麦弗逊独立悬架受力分析及计算.
麦弗逊式螺旋弹簧悬架的刚度与阻尼特性分析
麦弗逊式螺旋弹簧悬架的刚度与阻尼特性分析第39卷第2期2011年2月同济大学(自然科学版)JOURNALOFTONGJIUNIVERSITY(NATURALSCIE)V o1.39No.2Feb.2011文章编号:0253.374X(2011)02—0266—05DOI:10.3969/j.issn.0253—374x.2011.02.021麦弗逊式螺旋弹簧悬架的刚度与阻尼特性分析陈辛波,王斌,朱琳,冯春晟(同济大学汽车学院,上海201804)摘要:为提高麦弗逊式独立悬架分析与设计效率,建立悬架受力分析以及进行刚度与阻尼计算的数学模型,给出按选定的偏频和相对阻尼比确定螺旋弹簧刚度和减震器阻尼参数的设计步骤,并研制了方便实用的麦弗逊螺旋弹簧悬架系统刚度和阻尼参数分析与设计计算软件.虚拟样机试验结果验证了数学模型和计算软件的正确性.关键词:麦弗逊式螺旋弹簧悬架;减震器;刚度;阻尼中图分类号:U463.33文献标识码:A StiffnessandDampingCharacteristicsAnalysis onMePherson—strutSuspensionXinbo,WANGBin,ZHULin,Chunsheng(CollegeofAutomotiveStidies,T0niUniversity,Shanghai201804,China)Abstract:ToimprovetheanalysisanddesignefficiencyofMcPherson-strutsuspension,amathemafica1modelofsuspension basedonforceanalysisanddampingcalculationwasestablished. 111edesignprocedureofconfirmingparametersofcoilspring stiffnessandshockabsorberdampingbasedondesignedoffset frequencyandrelativedampingratiowasputforward,andasetof specialsoftwareofstiffnessanddampingparameteranalysisand designforMcPherson-strutsuspensionsystemwasdesigned.,nle testresultsofvirtualprototypeverifytheaccuracyofrr~thematicalmodelsandcalculatingsoftwareonstiffnessand dampingcharacteristicsanalysis.Keywords:McPherson—strutsuspension;shockabsorber; stiffness;damping汽车悬架作为连接车身与车轮的系统总成,决定着车辆的稳定性,舒适性和安全性.麦弗逊式独立悬架是轿车常用的悬架结构型式之一.国内外对它已进行了不少研究,如文献[1]建立了麦弗逊式前悬架多刚体模型,并采用)AMS/Insight模块进行影响因素分析和悬架布置的优化;文献[2]利用ADAMS软件建立汽车虚拟样机,研究螺旋弹簧刚度和横向稳定杆直径对汽车稳态转向特性的影响;文献[3]建立麦弗逊悬架多体动力学模型,将减振器侧向力仿真结果作为侧载弹簧设计目标,应用有限元方法进行结构优化设计,并进行了试验验证;文献I-4]研究前麦弗逊悬架的侧倾转向,采用遗传算法对机构特性进行运动分析和优化.这些研究一般都离不开ADAMS软件平台的支撑,因而也不能给出悬架等效刚度及等效阻尼参数与悬架实际所用弹簧元件及减震器参数之间的解析关系.文献[5—6]在机构运动分析的基础上,导出了分析双横臂悬架受力,刚度与阻尼特性的基本公式,并开发出了双横臂悬架系统刚度与阻尼参数分析软件.然而对于麦弗逊式独立悬架系统还没有这方面的研究,笔者针对麦弗逊式独立悬架系统进行导向机构的运动和受力分析,直接导出麦弗逊式悬架系统有关刚度,阻尼及受力分析的解析式,并编制便捷的悬架系统参数分析与设计计算软件.在ADAMS环境下建立麦弗逊式悬架模型,进行虚拟样机试验的结果验证了相关公式和计算软件的正确性.这样,直接运用自主开发的软件系统,可方便准确地进行麦弗逊式悬架刚度与阻尼参数的匹配计算和受力分析,从而为进__步的悬架结构设计和分析提供理论依据.1麦弗逊式螺旋弹簧悬架运动分析麦弗逊独立悬架右悬架部分由下摆臂,转向节收稿IEf期:2009—11—09基金项目;上海市科委项目(06DZ12214);科技部国际合作项目(2oo9DFB801oo)第一作者:陈辛波(1962一),男,教授,博士生导师,工学博士,主要研究方向为汽车传动与控制,电动汽车等.E-mail:Austin_l@163第2期陈辛波,等:麦弗逊式螺旋弹簧悬架的刚度与阻尼特性分析总成(包括减振器下体,轮毂轴,制动底板等),转向横拉杆,减振器上体,转向器齿条,车轮总成,车身共7个刚体组成.将麦弗逊悬架进行合理简化,如图l所示.其中为下摆臂,螺旋弹簧HG通过∞与减震器连接.肋为减震器,其一端E固定支承于车架,另一端O与转向节OC『B固定,B点通过球铰与下横臂AB连接.杆件AB长Z,ED长ls,BC长c,CG长￡,AE长c,a.表示AE与水平方向的夹角;E点坐标(E,Y);螺旋弹簧上端固定点H点坐标(X,Y);C点到轮胎中心点F的距离zt,轮胎半径PF为;ab,a分别表示BC与OC延长线的夹角,C_G与OC的夹角;,为减震器和螺旋弹簧与垂直方向的夹角;为下臂AB与水平方向的夹角;卢为主销内倾角;口为CF与CE垂直方向的夹角. 图1麦弗逊螺旋弹簧独立悬架结构简图Fig.1StructurediagramofmcPherson—strut suspension建立固结于C点的相对坐标系C1y.其中y1沿CE方向,则Fcosflo]厂一sinflo]lsinP._J'Yllc._J1.1角由机构位移分析,得2tan-~—A+~/A2-B2-C2(1)式中:A=1lsine—lesina;B:1lsine—leCOSa.;C=Ibsinab.微分式(1)可得d/de,d2/de.1.2减震器长度k及相对滑动速度lec=,/(c—gee)+(yc—YE)(2)V=1sin(叩一.】fI)一Ibcos('7一J9o—ab)dflo/de (3)其中,fEC与水平方向的夹角为一tan()(4)1.3车轮外倾角车轮外倾角是指转向轮在安装时,其轮胎中心平面不是垂直于地面,而是向外倾斜一个微小的角度.它可以避免汽车重载时车轮产生负外倾即内倾, 同时也与拱形路面相适应.由于车轮外倾使轮胎接地点向内缩,缩小了主销偏移距,从而使转向轻便并改善制动的方向稳定性.车轮外倾角为a=f一o(5)1.4主销内倾角主销BE连线的内倾角为卢=tan一[(YE～YB)/(B一日)](6)1.5其他参数计算根据图1,可直接由如下矢量和计算C点位置坐标(c,YG)[:]:[:cs.inseJ]+L-cl.bssin(.fl+o+.;]=l1c…os~-l.b…sin(,.flo+a..b,)1(7)』…jJ.…,●uH.,同理可得G点坐标(XG,Y),轮心F点坐标(,Y),车轮接地点P点坐标(P,Y).弹簧长度L为L=1VH=~/(H—XG).+(YH—YG)(8)设逆时针方向为正方向,弹簧力的方向角为k=tg[(G一H)/(YH—YG)](9)2麦弗逊式螺旋弹簧悬架受力分析静载时,车轮接地点受到地面对车轮的作用力F=mg,其中m为1/4车辆总负载.在车辆行驶过程中,螺旋弹簧受弹簧力F=k.(Z—eo),其中.为弹簧刚度系数,￡为弹簧受力后的实际长度,￡o为同济大学(自然科学版)第39卷弹簧原长度.由图2得F他=a悬架受力分析式中,lo为上横臂螺旋弹簧零变形(FP=0)时弹簧(10)的初始长度?l0=l一(Fedye/d~)/(kQ)(13)令q=sin/?kG—cosflkYG容易求得(((c_Q+Qdldyp+Q一fd2ypdyp).(14)可见,当螺旋弹簧刚度k.一定时,悬架刚度与螺旋弹簧刚度k.及悬架机构结构参数之间存在明显的非线性关系.从中可解得螺旋弹簧刚度为b减震器简化图图2麦弗逊螺旋弹簧悬架受力分析与减震器简化图Fig.2DiagramofMePherson—strutsuspension andshockabsorber3悬架刚度与弹簧刚度间的解析关系悬架系统刚度直接影响汽车平顺性.汽车的固有频率是衡量汽车平顺性的重要参数,它由悬架刚度和悬架弹簧支承的质量(簧载质量)所决定.当悬架刚度一定时,簧载质量越大,悬架垂直变形也愈大,而固有频率越低.空车时的固有频率要比满载时高.簧载质量变化范围大,固有频率变化范围也大. 为了使空载和满载固有频率保持一定或很小变化, 有时需要把悬架刚度做成可变或可调的.设单轮悬架刚度为k,N?m,单轮簧载质量为,kg,f为悬架固有频率,则kP=(2nf)m(11)设螺旋弹簧刚度为.,N?m～,螺旋弹簧变形所产生的力为F,N,则按螺旋弹簧的不同安装位置可分别建立k与k之间的函数关系.根据功能原理,得—k.(1一lo)(sinflkXG～COS~kYa)r1r),一dy./dek.=()q—dypdQ+FPd2YP0Q(15)4悬架阻尼特性与减震器阻尼参数的解析关系悬架系统弹性元件受冲击将产生振动.为改善汽车行驶平顺性,衰减车身自由振动和抑制车身,车轮的共振以减小车身的垂直振动加速度和车轮的振幅(减小车轮对地面压力的变化,防止车轮跳离地面),在悬架中与弹性元件并联安装减振器.减振器利用其自身的油液流动阻力来消耗振动能量,以迅速衰减车身振动.按汽车平顺性要求,悬架平衡位置垂向阻尼系数CP由下式确定:CP=4nfmCo(16)式中,C.为相对阻尼比,可取0.25～0.50.按功能原理,求得C与减震器阻尼系数C的关系为CV=CP(dyP/de)=CP.(17)式中,V为车轮跟动速度.代人相关参数,得广CP=Clllsin(一)一lbcos('7一L]2,卢.一a)dfl0/del/(dyP/de)(18)5虚拟样机验证5.1设计步骤及软件研制软件设计的目的是将麦弗逊悬架繁复的设计过第2期陈辛波,等:麦弗逊式螺旋弹簧悬架的刚度与阻尼特性分析程可视化,实现依据用户输入的相应初始参数来进行麦弗逊式螺旋弹簧悬架的模拟运行,给出横臂和连杆轨迹跟踪图,悬架中各力与关系图示,悬架刚度k与关系图示,CP与关系图,并最后输出基于初始参数的平衡点各参数数值.从而清晰地了解设计过程中各个参量对麦弗逊悬架性能的影响,进而方便调整,达到简化设计过程,提高设计效率的目的.设计步骤如下:①按人体工程学和汽车平顺性要求,选取合适的偏频和相对阻尼比.②按式(11),式(16)分别计算悬架平衡位置时的k,C以及C.③由式(14)计算k随悬架上下跳动的变化.④在悬架平衡位置,将F=mg代人式(15),确定,进而由式(13)计算￡..⑤按式(2)～(4)计算f嬲,随悬架上下跳动的变动范围及.,进而确定减震器阻尼力F=CV.⑥按式(18)计算悬架阻尼系数C随悬架上下跳动的变化.⑦按式(12)计算悬架不同位置时地面对车轮的反力.⑧按式(5),式(6)求车轮外倾角,主销内倾角.用VB软件编制简明实用的参数化计算软件,其运行界面如图3所示.壹弗避式螺旋弹簧患架分析V10F●b,F'r0一l;li1_l芦-L一i一!一{一一l一一l;卜i卜lF一{■lr—l■l—i『l一{I图3麦弗逊式螺旋弹簧悬架分析软件结果输出界面Fig.3Outputinterfaceofanalysissoftwareon McPherson—strutsuspension5.2基于ADAMS的虚拟样机试验验证在ADAMS环境下,建立如图4所示麦弗逊式悬架仿真模型,验证悬架刚度和阻尼特性等参数随车轮上下跳动而变化的规律是否与上述软件计算结果一致. 5.2.1悬架刚度验证同理,对悬架刚度进行虚拟仿真和理论曲线绘制,测量值与计算值重合,如图5所示.证明悬架刚度计算仿真正确.图4添加驱动和约束后的模型Fig.4Modelwithdrivingandrestrictions图5悬架刚度验证曲线Fig.5Stiffnessvalidationcurveof McPherson—strutsuspension5.2.2悬架阻尼验证由于式(17)中C为常数,而图6和图7显示的减震器相对运动速度和车轮跳动速度(即),其理论计算与ADs仿真完全一致,因此式(18)无误.6结语建立了汽车麦弗逊式悬架系统受力分析和刚度,阻尼计算的数学模型.给出了按选定偏频和相对阻尼比确定螺旋弹簧刚度和减震器阻尼参数的设计步骤.研制了麦弗逊式螺旋弹簧悬架系统刚度和阻尼参数分析软件,为此类独立悬架系统提供了简明实用的仿真分析与设计工具.270同济大学(自然科学版)第39卷图6减震器运动相对速度曲线Fig.6Relativemovingspeedcurveofshockabsorber毒{蟊主:j!霸斛鞠.l期雕-磷刊QI墅l嚼嚼囊囊删刊矧删rj膏I|嘲…-～.枷.\三/\■■一1*./\:/,一,Ⅱ/\l,/\t..\1.|一i1.\\h__I…l=i!小呻jl1—Yr—■——●—一广——一广肓———————■■——■—●.一——tJ 啪——卫1l～{…'…PI?I…一jIJ::{",rJl17■——■●__j脚_-^_参型fI.黔.:图7车轮跳动速度曲线Fig.7Jumpingspeedcurveofwheel参考文献:[1]汤靖,高翔,陆丹.基于ADAMS的麦弗逊前悬架优化研究[J]计算机辅助工程,2004,3(1):28.?下期文章摘要预报?TANGJing,GA0Xiang,LUDan.Theoptimizeddesighof macphersonsuspensionbasedonadamsI-J] puterAidedEngineering,2004,3(1):28.[2]褚志刚,邓兆祥,王攀,等.基于虚拟样机的汽车稳态转向特性改进研究I-J].系统仿真,2006,18(1):106.CHUZhigang,DENGZhaoxiang,WANGPan,eta1. Improvementofstablesteeringcharacteristicofvehiclebasedon virtualprototype[J].JournalofSystemSimulation,2006,18(1):106.[3]柳江,喻凡,楼乐明.麦弗逊悬架侧载螺旋弹簧优化设计[J].汽车工程,2006,28(8):743.LIUJiang,YUFan,LOULeming.Optimizationdesignofside loadcoilspringsformacPhersonsuspensionI-J].Automotive Engineering,2o06,28(8):743.r4]HoseinHabibi,KouroshH.Shirazi,MohammadShishesaz.RoIJ steerminimizationofMcPherson—strutsuspensionsystemusing geneticalgorithmmethod[J].MechanismandMachineTheory, 2008,43:57.[5]陈辛波,王伟,万钢.双横臂扭杆弹簧悬架系统刚度与阻尼特性分析的新方法[J].机械工程,2009,42(9):103.CHENXinb0,WANGWei,WANGang.Newmethodfor analyzingrigidityanddampingcharacteristicsofdouble- wishbonesuspensionwithtorsionbar[J].ChineseJournalof MechanicalEngineering,2009,42(9):103.[6]冯春晟,陈辛波.双横臂一螺旋弹簧悬架受力及刚度阻尼特性非线性分析[J].汽车技术,2007(9):7.FENGChunsheng.CHENXinbo.Nonlinearanalysisonforce, rigidityanddampingperformancesofdoublewishbone independentsuspensionwithcoilspring[J].Automobile Technology,2007(9):7.[7]刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001. LIUWeixing.Automotivedesign[M].Beijing:Tsinghua UniversityPress,2001.基于增量谐波平衡法的汽车非线性悬架系统定量研究盛云,吴光强分析了汽车悬架系统和轮胎的非线性弹簧力和阻尼力,建立二自由度汽车非线性垂向振动系统的动力学模型.结合增量谐波平衡方法(incrementalharmonicbalancemethod, IHBM),对该系统的动力学行为进行定量研究.推导其增量谐波平衡过程,研究增量谐波平衡法的迭代计算过程,采用几个不同的谐波次数,计算系统的近似周期解,确定周期解的稳定性;同时,以路面激励圆频率为参数进行了跟踪计算,得到系统主共振时的幅频响应特性.近似解的计算结果与数值计算结果的对比表明,增量谐波平衡方法的精度可灵活控制,且收敛速度快,结果可靠,是汽车强非线性动力学行为研究的有效方法.。
麦弗逊式独立悬架运动分析_时培成
质量系统的结构相同 , 转向横拉杆与转向机直接相连, 认为左右悬架包括转向横拉杆, 以汽车的纵向中轴线 对称。 根据实际悬架系统结构建立的悬架多体模型装配 图如图 5 所示, 整个悬架系统包括 : 下控制臂 ( 2 个 ) 、 转向节总成 ( 2 个, 由轮毂轴、 制动底板、 转向节臂、 减 震器下半部分等组成 ) 、 转向横拉杆 ( 2 个 ) 、 减震器上 半部分 ( 2 个 ) 、 转向机齿条 ( 1 个 ) 、 横向稳定杆 ( 2 个, 实际结构中横向稳定杆为一个整体, 建模时为了仿真 其功能 , 将整杆分为两部分 , 以转动副和 扭杆弹簧相 连) 、 车轮总成 ( 2 个 ) 和车身 ( 1 个 ) 共 14 个物体组成。 在 ADAMS 环境中按照各构件实际相应连接关系, 加上 相应的约束副即可构建完成[ 6] 。模型中总共使用 2 个 ( 18) 圆柱副、 7 个铰接副、 2 个球形副、 1 个移动副、1 个固 定副、 4 个万向副。
2 2 2 2 2 2 2 2
( 11)
d 82
解此方程组可得 G ( x g , y g , z g ) 点坐标。
图1
麦弗逊式悬架空间拓扑图
图2
减振器轴线空间位置图
( x - x d ) 2 + ( y - y d ) 2 + ( z - z d ) 2 = l 1 2 + l 22 2 l 12 sin2 + 2l 1 cos 由图 2 可得 = l 22 - l 1 2sin2 - arcsin (
( 8)
( 9)
( 10)
86
机械传动
2008 年
yp - yg tan = z - z p g 1/ 2 轮距变化 B B = y h - y h0 车轮外倾角 前轮前束量 1. 3 . 2 侧倾中心计算 如图 3 所示 , 将悬架投影到 z - y 在平面时, 有 1 z = - ( y - yd ) + z d k2 ( 17) z = k 4( y - y c ) + z c z 0- z c 式中 , k 4 = 。 x 0- x c 解得 k 4( y d - y c ) + k 2 k 4 z d + z c zs = 1+ k 2 k 4 ys = k 2 ( z d - z c ) + k2 k4 y c + yd 1+ k 2 k 4 yp - y g = 4 R sin[ a tan( )] xp - xg
麦弗逊独立悬架的运动分析和结构设计开题报告
论文开题报告论文题目：麦弗逊独立悬架的运动分析和结构设计一、立论依据1、研究意义最近这几年，中国汽车产销不断上升，自2002 年之后，中国汽车行业开始进入爆发式增长阶段，特别是随着私人消费的兴起，轿车需求量开始迅速攀升，并成为推动中国汽车发展的一股重要力量。
与此同时，中国在全球汽车产业中的地位也逐渐上升。
2007 年，中国汽车需求总量为879 万辆，在全球市场占比从2001 年 4.3%上升到2007 年的12.2%。
2009年首次超越美国成为全球第一大汽车产销国后，2010 年中国再次稳坐全球销量第一的位置。
全年销量超过1800 万辆。
目前中国汽车市场自主品牌发展态势良好。
自主品牌乘用车的销售量也是十分可观的。
之所以自主品牌的销量不断上升，跟中国汽车品牌在乘用车领域技术不断学习进步不无关系。
中国汽车工业这些年逐步建立起有竞争性、不同技术层次的零部件配套体系。
并积极开展节能、环保型的汽车研发，推动技术进步，加快汽车产品的结构升级。
坚持对外开放和自主发展相结合的原则，努力提高自主研发能力，培育自主品牌产品。
为了实现由“汽车大国”向“汽车强国”转变，一方面，国家通过宏观调控、政策扶持等措施，鼓励和支持汽车产业的转型升级；另一方面，企业在国家政策的引导下，在组织结构、产品结构、技术结构、市场结构等方面积极实施转型升级战略，全面、有效提升汽车产业的国际竞争力。
汽车强国就必须要具有完全白主知识产权的汽车。
一辆具有自主知识产权的汽车，并不是那么容易就能制造出来的。
虽然目前中国已经有许多自主品牌的汽车，不但在国内销量不错，而且有个别车型能够出口。
然而，其实很多自主品牌的汽车，内部零部件或多或少也都不是中国自己的技术，没有自主知识产权，虽然从整车角度看，是中国的自主品牌，其实不然。
零部件是组成一辆汽车的基木，而在零部件制造生产上具有自主知识产权，才能使中国的自主品牌汽车真正畅销巾场，经久不衰。
2、悬架概述汽车悬架是汽车一个非常重要的部件。
5.麦弗逊悬架中减振器侧向力的分析与减少方法
三、减振器侧向力减少的方法和存在的问题
力的平衡没有变。 力矩的平衡变为以A点为旋转 点的力矩平衡：
车轮上下运动时，减振 器侧向不受力。
四、麦弗逊悬架的侧向力优化的实例
雷诺MEGANE
e
H e
相对普通麦弗逊悬架， 使得地面作用力的力矩e 变小，大幅减小外来的 力矩的大小，减振器侧 向力随之大幅减小。
五、总结
在车辆的整个运动过程中，我们不可能完全消除减振器 的侧向力，只能减小。
同时减振器本身具有一定抗侧向力的能力，我们在设计 时尽量通过改变结构和几何关系来减小减振器侧向力。
通过以上的分析会有这样切肤感受，悬架的几何学左右 着悬架特性和车辆的性能，是悬架极其重要的参数，是悬架 之命。
麦弗逊悬架 减振器侧向力的分析与减少方法
一、麦弗逊悬架两种形式 二、减振器侧向力产生的原因和计算 三、减振器侧向力减少的方法和存在的问题 四、侧向力优化的实例 五、总结
一、麦弗逊悬架两种形式
阿里·麦弗逊（Macpherson）在通用公司发 明麦弗逊悬架，后跳槽到福特公司，上世纪40 年代末，麦弗逊独立悬架真正进入实用化。
三、减振器侧向力减少的方法和存在的问题
而这种螺旋弹簧在下摆臂上麦弗逊悬架，不能采 用螺旋弹簧作用中心偏置的方法，只能采用减小a和e 的办法。
三、减振器侧向力减少的方法和存在的问题
车轮上下运动时，减振器上安装支架中的 橡胶件的变形，也会让减振器侧向受力。
所以在车辆运动过程中，完全消除减振器 侧向力是不可能，只能尽量减小。
二、减振器侧向力产生的原因和计算
这个整体在A、B、E收到FA、FC、 W三个力的作用。这三个力必须满
足两个平衡：ห้องสมุดไป่ตู้
一、三个力的平衡：
轿车前悬架(麦弗逊式)
上述对螺旋弹簧的计算的结果如下表1-3所示。
自由高度H0
370mm
弹簧圈数n
5.5圈
螺旋角
8.89度
内径D1
78.5mm
外径D
100.5mm
节距t
44.2mm
在AUTOCAD软件环境下绘制螺旋弹簧的工程图（如图2-5）所示。为了改善
弹簧在安装后的受力状况，螺旋弹簧的两端需作端平处理，在装配时此处的配合精度选为七级精度，又因为弹簧的外径为100.5mm，根据文献[18]，粗糙度值选为3.2。
2.2.2
根据悬架系统的装配图，对其进行结构分析、计算可以得出平衡位置处弹簧所受压缩力P与车轮载荷 的关系式：
式中，
为车轮外倾角， 为减振器内倾角，
为主销轴线与减振器的夹角
式中角度如图2-3所示。
弹簧所受的最大力
取动荷系数k=1.7，则弹簧所受的最大力Pdmax为：
Pdmax=
2.车轮到弹簧的力及位移传递比
2.减振器的阻尼系数
减振器的阻尼系数不仅与非簧载质量和悬架刚度有关，还与相对阻尼系数有关。
（2-16）
捷达轿车中减振器安装在悬架中与垂直线成 的夹角，则此时的阻尼系数应根据减震器的布置特点确定：
式中：w——杠杆比,i=n/a；
N——为下横臂的长度
——减振器安装角。
2.储油筒的确定
一般 ，壁厚取2mm，材料选用20号钢。
2
2.1
2.1.1
此型轿车是一款小排量的经济型轿车，总体参数要求见表。
表1-1捷达轿车的总布置参数要求
设计状态下的前轴轴荷
710kg
空载时的前轴轴载
639kg
前桥左右悬架的总质量mu
麦弗逊悬架减振器侧向力分析综述
麦弗逊悬架减振器侧向力分析综述刘守银，周忍【摘要】麦弗逊悬架减振器侧向力对减振器寿命和悬架性能影响很大，系统分析减振器侧向力对麦弗逊悬架设计具有重要意义。
减振器的侧向力取决于车辆运动时受到的地面的作用力和悬架的几何结构，本文综述了车辆行驶时车轮上下运动的侧向力、加速、减速、转弯时侧向力的分析，确定了麦弗逊悬架的几何结构对减振器侧向力的影响因素，并通过国内外最新产品的实例说明通过改变悬架的几何结构来减小减振器侧向力的具体方法和产生的效果。
最后对减振器侧向力进行了总结，并对未来麦弗逊悬架的研发工作提出了一些建议。
【期刊名称】汽车实用技术【年(卷),期】2014(000)010【总页数】5【关键词】麦弗逊悬架；减振器；侧向力；综述【文献来源】https:///academic-journal-cn_automobile-applied-technology_thesis/0201223633858.htmlCLC NO.: U467.4 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2014)10-44-05前言因为麦弗逊悬架减振器不仅支撑车体重量，而且承受由作用在车体上的惯性力而产生的弯曲力，所以不可避免增大减振器的滑动部位摩擦力。
为了减小摩擦力，在轴承和活塞的滑动部位使用摩擦系数低的材料来提高滑动性，如在活塞杆导向座处采用PTFE涂层、在活塞上使用PTFE薄膜等，但是,这只能在很小程度上减小摩擦力，更重要的是减小作用在减振器上的侧向力[1]。
麦弗逊悬架减振器在实际应用中因活塞杆发生侧向摩擦，引发早期失效和漏油等，同时，摩擦阻力增加了车轮的上下运动的阻力，因此，麦弗逊悬架及悬架元件侧向受力而产生的摩擦不仅影响悬架及悬架元件的耐久性，而且更直接、更显著地影响整车平顺性。
国内外学者麦弗逊悬架减振器侧向力的研究方面主要侧重车轮上下运动时的侧向力，并发表了很多论文[2-5]。
麦弗逊悬架计算说明书
悬架系统计算说明书1．整车有关参数1．1 轴距：L=2610mm1．2 轮距：前轮B1=1530mm后轮B2=1510mm1．3 轴荷(kg)1.4 前后轮空满载轮心坐标（Z向）1．4 前、后悬架的非簧载质量(kg)：G u1=108kg G u2=92kg1．5 悬架单边簧载质量(kg)悬架单边簧载质量计算结果如下：=（795-108）/2＝343.5kg 前悬架：空载单边车轮簧载质量为M01=（872-108）/2＝382kg半载单边车轮簧载质量为 M03满载单边车轮簧载质量为M02=（891-108）/2＝391.5kg=（625-92）/2＝266.5kg 后悬架：空载单边车轮簧载质量为M1半载单边车轮簧载质量为M=（773-92）/2＝340.5kg3满载单边车轮簧载质量为M2=（904-92）/2＝406kg2、前悬架布置前悬架布置图见图1图1 T21前悬架布置简图3、前悬架设计计算3．1 前悬架定位参数:3．2 前悬架采用麦弗逊式独立悬架，带稳定杆，单横臂，螺旋弹簧，双向双作用筒式减震器。
(1) 空满载时缓冲块的位置和受力情况 空载时，缓冲块起作用，不受力 满载时，缓冲块压缩量为13.8mm ，（由DMU 模拟得知，DMU 数据引自T21 M2数据）。
根据缓冲块的特性曲线，当缓冲块压缩13.8mm 时，所受的力为：125N (2) 悬架刚度计算螺旋弹簧行程杠杆比：1.06悬架刚度为K 1= （（391.5-343.5）*9.8-125/1.06）/（5-（-15））= 17.62N/mm（3）前螺旋弹簧①截锥螺旋弹簧②螺旋弹簧行程杠杆比：1.06③刚度C1=K1*（1.06）2*0.9=17.62*（1.06）2*0.9=17.81N/mm（4）静挠度和空满载偏频计算空载时挠度 f 1= N 1/K 1=( M 01*9.8)/K 1=(343.5*9.8)/17.81=18.9cm 静挠度 f 01= f 1 +(5-(-15))/10=20.9 偏频n:空载为 Hz f n 15.19.18/5/511===满载为 Hz f n 09.19.20/5/50101===结论：前悬架偏频在1.00～1.45Hz 之间，满足设计要求。
麦弗逊式悬架设计说明书
前言悬架是现代汽车的重要组成部分之一。
虽然并非汽车在行进必不可少的装备，但如果没有悬架，将极大的影响汽车的操纵稳定性和平顺性。
悬架对整车性能有着重要的影响。
在汽车市场竞争日益加剧的今天，人们对汽车的性能的认识更多的靠更为直接的感观感受，而非他们不太懂得的专业术语。
因此，对汽车操纵稳定性﹑平顺性的提升成为了各大汽车厂商的共识。
与此关系密切的悬架系统也被不断改进，主动半主动悬架等具有反馈的电控系统在高端车辆上的应用日趋广泛。
无论定位高端市场，还是普通家庭的经济型轿车，没有哪个厂家敢忽视悬架系统及其在整车中的作用。
这一切，都是因为悬架系统对乘员的主观感受密切联系。
悬架系统的优劣，乘员在车上可以马上感受到。
“木桶理论”，很多人都知道，整车就好比是个“大木桶”，悬架是它的一片木板。
虽然，没有悬架的汽车还是可以跑动的，但是坐在上面是很不舒服的。
坐过农用车货厢的人，对此应该是颇有些体会的，即便是较好的路况，在上面也是颠来颠去的。
因为它的悬架很简单，对平顺性和操纵稳定性考虑的很少。
只有当悬架这块木板得到足够重视，才能使整车性能得以提升。
否则，只能是句空话。
正因为悬架在现代汽车上的重要重要作用，应该重视汽车悬架的设计。
只有认真，严谨的设计才能确保其与整车的完美匹配。
而要做到这一点，就必须，查阅大量相关书籍，图册，行业和国家标准。
这些是对我们这些将来要从事汽车设计，制造工作的工科出身的大学毕业生的必须经历的一个必不可少的训练。
没有经过严格的训练的洗礼，是不可能具备这种专业精神和素质的。
目录前言 (1)第一章悬架的功用 (3)第二章悬架系统的组成 (4)第三章悬架的类型及特点 (5)§3.1非独立悬架的分类及特点 (5)§3.2独立悬架分类及特点 (7)第四章匹配车型的选择 (9)第五章悬架主要参数的确定 (10)§5.1悬架静挠度f............................................................. 错误！未定义书签。
麦弗逊 2
n 1=1.2Hz,n 2=1.3Hz 所以n 1/ n 2=0.92，满足要求。
当1ε=时，汽车前、后桥上方车身部分的垂向振动频率1n ，2n 与其相应的悬架刚度12s s C C 和以及悬挂质量12s s m m 和之间有如下关系：n 1=错误！未找到引用源。
（式4-4）式中 g ——重力加速度，29810/g mm s =；12s s C C ,——前、后悬架刚度，/N mm ；12s s G G ,——前、后悬架簧载重力，N 。
为了求出前后悬架的垂直刚度，必须先求出前后悬架的簧载质量12s s m m 和。
而12s s m m 和可以通过满载时前后轮的轴荷减去前后非簧载质量得到。
簧载质量分为簧上质量与簧下质量两部分，由弹性元件承载的部分质量，如车身、车架及其它所有弹簧以上的部件和载荷属于簧上质量。
车轮、非独立悬架的车轴等属于簧下质量，也叫非簧载质量M 。
如果减小非簧载质量可使车身振动频率降低，而车轮振动频率升高，这对减少共振，改善汽车的平顺性是有利的。
非簧载质量对平顺性的影响，常用非簧载质量和簧载质量之比m/M 进行评价，此比值越小越佳为了获得良好的平顺性和操纵性，非簧载质量应尽量小些。
根据同类车型类比，取前悬架的非簧载质量为60kg ，将数据代入式4-5得出：m s1==452.6kg ；将计算所得的m s1代入式4-4，得到： 前悬架的刚度为： 错误！未找到引用源。
25.7N/mm；由于悬架的静挠度/c s s f m g C =，因而式4-4又可表达为：112215.7615.76c c n f n f ⎫≈⎪⎪⎬⎪≈⎪⎭ （式4-6）式中12,c c f f 的单位为mm 。
所以 由式4-6求出前、后悬架的静挠度分别为：错误！未找到引用源。
172.48mm 。
悬架的动挠度d f 是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/21/3或）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。
麦弗逊悬架学位论文
摘要随着汽车工业技术的开展，人们对汽车的行驶平顺性，操纵稳定性以及乘坐舒适性和平安性的要求越来越高。
汽车行驶平顺性反映了人们的乘坐舒适性，而舒适性那么与悬架密切相关。
因此，悬架系统的开发与设计具有很大的实际意义。
本次设计主要研究的是比亚迪F3轿车的前、后悬架系统的硬件选择设计，计算出悬架的刚度、静挠度和动挠度及选择出弹簧的各局部尺寸，并且通过阻尼系数和最大卸荷力确定了减振器的主要尺寸，最后进展了横向稳定杆的设计以及汽车平顺性能的分析。
本设计在轿车前后悬架的选型中均采用独立悬架。
其中前悬架采用当前家庭轿车前悬流行的麦弗逊悬架。
前、后悬架的减振器均采用双向作用式筒式减，后悬那么采用半拖曳臂式独立悬架振器。
这种构造的设计，有效的提高了乘座的舒适性和驾驶稳定性。
1绪论：1.1悬架的功用悬架是车架〔或承载式车身〕与车桥〔或车轮〕之间弹性连接装置的总称。
1.传递它们之间一切的力〔反力〕及其力矩〔包括反力矩〕。
2.缓和，抑制由于不平路面所引起的振动和冲击，以保证汽车良好的平顺性，操纵稳定性。
3.迅速衰减车身和车桥的振动。
悬架系统的在汽车上所起到的这几个功用是严密相连的。
要想迅速的衰减振动、冲击，乘坐舒服，就应该降低悬架刚度。
但这样，又会降低整车的操纵稳定性。
必须找到一个平衡点，即保证操纵稳定性的优良，又能具备较好的平顺性。
悬架构造形式和性能参数的选择合理与否，直接对汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性有很大的影响。
由此可见悬架系统在现代汽车上是重要的总成之一。
1.2 悬架的组成现代汽车，特别是乘用车的悬架，形式，种类，会因不同的公司和设计单位，而有不同形式。
但是，悬架系统一般由弹性元件、减振器、缓冲块、横向稳定器等几局部组成等。
它们分别起到缓冲、减振、力的传递、限位和控制车辆侧倾角度的作用。
弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式，现代轿车悬架多采用螺旋弹簧，个别高级轿车那么使用空气弹簧。
螺旋弹簧只承受垂直载荷，缓和及抑制不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，但由于本身没有摩擦而没有减振作用。
麦弗逊悬架设计-麦弗逊悬架原理
轿车前悬架设计姓名：学院：指导老师：学号：目录一､设计任务1.1整车性能参数1.2具体设计任务二､悬架的结构形式分析2.1对悬架提出的设计要求有2.2悬架分类2.1.1非独立悬架的结构特点以及优缺点2.1.2独立悬架的结构特点以及优缺点2.1.3独立悬架的分类2.1.4捷达轿车前悬架的选择三､悬架主要参数的确定f3.1悬架的静挠度cf3.2悬架的动挠度d3.3悬架的弹性特性3.4悬架侧倾角刚度及其在前､后轴的分配四､弹性元件的设计4.1弹簧参数的计算选择4.2空载时的刚度4.3满载时计算刚度4.4螺旋弹簧的选择及校核五､麦弗逊式独立悬架导向机构的设计5.1对前轮独立悬架导向机构的设计要求5.2对后轮轮独立悬架导向机构的设计要求5.3麦弗逊式独立悬架导向机构的布置参数5.3.1侧倾中心5.3.2侧倾轴线5.3.3纵倾中心5.3.4抗制动纵倾性（抗制动前俯角）5.4麦弗逊式独立悬架导向机构设计5.4.1导向机构受力分析六､减振器6.1分类6.2相对阻尼系数ψ6.3减振器阻尼系数δ的确定6.3.1减振器阻尼系数s cm ψδ2=6.3.2麦弗逊式独立悬架减振器如图6.3.2.1所示，按照如图安装时，其阻尼系数δ6.3.3阻尼系数δ的确定6.4最大卸荷力o F 的确定6.4.1卸荷速度x ν的确定6.4.2最大卸荷力o F 的确定6.5筒式减振器工作缸直径D 的确定七､悬架结构元件7.1三角形下控制臂长度GB=362mm7.2减振器长度7.3螺旋弹簧的长度，自由高度0H八､悬架结构元件的尺寸8.1三角形下控制臂8.2减振器8.3固定架九､悬架装配图十､参考文献一､设计任务1.1整车性能参数：驱动形式 4×2 前轮最大爬坡度 35%轴距 2471mm 制动距离（初速30km/h）5.6m轮距前/后 1429/1422mm 最小转向直径 11m 整备质量 1060kg 最大功率/转速 74/5800kw/rpm空载时前轴分配负荷 60% 最大转矩/转速 150/4000N·m/rpm最高车速 180km/h 轮胎型号 185/60 R14 T手动挡5挡1.2具体设计任务（1）查阅汽车悬架的相关资料，确定捷达轿车前悬架的结构尺寸参数（2）确定车辆的纵倾中心，计算悬架摆臂的定位角，对导向机构进行受力分析。
桑塔纳2000前麦弗逊独立悬架毕业设计 (1)
减振器结构类型的选择减振器的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。
汽车悬架系统中广泛采用液力式减震器。
其作用原理是，当车架与车桥作往复相对运动时，减震器中的活塞在缸筒内业作往复运动，于是减震器壳体内的油液反复地从一个內腔通过另一些狭小的孔隙流入另一个內腔。
此时，孔与油液见的摩擦力及液体分子内摩擦便行程对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转换为热能，被油液所吸收，然后散到大气中。
减振器大体上可以分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。
故名思义，摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。
由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很易受油、水等的影响，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、易调整等优点，但现代汽车上已不再采用这类减振器。
液力减振器首次出现于1901年，其两种主要的结构型式分别为摇臂式和筒式。
与筒式液力减减振器振器相比，摇臂式减振器的活塞行程要短得多，因此其工作油压可高达75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。
筒式减振器的质量仅为摆臂式的约1/2，并且制造方便，工作寿命长，因而现代汽车几乎都采用筒式减振器。
筒式减振器最常用的三种结构型式包括:双筒式、单筒充气式和双筒充气式。
双筒式液力减振器双筒式液力减振器双筒式液力减振器的工作原理如图9所示。
其中A为工作腔，C为补偿腔，两腔之间通过阀系连通，当汽车车轮上下跳动时，带动活塞1在工作腔A中上下移动，迫使减振器液流过相应阀体上的阻尼孔，将动能转变为热能耗散掉。
车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞1向下运动，油液通过阀Ⅱ进入工作腔上腔，但是由于活塞杆9占据了一部分体积，必须有部分油液流经阀Ⅳ进入补偿腔C;当车轮向下跳动即悬架伸张时，活塞1向上运动，工作腔A中的压力升高，油液经阀Ⅰ流入下腔，提供大部分伸张阻尼力，还有一部分油液经过活塞杆与导向座间的缝隙由回流孔6进人补偿腔，同样由于活塞杆所占据的体积，当活塞向上运动时，必定有部分油液经阀Ⅲ流入工作腔下腔。
麦弗逊式悬架课程设计
麦弗逊式悬架课程设计前言：悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。
典型的悬架结构由弹性元件、导向机构以及减震器等组成，个别结构则还有缓冲块、横向稳定杆等。
弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式，而现代轿车悬架多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧，个别高级轿车则使用空气弹簧。
悬架是汽车中的一个重要总成，它把车架与车轮弹性地联系起来，因此悬架与车辆的行驶平顺性、操控稳定性具有极大的关系。
悬架设计的好坏直接影响到整车的性能。
因此开发出高品质的悬架是车辆工程师的一项重要任务。
而悬架部分涉及的专业知识也比较高深，本文期望通过对悬架进行初级设计以达到对悬架有进一步了解的目的。
关键词:悬架；减震器；弹簧计算1悬架1.1悬架的功用汽车悬架是车架（或车身）与车轴（或车轮）之间的弹性联结装置的统称。
它的作用是弹性地连接车桥和车架（或车身），缓和行驶中车辆受到的冲击力；保证货物完好和人员舒适；衰减由于弹性系统引进的振动，使汽车行驶中保持稳定的姿势，改善操纵稳定性；同时悬架系统承担着传递垂直反力，纵向反力（牵引力和制动力）和侧向反力以及这些力所造成的力矩作用到车架（或车身）上，以保证汽车行驶平顺；并且当车轮相对车架跳动时，特别在转向时，车轮运动轨迹要符合一定的要求，因此悬架还起使车轮按一定轨迹相对车身跳动的导向作用。
1.2 悬架的组成一般悬架由弹性元件、导向机构、减振器和横向稳定杆组成。
1.弹性元件弹性元件用来承受并传递垂直载荷，缓和由于路面不平引起的对车身的冲击。
弹性元件种类包括钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、油气弹簧、空气弹簧和橡胶弹簧等，这里我们选用螺旋弹簧。
2.减振器减振器用来衰减由于弹性系统引起的振动，减振器的类型有筒式减振器，阻力可调式新式减振器，充气式减振器。
麦弗逊悬架运动学分析与结构参数优化_夏长高
2005年12月农业机械学报第36卷第12期麦弗逊悬架运动学分析与结构参数优化*夏长高 邵跃华 丁 华 【摘要】 基于空间机构运动学和数值计算方法,运用瞬心法和坐标变换建立了麦弗逊悬架空间几何与运动学特性的关系,给出了分析麦弗逊悬架运动学特性的数学模型,并利用遗传算法对麦弗逊悬架进行了结构参数优化。
研究结果表明,该方法可以明显地改善悬架的运动学特性,提高汽车的操纵稳定性,减少轮胎磨损,提高其使用寿命。
关键词:麦弗逊悬架 空间机构学 遗传算法 优化设计中图分类号:U 463.33文献标识码:AKinematical Analysis and Structural Parameter Optimizationof McPherson SuspensionXia Chang gao Shao Yuehua Ding Hua(J iangsu University )AbstractKinematical characteristic of M cPherson suspension that affects vehicle's per for mances such as steering char acter istics ,handling qualities ,riding com for t and serv ice life o f tire depend on how w ell the structural parameters of M cPherson suspension were identified .U sing the metho d of instantaneo us center and coordinate transfo rmation the relationship betw een spatial g eom etry ,kinematical character istic of M cPherson suspension w as analy zed based o n the spatial kinem atics and num erical calculation .In order to analy ze the suspension kinematics characteristics ,a mathem atical mo del w as built,and optimized the structure of M cPherso n suspension by using the genetic algo rithms m ethod.T he optim ization results show ed that GA metho ds w ere flexible and po werful search techniques for obtaining a better and a more realistic solution com pared to the classical optim ization techniques and it is im prov ed compared w ith the co nventio nal designs .Key words M cPherson suspension,Spatial kinem atics,Genetic algo rithms,Optim al design收稿日期:20050513*江苏大学高级人才专项基金资助项目(项目编号:04JDG009)夏长高 江苏大学汽车与交通工程学院 副教授 博士,212013 镇江市邵跃华 江苏大学汽车与交通工程学院 硕士生丁 华 江苏大学汽车与交通工程学院 讲师 博士 引言麦弗逊悬架具有结构简单、紧凑、占用空间少、非簧载质量小等特点,是现代汽车上广泛采用的一种悬架结构形式,其运动特性的优劣关系到汽车操纵稳定性、舒适性、转向轻便性和轮胎使用寿命等[1]。
adams麦弗逊式前悬架的K&C分析
麦弗逊式前悬架的K&C分析本文介绍了调用MotionView软件中的汽车动力学仿真模块，按照正向开发车型最初始设定的参数，修改默认模型的硬点、衬套六向刚度、弹簧刚度、减震器阻尼、缓冲块等数据，然后进行K&C仿真，并在MV提供的自动报告模板里添加两辆Benchmark 车的K&C试验数据，通过仿真数据与试验数据的对比，分析初步设定的参数是否合理，尤其是衬套刚度参数设定对操稳和平顺性的影响，并以此为依据对相应参数进行调整。
1 概述某车型的前悬架为麦弗逊结构，处于设计阶段，为了取得和Benchmark车同样的操稳性能，同时减少后期样车调校的工作量，需对该悬架进行K&C分析，优化悬架的硬点和衬套刚度。
2 MDB模型建立从MotionView自带的整车模型库Assembly Wizard调用所需的前悬架模型，并根据已有的设计修改相应的数据。
2.1 前悬架硬点建立及零部件属性设置通过模型界面输入关键点的三维坐标，将衬套六向刚度曲线转化为.CSV文件，导入到MotionView，并在相应的衬套中调用。
设定弹簧刚度、预载力和减振器的阻尼，以及减振器的长度、行程、上下限位块起作用点的位置。
2.2 横向稳定杆模型建立横向稳定杆是Roll工况仿真中的关键部件，通常的建模方式有柔性体中性文件和Polybeam两种。
在后期可能会对悬架侧倾刚度进行调整，考虑到稳定杆建模和参数调整的方便性，这里采用Polybeam方式，仅需输入稳定杆的硬点和材料参数，如图1所示。
图1稳定杆模型图2 前悬架模型2.3 整车参数设定调入悬架所需的模型并修改相应的数据，就得到如图2所示的前悬架模型，然后对整车的关键参数进行设定，如图3所示。
图3 整车参数表3 K&C分析结果完成仿真后，直接调用MotionView的报告生成文件，即可快速查看分析结果，同时为了便于比较，我们也可把试验得到的Benchmark车K&C实验数据分别输入到对应的曲线里。
麦弗逊独立悬架受力分析和计算
δ0-α角度时的分解。点A的力矩方程为：
bN’v+By t-Bx（c+o）=0
取 b = R0+d tgδ0 +t cos（δ0 –α）+
（c+a）sin（ δ0 –α）； By =Bx tg（β+ δ0 –α）
Ax（c+o）= [Nv-（Uv/2）]b
Ax= [Nv-（Uv/2）]b / （c+o）
(1)
式中： b=Ro+d tg δ0
mm
Uv/2 前轮簧下质量的一半 N
图1
由(1)式可知: 若 ( c+a)值增大(即点A在挡泥板处愈高)，b 值减小时，则使减振器活塞杆上的弯曲载荷Ax减小。
另外, 在Y轴方向上的所有力之和应等于零，即∑F=0 见图2。因此，弹簧上的静载荷为： ∵∑Fy=0 ∴Ay=Ny+By
Fmin=Fw-iyf2c2v
式中， f2 车轮可能的复原行程长度
c2v 换算到车轮处的弹簧刚度
简单下摆臂的力与行程传递比 Fw
分别为iy及ix：
W
FB
Nv
a b
Fw=N’v iy
N’v 可由称重得到的车轮载荷(单轮)Nv减去簧下质 量 (单轮)的一半。
N’v=Nv-Uv/2 W点为车轮中心 B点为下摆臂饺接中心 F点为弹簧作用力中心
的持续作用力B。依据得到的结果计算铰接连结尺寸。同 时，可以计算下臂以及将它连接到车身上的铰接连接尺寸。
2. 具有主销后倾角γ、制动力和前轮驱动(驱动力)的影响:
在此情况下,悬架导向装置中会产生纵向的附加力。 图11是确定Z轴(纵向轴)作用力的悬架侧视和后视简图。 在侧视图上，通过论胎接地点向主销作垂线交与一点，该 点至地面的距离为：
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取
b = R0+d tgδ0 +t cos（δ0 –α）+ （c+a）sin（ δ0 –α）； By =Bx tg（β+ δ0 –α） 则可算出Bx，然后，将车轮载荷N’v=Nv-（Uv/2）分解 成分力Nx=N’v sin（ δ0 –α）； 和 Ny=N’v cos（ δ0 –α）；由此确定弹簧压缩力Ay与 铰接上的载荷Ax 。 当载荷为两名乘客时，力Ax应尽可能地小，若是结构上 可能的话甚至Ax=0，见图5。为此，将弹簧作用力线向车 轮方向移动S距离，使其通过力N’v和B的作用线交点M。 移动距离可用作图法或按简图6进行计算。 s=t+（R0+d tgδ0）cos（ β+ δ0 –α）/cos β
图1
由(1)式可知: 若 ( c+a)值增大(即点A在挡泥板处愈高)，b 值减小时，则使减振器活塞杆上的弯曲载荷Ax减小。
另外, 在Y轴方向上的所有力之和应等于零，即∑F=0 见图2。因此，弹簧上的静载荷为： ∵∑Fy=0 ∴Ay=Ny+By 式中，Ny=N‘ycos δ0； By=Bx tg（β+δ0） ∵∑Fx=0 ∴ Bx=Ax+Nx ； 式中 Nx=N’v sin δ0 减振器活塞杆的弯矩为：Mk=aAx 减振器活塞杆导向套上的力为： Cx=AxL/（L-a） 作用于活塞上的力为： Kx=Cx-Ax 线段a越短，Cx和kx就越小，导向套中和活塞上的摩擦 力（Ckμ1+Kx μ2）也相应地减小。
如果t与R0值不大，弹簧可在有限范围内作必要的移动。 此时,下摆臂的作用力线、弹簧上铰接点作用力线和轮胎 接地面的作用力线同时通过M点（见图7），这样便可用 作图法求得A0、B0、R0力三角，并得出其矢量值。需要 提醒的重要一点是：此时系统作用力矩等于零，使得减振 器活塞杆免受弯矩之害。然而由于结构上已, 因此就出现下面力的上限值(理想状态)和下限值的讨论。
2. 用作图法来确定作用力既简单又实用，如图3所示。 利用已知力N’v和下`控制臂BD所产生力的方向，就可获 得力A，将力A分解成在减振器轴线方向上和与其垂直方向 上的分力，从而可得到支撑上的反力和作用于弹簧上的力。 当代小轿车为了减小前轮驱动转动力臂R0 （scub radius） ，常常把下臂球头B从减振器轴线向车轮 方向移动t的距离，见图4。此时，车轮回转轴线和减振器 轴线形成夹角α，该角可用已知线段长来表示： tg α= t /（c+o） 图4展示出力N’v、B和A在减振器轴向上的分解，即旋转 δ0-α角度时的分解。点A的力矩方程为： bN’v+By t-Bx（c+o）=0
麦弗逊(Macpherson)悬架中的 作用力分析与计算方法
华福林编写
• 本文是我根据所收集到的一些有关
资料，经消化吸收后并结合自己的 实践经验编写的，仅供参考。
麦弗逊悬架中载荷分三部分来确定:
A.静载荷的确定；B.持续作用力的确定；C.短时作用力的确定
A. 麦弗逊悬架中静载荷的确定 1. 弹簧和铰接中的静载荷(见图1): 在进行静力平衡分析时，将车轮、轮轴、减振器 （含活塞杆）对点A及下控制臂形成一整体，点A固定在 挡泥板上，下控制臂的铰接固定于B处。图2是无约束系 统图，选取减振器轴线为Y轴；X轴则与它垂直，用X及Y 轴上的反力代替支承A点。X-Y坐标相对于地面旋转一个 δ0角，也就是车轮回转轴在横向平面内的倾角。按图1所 示的距离符号，对D点取矩后得平衡方程： Ax（c+o）= [Nv-（Uv/2）]b Ax= [Nv-（Uv/2）]b / （c+o） (1) 式中： b=Ro+d tg δ0 mm Uv/2 前轮簧下质量的一半 N
S1= φNv φ 轮胎与路面的附着系数 考虑到最大侧滑力发生在干燥平整的沥青路面汽车急弯 轮胎发生侧滑时，此时φ =0.70左右,则: S1max= 0.7Nv N 图8.给出确定A、B两点的力的下限值简图。 只要求得合力Rvu即可绘得力三角形求出Bu及Au的大小， 方法如下： 合力Rvu可利用N’v=Nv-Uv/2计算得到。各参数的坐标 简图可用1：1前桥总图或1：2.5的比例关系绘制，力的比 例尺推荐用1cm=200 N。 当下摆臂球头移动距离为t时，弹簧由减振器轴线向外移 动距离s。为了得到力Ao（图6）和Au（图7）的方向
应将上铰接处支反力Ax及Ay一起平移，且连接A’与M两 点。如果作图法有困难，则可通过计算法来确定未知力 Ao及Aox（按图9简图进行）。图中的力分解成X与Y轴的 分力（即旋转δ0 –α角度），其平衡条件为： ∑Fx=0 -Nox-S1x+Box-Aox=0 (1) ∑Fy=0 Noy-S1y+Boy-Aoy=0 (2) 对点A’建立力矩方程，将分力Box和Boy作为未知量，因为 Boy= Box tanξ据此即可求得解。 如果已知：C、d、s、t和Ro，可对点B取矩： ∑MB=0； N’o(Ro+d tanδ0)+S1d-Aox(c+o)-Aoy(s-t)=0 (3)
如果将一方程除以另外一个方程,就可以消去(Aox或Aoy) 一个未知力： ξ=β+δ0 –α Boy/Box=tanξ=（S1y+ Aoy-Noy）/ （S1x+ Aox+Nox） Aoy=Aox tanξ+ S1x tanξ- S1y+Nox tanξ+Noy 式中：S1x =S1 cos（δ0 –α）；S1x =S1 sin（δ0 –α）； Nox=N’o sin (δ0 –α）; Noy=N’o cos (δ0 –α）; 用同样方法可计算出Bo和Axu,但应考虑在代入方程时,所 有力都具有方向性,注意正负号。 利用已知力Aox和Aux即可计算出持续作用于减振器活塞 杆上的弯曲力矩。如果该二力方向相同，则为非交变载荷， 应该只用Aox计算力矩，即 Mk=Aox×O 在上述举例中，力Bo和Bu以及Aox和Aux的方向相反。
B.麦弗逊悬架中动载荷(持续作用力)的确定： 汽车在行驶过程中,麦式悬架系统除了要承受来自静载 荷及其变化所带来的作用力以外，还要承受来自驱动力、 制动力、侧向力（侧风、转向、侧滑等力）等引起的持续 作用力及力矩。 1. 承受侧向力S1时的分析: 当汽车转弯时(或受侧风、侧向坡度等影响），车轮对 路面的反作用力S1通过图7和力三角形图，用作图法来确 定作用于下摆臂球头销B与固定滑柱点A上力的上限值，可 由下面两个力得到合力Rvo进行： N’v=Nv-（Uv/2） Uv/2 前轮簧下质量的一半 N Nv 前轮(单轮)下的载荷 N