXXXX-XXXX

5、 商用汽車空氣懸架系統(tǒng)設計規(guī)范 1 目的與適用范圍 為了使設計人員了解空氣懸架的基本概念、空氣懸架在整車設計中的地位、與整車及其它系統(tǒng)的相 關性，并提供實用的設計方法，特制定本規(guī)范。 本規(guī)范適用于所有商用汽車的空氣懸架系統(tǒng)，是對產(chǎn)品設計、開發(fā)的支持性文件，僅涉及到設計、 開發(fā)流程中前期的方案設計階段的內(nèi)容。 ２ 規(guī)范性引用文件 下列文件中的條款通過本標準的引用而成為本標準的條款。凡是注明日期的引用文件，其隨后所有 的修改單（不包括勘誤的內(nèi)容）或修訂版均不適用于本標準，然而，鼓勵根據(jù)本標準達成協(xié)議的各方研 究是否可使用這些文件的最新

6、版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本適用于本標準。 GB/T GB/T GB/T 商用汽車空氣懸架術語 商用汽車懸架用空氣彈簧 商用汽車懸架用橡膠鉸接頭 QC/T 474 客車平順性評價指標及限值 QC/T 491 汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件 QC/T 545 汽車筒式減振器臺架試驗方法 GB/T 4783 汽車懸掛系統(tǒng)的固有頻率和阻尼比測定方法 GB/T 4970 汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法 GB/T 7031 車輛振動輸入 路面平度表示方法 ３ 采用空氣懸架的目

7、的 采用空氣懸架的主要目的是改善汽車的行駛平順性和減小車輪對地面的動載、延長車輛零部件的使 用壽命。 3.1 影響行駛平順性的主要系統(tǒng)是懸架、輪胎、座椅等，其中懸架系統(tǒng)是關鍵。平順性決定乘員的舒 適性和貨物的完好率。 3.2 影響車輪對地面動載系數(shù)的主要參數(shù)是懸架剛度與阻尼、輪胎剛度、簧載質(zhì)量與非簧載質(zhì)量的比 值。動載系數(shù)決定了輪胎與地面的附著能力從而影響操縱穩(wěn)定性，同時對路面的破壞程度和零部件的使 用壽命有顯著的影響。 4 對空氣懸架系統(tǒng)設計的基本要求 4.1 空氣懸架應達到較高的平順性指標 客車空氣懸架的平順性指標

8、必須達到 QC/T 474 標準規(guī)定的限值。而該指標是根據(jù) GB/T 4970 標準 規(guī)定的方法及 GB/T 7031 標準規(guī)定的路面條件進行試驗的。為達到上述標準限值，推薦選擇下述設計參 數(shù)： 4.1.1 空氣懸架系統(tǒng)自然振動固有頻率——偏頻 現(xiàn)階段選擇 1.2～1.4 Hz（72～85 cpm），路面平度進一步改善之后，高檔次客車選擇 1.0～1.16 Hz （60～70 cpm）。 4.1.2 空氣懸架系統(tǒng)相對阻尼系數(shù)（或稱阻尼比，非周期系數(shù)） 選擇滿載狀態(tài)的相對阻尼系數(shù) 0.25～0.35（山區(qū)使用可加大到 0.5）作為平均值，再根據(jù)標準或

9、樣 本選擇減振器規(guī)格尺寸和額定復原阻力及額定壓縮阻力，參見 6.3.3 及附錄 C。 4.2 空氣懸架應具有較低的輪荷動載系數(shù) 盡量選擇較低的偏頻和適度的相對阻尼系數(shù)，增大簧載和非簧載質(zhì)量比，就可以減小動載系數(shù)，這些與 平順性的改善是一致的。目前還沒有定量的設計方法和指標，只需在設計中定性地考慮。 4.3 空氣懸架應保證有足夠的抗側(cè)傾和抗縱傾能力 1 GB/T XXXXX-XXXX 4.3.1 抗側(cè)傾能力 一般按一定側(cè)向加速度或側(cè)向力作用下，車身或簧載質(zhì)量對地面的穩(wěn)態(tài)側(cè)傾角大小來衡量抗側(cè)傾能 力。也可以用其倒數(shù)

10、，即，產(chǎn)生單位側(cè)傾角（弧度）所需要的側(cè)向加速度（以 g 為單位）或慣性力強度 （即單位簧載重量的慣性力，無量綱）來評價，后者稱為側(cè)傾阻抗或側(cè)傾穩(wěn)定性系數(shù)。 推薦在 0.4g 側(cè)向加速度作用下，客車的穩(wěn)態(tài)側(cè)傾角取 4～6°，高速客車取下限，低速客車取上限。 相當于側(cè)傾阻抗 3.8～5.7。多數(shù)非空氣懸架汽車側(cè)傾阻抗35。 4.3.2 抗縱傾能力 抗縱傾能力主要是抗制動點頭，同樣可以用一定制動減速度或慣性力作用下的縱傾角來衡量。也可 以用其倒數(shù)，即，產(chǎn)生單位縱傾角（弧度）所需要的縱向減速度（以 g 為單位）或慣性力強度（即單位 簧載重量的慣性力，無量綱）來評價，后

11、者稱為縱傾阻抗或縱傾穩(wěn)定性系數(shù)。 推薦縱傾阻抗320，相當于在制動減速度為 0.5g 作用下，縱傾角￡1.5°。 4.4 空氣懸架設計中應充分利用其特有優(yōu)點 4.4.1 較理想的彈性特性，包括： 4.4.1.1 空、滿載之間有較好的等頻性。 4.4.1.2 彈性特性呈反 S 形，增大動容量，防止懸架"擊穿"。 4.4.2 可達到較低的剛度，且不會引起空、滿載之間因靜撓度即車身高度變化太大而受到限制。 4.4.3 高度控制閥除了自動調(diào)節(jié)設計位置的車身高度不變之外，還可用來調(diào)節(jié)車身抬高或下降（下跪）， 以提高通過性或方便乘客上、下

12、車。對于載貨車或半掛車，可維持貨箱底板與裝卸貨平臺等高。 4.4.4 幾乎消除了全部摩擦阻尼，懸架系統(tǒng)全部由粘性阻尼消振，其效果是： 4.4.4.1 降低微幅振動的動剛度，改善高頻域的傳遞特性。 4.4.4.2 消除由于摩擦引起的懸架異響。 5 空氣懸架系統(tǒng)設計與整車總體設計的關系 5.1 整車總體設計的主要內(nèi)容 整車總體設計的任務是給系統(tǒng)的方案設計提供依據(jù)，并為其后續(xù)的結(jié)構(gòu)工程化設計做準備。包括進 行合理的底盤系統(tǒng)及附件的布置、前后輪跳動空間的確定、轉(zhuǎn)向桿系的布置、初步結(jié)構(gòu)的確定、整車性 能匹配計算、系統(tǒng)運動分析、主要結(jié)構(gòu)

13、件有限元分析和制造工藝分析、系統(tǒng)動力學分析、系統(tǒng)成本初步 分析、繪制總體設計方案圖等。 5.2 空氣懸架系統(tǒng)設計與整車總體設計的相關性 傳動系統(tǒng) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 產(chǎn)品"三化" 空氣懸架系統(tǒng) 輪胎 制動系統(tǒng) 車身結(jié)構(gòu) 車架結(jié)構(gòu) 車橋結(jié)構(gòu) 操縱穩(wěn)定性 行駛平順性 安全性 舒適性 圖 1 2 GB/T XXXXX-XXXX 6 主要結(jié)構(gòu)件選型及布置 在確定總體方案后，就應該進行結(jié)構(gòu)件的選型及布置。商用汽車空氣懸架的結(jié)構(gòu)件主要有：彈性元 件--氣簧組件、阻尼元件--減振器、導向元件--板簧導向臂

14、及推力桿等、控制元件--高度控制閥或電控 系統(tǒng)（ECAS）、其他附件--穩(wěn)定桿及結(jié)構(gòu)連接件等。 6.1 彈性元件--氣簧組件，參見標準 GB/T 6.1.1 氣簧承載能力 商用汽車懸架用空氣彈簧。 6.1.1.1 在氣簧內(nèi)壓 5～9.5 bar(氣源為 8 bar，氣簧內(nèi)壓 5～5.5 bar；氣源為 10 bar，氣簧內(nèi)壓 7～ 7.5 bar；氣源為 12 bar，氣簧內(nèi)壓 9～9.5 bar)時，氣簧載荷能力必須大于等于設計滿載狀態(tài)下的簧 載質(zhì)量。對公交車等超載情況較多的車型，氣簧內(nèi)壓要取下限；對旅游、客運等超載情況不多的車型， 氣

15、簧內(nèi)壓可取上限。 6.1.1.2 在氣簧允許最小內(nèi)壓時，氣簧載荷能力必須小于等于設計空載狀態(tài)下的簧載質(zhì)量。對半掛牽 引車，氣簧載荷能力必須小于等于牽引車單車狀態(tài)下的簧載質(zhì)量。對于客車，必須小于等于自行底盤狀 態(tài)下的簧載質(zhì)量。 6.1.2 氣簧工作行程及空間 6.1.2.1 氣簧許用行程：必須大于設計要求的最大行程（注意：要計算杠桿比和傾角的影響）。 6.1.2.2 氣簧在設計位置盡量避免活塞相對上蓋偏心，跳動過程中避免產(chǎn)生內(nèi)部干涉。 6.1.2.3 氣簧布置空間：比氣簧的最大半徑大 25 mm 以上，以防止異物刮傷。 6.1.3

16、 左右氣簧跨距 在滿足布置空間要求的前提下，盡可能增大橫向中心距。 6.1.4 氣簧剛度及固有頻率 可以根據(jù)理論計算公式，更多的是利用供應商提供的氣簧彈性特性曲線或表格，查到在設計高度和 設計氣壓條件下的氣簧剛度和/或頻率，并按照具體設計的杠桿比關系，求到空氣懸架系統(tǒng)的剛度和偏 頻（參見附錄 A、B）。 6.2 控制元件--高度閥數(shù)目和安裝 6.2.1 三閥：理論上講三點定一平面，所以采用三閥布置最合理。因為采用單閥的懸架，左、右空氣 彈簧氣路相通，其角剛度為零。一般車型采用前 1 后 2 布置方式，獨立懸架車型可采用前 2 后 1 布置方

17、 式。兩個高度閥應盡量布置在側(cè)傾角剛度大的懸架，以增大整車角剛度。 6.2.2 四閥：對于前懸架采用獨立懸架，后懸架采用 C 形梁大跨距氣簧，為了充分發(fā)揮其增大角剛度 的設計，可以前、后都采用兩個高度閥。對于 6×2 特大型客車，二、三橋單側(cè)氣簧連通，也是左、右 各布置一個高度閥；如果前懸架采用兩個高度閥，就成為四閥布置。但四閥布置屬超定位，只適宜用于 行駛在較好路面而且停放在平地上的大、中型客車。 6.2.3 五閥：對于特大型的 6×2 通道（鉸接）式客車，一般采用前 1 中 2 后 2 的布置，也有采用前 2 （獨立懸架）中 1 后 2 的布置。

18、 6.2.4 二閥：前、后懸架各只裝一個閥，左、右氣簧連通，其角剛度為零。汽車的左、右支撐即角剛 度全靠穩(wěn)定桿和導向臂來實現(xiàn)。這種布置僅用于單縱臂空氣懸架系統(tǒng)，是比較罕見的設計。 6.2.5 高度控制閥的安裝：高度控制閥水平擺臂的臂長應3200 mm，臂端與柔性接頭相連，可上下調(diào) 節(jié)。如果整車的另一懸架為非空氣懸架，其高度會隨載荷變化，則空氣懸架高度閥的擺臂應布置成與汽 車縱軸線垂直，以免高度受其影響。 6.2.6 空氣懸架與非空氣懸架混合的多軸汽車，如果超定位，就不宜采用高度控制閥，應改用感載閥。 6.3 阻尼元件--減振器 6.3.1

19、 減振器的作用 減振器是一種粘性阻尼元件，它能產(chǎn)生與運動方向相反，與運動速度成比例的阻力。 6.3.2 減振器的功能 減振器的阻力與運動速度的比值稱為阻尼系數(shù)，在振動系統(tǒng)即懸架系統(tǒng)中它與簧載質(zhì)量、彈性元件 剛度等形成相對阻尼系數(shù)（又稱阻尼比或非周期系數(shù)），對系統(tǒng)的振動起重要影響。相對阻尼系數(shù)的功 能主要有兩方面： 6.3.2.1 對自然振動 當懸架系統(tǒng)受到單一脈沖后，產(chǎn)生自然振動，減振器能使振幅衰減，而且系統(tǒng)的固有頻率略為降低。 相對阻尼系數(shù)越大，兩者的降幅越大。 3 GB/T XXXXX-XXXX 6.3.2.2 對

20、強迫振動 汽車行駛中，懸架系統(tǒng)實際上處在隨機輸入的強迫振動工況，通常用頻率響應（幅頻特性）來描述 這種工況。系統(tǒng)的相對阻尼系數(shù)增大，使共振區(qū)的加速度增益明顯減小，但非共振區(qū)的增益卻增大，反 之亦然。所以，減振器阻尼值對不同頻域振動的抑制作用是不同的，應合理選擇。 6.3.3 減振器額定阻力和工作缸直徑的選擇方法 6.3.3.1 選定期望的相對阻尼系數(shù) a) 對于摩擦較大的彈性元件，如鋼板彈簧，取y=0.1～0.2； b) 對于摩擦較小的彈性元件，如空氣彈簧，取y=0.25～0.35； c) 行駛路面較好的取下限，反之取上限，山區(qū)使用

21、可加大到 0.5。 6.3.3.2 按標準 QC/T 545-1999 規(guī)定的臺架試驗規(guī)范選定運動速度 n =0.52(m/s)。 6.3.3.3 確定懸架設計載荷，一般按滿載簧載質(zhì)量 m。 6.3.3.4 確定懸架剛度 C。 6.3.3.5 確定減振器安裝位置的杠桿比和安裝角。 6.3.3.6 將以上參數(shù)代入相關公式（見附錄 C），計算出復原與壓縮的平均阻力 Fm。 6.3.3.7 參照相關標準或供應商樣本的復原、壓縮阻力比值 q，代入相關公式（見附錄 C），計算出復 原阻力和壓縮阻力。 6.3.3.8 參照標準

22、QC/T 491-1999 或供應商樣本，選定額定的復原阻力和壓縮阻力，以及對應的減振 器工作缸直徑。 6.3.4 減振器行程和長度的確定 6.3.4.1 減振器最大壓縮（上跳）行程 對于空氣懸架，其上跳行程取決于空氣彈簧的壓縮行程，一般由氣簧內(nèi)的限位塊來限止。減振器的 最大壓縮行程也是由它決定。應該注意的是，減振器的行程要計入杠桿比和安裝角的影響。對于非獨立 懸架，如果左、右減振器的跨距和限位塊的跨距不同，側(cè)傾時行程會被放大或縮小，要計入這個差異。 減振器的極限壓縮行程要比上述的計算最大行程多 5～10 mm，避免減振器活塞桿被頂彎。 6.3.

23、4.2 減振器最大拉伸（下跳）行程 幾乎所有空氣懸架都借助減振器來達到下跳行程的限位，所以減振器的極限拉伸行程就是懸架的最 大下跳行程。這里也要計入杠桿比、安裝角以及跨距不同產(chǎn)生的放大或縮小的影響。減振器的極限拉伸 行程必須要小于折算后的空氣彈簧允許的最大拉伸量，以保證氣簧的安全性、不脫囊。 6.3.4.3 減振器的總行程和長度 a) 減振器的總行程=極限壓縮行程+極限拉伸行程 b) 減振器的最小長度=總行程+減振器基長（基礎設計長度） c) 減振器的最大長度=最小長度+總行程=基長+2 倍總行程 d) 從相關標準 QC/T

24、491-1999 或供應商樣本，就可選到標準化的減振器行程。根據(jù)標準或樣本中 具體設計的基長，就可以確定減振器的最小、最大長度。 6.3.5 減振器的鉸接頭和安裝角度 減振器兩端都是用橡膠件鉸接固定，分為吊環(huán)襯套式和螺桿襯墊式?？梢允莾啥送恍褪?，也可以 是不同型式。由于減振器伸縮時伴有擺動，這些鉸接頭產(chǎn)生轉(zhuǎn)角。為了保證橡膠件承受的應力不致于過 大或發(fā)生滑轉(zhuǎn)，避免早期損壞，對橡膠鉸接頭的最大轉(zhuǎn)角以及減振器的安裝角度必須給于限制。 6.3.5.1 減振器橡膠鉸接頭的最大轉(zhuǎn)角 表１ 扭轉(zhuǎn)角 偏轉(zhuǎn)角 6.3.5.2 減振器的安裝角度

25、吊環(huán)襯套式 ±15° ±4° 螺桿襯墊式 ±6° 為了使鉸接頭的轉(zhuǎn)角達到上述要求，同時也為了減小由此引起的減振器活塞側(cè)向力，對減振器的安 裝角要求： a) 減振器中心線與地面鉛垂線的夾角，一般￡15°，個別懸架允許＜45°，這種布置應核對鉸接 頭轉(zhuǎn)角。 4 GB/T XXXXX-XXXX b) 半掛車或某些車型的隨動轉(zhuǎn)向橋所用的減振器，若減振器中心線與地面鉛垂線夾角345°，則 需選用特殊規(guī)格減振器，該減振器儲油筒有特殊標記，布置時標記部位必須向上。 c) 減振器布置應盡可能使下鉸接點運動方向與減振器中

26、心線一致，即減振器中心線垂直于下鉸接 頭與瞬時中心的連線。這時效率最高，擺角最小。 6.3.6 帶有反向限位的減振器 絕大多數(shù)空氣懸架都采用帶有反向（下跳）限位吸能的減振器，個別不用這種減振器的懸架必須有 其它裝置，例如：限位鋼絲繩、箍帶、半橢圓板簧、反向限位橡膠塊等。反向限位減振器有兩種結(jié)構(gòu)型 式： 6.3.6.1 橡膠緩沖圈。當活塞被拉伸到最高點前與橡膠圈接觸，壓縮橡膠圈，阻力急驟增大，起到緩 沖限位作用。 6.3.6.2 液壓節(jié)流。當活塞被拉伸到最高點附近，節(jié)流孔被逐漸關閉，阻力急驟增大，上腔油壓也急 驟增大，起到緩沖限位作用。

27、6.3.7 阻尼可調(diào)的減振器 6.3.7.1 調(diào)節(jié)阻尼的目的 a) 使空、滿載的相對阻尼系數(shù)接近，在不同載荷條件下，都得到較理想的減振效果。 b) 根據(jù)路面不平度狀況調(diào)節(jié)阻尼系數(shù)，即，在壞路面（低頻大振幅）上行駛，增大相對阻尼系數(shù)， 以抑制共振區(qū)幅值；在好路面（高頻小振幅）上行駛，減小相對阻尼系數(shù)，以減小振動增益。 6.3.7.2 調(diào)節(jié)阻尼的手段 a) 使用磁流變液，控制磁場變化以改變減振液的粘度，從而調(diào)節(jié)阻尼。 b) 借助電磁閥調(diào)節(jié)節(jié)流孔大小的變化。 c) 借助氣壓控制節(jié)流孔大小的變化，對于空氣懸架，可利用空氣彈

28、簧內(nèi)的氣壓（反映載荷狀況） 進行控制。 6.3.7.3 調(diào)節(jié)阻尼的方法 有手動或自動。若按路面狀況進行閉環(huán)自動控制，就成為半主動懸架。 6.4 導向元件 6.4.1 導向元件的結(jié)構(gòu)型式及分類 6.4.1.1 獨立懸架 商用汽車空氣懸架的獨立懸架至今多數(shù)采用不等長雙橫臂結(jié)構(gòu)。獨立懸架的主要優(yōu)點是： a) 在懸架垂直剛度相同的條件下，它比非獨立懸架的側(cè)傾角剛度大得多，約等于其 4 倍。這樣， 在選取合適的角剛度前提下，可大大降低其垂直剛度，即降低偏頻，改善平順性。 b) 由于非簧載質(zhì)量減小，使簧載與非簧載的質(zhì)量比增大，從而

29、降低了車輪對地面的動載系數(shù)，加 大附著能力，改善操縱穩(wěn)定性，同時減小了對道路的破壞力，延長車輛零部件使用壽命。 c) 減小陀螺效應，避免高速行駛中轉(zhuǎn)向輪擺振。 獨立懸架的主要缺點是： a) 結(jié)構(gòu)較復雜，一般情況下成本會增加。 b) 硬點的安裝尺寸要求精度高，制造和調(diào)整比較困難。 c) 鉸接點很多，可靠性不易保證，容易引發(fā)松動或磨損，從而造成轉(zhuǎn)向輪擺振、制動跑偏、輪胎 磨損等問題。 6.4.1.2 非獨立懸架 非獨立懸架的結(jié)構(gòu)型式非常多，常用的有： a) 縱置四連桿機構(gòu)，即雙縱臂。又可構(gòu)成多種型式： 1) 下

30、2 縱，上 1 縱 1 橫，又稱為四桿式四連桿。有的下縱臂同時承受垂直負荷。 2) 下 2 縱，上 V 形桿或 V 形架，又稱為 V 形桿四連桿式或 V 形架四連桿式。 3) 下 V 形桿，上 2 縱，多數(shù)用于超低地板客車。 4) 上下均為 2 縱，再加 1 橫桿，又稱為五桿式四連桿。這種結(jié)構(gòu)必須使 4 根縱桿等長且平行， 側(cè)傾時才不會產(chǎn)生運動干涉。 b) 柔性單縱臂 一般用一根剛性臂，通過兩個彈性橡膠鉸接頭與車軸連接，成為柔性的導向臂。側(cè)傾時由 于橡膠鉸接頭有彈性變形，使該導向臂與車軸形成一個橫向穩(wěn)定桿。 5 GB/T

31、 XXXXX-XXXX 往往在剛性臂后端通過縱軸線布置的橡膠襯套與一根橫管連接，成為扭力梁，增大側(cè)傾角 剛度。該扭力梁又成為空氣彈簧活塞的支承。 c) 鋼板彈簧 根據(jù)其結(jié)構(gòu)型式，又分為： 1) 半橢圓鋼板彈簧導向。鋼板彈簧與空氣彈簧并聯(lián)各承受部分彈性力，成為復合式空氣懸架。 縱向及橫向均由板簧傳力和導向，運動軌跡較好，但合成剛度偏高。 2) 四分之一橢圓鋼板彈簧導向，又稱為鋼板彈簧導向臂。實質(zhì)上也是一種特殊的柔性單縱臂， 借助板簧的彈性變形起柔性作用，側(cè)傾時與車軸一起形成一個橫向穩(wěn)定桿。如果該板簧也 承受部分彈性力，就成為復合式空氣懸架

32、，否則就是全空氣懸架，板簧只起導向和穩(wěn)定桿 的作用。一般要加橫向推拉桿，對橫向?qū)嵤﹤髁蛯颉? 盡管可以將板簧剛度選取很大以獲得足夠的側(cè)傾角剛度，然而整個空氣懸架的合成剛 度仍較低。 3) 立置的四分之一橢圓鋼板彈簧，實際上是剛性單縱臂，只是橫向柔性較大。側(cè)傾時強迫前 工字梁扭轉(zhuǎn)變形，成為扭力梁，產(chǎn)生較大的側(cè)傾角剛度。這種結(jié)構(gòu)只適合配用于扭轉(zhuǎn)剛度 相對較小的前軸，不適合配用于后橋。也要加橫向推拉桿，對橫向?qū)嵤﹤髁蛯颉? d) A 形架導向臂 實質(zhì)上是剛性單縱臂，將左右臂鉸接頭合并成一個點，再加一個橫向推拉桿傳遞側(cè)向力。 一般將臂長盡量加大以改善

33、運動軌跡，多數(shù)用在后懸架。 6.4.2 導向元件的設計要點 6.4.2.1 側(cè)傾力臂與抗側(cè)傾能力的校核 空氣懸架的導向元件決定了車輪或車軸相對車身在橫向平面里的運動和約束反力的傳遞，從而影響 側(cè)傾力臂的大小，是校核懸架抗側(cè)傾能力的重要方面。 a) 校核步驟,詳見附錄 D 1） 確定車輪相對車身運動的瞬心。 2） 確定約束反力的作用線和匯交點。 3） 確認對稱中心面就是中性面。 4） 確定約束反力總合力。 5） 確定力矩中心。 6） 確定側(cè)傾力臂。 7） 計算側(cè)傾角剛度。 8） 計算側(cè)傾角和側(cè)傾阻抗。 b）

34、 提高抗側(cè)傾能力的措施 1） 減短側(cè)傾力臂 ① 降低簧載質(zhì)量質(zhì)心高度。 ② 提高前、后懸架力矩中心離地高度。 2） 加大側(cè)傾角剛度 ① 采用獨立懸架。 ② 加大左、右氣簧中心距。 ③ 采用角剛度大的導向臂。 ④ 加裝橫向穩(wěn)定桿。 ⑤ 增大空氣彈簧垂直剛度。 ⑥ 采用電控系統(tǒng)，對單高度閥控制的空氣懸架實施左、右氣路隔離。 ⑦ 采用電控系統(tǒng)，在側(cè)傾時對受壓一側(cè)的懸架實施快速限位或施加反力。 6.4.2.2 縱傾力臂與抗縱傾能力的校核 空氣懸架的導向元件決定了車輪或車軸相對車身在縱向平面里的運動和約束反力的傳遞，從而影

35、響 縱傾力臂的大小，是校核懸架抗縱傾能力的重要方面。 a） 校核步驟，詳見附錄 E 1） 確定前、后車輪相對車身運動的瞬心。 2） 確定約束反力的作用線和匯交點。 6 GB/T XXXXX-XXXX 3） 確定縱向力大小和分配。 4） 確定約束反力總合力。 5） 確定中性面的位置。 6） 確定力矩中心。 7） 確定縱傾力臂。 8） 計算縱傾角剛度。 9） 計算縱傾角和縱傾阻抗。 b） 提高抗縱傾能力的措施 1） 減短縱傾力臂 ① 降低簧載質(zhì)量質(zhì)心高度。 ② 提高力矩中心離地高度。

36、 2）加大縱傾角剛度 ① 增大前、后懸架垂直剛度。 ② 加大軸距。 ③ 將約束反力匯交點布置得靠近中性面，且總合力的斜度盡量小，則縱傾角剛度就會接 近或達到最大值。 ④ 采用電控系統(tǒng)，在縱傾時對受壓一端的懸架快速限位或施加反力。 6.4.2.3 控制車輪定位參數(shù)的變化 和其它懸架一樣，空氣懸架導向桿系尤其是獨立懸架對車輪特別是轉(zhuǎn)向輪的定位參數(shù)變化有決定性 作用，從而影響到操縱穩(wěn)定性以及輪胎磨損、制動跑偏等，必須進行校核并控制在許用范圍內(nèi)。主要的 項目有： a) 車輪接地點的橫向位移即輪距變化。 b) 車輪接地點的縱向位移即

37、軸距變化。 c) 前束或前束角即轉(zhuǎn)向角變化。 d) 外傾角變化。 e) 主銷內(nèi)傾角及偏置距變化。 f) 主銷后傾角及拖距變化。 g) 非獨立懸架的軸轉(zhuǎn)向效應。 校核的方法一般是應用專門軟件，也可用 2 維或 3 維作圖法。通常用曲線圖顯示校核結(jié)果，橫坐標 為懸架或車輪的上、下跳動量（行程），縱坐標為所求參數(shù)或其變化量。往往還列出行程為±50mm、± 100mm 或?qū)嶋H設計極限行程所對應的參數(shù)變化值。 6.4.2.4 干涉量的校核 空氣懸架導向桿系在車輪上、下跳動或承受力矩時，會使系統(tǒng)的相關點按一定軌跡運動，該軌跡應

38、 與相關零件的連接方式所確定的軌跡協(xié)調(diào)，因而應進行干涉量和運動參數(shù)的校核，并控制在許用范圍內(nèi)。 應進行干涉量校核的零部件有：轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向橫拉桿（對于獨立懸架）、傳動軸、空氣彈簧活塞底 座等。為了減小干涉量，懸架導向桿系的當量桿與上述零部件的布置應依次遵循下列三原則： a) 固定端同向。 b) 桿向平行。 c) 桿長相等。 推薦下列校核的干涉量限值為： a) 轉(zhuǎn)向縱拉桿 1) 垂直跳動工況的校核，控制的限值：懸架車輪上跳+100 mm，縱拉桿球頭干涉量￡4 mm； 懸架車輪下跳-100 mm，縱拉桿球頭干涉量￡12 m

39、m。 2) 縱扭工況的校核，一般只對柔性單縱臂或板簧導向臂進行校核，控制的限值：最強制動時， 前軸縱扭角￡6°；縱拉桿球頭（轉(zhuǎn)向節(jié)臂球頭）中心置于板簧導向臂主片斷面中性層附 近。 b) 轉(zhuǎn)向橫拉桿 在校核前束角變化時進行。 c) 傳動軸 7 GB/T XXXXX-XXXX 1) 花鍵伸縮量 傳動軸拉伸到最長時，花鍵工作長度不得小于設計長度，壓縮到最短時，花鍵軸與套 不得頂死?；蛘撸垂檀_定的傳動軸最長、最短尺寸校核。 2) 萬向節(jié)夾角 最大夾角不得超過該傳動軸的最大夾角，也可以反過來，按校核

40、時求到的最大夾角， 設計或選擇傳動軸。對于后置發(fā)動機的客車，一般￡25～27°。 d) 氣簧活塞底座 上、下跳動到極限位置時，活塞中心線相對于上蓋中心線的橫向偏移量，以及偏轉(zhuǎn)角，必 須小于該空氣彈簧所規(guī)定的限值。 6.4.2.5 橡膠鉸接頭，參見標準 GB/T 商用汽車懸架用橡膠鉸接頭 a) 橡膠鉸接頭的設計，一般采用各向位移（徑向拉壓、同軸扭轉(zhuǎn)、偏轉(zhuǎn)）都由橡膠變形來實現(xiàn)， 絕不能使橡膠與金屬分離并發(fā)生相對滑動。這只能靠選擇合適的自由面積和封閉面積的比例， 加上合適的粘結(jié)和預壓縮來實現(xiàn)。 b) 有些重型汽車的導向

41、桿鉸接頭，為了降低受力時的拉壓應力，往往減薄襯套厚度，這就引起扭 轉(zhuǎn)角位移許用值過小。為了消除橡膠的扭轉(zhuǎn)應力，橡膠內(nèi)圓只和金屬套或復合襯套的外圓粘結(jié) 或壓配，襯套內(nèi)圈與銷軸間可相對轉(zhuǎn)動。這種襯套內(nèi)腔要加有潤滑脂或采用自潤滑材料，且密 封要好。 c) 橡膠硫化之后都要收縮，凡與金屬粘結(jié)的橡膠都會產(chǎn)生收縮應力，而且是拉應力。收縮應力對 橡膠鉸接頭的使用壽命非常不利，容易產(chǎn)生表面裂紋，而且擴展很快。對于自由面小，封閉面 大的襯套，收縮應力很大。解決措施則是采用預壓縮裝配（軸向或徑向），使拉伸預應力變?yōu)? 壓縮預應力。當前的橡膠鉸接頭幾乎全都采取這種措施。 d)

42、 采用材料性能優(yōu)異的聚氨酯橡膠做襯套，利用其硬度較高，強度和耐磨性好的特點，工作時既 有變形又允許有滑動，也可滿足某些導向元件鉸接頭的使用要求，而且結(jié)構(gòu)簡單。 e) 橡膠鉸接頭在所有工況下都應滿足標準、樣本或圖紙所規(guī)定的承載能力、最大扭轉(zhuǎn)角、最大偏 轉(zhuǎn)角的限制。例如，最大扭轉(zhuǎn)角允許±15°，最大偏轉(zhuǎn)角±10～13°。 6.5 橫向穩(wěn)定桿 橫向穩(wěn)定桿實際上是一種特殊的彈性元件，在懸架垂直跳動時，它隨車軸或車輪擺動，不產(chǎn)生任何 彈性力；在車軸或車輪相對車身有角位移即有側(cè)傾時，會產(chǎn)生彈性變形，在簧載與非簧載質(zhì)量之間，或 與地面之間產(chǎn)生側(cè)傾角剛度，成為懸架側(cè)傾

43、角剛度的一部分。 6.5.1 橫向穩(wěn)定桿吊桿的布置 橫向穩(wěn)定桿一般由 U 形彎桿和垂直吊桿組成，個別重型汽車的穩(wěn)定桿由直扭桿通過花鍵和擺臂連接 形成彎桿。吊桿與 U 形彎桿的連接方式有兩種： 6.5.1.1 吊桿端與中間直桿鉸接，兩吊桿跨距應盡量加大。這種布置對于非獨立懸架比較緊湊，吊桿 上端與車架連接，穩(wěn)定桿端頭與車橋支座鉸接。其缺點是： a) 穩(wěn)定桿兩端頭跨距和車橋相應安裝點的尺寸精度要求較高，否則裝配困難，甚至無法裝配。 b) 吊桿下端與直桿部分沒有軸向定位，工作中有時會竄動，必要時可用一根細桿將左右吊桿的間 距固定，也可在直桿加箍

44、套限位。 6.5.1.2 吊桿和穩(wěn)定桿端頭鉸接。這種布置對獨立懸架結(jié)構(gòu)型式比較適合，而且，對穩(wěn)定桿端頭跨距 尺寸精度要求較低，工作中吊桿也沒有竄動問題，但穩(wěn)定桿應軸向定位。 吊桿與車架相連或是與車橋（或獨立懸架擺臂）相連取決于布置方便性，穩(wěn)定桿布置在車橋前方或 后方視空間條件而定，這些，對性能及受力沒有多大影響。 6.5.2 橫向穩(wěn)定桿主要參數(shù)校核 6.5.2.1 側(cè)傾角剛度 橫向穩(wěn)定桿設計的最基本參數(shù)是側(cè)傾角剛度。穩(wěn)定桿結(jié)構(gòu)型式很多，應按具體形狀推導出相應的計 算公式，或從相關資料中找到相適應的公式。 6.5.2.2 強度校核

45、橫向穩(wěn)定桿應校核極限工況的扭轉(zhuǎn)應力、彎曲應力或合成的主應力，并小于等于許用值： ──扭轉(zhuǎn)應力[t]￡700 MPa； ──彎曲應力[s]￡1250 MPa。 8 GB/T XXXXX-XXXX 極限工況按最大側(cè)傾角Фmax 來計算，不同車型按其使用條件有所區(qū)別： ──在好路面行駛的客車 Фmax=6～8°； ──在較差路面行駛的載貨車 Фmax=10～12°； ──裝有平衡懸架的越野車 按懸架左、右側(cè)上、下限位換算。 6.5.2.3 端頭垂直負荷及轉(zhuǎn)角校核 a) 根據(jù)最大側(cè)傾角和穩(wěn)定桿角剛度，可以計算出

46、穩(wěn)定桿端頭和直桿支點位置的垂直負荷，以此來 校核橡膠鉸接頭的承載能力，必須小于等于其許用值。 b) 根據(jù)懸架上、下跳的極限位置以及最大側(cè)傾時穩(wěn)定桿的極限變形狀態(tài)，求到端頭和直桿支點鉸 接頭的極限扭轉(zhuǎn)角和偏轉(zhuǎn)角，必須小于等于其許用值。如下表所示： 表２ 扭轉(zhuǎn)角 偏轉(zhuǎn)角 襯套式 ￡12° ￡4° 襯墊式 ￡6° 6.6 空氣懸架的供氣系統(tǒng) 6.6.1 空氣懸架專用儲氣筒總?cè)莘e原則上與空氣彈簧的總?cè)莘e相當，對有舉升和升降功能要求的空氣 懸架，其儲氣筒總?cè)莘e為空氣彈簧總?cè)莘e的 1.5～2 倍。 6.6.2 隔離

47、單向閥 在空氣懸架專用儲氣筒之后，或在高度控制閥之前，必須安裝隔離單向閥，防止空氣彈簧內(nèi)的空氣 倒流。在專用儲氣筒之前，最好也安裝單向閥，防止因其它系統(tǒng)泄漏引起空氣懸架系統(tǒng)也泄漏，維持空 氣懸架能長時間停放并支撐車身。 6.6.3 氣密性和清潔度 空氣懸架氣路各元件，包括氣簧、高度控制閥、儲氣筒、單向閥以及管接頭、氣管等都必須有良好 的氣密性，才能保證空氣懸架正常工作。氣路系統(tǒng)必須有油水分離裝置和干燥器，所有元件必須防銹處 理，保證氣路中空氣的清潔度。當然，裝用空氣懸架的汽車，也應該采用密封性好的其它系統(tǒng)，如制動、 離合器助力以及客車的車門開閉系統(tǒng)等。

48、 9 GB/T XXXXX-XXXX 附錄 A （規(guī)范性附錄） 空氣彈簧剛度和固有頻率的理論計算公式 A.1 剛度計算公式 C0 = p 0 ? 式中： C 0 ── 在設計高度空氣彈簧的剛度 p0 = P0 A 0 dA dx + m ?( p 0 + p a ) ? A0 V 0 2 ┈┈┈┈┈(Ａ.1） 在設計高度空氣彈簧的相對氣壓 P 0 ── 在設計高度空氣彈簧承受的負荷 A 0 ── 在設計高度空氣彈簧的有效承壓面積 V 0 ── 在設計高度空氣彈

49、簧的總?cè)莘e（包括附加氣室的容積） p a ── 標準大氣壓，其值與運算單位有關： 2 采用 N、mm 時， p a =0.0981?0.1 MPa（N/mm ） 2 采用 kgf、cm 時， p a =1 bar（kgf/cm ） 2 采用 lb、in 時， p a =14.223 lb/in （psi） m ── 多變指數(shù)： 靜態(tài)即等溫過程， m =1 動態(tài)即絕熱過程， m =1.4 一般狀態(tài)，可取 m =1.33 dA dx ── 有效面積變化率，與活塞形狀有關 A.2 空氣彈簧自然振動固有頻率 f

50、0 = ? 2p A dx 0 1 g dA ( p 0 + p a ) m ? g ? A0 + ? p0 V0 （Hz） ┈┈┈┈┈(A.2） 式中： f 0 ── 在設計高度，空氣彈簧相對氣壓為 p 0 時的固有頻率 g ── 重力加速度 A.3 杠桿比的影響 對于空氣彈簧不安裝在車軸上，或幾個空氣彈簧的垂向彈性力的合力不位于車軸上的空氣懸架，必 須計入杠桿比的影響： 剛度： C = C 0 ?i f = f 0 ? i 2 ┈┈┈┈

51、┈（A.3） 固有頻率： ┈┈┈┈┈（A.4） 式中： C ── 空氣懸架在車軸或車輪上的剛度（折算剛度） f ── 空氣懸架自然振動固有頻率 10 GB/T XXXXX-XXXX C 0 ── 空氣彈簧剛度 f 0 ── 空氣彈簧固有頻率 a i = 為杠桿比，其中 b a ── 空氣彈簧到鉸接點的距離 b ── 車軸或車輪到鉸接點的距離 11 GB/T XXXXX-XXXX 附錄 B （規(guī)范性附錄） 空氣彈簧彈性特性曲線及剛度、固有頻率 B.1 彈性特性曲線

52、 圖 B.1 圖 B.1 和圖 B.2 為兩種不同型號的空氣彈簧彈性特性曲線。其中圖 B.1 中的實線表示一種活塞內(nèi)腔 容積，幾種設計氣壓的彈性特性；圖 B.2 中的實線和點劃線表示兩種活塞內(nèi)腔容積，幾種設計氣壓的彈 性特性?？梢?，氣壓即負荷不同，或者容積不同時，曲線的斜率即剛度是變化的。 圖中的虛線表示容積為無窮大時的彈性特性，其斜率除以氣壓則是有效面積變化率 見，有效面積變化率在某些行程區(qū)段可以是零，甚至可以降為負值，取決于活塞形狀。 dA dx 。從圖中可 12 GB/T XXXXX-XXXX 圖 B.2 B.2

53、 剛度和固有頻率 將圖 B.1 或圖 B.2 中某條曲線單獨取出，在其上求出剛度、折算靜撓度，進而計算出固有頻率，見 圖 B.3。在彈簧設計高度即彈簧變形為零所對應的負荷力或氣壓的點，作彈性特性曲線的切線，交于橫 坐標，求到次切距d即折算靜撓度。 圖 B.3 13 GB/T XXXXX-XXXX 將縱坐標的負荷力除以折算靜撓度就得到這時的斜率即剛度。按式： f 0 = 15.76088 d （Hz） ┈┈┈┈┈(B.1） 就可求到固有頻率。 式中d為次切距即折算靜撓度，單位必須取 mm。 有時為了作圖方便，可用割線代

54、替切線。見圖 B.4 所示，在變形±20mm 處取等值縱坐標 e，經(jīng)過零 變形點（即設計高度）與 e 值下端點連接，作直線 A，交于彈簧變形 100mm 處縱坐標，直線 A 的斜率就 是設計高度的剛度?？捎孟率奖磉_： C 0 = ?P 100 ┈┈┈┈┈(B.2） 式中： C 0 ── 在設計高度的彈簧剛度 ?P = P 100 - P 0 為彈簧變形 100mm 后與零變形的負荷力差值 P 100 ── 彈簧變形 100mm 的負荷力 P 0 ── 零變形即在設計高度的負荷力 圖 B.4 從圖 B.4 可

55、看出，直線 A 和割線 B 是平行的，其斜率相等。所以，同樣按±20mm 變形找到割線上 兩點，根據(jù)割線上兩點的負荷力之差，除以 40mm，就求到割線斜率即彈簧剛度。這種方法對非線性程 度較小且兩向斜率變化相差不大者，才能代替切線。 有的供應商可直接提供一定高度、氣壓或負荷條件下的剛度和頻率。 14 GB/T XXXXX-XXXX 附錄Ｃ （規(guī)范性附錄） 減振器額定阻力的計算 Ｃ.1 線性減振器的阻尼特性 理論上的線性減振器，其阻力與速度成正比： k = 式中： F ── 阻尼力，與運動速度方向相反 F

56、 v ┈┈┈┈┈(C.1） v ── 減振器上、下接頭相對運動速度，簡稱活塞線速度 k ── 阻尼系數(shù)，對線性減振器， k 為常數(shù) C.2 實際減振器的非線性 實際使用的減振器都是非線性的，主要反映在兩個方面： a) 速度變化之后，特別是在卸荷閥開啟前后，阻尼系數(shù)變化很大； b) 復原（拉伸）行程和壓縮行程其阻尼系數(shù)變化更大（對于常用的雙筒式減振器）。 因此，設計計算一般都采用分段、分級，按線性理論公式進行計算。 C.3 減振器示功試驗的標準規(guī)范 按照汽車行業(yè)標準 QC/T 545 所規(guī)定的條件：

57、 a) 減振器上、下端相對運動速度即活塞線速度為:近似的簡諧波運動。 b) 試驗溫度：20±2℃。 c) 試驗行程： s =（100±1）mm（即振幅為±50 mm）。 d) 試驗頻率：n =（100±2）cpm（次/分）。 根據(jù)上述條件，可計算出在試驗循環(huán)中，減振器活塞的最大線速度為： vmax = p ? s ? n 6 ×10 -4 = 0.52(m / s) ┈┈┈┈┈(C.2） 對應這個速度的復原阻力稱為額定復原阻力，對應這個速度的壓縮阻力稱為額定壓縮阻力，均可以 從標準示功試驗求到，即復原和壓縮行程中

58、的最大阻力值。 C.4 懸架系統(tǒng)相對阻尼系數(shù)與減振器阻尼系數(shù)的關系 從線性振動理論可導出： y = k 2 C ? m = k 2w ? m ┈┈┈┈┈(C.3） 式中： y ── 相對阻尼系數(shù)，或稱阻尼比、非周期系數(shù) C ── 懸架剛度 m ── 簧載質(zhì)量 w ── 懸架固有圓頻率，w = 2p ? f = f ──懸架固有頻率（Hz） C m 如果減振器安裝位置對車軸或車輪有杠桿比，則： y = k ?i ?cos a k ?i ?cos a 2

59、 2 2 Cm 2 2 = 2w ? m ┈┈┈┈┈(C.4） 式中： 15 GB/T XXXXX-XXXX i = 為杠桿比 b a ── 減振器下支點到鉸接點的距離 b ── 車軸或車輪到鉸接點的距離 a ── 減振器中心線對沿垂線的夾角 C.5 計算額定阻尼力 C.5.1 求平均阻尼力 Fm = 式中： Fm = FR + FB 2 a 2y ?vmax i 2 ?cos a ? C ? m

60、 2 ┈┈┈┈┈(C.5） 速度為 vmax 時，復原阻力和壓縮阻力的平均值 F R ── 速度為 vmax 時的復原阻力，即額定復原阻尼力 F B ── 速度為 vmax 時的壓縮阻力，即額定壓縮阻尼力 vmax ── 按標準示功試驗條件的最大活塞線速度，即 vmax C.5.2 求復原阻尼力和壓縮阻尼力 令 FR FB = q ，則： =0.52 m/s F F R = B = 2q 1 + q 2 1+ q ? Fm ? Fm ┈┈┈┈┈(C.6） ┈┈┈┈┈(C

61、.7） 式中： q ── 拉、壓阻力比 參照標準 QC/T 491 或樣本，也可按設計者意圖選取 q 值。一般 q =2～5，個別的達到 q =10。 C.6 相對阻尼系數(shù)的校驗 C.6.1 校驗計算 上述減振器額定阻力的計算，是在特定工況，即載荷為滿載，懸架剛度或固有頻率為滿載的對應值 所期望的相對阻尼系數(shù)，按照運動速度為臺架試驗標準的等幅峰值速度而求到的?？諝鈶壹軠p振器的實 際工況是變化的，包括： a) 載荷和剛度或偏頻的變化，至少有滿載、空載 2 種。 b) 懸架跳動時減振器的振幅和頻率是變化的，即活塞線速度不是

62、固定的，因而其阻尼系數(shù)及阻尼 力也是變化的。一般要取 3 個常用值（0.13、0.26、0.52 m/s）來校驗?？梢詮墓太@得幾 種速度所對應的阻尼力或阻尼系數(shù)。 C) 復原和壓縮兩種行程的阻尼力或阻尼系數(shù)是不同的。 這樣，共有 2×3×2=12 種參數(shù)應代入式（C.3）或（C.4），求到 12 種相對阻尼系數(shù)?？蓳?jù)此判別 不同工況時減振器的效能，也可在不同車型之間對比。 C.6.2 試驗校核 按照 GB/T 4783-1984 標準的規(guī)定，在懸架系統(tǒng)固有頻率試驗中，測出偏頻和相對阻尼系數(shù)： 讓汽車過單一凸塊或吊起一端后扔下，使懸架系統(tǒng)產(chǎn)生自然

63、振動，測出車身相對車軸（簧載質(zhì)量對 非簧載質(zhì)量）的幅值時間歷程，其中： a) 周期（平均值）的倒數(shù)就是偏頻； b) 從相鄰振幅的差值，或測出幾個周期后振幅完全衰減掉，就可算出非周期系數(shù)，也就是相對阻 尼系數(shù)。 16 GB/T XXXXX-XXXX 附錄Ｄ （規(guī)范性附錄） 汽車側(cè)傾角和抗側(cè)傾能力計算 D.1 車輪相對車身運動的瞬心 獨立懸架單邊車輪對車身在橫向平面內(nèi)的運動屬單自由度剛體運動，在某一瞬間存在一個確定的瞬 心，瞬心一定是處在某些已知點運動方向的垂線上。所以，只要知道車輪上兩個點的運動方向，就可以

64、求到車輪相對車身運動的瞬心。如果兩個點的運動方向相同，即其垂線平行不相交，瞬心則位于該平行 線無窮遠處。圖 D.1 示出雙橫臂獨立懸架左、右輪的瞬心 O 1、O 2，它位于上、下兩橫臂桿向延線的交點 上。對于滑柱單橫臂導向，瞬心位于滑柱上鉸接點的滑柱垂線方向，與下橫臂的桿向延線的交點上。對 于單橫臂，瞬心就在它的鉸接點。 圖 D.1 雙橫臂獨立懸架的力矩中心 D.2 左、右車輪約束反力的作用線和匯交點 單邊車輪（非簧載質(zhì)量）對車身（簧載質(zhì)量）的約束反力之合力，在理想約束條件下，必定通過瞬 時中心。左、右車輪接地點與瞬心的連線便是左、右輪約束反力合力

65、的作用線，其交點就是約束反力匯 交點，見圖 D.1。 D.3 確認對稱中心面就是中性面 定義中性面為，在該平面里作用垂直力，只引起車身的垂直位移而不產(chǎn)生角位移，即沒有側(cè)傾角變 化。由于左、右懸架的對稱性，側(cè)傾時的中性面在初始瞬間，就是汽車的縱向?qū)ΨQ中心面。 D.4 約束反力總合力 D.4.1 獨立懸架 由于左、右懸架的對稱性，左、右車輪約束反力的作用線匯交在對稱中心面上，其總合力也匯交在 同一點。如果作用在車輪接地點上的側(cè)向力左、右相同，則約束反力總合力平行于地面，且等于左、右 車輪側(cè)向力之和，見圖 D.1。 D.4.2

66、 非獨立懸架 非獨立懸架的車軸（車橋）相對車身的運動是兩自由度系統(tǒng)，不存在確定的瞬心，無法用瞬心的方 法來分析側(cè)傾運動，但可以用約束反力來求解。只要求到車軸（非簧載質(zhì)量）對車身（簧載質(zhì)量）的橫 向約束反力總合力，并求到它與中性面即對稱中心面的交點，就可分析其側(cè)傾運動。 17 GB/T XXXXX-XXXX D.4.2.1 橫向推拉桿 橫向推拉桿為二力桿件，延桿向傳遞橫向力，其約束反力作用線就在桿向。如果橫向推拉桿處在車 軸中心面，桿向力就是約束反力總合力，它與對稱中心面的交點就是合力匯交點。如果該推拉桿上下斜 置，其匯交點上的垂直分力只會引起車身垂直平移運動，沒有角位移。只有其水平分力與簧載質(zhì)量重心 的側(cè)向慣性力構(gòu)成一個力偶，產(chǎn)生側(cè)傾運動，如圖 D.2 所示。如果該推拉桿不位于車軸中心面里，將該 匯交點與另一橫向約束反力傳遞點作連線，該連線與車軸中心面的交點則為總合力匯交點。如果沒有另 一橫向力傳遞點，因橫向力偏移產(chǎn)生的力偶由縱向?qū)驐U系傳遞，將該匯交點沿縱向?qū)驐U的平行線平 移到車軸中心面，成為該懸架車