悬架设计理论

8
Mg
Mg
ey
N
• 弹簧力的确定
三种力相平衡 弹簧力必等于惯性力与导向力 的总和 对于等效系统确定了导向力 就等于确定了弹簧力 S1 确定了弹簧力就等于确定了 车身倾角（如果有横向稳定杆 要考虑之）
Mg
S2
Mg
ey
• 导向力的分解与“力矩中心”
导向力合力未必水平 在“中性面”处分解的意义： 车身的垂向平动与转动 S1
其中
K=
Py1 = K 1d1 = K 1 (b + r d) v b Py 2 = K 2d 2 = K 2 (b ) v
r 1 + r S (s ) = G r d 1 + T1S + T2S 2
1 + b S b (s ) = G b d 1 + T1S + T2S 2
v L(1 + Kv 2 ) b v 2 / C2 Gb = L(1 + Kv 2 ) Gr =
N N1
N2
S2
9
• ―纵倾中性面”的确定
a1 = k2 L k1 + k 2
Mg
中性面
Mg
Nh
NZ
K1
• 车身位移
M = C
N
a1
a2
K2
Z = N z / ki
其中：

M = Mg .e + mg .e
2 C = K 1a1 + K 2b 2 1
10
2.2、 车身侧倾
– 老Benz的后悬架： h2,中心弹簧
42
轮胎特性与稳态转向特性 – ―随动转向”
– 后悬架的反稳定杆
43
8、汽车操纵动态响应的基本分析
二自由度角输入运动 （线性模型） 运动模型与座标
b XYZ固定于汽车重心
= y +b Y v d dt
y Py 2
Y
L
a
d1
v1
d
X
v
v2
4 6 8 10 12 14 16
w ( rad / s )
v = 40m / s v = 10m / s
dk
Fy
g
bk
Dky
g
k
bk
x
k
Dkx
主销内倾
r
主销纵偏距 D kx 主销侧偏距 Dxy 主销拖距 轴距 轮距
x
k
Fyg
(外向) g (外张）
l B
r
M zg
3
主销地面侧偏距
1.2、车轮外倾与轮胎侧倾特性
外倾原因:―传统”,间隙，弹性，路 拱 外倾因载荷、制动与跳动而改变 轮胎侧倾特性：侧向力与反回正力矩
1.3、前束与轮胎侧偏特性
前束原因:平衡外倾 载荷变化与车轮跳动时前束的变化 干涉转向 干涉转向的合理值 滚动阻力要求适当增大前束，制动 时车轮前张( r 0 )
4
1.4、主销后倾与纵偏距
主销拖距 高速回正原理
V2 Fy = G1 = G1 g Rg ay
x k = D xk + R tan k
6
2、悬架的运动学
2.1 车身稳态位移的一般分析
• 车身受有三种力（达朗贝尔概念）
Mg
1. 2.
重心处的重力与惯性力 导向杆系的导向力
3.
弹性元件的弹簧力
Mg
Mg
ey
N1
Mg
P1
N2
N
P2
N3
N1
N2
7
• 等效系统,将弹簧力简化 到车轮接地点(杠杆比为 1) 处,目的: ━ 便于确定有效导向力的 方向与大小 ━ 初始弹簧力与重力抵消 ━ 便于由弹簧变形和轮距 (轴距)来确定车身位移
dc2 + dr 2 – e1 / e 2 侧倾力矩中心高度 FZ 2 y – D x 随 的 而 2
Fy 2
– 轮胎侧偏特性的饱和
– 驱动力对饱和的影响 – 制动力分配
d2
2
d2
41
轮胎特性与稳态转向特性
改善稳态转向特性的措施
– 前臵横向稳定器 – 后非独立悬架 Bs 2
– 后非独立悬架板簧下臵 – 后板簧前低后高 – 后非独立中心弹簧
r2
r1
24
―半独立”纵单臂后悬架 ━ 侧倾时横梁中点是一个“不 动点”,因此可看成一种“斜 臵单臂”却只有一个铰点 ━ 横梁前移“臂长”增大,移至 铰点处 轮轴线 独纵单臂。移至 臂长为半轮距
（非独立悬架） 从1/1独立悬架~0.5/1~0/1悬架（非独立悬架）
25
三杆式前悬架
26
空间四杆式后悬架
俯视（等效）
rYZ
Uy
Uy
16
复合式悬架侧倾中心
如果扭杆梁靠近前铰点独 立性好，但侧倾中心低
17
非独立悬架侧倾中心
18
2.5、 车身纵倾
x
M .e x x = Cx Mgex
k2 k1 + k 2
中性面
ex
N2
N1 N
N1
X2
Z1 N2
X2 Z2
19
2.6、 其它导向机构 ━
1
侧倾中心
PYZ 1
P 2 YZ
2 1
hw 中性面
PYZ 1
PYZ 2
虚拟主销
2
纵倾中心
后拖距
30
3、轮荷转移分析
3.1、 纵向轴荷转移
在坡道上的轴荷转移 在驱动与制动时的轴荷 转移 高速时要考虑空气阻力
Mg
Mg

PX1
PZ1
PX2
PZ2
31
3.2、侧向轮荷转移
X=0
侧向轮荷转移的主要组成（
27
多杆悬架━满足多种要求
PxZ
PYZ
━ 虚擬主肖:上两杆与下两杆交点 尽量接近车轮中心面 虚擬主肖 ━ 纵向瞬心与横向瞬心 位臵可以任意选择 ━ 可以满足Fx ,F y 引起的 弹性转向要求
PYZ
Y 1 Y 2
28
菱帅汽车后四杆悬架
29
菱帅汽车四杆式后悬架
—高不足转向的随动转向性能
虚拟主销
汽车悬架设计理论与相关技术
郭孔辉 雷雨成 2004 年 6 月
1
目
录
1、车轮定位 2、悬架的运动学、车身的侧倾与纵倾 3、轮荷转移 4、侧倾转向 5、侧向力转向 6、纵向力转向 7、轮胎特性与稳态转向特性 8、汽车操纵的瞬态响应
2
1、车轮定位
1.1 .车轮定位参数
车轮前束 车轮外倾 主销后倾 toe
' d1
U.S
中性转向点
过度转向区
ay
a* y
ay
40
轮胎特性与稳态转向特性 影响稳态转向特性的因素
{
d 1 = 1 +d c 1 +d r 1 d 2 = 2 +d c 2 +d r 2
Fy1
FZ1
d c1
d1
1 d r1
稳态转向特性转折的原因
1 d1
– C 1 / C 2 侧倾刚度比
载荷变化（制动）与车轮跳动 k 的变化 主销拖距与撒手稳定性
g
Fy
x k 与前轮摆振
bk
1.5、主销内倾与侧偏距
低速回正性 x k 作用的消失 重力弹簧 回正力距与 r 还是 Dxy 成比例？ 计算方法
Dky
r 5
1.6、主销定位参数的选择与近代趋势
高速回正原理定位参数必须足以克服干摩擦 (残余横摆角速度与转向盘转角） 转向逆效率要低吗？NO 减小转向系干磨擦，减小定位角，加转向阻 尼器是近代趋势 减小 r （地面主销侧偏距）的意义和“负偏 距”的优点 盘式制动的必要性-地面负偏移距趋势 小的主销后倾角，大的内倾角
Be Bs
降低 e y的途径：降低 重心， 提高侧倾力矩中心 提高侧倾力矩中心的
Bs
限制
Be
13
2.4、其它导向机构(侧倾)━等效单横臂概念“郭孔辉 刚化定理” 对称面 双横臂
PYZ
c
14
麦弗逊悬架侧倾中心
对称面
PYZ
c
15
斜臵单臂
r XZ
rYZ
后视
r XZ
Ux
侧视（等效）
rYZ
俯视
Ux
通常对称面就是中性面 由单侧导向力方向可确定e y 0(整车)
y = Me y 0 y = / Mge ye 0 1
Mg
外加轮胎变形
Cy Mge y 0
Cy


S1
Mg
S2
ey
若有横向稳定杆要考虑之或设计之
S1
悬上质心
N N1
c
N2
S2
ey0
h1
c1
c2
━尽可能提高侧倾中心
22
2.8、 结构比较与案例分析 独立悬架与非独立悬架的特点
━ 侧倾力矩中心的高度: 多数非独立悬架和横单臂 独立悬架都较高, 其它独 立悬架(双横臂, 纵单臂, 纵双臂等）较低
Be
Bs
━ 有效弹簧距, 独立悬架的
有效弹簧距等于轮距, 非 独立悬架 B e 通常较小,特 殊布臵可以不同
1 1 1 ( ) L C1 C 2
r = v / C2
b = vb C 2b v 2
拉氏变换得传递函数
T1 =
T2 =
v ( + b )C1 + (b + )C2 L C1C2 (1 + Kv 2 ) v 2
C1C 2 (1 + Kv 2 )
45
二自由度角输入运动
频率特性：传递函数中令S＝jω,其实部R e (w) 与虚部Im (w) 均为 w 的函数， 即实频特性与虚频特性： 幅频特性： r = G

r 2
3 4
d
C
A， B
三杆机构需求三点座标
33
4.2、独立悬架的侧倾转向
独立纵单臂
━ 水平轴 前后移动不产生转角 ━ 非水平轴 “八”字轴的不足转向性
x
Z
横向单臂和斜单臂独立悬架
━ 侧倾转向性、等效臂长 ━ 铰轴的垂直分量
前独立悬架与转向杆系的干
涉转向
等效系统
多杆机构的杆涉转向
Fx
.
39
7、轮胎特性与稳态转向特性
临界车速 开环增益
时
da y d d e
1 R
Vk
v 2 d( d 1 d 2 ) 1 G0 = . L da y
2 不稳定:v c = L /
d1 d 2 d1 d 2 ay
1 L
ay
d (d1 d 2 )
V 22
V
d1 d 2 d1 d2
相频特性：
2 2 Re + Im r d ( jw ) / G r
宽平为优 以小为优 1
v v=
40 m / s
I = tg1( m ) Re
r / d 频率特性： —低速：增益平坦 相位滞后 —高速：增益高峰 低度频超前 相位 高频滞后
v = 10 m / s
2
20 40 60 80
等效简化原理
34
5、侧向力转向
转向系弹性引起的附加转角 da = (Dx + xk Fy ) / Cs 导向系弹性引起的附加转向 独立纵臂与斜单臂后悬架的侧向力转向倾向 侧向力导致轮胎侧倾 Fy2
d = d n + da
Fy1
Dx
xk
F
Fy
y
Fz
35
随动转向后悬架 — 逆向弹性转向 桑塔那的后悬架 富康的随动转向后悬架
郭孔辉等效纵臂理论
Ux
PxZ
Biblioteka Baidu
PxZ
Ux
20
2.7、 钣簧的导向作用
h=
ey
r 2
3 r= L 4
N 侧向反力作用线取决于吊耳、卷耳的刚性与弧高 一般在卷耳平均高度点与第一片中点之间，更靠
近卷耳高度，作为横向侧倾中心
纵向等效单臂，由车轮接地点运动学确定。
21
侧倾轴的倾角
━ 前低后高是因为前面是双横臂后面非独立
Be
23
Benz─600前悬架
━ 上下跳动时主肖后倾角 都会增大 ━ 具有明显的“抗点头角” ━ 可安排所需要的侧倾力 p XZ 2 矩中心高度
1
k
（前轮与车身纵 向的相对瞬心）
p YZ1 p YZ2 p YZ2 p YZ1
p XZ 1 p XZ
PYZ 1
PYZ 2
2
2
1
p XZ 1 p XZ 2
d2 y
b
vx

Py1
v( b + r)
a rd v b d2 = b r v d1 = b +
绝对座标
侧偏角：
44
二自由度角输入运动
微分方程、传递函数
C1 = K 1 / m1 , C2 = K 2 / m 2
mv (b + r ) = ( Py 2 + Py1 ) I Zr = bP y 2 + aPy1
时）
━ 弹簧力转移（静不定问题 弹簧力转移取决于弹簧刚度分配,由弹簧变形计算） ━ 导向力转移（由作用在力矩中心处的侧向力计算） 在同时存在 当
Y
与
X
增大时 剧增大
大的轴,轮荷转移加剧,会导致侧偏角急
Y
时，轮荷应叠加
ey
32
4、侧倾转向
4.1、非独立悬架的侧 倾转向
钣簧的侧倾转向 非独立悬架纵向单臂 非独立四连杆悬架 ━ 求轮心轨迹和 x
h2
11
a

b
大侧倾角下力矩中心的变化
Mg
N2
N N1
c
ey
S1 Z1
S2 N2 N1
12
Z2
2.3、侧倾性能小结
y 取决于 Cy 与 e y
y
y = C y
Cy Mge y 0
Me y 0 y
k e .B 2 ( 独 立 悬 架 ） 2 = ke 2 ） e 2 .B（非 独 立 悬 架
Fy
Fy
36
6、纵向力转向
刹车转舵问题:r太大
盘式制动的优点
纵向力引起车轮侧倾
ABS引起的转向扰动 DYC引起的转向扰动 多杆悬架 制动时的板簧卷曲
37
ρ<0
ρ
6、纵向力转向
制动时的板簧卷曲
造成制动转向
38
多杆随动转向后悬架
虚擬主肖 V
PxZ
━ 加大前拉杆的柔性, 使后轮在侧向 力作用下产生向内转向角 ━ 通过弹性转角来抵消侧偏角, Fy 以提高后轮有效侧偏刚度 ━ 可以设计虚擬主肖位臵,引起适当 的弹性转向以增进制动稳定性