伸张位置时空气经油封7 进入补偿腔甚至经阀Ⅲ吸如工作腔，造成油液乳化，影响减振器的工作性能。减振器的特性可以用下图所示的示功图和阻尼力-速度曲线描述。减振器特性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各阀开启力的选择。一般而言，当油液流经某一给定的通道时，其压力损失由两部分构成。其一为粘性阻力损失，对一般的湍流而言，其数值近似地正比于流速。其二为进入和离开通道时的动能损失，其数值也与流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影响。由于油液粘性随温度的变化远比密度随温度的变化显著， 因而在设计阀系时若能尽量利用前述的第二种压力损失，则其特性将不易受油液粘性变化的影响，也即不受油液温度变化的影响。不论是哪种情形，其阻力都大致与速度的平方成正比。图中曲线A 所示为在某一给定的A 通道下阻尼力F 与液流速度v 的关系，若遇通道A 并联一个直径更大的通道B，则总的特性将如图中曲线A+B 所示。如果B 为一个阀门，则当其逐渐打开时，可获得曲线A 与曲线A+B 间的过渡特性。恰但选择A、B 的孔径和阀的逐渐开启量，可以获得任何给定特性曲线。阀打开的过程可用三个阶段来描述，第一阶段为阀完全关闭，第二阶段为阀部分开启，第三阶段为阀完全打开。通常情况下，当减振器活塞相对于缸筒的运动速度达到0.1m/s 时阀就开始打开，完全打开则需要运动速度达到数米每秒。
图8.2
8．3 减振器计算 8．3．1 相对阻尼系数ψ
相对阻尼系数ψ 的物理意义是：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。ψ 值大，震动能迅速衰减，同时又
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能将较大的路面冲击力传到车身；ψ 值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数ψY 取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数ψ S取得大些。两者之间保持ψ Y=（0.25～0.50）ψ S的关系。设计时，先选取ψY 与ψS的平均值ψ 。相对无摩擦的弹性元件悬架，取ψ =0.25～0.35；对有内摩擦的弹性元件悬架，ψ 值取的小些。为避免悬架碰撞车驾，取ψY =0.5 ψ S。 取ψ =0.3，则有：
?S?0.5?S2?0.3
计算得：ψ S=0.4 ，ψ Y=0.2
8．3．2 减振器阻尼系数δ 的确定
减振器的阻尼系数??2?cms 。因悬架系统固有频率??c ，所以理论上ms??2??ms。实际上，应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。我选择下图的
安装形式，则其阻尼系数δ 为：
2?ms?b2??2 acos2a .....................................................................................................8）
图8.3
根据公式n?12?cs， 可得出： ms
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代入数据得：ω =6.9Hz ，取a/b = 0.8 ，α =10°
1按满载计算有：簧上质量ms??(753?52)?350.5kg
2代
入
数
据
得
减
振
器
的
阻
尼
系
数
为
：
??2?0.3?3.55?6.90?(121)?(0.90.8)2?275.36N.s8/m 258．3．3 减振器最大卸荷力 F0 的确定
为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸
荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度 vx ，按上图安装形式时有：
式中，v x为卸荷速度，一般为0.15～0.3m/s；A 为车身振幅，取± 40 mm；ω 为悬架震动固有频率。
代入数据计算得卸荷速度为： v x=0.04×6.9×0.8×cos10°=0.22m/s 符合 vx 在0.15～0.30 之间范围要求。
根据伸张行程最大卸荷力公式：F0 = cδvx 可以计算最大卸荷力。式中，c 是冲击载荷系数，取c=1.5；代入数据可得最大卸荷力 F0 为：
F0?1.5?2382.6?0.22?786.26N
8．3．4 减振器工作缸直径D 的确定
根据伸张行程的最大卸荷力F 0计算工作缸直径D 为：
其中，[p]——工作缸最大压力，在3 MPa ～4 MPa ，取[p]=3 MPa ； λ ——连杆直径与工作缸直径比值，λ =0.4～0.5，取λ =0.4。 代入计算得工作缸直径D 为：
D?4?786.26?19.9mm
3.14?3?106?(1?0.42) 减振器的工作缸直径D 有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等
几种。选取时按照标准选用，按下表选择。
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所以选择工作缸直径D=30mm 的减振器，对照下表选择其长度： 活塞形程S=240mm，基长L=110mm，则： Lmin=L+S =240+110 =350mm（压缩到底的长度） Lmax= L+S= 350 +240 =590mm （拉足的长度） 取贮油缸直径Dc = 44mm ，壁厚取2mm
9 横向稳定杆的设计 9.1 横向稳定杆作用
横向稳定杆是一根拥有一定刚度的扭杆弹簧，他与左右悬挂的下托臂或减震器滑柱相连。当左右悬挂都处于颠簸路面时，两边的悬挂同时上下运动，稳定杆不发生扭转；当车辆在转弯时，由于外侧悬挂承受的力量较大，车身发生一定侧倾。此时外侧悬挂收缩，内侧悬挂舒张，那么横向稳定杆就会发生扭转，产生一定的弹力，阻止车辆侧倾。从而提高了车辆行驶稳定性。而再增加支撑杆部件，则能达到同时提高悬挂纵向刚度的目的。但是，光靠增加稳定杆所提高的性能是有限的，使用各种稳定杆设计能从一定程度上提高稳定性和悬挂几何刚度。如果要从根本解决这些问题，就必须改变整个悬挂的几何形状，那么多连杆和双摇臂悬挂就成了高性能悬挂的代表。麦弗逊悬挂除了在稳定性和刚度方面要逊色于多连杆以外，在耐用性上也不能与多连杆悬挂相提并论。由于麦弗逊悬挂的减震器支柱需要承受横向力，同时又要起到上下运动减低震动的目的，所以减震器支撑杆的摩擦很不均匀，减震器油封容易磨损造成液压油泄露降低减震效果。为了降低汽车的固有振动频率以改善行驶平顺性，现代轿车悬架的垂直刚度值都较小，从而使汽车的侧倾角刚度值也很小，结果使汽车转弯时车身侧倾严重，影响了汽车的行驶稳定性。为此，现代汽车大多都装有横向稳定杆来加大悬架的侧倾角刚度以改善汽车的
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行驶稳定性。横向稳定杆在独立悬架中的典型安装形式如下图示。
图9.1
当左右车轮同向等振幅跳动时，横向稳定杆不起作用；当左右车轮有垂直的相对位
移时，稳定杆受扭，发挥弹性元件的作用。横向稳定杆带来的好处除了可增加悬架的侧倾角刚度，从而减小汽车转向时车身的侧倾角外，也有助于使汽车获得所需要的不足转向特性。
9.2 横向稳定杆参数的选择
具体尺寸选择如下：杆的直径d=18mm，杆长L=1000mm，c=363mm，a=68mm，b=69mm，
L2=156mm，圆角半径R=23mm。
10 悬架的结构元件 10.1 控制臂与推力杆
独立悬架中用纵臂、横臂或斜臂（统称控制臂）中的三者之一，将车轮（或车轴）与车架（或车身）连接起来。有些悬架在车轴与车架（车身）之间布置有纵向或横向推力杆。控制臂或推力杆在车轮（或车轴）与车架（或车身）之间传递力和力矩，并决定了它们的结构形式。对于仅沿轴线方向传递拉力或压力，并伴随有纵向弯曲作用的推力杆，大多数用端部有接头的简单钢管制造，并应当保证有足够的纵向弯曲应力；少数情况下也可以用能获得比较大的纵向抗弯强度、断面为异形的板材制造，如用两个槽形断面的梁组合成一个工字形的梁。
为了保证顺利的装配和补偿制造与安装时可能产生的误差，有时要求推力杆具有调节长度的功能。如果两个推力杆连接成为一体并有一定的夹角，基于上述相同的理由，还可能提出改变两个臂之间夹角的要求。在下图所示结构中，接头与推力杆经螺纹连接，
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