(完整word版)双横臂悬架设计

5.7 双横臂式悬架设计

5.7.1双横臂悬架的结构与力学模型简化

图5.7.1 某货车的双横臂前悬架

图5.7.1 采用前置转向梯形的货车的前悬架。一根横梁用作副车架，通过螺栓连接在车架下方。弹簧、限位块、减振器和两对横臂支承在横梁这一“受力中心”上。只有横向稳定杆、转向器、转向直拉杆和下横臂的拉杆固定在车架纵梁上。拉杆前部支承着一个具有纵向弹性的橡胶支座。该支座缓和带束轮胎的纵向刚度。

双横臂式悬架的主要优点在于其运动规律的可设计性。根据横臂的相互位置，即角度α和β的大小，可定出侧倾中心和纵倾中心的高度，改变横臂长度，还会影响上下跳动的车轮的角运

动，即车轮的外倾角变化和（在极限情况下）与此相关的轮距变化。当双横臂较短时，车轮上跳导致外倾角沿负值方向变化而车轮下落时导致外倾角沿正值方向变化，因此车身侧倾时的外倾变化规律正好与此相反。纵倾中心O，对于前悬架来说，处在车轮后方；而对于后悬架来说，则在车轮前方。如果O h置于车轮中心上方，不仅可以获得良好的抗转动纵倾性，而且还会减小驱动桥的启动下沉量。这也是双横臂式悬架愈来愈多地在较高级的轿车中用于后驱动桥的原因。

图5.7.2 弯长臂式汽车的前轮转向节

图5.7.2 Daimler_Benz 260 SE/560 SEC型车的前轮转向节。它的有效距离C较大。上横臂6上带有导向球铰链的壳体。下承载铰链7压入车轮转向节5中。图中可清楚的看到可通风的制动盘34，他正对直径较大的轮毂9自里向外伸出。深槽轮辋43的底部不对称，从而为制

动钳（图中未画出）留出了位置。

图5.7.3 双横臂式前悬架

图5.7.3 Daimler_Benz 牌 260 SE/560 SEC型车的前悬架。为了使得主销偏移距r s=0mm时，

可通风的制动盘具有较大的直径，该悬架的下承载铰链必须大致位于车轮中心处。拉伸和压缩行

程限位块布置在充气的单筒式减振器中。先后伸出的支撑杆支撑着一根附S的隔音横梁。它的橡

胶支座在图的左下方特别标出。

两横臂可使车轮的上下跳动符合所需的运动学特性，并由横臂传力给车身（图5.7.4）。侧向力F sva 产生一个附加力矩。该力矩使得曲线行驶时汽车车身的侧倾度增大.

图5.7.4独立悬架的力学模型

图5.7.4 在前独立悬架中，曲线行驶时的侧向力F sva在连接车身和车桥的横臂中引起反作用力F E和F G。由此在车身的左右侧均产生力矩，这些力矩增大车身的侧倾。不管这种情况如何，

为了使得作用在车身和横臂支承处的力较小，并从而使支承中的橡胶件的变形不超出极限范围，

应让双横臂式悬架中E点和G点之间的有效距离c尽可能大点。因此PASSAT等新型双横臂悬架

采用较长的转向节上横臂,以便增加c的长度, 同时,能提高侧倾中心的高度,以便减少侧倾(角与

力矩). 摆臂需要用支座支承，这些支座会在载荷作用下变形，并影响悬架刚度；普遍采用支座

中的橡胶件的扭转使得刚度增大。

随着车身的侧倾，车轮也倾斜（图5.7.5）。车身外侧车轮承受较大的侧向力分量，其外倾角沿正值方向变化，而车身内侧车轮的外倾角则沿负值方向变化，这会产生增大轮胎侧偏角的缺点。为避免这种情况，外倾角的运动学变化应弥补这一缺点（见后面章节）。此外，还要尽可能地减小曲线行驶时车身的侧倾。通过采用较硬的弹簧，附加横向稳定杆或者是增大侧倾中心的高度可以达到这一目的（见后文）

图5.7.5 曲线行驶中车身侧倾一个角度

图5.7.5 如果曲线行驶中车身侧倾一个角度φ，车身外侧独立悬架的车轮的外倾角变化一个正值＋γa，而车身内侧车轮的外倾角变化一个负值－γi。轮胎的侧偏角增大，从而传递

侧倾力F sa，i的能力下降。M wv是车轮质量分配在前桥上的分量，F cwv是作用在质心S高度上的离心

力。一个车轮下跌，而另一个车轮上跳，即车身两侧车轮“反向跳动”，这时：F nva=F nv+ΔF nv ,

F nvi=F nv-ΔF nv。

采用双横臂式悬架, 这种悬架在汽车的每一侧均有二根横臂，分别铰接在车架、副车架或者是车身上。如果是用作前悬架，则横臂外端通过球铰与车轮支架，确切地说是与转向节轴。

横臂之间的有效距离c愈大（图5.7.4），作用在横臂及其支承上的力就愈小，即所有构件的变

形就愈小，从而车轮的导向性愈精确。

5.7.2 悬架导向系统设计

1 总论

现在消费者更加希望他的汽车具有良好的操纵性能, 影响汽车的操纵性能且彼此之间必须能相互

很好的适应。不管怎么说，与运动学和弹性运动学的性质（侧倾中心、操纵性能、刹车和牵引抗倾以及转向几何图形）相比悬架类型的适当选择的内容要少得多。根据5.7.2悬架运动学及弹性运动学的应用基础上, 导向杆系的设计直接影响悬架性能.

2 悬架设计硬点的确定

根据5.7.2悬架弹性运动学理论确定悬架的定位参数及曲线, 可以初步确定悬架设计的定位参数, 根据总布置设计的轮距和轴距及整车质量参数进行悬架结构设计. 选定车轮轮毂尺寸型号后便可初步确定制动器及转向节的重要尺寸, 这些尺寸也是重要的设计硬点, 悬架摇臂内铰链坐标位置要考虑车架纵梁的宽度, 一般副车架调孔用弹性元件与车身总梁的孔位配合, 因此悬架摇臂内孔坐标离纵梁比较近, 太靠近汽车中心线, 回使汽车离地间隙太小, 发动机不容易布置, 也会抬高发动机的重心高度, 对操纵稳定性和造型设计不利, 在布置时可以初步确定下摇臂长度及下摇臂内铰链轴线的坐标, 这也是设计硬点.

只有当所有的铰接轴被安排在正前方向，车轮在横向的运动才能被影响。如图5.7.6所示。从理想滚动中心高度h Rz和理想车轮外倾改变车轮行程dγ/ds（其值等于杆长q的倒数），这样我们就得出了侧向极点的位置Q。和已知的车轮架上的铰链点1、2一起，极点Q限定横拉杆的动作线路。轮胎接触点A的运动路线的曲率中心的距离q'尊从于理想滚动中心高度值改变车轮行程dh RZ/ds，如以下的前提：

dh RZ/ds= -(b/2)/q' (5.7.43)

轮胎接触点A的运动路线的曲率中心A'和q'可由极线A-Q定出。如果给出了横向拉杆的一个内铰接点，这里例如铰接1 '，可用Bobillier’s方法查出另一个拉杆的内铰接2 '。在可控制的悬架上，横拉杆的状态也必须用这种方法给以确定。当外部横拉杆铰接的环形路径偏离车轮架上相关点的理论路径,这一行程将导致前束的变化。由于这个原因，严格的说，任何一个可操纵的悬架都是空间的机构（除了特殊类型的如前面提到的Dubonne系统）。