悬架导向机构设计

《悬架导向机构设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《悬架导向机构设计（7页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。

1、独立悬架导向机构的设计汽车悬架一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一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土 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

2、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67,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

3、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624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625）, 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叩。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626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

4、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

5、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0120mm；后悬架80150mm。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627。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628 所示。4. 抗制

6、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629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a，悬架抗前俯角6，悬架斜置 初始角B ,如图630所示。三、双

7、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 一31给出了六种可能布置方案的主销后倾角入值随车轮跳动的曲线。图中 横坐标为入值，纵坐标为车轮接地中心的垂直位移量。各匹配方案中6 1、 6 2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631中入的变化曲线可知，第4、第5方案的入变化规律为 压缩行程入减小，拉伸行程入增大，这与

8、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632a、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633所示。下横臂轴MM和上横臂轴NN与纵轴线的夹角，分别用a 1和a 2 来表示，称为导向机

9、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MM的斜置角。，为正，而上横臂轴NN的斜置角a 2则有正值、零值和负值三种布置方案，如图633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a l为正、上横臂斜置角a 2 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a 1、a

10、2都为正值，如图633a所示，则主销后倾角随车轮 的上跳较少增加甚至减少（当a 1a 2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 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634所示。该图由三组线图组成：图6

11、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n d的关系；图634b,为下横臂摆动轴线与水平线夹 角6 1不相同时，主销后倾角入的变化；率d入/df1,与抗前俯率的关系； 图634c为不同球销中心距时，主销后倾角入的变化率d入/df1与上、 下横臂摆动轴线夹角（6 26 1）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13 ）确定f1,然后找 到相应的n d,并在图634b上初选6 1,求出主销后倾角变化率（推荐悬 架每压缩lOmm时为10 40）.如超出范围，即重新选6 1,直至达 到要求为止。接着可用图634c,先

12、选定球销中心距，从图634b所定 的d入/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（6 26 1）,如布置上允许即认为初选成功。此图适用于轴距2. 83. 2m,质心高为0. 580. 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635为下横臂长度11保持原车值不变，改变上横臂长度12,使 12/11，分别为0.4, 0. 6, 0. 8, 1. 0, 1. 2时计算

13、得到的悬架运动特 性曲线。其中ZBy（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；12/11增大或减小时，By曲线的曲率都增加。图中的Z6 和ZY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12 / 11=1. 0时，6和Y均为直线并与横坐标垂直，这时，6和Y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12/11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12/11在1.0附近。综 合以上分析，

14、该悬架的12/11应在0. 61. 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，12/111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636a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（628）可知，为了减小力F

15、,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，乂可获得较小的甚 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636b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（629）可知，增加距离s，有助于减小作用到导向套上的横向力 F3。有时为了发挥弹簧反力减小横向力F3的作用，还将弹簧下端布置得 尽量靠近车轮，从而造成弹簧轴线及减振器轴线成一角度。这就是麦弗逊 式悬架中，主销轴线、滑柱轴线和弹簧轴线不共线的主要原因。2. 摆臂轴线布置方式的选择麦弗逊式悬架的摆臂轴线与主销后倾角的匹配影响汽车的纵倾稳定 性，图637中，C点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动瞬心。 当摆臂轴的抗前俯角一6等于静平衡位置的主销后倾角入0时，摆臂轴线 正好与主销轴线垂直，运动瞬心交于无穷远处，主销轴线在悬架跳动时作 平动。因此，入0值保持不变。当一6与入。的匹配使运动瞬心C交于前轮后方时（图637a）,在悬 架压缩行程，入角有增大的趋势。当一