电动小车开发中前麦弗逊式独立悬架匹配设计
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[ 2] 2
( 14)
图 6 主销内倾角和主销后倾角变化曲线
随着车轮的上下跳动, 主销内倾角的变化范围 8~ 10 度 , 主销后倾角为 7~ 9. 3 度 , 基本呈线性趋 势, 使得汽车具有良好的抗点头作用 , 车轮具有良 好的回正特性 , 有利于车辆平稳的行驶 .
( 15)
式中 : D 为减振器的阻尼系数 . 在选择时应考虑到 U的取值较大, 能使系统振 动迅速衰减, 但会使较大的不平路面冲击力传到车 身, U选的过小, 不利于平顺性. 一般对于无内摩擦 弹性元件 ( 螺旋弹簧 ) 悬架 , 取 U= 0. 25 ~ 0. 35. 压 缩时的相对阻尼系数常小于伸张时的相对阻尼系 数, 有 UY = ( 0. 25 ~ 0. 50) U S . 因为该电动小车是 在比较良好的场馆内行驶 , 因此阻尼不必太大, 取 U S = 0. 3, U Y = 0. 4 U S = 0. 12.
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佳 木 斯 大 学 学 报 ( 自 然 科 学 版 ) z IC - z C z C - z B # =- 1 y IC - y C y C - y B L BC = ( z B - z C ) + ( yB - yC )
2 2
2009 年
( 3) ( 4)
的坐标. 1. 3 弹簧轴线位置设计计算 为了减少麦弗逊悬架运动中的摩擦力 , 通常将 螺旋弹簧轴线与滑柱轴线的布置不相重和 . 图 3 中 主销轴线 CA , 弹簧轴线 CBc, 滑动支柱轴线 CB . 当 弹簧轴线经过下摆轴与车轮中心线的交点 M 时 , 则扭矩 T = 0, 此时摩擦力时最小的. 根据式( 7) 和 ( 8) 可以计算出弹簧坐 Bc 的坐标 . z Bc - z B z C - z B # =- 1 y Bc - x B x C - x B z C - z Bc z C - zM = =- 1 y C - x Bc xC - xM ( 7) ( 8)
tan < =
式中 : e 为侧向平面的瞬时中心高度 ; d 为瞬时中心 距车轮接地点距离; h 为整车质量质心高度可以求解出悬架其他硬点
悬架刚度、 阻尼匹配设计
刚度设计计算 一般轿车前后悬架与其簧载质量组成的振动
系统的固有频率( 偏频) 取值区间为 0. 9 ~ 1. 6Hz,
2 2 [ 1]
3 建模仿真
悬架的硬点位置、 刚度、 阻尼匹配设计完成后 , 就可以在 ADAMSP CAR 中建立仿真模型 , 如图 4 所 示, 进行左右车轮平行跳动实验, 跳动范围为 ? 50mm, 观察悬架定位参数、 刚度、 车轮转向角变化情况.
( 11)
代入数据计算得 : K R = 6. 31NP mm. 对于独立悬架而言, 悬架的垂向刚度可以看成 由轮胎刚度和悬架轮心处垂向刚度 K W 串联而成 , 则有 : KW = KT # KR KT - KR ( 12)
第 27 卷 第 5 期 2009 年 09 月
佳 木 斯 大 学 学 报 ( 自 然 科 学 版 ) Journal of Jiamusi University ( Natural Science Edition)
Vol. 27 No. 5 Sep. 2009
文章编号 : 1008- 1402( 2009) 05- 0641- 04
代入数据计算得 : K W = 6. 53NP mm 悬架轮心处的垂向刚度, 这个刚度值是由悬架 弹簧和各种衬套以及其他弹性元件共同构成的, 当 弹簧的位置固定以后 , 就应该有相应的弹簧刚度值 K S 与轮心处的垂直刚度 K W 相匹配. 根据国外资 料, 下面公式给出了这两各刚度值的关系 . K W = FS ( $ IRP$ D) + K S ( IR )
图8 车轮转向角变化曲线
悬架刚度的变化是影响汽车操稳性和舒适性 的重要因素 . 由图 7 中可知 , 该悬架刚度变化范围 小, 并且在上跳、 下落时 , 刚度增加 . 有利于缓解振 动、 冲击. 车轮在跳动过程中, 转向盘固定, 由于转向拉 杆的作用, 左右车轮会绕主销转动. 一般要求转向 角控制在一定的范围 , 否则影响汽 车的操纵稳定 性, 加速轮胎的磨损 . 从图可以看出 , 左车轮的变化 范围为 0. 7~ - 1 度 , 右车轮的变化范围为 - 1~ 0. 7 度, 变化趋势正好相反 , 可以避免跑偏现象, 但是 变化范围偏大.
0
引
言
汽车悬架是汽车的一个重要组成部分, 悬架的 运动特性直接决定了整车的性能, 因此良好的悬架 影响着汽车行驶平顺性、 制动性和操纵稳定性 , 以 及轮胎的使用寿命. 目前国内悬架自主研发的过程 大多是借鉴国外同级别车型的逆向设计过程 , 通过 文献的查阅 , 正向设计的研究尚有所欠缺 . 本文所 要介绍的是如何根据小车整车参数 , 设计与小车相 匹配的前麦弗逊悬架结构, 计算了其硬点位置、 刚 度和阻尼, 并在 ADAMSP CAR 下建模仿真 , 结果表明 悬架性能基本合理, 并提出了一些可以进一步改进 的地方, 对以后悬架的匹配设计提供了一定的参考 .
电动小车开发中前麦弗逊式独立悬架匹配设计
杨 波,
1
¹
左曙光 ,
1
覃
霍,
1
韩 乐
2
( 1. 同济大学新能源汽车工程中心 , 上海 201804; 2. 上海燃料电池汽车动力系统有限公司 , 上海 201804)
摘
要:
介绍了根据整车参数, 在满足整车性能和麦弗逊悬架运动特性的基础上, 根据悬架结
构之间的几何关系, 匹配设计计算悬架硬点位置、 刚度和阻尼的方法 . 以国内一款正在研发的电 动小车为例 , 设计了与小车相匹配的前麦弗逊悬架结构 , 并在 ADAMSP CAR 下建立悬架模型. 仿 真结果表明匹配设计的麦弗逊悬架基本满足要求 . 研究结果为悬架设计的研究提供了参考. 关键词: 麦弗逊独立悬架; 匹配; 硬点; 刚度 ; 阻尼 U463. 32 文献标识码: A 置, 以及滑动支柱上安装点 C 的高度 . 在图中, 下 摆臂在横向平面的侧倾角 H 1 , 前悬架侧 倾中心高 度 RCH , 整车轮距 T , 前轮外倾角 A, 主销内倾角 B, 车轮半径 r , 下摆臂长度 LA D . 瞬时中心 IC 是下摆 臂 AD 和与滑动支柱相垂直的直线的交点. 侧倾中 心 RC ( 0, RCH - r cos A ) , 轮胎接 地点 K ( r cos ATP 2, - r cos A ). 中图分类号 :
图 7 悬架刚度变化曲线
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佳 木 斯 大 学 学 报 ( 自 然 科 学 版 )
2009 年
式, 在满足设计要求的前提下 , 初步匹配了悬架各 硬点的位置、 刚度和阻尼 . 通过 ADAMSP CAR 建模 仿真 , 得到悬架定位参数、 刚度、 转向角变化曲线 . 结果表明 , 前轮前束、 转向角变化稍偏大, 但整个悬 架基本满足要求 , 说明这种匹 配设计方法是 可行 的, 对电动小车悬架的设计有一定的参考作用.
1
悬架硬点匹配设计
麦弗逊独立悬架结构简单, 结构硬点少 , 但由
于其主销轴线是随车轮跳动而改变的, 使得该悬架 结构的设计具有一定的特殊性 . 利用悬架空间结构 在横向、 纵向平面上的投影 , 坐标原点为前轮轴线 与车辆纵轴线交点, X 轴指 向车辆前进的 方向, Y 轴指向驾驶员 的左侧 , Z 轴通 过车轴中 心指向上 方, 在满足悬架设计要求的前提下, 计算各硬点的 位置 , 以便在 ADAMSP CAR 中建立仿真模型. 1. 1 横向平面设计计算 麦弗逊悬架横向平面投影如图 1 所示 , 根据小 车的空间布置可以首先确定下摆臂内支点 A 的位
2 [ 2]
( 13) 前轮外倾角有助于保证汽车稳定直线行驶, 从 图中可以看出 , 前轮外倾角随车轮上下跳动的变化 范围是- 0. 3~ 0. 9 度 , 变化合理 ; 前轮前束变化范 围偏大, 为- 1~ 0. 7 度 .
式中: F S 为弹簧作用力; IR 为弹簧安装比, 是指车 轮上下跳动时, 弹簧压缩、 伸长变化量与车轮垂向 位移的比值 ; $ IRP$ D 为弹簧安装比值随车轮跳动 的变化量 ; 为了简化计算, 我们假设弹簧安装比是一个定 值, 即 : K S = K WP ( IR ) 代入数据计算得 : K S = 50NP mm 2. 2 阻尼设计计算 评定减振器衰减快慢程度的是一个称为相对 阻尼系 U 的数值, 即: U= D P 2 m SFK R
参考文献 :
[ 1] [ 2] [ 3] 张洪欣 , 汽车设计 [ M] . 北京 : 机械工业出版社 , 1998. 陈家瑞 . 汽车构造 [ M] . 北京 : 人民交通出版社 , 2005. 艾维全 , 高世 杰 , 王 承等 . 麦弗 逊式前 悬架的 设计 改进 及分 析 . 上海汽车 , 2004( 8) : 26- 28. [ 4] [ 5] WilliamF. Milliken, DouglasL. Millikn, Race Car V ehicle Dynamics. 1995. Hazem A li Att ia. Dynamic Modeling of the Double Wishbone Motor - Vehicle Suspension System. European Journal of M echanics, 2002 ( 21) : 167- 174. [ 6] Thomas D. Gillespie. Fundamentals of Vehicle Dynamics . Society of Automot ive Engineers. 1992. ISBN 1- 56091- 199- 9.
由式 ( 3) 和 ( 4) 可以求出 y B , z B . 同理可以求出其他 硬点坐标 . 1. 2 侧向平面设计计算
麦弗逊悬架侧向平面投影如图 2 所示 , 下摆动 轴长度 L EF , 摆动轴 EF 的俯仰角 H , 2 , 主销后倾角 C D 点为摆轴 EF 的中点, x D = 0, 整车轴距 L . 因为 D 点坐标在横向平面中已经计算了 , 摆动轴线 EF 与 汽车总轴线在同一平面上, 则可以求出 E , F 的坐标. 车辆的抗点头率
[ 1]
: G= eE L dh e = Gh d LE ( 5) ( 6)
以上是麦弗逊悬架硬点设计的几何关系, 将整 车的参数以及空间布置间接得到的参数, 和悬架一 些性能参数作为已知量输入 , 就可以计算出硬点的 位置坐标 . 表 1 是硬点计算的输入参数. 表1 硬点匹配设计参数表
取值 8 9 1 1280 280 330 320 - 10 - 600 - 95 20 320 1. 5 2 0. 7 0. 55 2400 380 设计输入参数 主销内倾角 B( b) 主销后倾角 C(b) 车轮外倾角度 A(b) 轮距 T ( mm) 轮胎静力半径 r ( mm) 下摆臂摆轴长度 L EF ( mm) 下摆臂中心长度 LAD ( mm) 下摆臂球销中心点的 x 坐标 xA ( mm) 下摆臂球销中心点的 y 坐标 yA ( mm) 下摆臂球销中心点的 z 坐标 z A ( mm ) 侧倾中心高度 RCH ( mm) 整车质量中心高度 h ( mm) 横向平面内下摆臂侧倾角 H 1 (b) 侧向平面内上摆臂俯仰角 H 2 (b) 车辆抗点头率 G 车辆制动力分配系数 E 轴距 L ( mm) 滑动支柱上安装点 C 纵坐标 z C ( mm)
¹
图1
悬架横向平面投影
瞬时中心 IC 在 K , RC 连线的延长线上, 同时也在 下摆臂 AD 的延长线上, 则 : z IC - z RC z RC - z K = y IC - y RC y RC - y K t an H 1 = z IC - z A y IC - y A ( 1) ( 2)
第5 期
杨
波, 等: 电动小车开发中前麦弗逊式独立悬架匹配设计
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且前后偏频值应接近些 . 理论分析表明 : 当以较高 车速驶过单个路障时 , 前后偏频比值 f 1P f 2 < 1 时的 振动幅度要比 f 1P f 2 > 1 时小, 故取前悬架偏频取 1. 0Hz, 后悬架偏频取 1. 1Hz . 电动小车轮胎垂向 刚度 , K T = 190NP mm, 前悬簧载质量 m SF = 320kg. 根据式( 9) , 单侧前悬架垂向刚度 K R : K R = 4 P f 1 ( mSF P 2)
根据式( 1) 和 ( 2) 可以求解出坐标 y IC , z IC , 根据运 动关系 CIC L BC , 则:
收稿日期: 2009- 08- 12 基金项目: 国家 863 计划电动汽车重大专项资助( 2005AA 501000) . 作者简介: 杨波 ( 1985- ) , 男 , 四川广汉人 , 同济大学在读研究生 , 主要研究方向为汽车系统动力学及控制 .
( 14)
图 6 主销内倾角和主销后倾角变化曲线
随着车轮的上下跳动, 主销内倾角的变化范围 8~ 10 度 , 主销后倾角为 7~ 9. 3 度 , 基本呈线性趋 势, 使得汽车具有良好的抗点头作用 , 车轮具有良 好的回正特性 , 有利于车辆平稳的行驶 .
( 15)
式中 : D 为减振器的阻尼系数 . 在选择时应考虑到 U的取值较大, 能使系统振 动迅速衰减, 但会使较大的不平路面冲击力传到车 身, U选的过小, 不利于平顺性. 一般对于无内摩擦 弹性元件 ( 螺旋弹簧 ) 悬架 , 取 U= 0. 25 ~ 0. 35. 压 缩时的相对阻尼系数常小于伸张时的相对阻尼系 数, 有 UY = ( 0. 25 ~ 0. 50) U S . 因为该电动小车是 在比较良好的场馆内行驶 , 因此阻尼不必太大, 取 U S = 0. 3, U Y = 0. 4 U S = 0. 12.
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佳 木 斯 大 学 学 报 ( 自 然 科 学 版 ) z IC - z C z C - z B # =- 1 y IC - y C y C - y B L BC = ( z B - z C ) + ( yB - yC )
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( 3) ( 4)
的坐标. 1. 3 弹簧轴线位置设计计算 为了减少麦弗逊悬架运动中的摩擦力 , 通常将 螺旋弹簧轴线与滑柱轴线的布置不相重和 . 图 3 中 主销轴线 CA , 弹簧轴线 CBc, 滑动支柱轴线 CB . 当 弹簧轴线经过下摆轴与车轮中心线的交点 M 时 , 则扭矩 T = 0, 此时摩擦力时最小的. 根据式( 7) 和 ( 8) 可以计算出弹簧坐 Bc 的坐标 . z Bc - z B z C - z B # =- 1 y Bc - x B x C - x B z C - z Bc z C - zM = =- 1 y C - x Bc xC - xM ( 7) ( 8)
tan < =
式中 : e 为侧向平面的瞬时中心高度 ; d 为瞬时中心 距车轮接地点距离; h 为整车质量质心高度可以求解出悬架其他硬点
悬架刚度、 阻尼匹配设计
刚度设计计算 一般轿车前后悬架与其簧载质量组成的振动
系统的固有频率( 偏频) 取值区间为 0. 9 ~ 1. 6Hz,
2 2 [ 1]
3 建模仿真
悬架的硬点位置、 刚度、 阻尼匹配设计完成后 , 就可以在 ADAMSP CAR 中建立仿真模型 , 如图 4 所 示, 进行左右车轮平行跳动实验, 跳动范围为 ? 50mm, 观察悬架定位参数、 刚度、 车轮转向角变化情况.
( 11)
代入数据计算得 : K R = 6. 31NP mm. 对于独立悬架而言, 悬架的垂向刚度可以看成 由轮胎刚度和悬架轮心处垂向刚度 K W 串联而成 , 则有 : KW = KT # KR KT - KR ( 12)
第 27 卷 第 5 期 2009 年 09 月
佳 木 斯 大 学 学 报 ( 自 然 科 学 版 ) Journal of Jiamusi University ( Natural Science Edition)
Vol. 27 No. 5 Sep. 2009
文章编号 : 1008- 1402( 2009) 05- 0641- 04
代入数据计算得 : K W = 6. 53NP mm 悬架轮心处的垂向刚度, 这个刚度值是由悬架 弹簧和各种衬套以及其他弹性元件共同构成的, 当 弹簧的位置固定以后 , 就应该有相应的弹簧刚度值 K S 与轮心处的垂直刚度 K W 相匹配. 根据国外资 料, 下面公式给出了这两各刚度值的关系 . K W = FS ( $ IRP$ D) + K S ( IR )
图8 车轮转向角变化曲线
悬架刚度的变化是影响汽车操稳性和舒适性 的重要因素 . 由图 7 中可知 , 该悬架刚度变化范围 小, 并且在上跳、 下落时 , 刚度增加 . 有利于缓解振 动、 冲击. 车轮在跳动过程中, 转向盘固定, 由于转向拉 杆的作用, 左右车轮会绕主销转动. 一般要求转向 角控制在一定的范围 , 否则影响汽 车的操纵稳定 性, 加速轮胎的磨损 . 从图可以看出 , 左车轮的变化 范围为 0. 7~ - 1 度 , 右车轮的变化范围为 - 1~ 0. 7 度, 变化趋势正好相反 , 可以避免跑偏现象, 但是 变化范围偏大.
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引
言
汽车悬架是汽车的一个重要组成部分, 悬架的 运动特性直接决定了整车的性能, 因此良好的悬架 影响着汽车行驶平顺性、 制动性和操纵稳定性 , 以 及轮胎的使用寿命. 目前国内悬架自主研发的过程 大多是借鉴国外同级别车型的逆向设计过程 , 通过 文献的查阅 , 正向设计的研究尚有所欠缺 . 本文所 要介绍的是如何根据小车整车参数 , 设计与小车相 匹配的前麦弗逊悬架结构, 计算了其硬点位置、 刚 度和阻尼, 并在 ADAMSP CAR 下建模仿真 , 结果表明 悬架性能基本合理, 并提出了一些可以进一步改进 的地方, 对以后悬架的匹配设计提供了一定的参考 .
电动小车开发中前麦弗逊式独立悬架匹配设计
杨 波,
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¹
左曙光 ,
1
覃
霍,
1
韩 乐
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( 1. 同济大学新能源汽车工程中心 , 上海 201804; 2. 上海燃料电池汽车动力系统有限公司 , 上海 201804)
摘
要:
介绍了根据整车参数, 在满足整车性能和麦弗逊悬架运动特性的基础上, 根据悬架结
构之间的几何关系, 匹配设计计算悬架硬点位置、 刚度和阻尼的方法 . 以国内一款正在研发的电 动小车为例 , 设计了与小车相匹配的前麦弗逊悬架结构 , 并在 ADAMSP CAR 下建立悬架模型. 仿 真结果表明匹配设计的麦弗逊悬架基本满足要求 . 研究结果为悬架设计的研究提供了参考. 关键词: 麦弗逊独立悬架; 匹配; 硬点; 刚度 ; 阻尼 U463. 32 文献标识码: A 置, 以及滑动支柱上安装点 C 的高度 . 在图中, 下 摆臂在横向平面的侧倾角 H 1 , 前悬架侧 倾中心高 度 RCH , 整车轮距 T , 前轮外倾角 A, 主销内倾角 B, 车轮半径 r , 下摆臂长度 LA D . 瞬时中心 IC 是下摆 臂 AD 和与滑动支柱相垂直的直线的交点. 侧倾中 心 RC ( 0, RCH - r cos A ) , 轮胎接 地点 K ( r cos ATP 2, - r cos A ). 中图分类号 :
图 7 悬架刚度变化曲线
644
佳 木 斯 大 学 学 报 ( 自 然 科 学 版 )
2009 年
式, 在满足设计要求的前提下 , 初步匹配了悬架各 硬点的位置、 刚度和阻尼 . 通过 ADAMSP CAR 建模 仿真 , 得到悬架定位参数、 刚度、 转向角变化曲线 . 结果表明 , 前轮前束、 转向角变化稍偏大, 但整个悬 架基本满足要求 , 说明这种匹 配设计方法是 可行 的, 对电动小车悬架的设计有一定的参考作用.
1
悬架硬点匹配设计
麦弗逊独立悬架结构简单, 结构硬点少 , 但由
于其主销轴线是随车轮跳动而改变的, 使得该悬架 结构的设计具有一定的特殊性 . 利用悬架空间结构 在横向、 纵向平面上的投影 , 坐标原点为前轮轴线 与车辆纵轴线交点, X 轴指 向车辆前进的 方向, Y 轴指向驾驶员 的左侧 , Z 轴通 过车轴中 心指向上 方, 在满足悬架设计要求的前提下, 计算各硬点的 位置 , 以便在 ADAMSP CAR 中建立仿真模型. 1. 1 横向平面设计计算 麦弗逊悬架横向平面投影如图 1 所示 , 根据小 车的空间布置可以首先确定下摆臂内支点 A 的位
2 [ 2]
( 13) 前轮外倾角有助于保证汽车稳定直线行驶, 从 图中可以看出 , 前轮外倾角随车轮上下跳动的变化 范围是- 0. 3~ 0. 9 度 , 变化合理 ; 前轮前束变化范 围偏大, 为- 1~ 0. 7 度 .
式中: F S 为弹簧作用力; IR 为弹簧安装比, 是指车 轮上下跳动时, 弹簧压缩、 伸长变化量与车轮垂向 位移的比值 ; $ IRP$ D 为弹簧安装比值随车轮跳动 的变化量 ; 为了简化计算, 我们假设弹簧安装比是一个定 值, 即 : K S = K WP ( IR ) 代入数据计算得 : K S = 50NP mm 2. 2 阻尼设计计算 评定减振器衰减快慢程度的是一个称为相对 阻尼系 U 的数值, 即: U= D P 2 m SFK R
参考文献 :
[ 1] [ 2] [ 3] 张洪欣 , 汽车设计 [ M] . 北京 : 机械工业出版社 , 1998. 陈家瑞 . 汽车构造 [ M] . 北京 : 人民交通出版社 , 2005. 艾维全 , 高世 杰 , 王 承等 . 麦弗 逊式前 悬架的 设计 改进 及分 析 . 上海汽车 , 2004( 8) : 26- 28. [ 4] [ 5] WilliamF. Milliken, DouglasL. Millikn, Race Car V ehicle Dynamics. 1995. Hazem A li Att ia. Dynamic Modeling of the Double Wishbone Motor - Vehicle Suspension System. European Journal of M echanics, 2002 ( 21) : 167- 174. [ 6] Thomas D. Gillespie. Fundamentals of Vehicle Dynamics . Society of Automot ive Engineers. 1992. ISBN 1- 56091- 199- 9.
由式 ( 3) 和 ( 4) 可以求出 y B , z B . 同理可以求出其他 硬点坐标 . 1. 2 侧向平面设计计算
麦弗逊悬架侧向平面投影如图 2 所示 , 下摆动 轴长度 L EF , 摆动轴 EF 的俯仰角 H , 2 , 主销后倾角 C D 点为摆轴 EF 的中点, x D = 0, 整车轴距 L . 因为 D 点坐标在横向平面中已经计算了 , 摆动轴线 EF 与 汽车总轴线在同一平面上, 则可以求出 E , F 的坐标. 车辆的抗点头率
[ 1]
: G= eE L dh e = Gh d LE ( 5) ( 6)
以上是麦弗逊悬架硬点设计的几何关系, 将整 车的参数以及空间布置间接得到的参数, 和悬架一 些性能参数作为已知量输入 , 就可以计算出硬点的 位置坐标 . 表 1 是硬点计算的输入参数. 表1 硬点匹配设计参数表
取值 8 9 1 1280 280 330 320 - 10 - 600 - 95 20 320 1. 5 2 0. 7 0. 55 2400 380 设计输入参数 主销内倾角 B( b) 主销后倾角 C(b) 车轮外倾角度 A(b) 轮距 T ( mm) 轮胎静力半径 r ( mm) 下摆臂摆轴长度 L EF ( mm) 下摆臂中心长度 LAD ( mm) 下摆臂球销中心点的 x 坐标 xA ( mm) 下摆臂球销中心点的 y 坐标 yA ( mm) 下摆臂球销中心点的 z 坐标 z A ( mm ) 侧倾中心高度 RCH ( mm) 整车质量中心高度 h ( mm) 横向平面内下摆臂侧倾角 H 1 (b) 侧向平面内上摆臂俯仰角 H 2 (b) 车辆抗点头率 G 车辆制动力分配系数 E 轴距 L ( mm) 滑动支柱上安装点 C 纵坐标 z C ( mm)
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图1
悬架横向平面投影
瞬时中心 IC 在 K , RC 连线的延长线上, 同时也在 下摆臂 AD 的延长线上, 则 : z IC - z RC z RC - z K = y IC - y RC y RC - y K t an H 1 = z IC - z A y IC - y A ( 1) ( 2)
第5 期
杨
波, 等: 电动小车开发中前麦弗逊式独立悬架匹配设计
643
且前后偏频值应接近些 . 理论分析表明 : 当以较高 车速驶过单个路障时 , 前后偏频比值 f 1P f 2 < 1 时的 振动幅度要比 f 1P f 2 > 1 时小, 故取前悬架偏频取 1. 0Hz, 后悬架偏频取 1. 1Hz . 电动小车轮胎垂向 刚度 , K T = 190NP mm, 前悬簧载质量 m SF = 320kg. 根据式( 9) , 单侧前悬架垂向刚度 K R : K R = 4 P f 1 ( mSF P 2)
根据式( 1) 和 ( 2) 可以求解出坐标 y IC , z IC , 根据运 动关系 CIC L BC , 则:
收稿日期: 2009- 08- 12 基金项目: 国家 863 计划电动汽车重大专项资助( 2005AA 501000) . 作者简介: 杨波 ( 1985- ) , 男 , 四川广汉人 , 同济大学在读研究生 , 主要研究方向为汽车系统动力学及控制 .