悬架导向机构设计

独立悬架导向机构的设计汽车悬架--独立悬架导向机构的设计；一、设计要求；对前轮独立悬架导向机构的要求是：；1)悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过±4．O；2)悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化；3)汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小；4)汽车制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有；对后轮独止：悬架导向机构的要求是：；1)悬架上的载荷变化时汽车悬架--独立悬架导向机构的设计第五节独立悬架导向机构的设计一、设计要求对前轮独立悬架导向机构的要求是：1)悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过±4．Omm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。

2)悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应产生纵向加速度。

3)汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。

在0．4g侧向加速度作用下，车身侧倾角不大于6°～7°，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。

4)汽车制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。

对后轮独止：悬架导向机构的要求是：1)悬架上的载荷变化时，轮距无显著变化。

2)汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身的倾斜反向，以减小过多转向效应。

此外，导向机构还应有够强度，并可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。

目前，汽车上广泛采用上、下臂不等长的双横臂式独立悬架(主要用于前悬架)和滑柱摆臂(麦弗逊)式独立悬架。

下面以这两种悬架为例，分别讨论独立悬架导向机构参数的选择方法，分析导向机构参数对前轮定位参数和轮距的影响。

二、导向机构的布置参数1．侧倾中心双横臂式独立悬架的侧倾中心由如图6—24所示方式得出。

将横臂内外转动点的连线延长，以便得到极点P，并同时获得P点的高度。

将P点与车轮接地点N连接，即可在汽车轴线上获得侧倾中心W。

当横臂相互平行时(图6—25)，P点位于无穷远处。

作出与其平行的通过N点的平行线，同样可获得侧倾中心W。

双横臂式独立悬架的侧倾中心的高度hw通过下式计算得出滑柱摆臂式独立悬架的侧倾中心由如图6—26所示方式得出。

从悬架与车身的固定连接点E 作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂线延长。

两条线的交点即为P点。

滑柱摆臂式悬架的弹簧减振器柱EG布置得越垂直，下横臂GD布置得越接近水平，则侧倾小心W就越接近地面，从而使得在车轮上跳时车轮外倾角的变化很不理想。

如加长下横臂，则可改善运动学特性。

麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度hw可通过下式计算式中2．侧倾中心在独立悬架中，前后侧倾中心连线称为侧倾轴线。

侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可能离地面高些。

平行是为了使得在曲线行驶时前、后轴上的轮荷变化接近相等，从而保证中性转向特性；而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许范围内。

然而，前悬架侧倾中心高度受到允许轮距变化的限制且几乎不可能超过150mm。

此外，在前轮驱动的车辆中，由于前轿轴荷大，且为驱动桥，故应尽可能使前轮轮荷变化小。

因此，独立悬架(纵臂式悬架除外)的侧倾中心高度为：前悬架0～120mm；后悬架80～150mm。

设计时首先要确定(与轮距变化有关的)前悬架的侧倾中心高度，然后确定后悬架的侧倾中心高度。

当后悬架采用独立悬架时，其侧倾中心高度要稍大些。

如果用钢板弹簧非独立悬架时，后悬架的侧倾中心高度要取得更大些。

3．纵倾中心双横臂式悬架的纵倾中心可用作图法得出，见图6—27。

自铰接点E和G作摆臂转动轴C和D的平行线，两线的交点即为纵倾中心。

滑柱摆臂式悬架的纵倾中心，可由E点作减振器运动方向的垂直线，该垂直线与过G点的摆臂轴平行线的交点即为纵倾中心OV，，如图6—28所示。

4．抗制动纵倾性(抗制动前俯角)抗制动纵倾性使得制动过程中汽车车头的下沉量及车尾的抬高量减小。

只有当前、后悬架的纵倾中心位于两根车桥(轴)之间时，这一性能方可实现，如图6—29所示。

5．抗驱动纵倾性(抗驱动后仰角)抗驱动纵倾性可减小后轮驱动汽车车尾的下沉量或前轮驱动汽车车头的抬高量。

与抗制动纵倾性不同的是，只有当汽车为单桥驱动时，该性能才起作用。

对于独立悬架而言，是纵倾中心位置高于驱动桥车轮中心，这一性能方可实现。

’6．悬架摆臂的定位角独立悬架中的摆臂铰链轴大多为空间倾斜布置。

为了描述方便，将摆臂空间定位角定义为：摆臂的水平斜置角α，悬架抗前俯角β，悬架斜置初始角θ，如图6—30所示。

三、双横臂式独立悬架导向机构设计1．纵向平面内上、下横臂的布置方案上、下横臂轴抗前俯角的匹配对主销后倾角的变化有较大影响。

图6—31给出了六种可能布置方案的主销后倾角λ值随车轮跳动的曲线。

图中横坐标为λ值，纵坐标为车轮接地中心的垂直位移量。

各匹配方案中β1、β2角度的取值见图注，其正负号按右手定则确定。

为了提高汽车的制动稳定性和舒适性，一般希望主销后倾角的变化规律为：在悬架弹簧压缩时后倾角增大；在弹簧拉伸时后倾角减小，用以造成制动时因主销后倾角变大而在控制臂支架上产生防止制动前俯的力矩。

分析图6—31中λ的变化曲线可知，第4、第5方案的λ变化规律为压缩行程λ减小，拉伸行程λ增大，这与所希望的规律正好相反，因此不宜用在汽车前悬架中；第3方案虽然主销后倾角的变化最小，但其抗前俯的作用也小，所以现代汽车中也很少采用；第1、2、6方案的主销后倾角变化规律是比较好的，所以这三种方案在现代汽车中被广泛采用。

2．横向平面内上、下横臂的布置方案比较图6—32a、b、c三图可以清楚地看到，上、下横臂布置不同，所得侧倾中心位置也不同，这样就可根据对侧倾中心位置的要求来设计上、下横臂在横向平面内的布置方案。

3．水平面内上、下横臂动轴线的布置方案上、下横臂轴线在水平面内的布置方案有三种，如图6—33所示。

下横臂轴M—M和上横臂轴N—N与纵轴线的夹角，分别用α1和α2来表示，称为导向机构上、下横臂轴的水平斜置角。

一般规定，轴线前端远离汽车纵轴线的夹角为正，反之为负，与汽车纵轴线平行者，夹角为零。

为了使轮胎在遇到凸起路障时能够使轮胎一面上跳，一面向后退让，以减少传到车身上的冲击力，还为了便于布置发动机，大多数前置发动机汽车的悬架下横臂轴M—M的斜置角。

，为正，而上横臂轴N—N的斜置角α2则有正值、零值和负值三种布置方案，如图6—33中的a、b、c所示。

上、下横臂斜置角不同的组合方案，对车轮跳动时前轮定位参数的变化规律有很大影响。

如车轮上跳、下横臂斜置角αl为正、上横臂斜置角α2为负值或零值时，主销后倾角随车轮的上跳而增大。

如组合方案为上、下横臂斜置角α1、α2都为正值，如图6—33a所示，则主销后倾角随车轮的上跳较少增加甚至减少(当α1<α2时)。

至于采取哪种方案为好，要和上、下横臂在纵向平面内的布置一起考虑。

当车轮上跳、主销后倾角变大时．车身卜的悬架支承处会产生反力矩，有抑制制动时前俯的作用。

但主销后倾角变得太大时，会使支承处反力矩过人，同时使转向系统对侧向力十分敏感，易造成车轮摆振或转向盘上力的变化。

因此，希望轿车的主销后倾角原始值为-1°一+2°。

当车轮上跳时，悬架每压缩lOmm，主销后倾角变化范围为10′一40′。

为了综合1上述要求，选择恰当的抗前俯角，国外已根据设计经验制定出一套列线图，如图6—34所示。

该图由三组线图组成：图6—34a为汽车在不同减速度时(以重力加速度g的百分数表示)，前轮上方车身下沉量f1，与抗前俯率ηd的关系；图6—34b，为下横臂摆动轴线与水平线夹角β1不相同时，主销后倾角λ的变化；率dλ／df1，与抗前俯率的关系；图6—34c为不同球销中心距时，主销后倾角λ的变化率dλ／df1与上、下横臂摆动轴线夹角(β2—β1)的关系。

运用此图的步骤如下：先根据设计的允许前俯角(在0．5g时为1°～3°)确定f1，然后找到相应的ηd，并在图6—34b上初选β1，求出主销后倾角变化率(推荐悬架每压缩lOmm时为10′一40′)．如超出范围，即重新选β1，，直至达到要求为止。

接着可用图6—34c，先选定球销中心距，从图6—34b所定的dλ／df1值与初选的球销中心距在图上沿虚线所示的路线找到上、下横臂的夹角(β2—β1)，如布置上允许即认为初选成功。

此图适用于轴距2．8～3．2m，质心高为0．58～0．6m的轿车。

4．上、下横臂长度的确定双横臂式悬架的上、下臂长度对车轮上、下跳动时前轮的定位参数影响很大。

现代轿车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短、下横臂长。

这一方面是考虑到布置发动机方仙。

另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。

图6—35为下横臂长度l1保持原车值不变，，改变上横臂长度l2，使l2／l1，分别为0.4，0．6，0．8，1．0，1．2时计算得到的悬架运动特性曲线。

其中Z—By(1/2轮距)为车轮接地点在横向平面内随车轮跳动的特性曲线。

由图可以看出，当上、下横臂的长度之比为0．6时，By曲线变化最平缓；l2／l1增大或减小时，By曲线的曲率都增加。

图中的Z—δ和Z—γ分别为车轮外倾角和主销内倾角随车轮跳动的特性曲线。

当l2／l1=1．0时，δ和γ均为直线并与横坐标垂直，这时，δ和γ在悬架运动过程中保持定值。

设计汽车悬架时，希望轮距变化要小，以减少轮胎磨损，提高其使用寿命，因此应选择l2／l1在0．6附近；为保证汽车具有良好的操纵稳定性，希望前轮定位角度的变化要小，这时应选择l2／l1在1.0附近。

综合以上分析，该悬架的l2／l1应在0．6～1．0范围内。

美国克莱斯勒和通用汽车分司分别认为，上、下摆臂长度之比取0．7和0．66为最佳。

根据我国轿车设计的经验，在初选尺寸时, l2／l1l取0．65为宜。

四、麦弗逊式独立悬架导向机构设计1．导向机构受力分析分析如图6—36a所示麦弗逊式悬架受力简图可知，作用在导向套上的横向力F3，可根据图上的布置尺寸求得式中，F1为前轮上的静载荷F1′减去前轴簧下质量的1／2。

力F3越大，则作用在导向套上的摩擦力F3f越大(f为摩擦因数)，这对汽车子顺性有不良影响。

为了减小摩擦力，在导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。

由式(6—28)可知，为了减小力F，，要求尺寸c 十b越大越好，或者减小尺寸a。

增大尺寸c+b使悬架占用空间增加，在布置上有困难。

若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小尺寸。

的目的，但也存在布置困难的问题。

为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的G点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸。

的目的，又可获得较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。

移动G点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。

由图6—36b可知，将弹簧和减振器的轴线相互偏移距离s，再考虑到弹簧轴向力F6的影响，则作用到导向套上的力将减小，可用下式计算由式(6—29)可知，增加距离s，有助于减小作用到导向套上的横向力F3。