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1、5.7 双横臂式悬架设计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，即角度和的大小，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
2、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 Oh 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。-511-图弯长臂式汽车的前轮转向节图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
3、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。图双横臂式前悬架图牌 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。-512-两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）。侧向力Fsva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.图独立悬架的力学模型图在前独立悬架中
4、，曲线行驶时的侧向力Fsva 在连接车身和车桥的横臂中引起反作用力 FE 和 FG。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）。车身外侧车
5、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）-513-图曲线行驶中车身侧倾一个角度图如果曲线行驶中车身侧倾一个角度，车身外侧独立悬架的车轮的外倾角变化一个正值 a，而车身内侧车轮的外倾角变化一个负值 i 。轮胎的侧偏角增大，从而传递侧倾力 Fsa， i 的能力下降。 Mwv 是车轮质量分配在前桥上的分量，Fcwv 是作用在质心S 高
6、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：Fnva=Fnv+Fnv ,Fnvi =Fnv-Fnv。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），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。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
7、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 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
8、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。如图所示。从理想滚动中心高度hRz 和理想车轮外倾改变车轮行程d /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dhRZ/ds ，如以下的前提：dhRZ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
9、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）。-514-图平面双叉臂悬架1930 年早期对双叉臂悬架的介绍是：除其他原因（如重量和节约空间），对刚性轴上方向盘的震动的调查而引起的，这一认知表明，车轮行程的内倾和轨迹的变化是不利的，由于惯性矩的回转耦合大致垂直和轮胎接触点的直线轨迹表现为想得到的。这意味着，滚动中心的高度与车
10、轮行程保持恒定。在横拉杆的平行位置（图）， Bobillier方法得出：极线A-Q 从某一连杆的距离e 一定与该连杆的相关杆D12 与另一连杆的距离相等 . 平行于横拉杆，内倾对车轮行程的变化d /ds 即时为零。这对悬架的一般位置是不可想的。尽管如此，图规定对空间悬架也适用如果连杆的长度是与其到极线A-Q 的距离（或到路面距离）的比率的倒数，轮胎接触点的直线轨迹总能得到。图轮胎接触点的直线轨迹滚动中心的高度随车轮行程变化很明显的由横拉杆的长度比决定。通常，上连杆要比下连杆做的短，在车的横截面上也是如此。如果上连杆比下连杆短的多，则内倾对车轮行程的变化 d /ds 是非线性的并快速增大，图。内
11、倾角随 bump增大经常被测试工程师用于达到某些增加在横向内倾力在外轮边缘为固定全载的车辆保留一个可接-515-受的内倾角，并延缓侧偏角的增加。由于这一要求可能远观某些具有这些性质的悬架（如双叉臂设计的悬架）显示一个小的滚动中心的高度随车轮行程变化，以及由此在拐角处促进 jacking-up ；想要的外轮上的高的负内倾角在行程中可能达到得相当晚或根本达不到，故这个方法被证明无效甚至是不利的。而且，某些悬架类型随渐进的内倾角变化，产生一个相对于内车轮的车辆坐标系渐进的“反向”的内倾角，被添加在滚动角上并作为“正”的内倾角作用在路面上，迫使内胎骑在它的肩上而不是轮胎面上。为了强调有关横向动力学的悬
12、架参数的几个特征，前面提及的对平面悬架的考虑被指出。这一点对空间的悬架也近似正确的。图在不等长双横臂式悬架上典型的车轮行程曲率变非驱动轮牵引力支撑角是不重要的，因此空间的或平面悬架机构都是完全可行的。当然使用空间的悬架系能更好的满足弹性运动学的要求。因为平面机构是空间机构的一个特例，即平面机构是特殊的空间机构，所以在满足运动学潜能方面它们具有同空间机构一样的水平。通过铰链轴在空间的斜置（当然也可以平行布置），任何平面悬架在车辆的三维空间都能够被提供非线性的运动；当然， 与空间的悬架相比，它不能在每一个三维平面内都给予运动学性质的自由的、不受约束的选择。如果空间的或平面的悬架应用于驱动轮，在悬架的五个特征之间采用折中的办法是必要的。这五个特征是：滚动中心、 碰撞操纵、 曲率变化、 制动力支撑角和牵引力支撑角（正常的总量通常也等于车轮行程角），通常牵引力支撑角不被给予重视考虑。3 空间的悬架在前面的章节中已经叙述的很清楚， 即在现代悬架设计中，有意识地服从其弹性运动学，不言而喻也应对运动特性进行
