独立悬架导向机构设计及强度校核

独立悬架导向机构设计及强度校核

设计要求

1)悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过±4.0mm，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。

对后轮独立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，导向机构还应行址够强度，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。

4.6.2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4—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，并同时获得户点的高度。将户点与车轮接地点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4－25)，户点位于无穷远处。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。

h和P的计算法和图解法图4－24 横臂式悬架和纵横臂式悬架的距离

W

图4—25 横臂相互平行的双横臂式悬架侧倾中心的确定

双横臂式独立悬架的侧倾中心的高度W h 通过下式计算得出

tan cos 2R d K p b h V W ++=σβ (4－49) 式中)

sin()90sin(βαασ+−+=οc K d K p +=βsin

麦弗逊式独立悬架的侧倾中心由如图4—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。

图4—26 普通规格的麦弗逊式悬架的尺寸W h 和P 的计算法和图解法

麦弗逊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，则侧倾中心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W h 可通过下式计算

s

V W r d K p b h ++=σβtan cos 2 式中)

sin(βα++=o c K d K p +=βsin

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4—27。自铰接点正和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。

麦弗逊式悬架的纵倾中心，可由正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O ，，如图4—28所示。

图4—27 双横臂式悬架的纵倾中心

图4—28 麦弗逊式悬架的纵倾中心

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4—29所示。

图4－29抗制动纵倾性

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4—30所示。

4.6.3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4—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Z 。各匹配方案中，1β、2β角度的取值见图注，其正负号按右手定则确定。

图4—30α、β、γ的定义

图4—31 1β、2β的匹配对λ的影响

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4—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

图4—32 上、下横臂在横向平面内的布置方案

比较图4—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、下横臂摆动轴线的布胃方案

上、下横臂轴线在水平面内的布置方案有三种，如图4—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1α和2α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。

图4—33 水平面内上、下横臂轴布置方案

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1α为正，而上横臂轴N —N 的斜置角2α则有正值、零值和负值三种布置方案，如图4—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1α为正、上横臂斜置角2α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1α、2α都为正值，如图4—33a 所示，则主销后倾角随车轮的上跳较少增加甚至减少(当1α＜2α时＝。至于采