1、獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計汽車懸架-獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計；一、設(shè)計要求；對前輪獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求是：；1)懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過4O；2)懸架上載荷變化時，前輪定位參數(shù)要有合理的變化；3)汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小；4)汽車制動時，應(yīng)使車身有抗前俯作用；加速時，有；對后輪獨(dú)止：懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求是：；1)懸架上的載荷變化時汽車懸架-獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計第五節(jié) 獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計一、設(shè)計要求對前輪獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求是：1)懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過4Omm，輪距變化大會引起輪胎早期磨損。2)懸架上載荷變化時，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應(yīng)產(chǎn)生縱

2、向加速度。3)汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小。在04g側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角不大于67，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強(qiáng)不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)。4)汽車制動時，應(yīng)使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后仰作用。對后輪獨(dú)止：懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求是：1)懸架上的載荷變化時，輪距無顯著變化。2)汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身的傾斜反向，以減小過多轉(zhuǎn)向效應(yīng)。此外，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)還應(yīng)有夠強(qiáng)度，并可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。目前，汽車上廣泛采用上、下臂不等長的雙橫臂式獨(dú)立懸架(主要用于前懸架)和滑柱擺臂(麥弗遜)式獨(dú)立懸架。下面以這兩種懸架為例，分別討論獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)參數(shù)的選擇方法，分析導(dǎo)向

3、機(jī)構(gòu)參數(shù)對前輪定位參數(shù)和輪距的影響。二、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的布置參數(shù)1側(cè)傾中心雙橫臂式獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心由如圖624所示方式得出。將橫臂內(nèi)外轉(zhuǎn)動點(diǎn)的連線延長，以便得到極點(diǎn)P，并同時獲得P點(diǎn)的高度。將P點(diǎn)與車輪接地點(diǎn)N連接，即可在汽車軸線上獲得側(cè)傾中心W。當(dāng)橫臂相互平行時(圖625)，P點(diǎn)位于無窮遠(yuǎn)處。作出與其平行的通過N點(diǎn)的平行線，同樣可獲得側(cè)傾中心W。雙橫臂式獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心的高度hw通過下式計算得出滑柱擺臂式獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心由如圖626所示方式得出。從懸架與車身的固定連接點(diǎn)E作活塞桿運(yùn)動方向的垂直線并將下橫臂線延長。兩條線的交點(diǎn)即為P點(diǎn)。滑柱擺臂式懸架的彈簧減振器柱EG布置得越垂直，下橫臂GD布

4、置得越接近水平，則側(cè)傾小心W就越接近地面，從而使得在車輪上跳時車輪外傾角的變化很不理想。如加長下橫臂，則可改善運(yùn)動學(xué)特性。麥弗遜式獨(dú)立懸架側(cè)傾中心的高度hw可通過下式計算式中2側(cè)傾中心在獨(dú)立懸架中，前后側(cè)傾中心連線稱為側(cè)傾軸線。側(cè)傾軸線應(yīng)大致與地面平行，且盡可能離地面高些。平行是為了使得在曲線行駛時前、后軸上的輪荷變化接近相等，從而保證中性轉(zhuǎn)向特性；而盡可能高則是為了使車身的側(cè)傾限制在允許范圍內(nèi)。然而，前懸架側(cè)傾中心高度受到允許輪距變化的限制且?guī)缀醪豢赡艹^150mm。此外，在前輪驅(qū)動的車輛中，由于前轎軸荷大，且為驅(qū)動橋，故應(yīng)盡可能使前輪輪荷變化小。因此，獨(dú)立懸架(縱臂式懸架除外)的側(cè)傾中心高

5、度為：前懸架0120mm；后懸架80150mm。設(shè)計時首先要確定(與輪距變化有關(guān)的)前懸架的側(cè)傾中心高度，然后確定后懸架的側(cè)傾中心高度。當(dāng)后懸架采用獨(dú)立懸架時，其側(cè)傾中心高度要稍大些。如果用鋼板彈簧非獨(dú)立懸架時，后懸架的側(cè)傾中心高度要取得更大些。3縱傾中心雙橫臂式懸架的縱傾中心可用作圖法得出，見圖627。 自鉸接點(diǎn)E和G作擺臂轉(zhuǎn)動軸C和D的平行線，兩線的交點(diǎn)即為縱傾中心?；鶖[臂式懸架的縱傾中心，可由E點(diǎn)作減振器運(yùn)動方向的垂直線，該垂直線與過G點(diǎn)的擺臂軸平行線的交點(diǎn)即為縱傾中心OV，如圖628所示。4抗制動縱傾性(抗制動前俯角)抗制動縱傾性使得制動過程中汽車車頭的下沉量及車尾的抬高量減小。只有

6、當(dāng)前、后懸架的縱傾中心位于兩根車橋(軸)之間時，這一性能方可實現(xiàn)，如圖629所示。5抗驅(qū)動縱傾性(抗驅(qū)動后仰角)抗驅(qū)動縱傾性可減小后輪驅(qū)動汽車車尾的下沉量或前輪驅(qū)動汽車車頭的抬高量。與抗制動縱傾性不同的是，只有當(dāng)汽車為單橋驅(qū)動時，該性能才起作用。對于獨(dú)立懸架而言，是縱傾中心位置高于驅(qū)動橋車輪中心，這一性能方可實現(xiàn)。 6懸架擺臂的定位角獨(dú)立懸架中的擺臂鉸鏈軸大多為空間傾斜布置。為了描述方便，將擺臂空間定位角定義為：擺臂的水平斜置角，懸架抗前俯角，懸架斜置初始角，如圖630所示。三、雙橫臂式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計1縱向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案上、下橫臂軸抗前俯角的匹配對主銷后傾角的變化有較大影響。

7、圖631給出了六種可能布置方案的主銷后傾角值隨車輪跳動的曲線。圖中橫坐標(biāo)為值，縱坐標(biāo)為車輪接地中心的垂直位移量。各匹配方案中1、2角度的取值見圖注，其正負(fù)號按右手定則確定。為了提高汽車的制動穩(wěn)定性和舒適性，一般希望主銷后傾角的變化規(guī)律為：在懸架彈簧壓縮時后傾角增大；在彈簧拉伸時后傾角減小，用以造成制動時因主銷后傾角變大而在控制臂支架上產(chǎn)生防止制動前俯的力矩。分析圖631中的變化曲線可知，第4、第5方案的變化規(guī)律為壓縮行程減小，拉伸行程增大，這與所希望的規(guī)律正好相反，因此不宜用在汽車前懸架中；第3方案雖然主銷后傾角的變化最小，但其抗前俯的作用也小，所以現(xiàn)代汽車中也很少采用；第1、2、6方案的主銷

8、后傾角變化規(guī)律是比較好的，所以這三種方案在現(xiàn)代汽車中被廣泛采用。2橫向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案比較圖632a、b、c三圖可以清楚地看到，上、下橫臂布置不同，所得側(cè)傾中心位置也不同，這樣就可根據(jù)對側(cè)傾中心位置的要求來設(shè)計上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案。3水平面內(nèi)上、下橫臂動軸線的布置方案上、下橫臂軸線在水平面內(nèi)的布置方案有三種，如圖633所示。下橫臂軸MM和上橫臂軸NN與縱軸線的夾角，分別用1和2來表示，稱為導(dǎo)向機(jī)構(gòu)上、下橫臂軸的水平斜置角。一般規(guī)定，軸線前端遠(yuǎn)離汽車縱軸線的夾角為正，反之為負(fù)，與汽車縱軸線平行者，夾角為零。為了使輪胎在遇到凸起路障時能夠使輪胎一面上跳，一面向后退讓，以減少傳

9、到車身上的沖擊力，還為了便于布置發(fā)動機(jī)，大多數(shù)前置發(fā)動機(jī)汽車的懸架下橫臂軸MM的斜置角。，為正，而上橫臂軸NN的斜置角2則有正值、零值和負(fù)值三種布置方案，如圖633中的a、b、c所示。上、下橫臂斜置角不同的組合方案，對車輪跳動時前輪定位參數(shù)的變化規(guī)律有很大影響。如車輪上跳、下橫臂斜置角l為正、上橫臂斜置角2為負(fù)值或零值時，主銷后傾角隨車輪的上跳而增大。如組合方案為上、下橫臂斜置角1、2都為正值，如圖633a所示，則主銷后傾角隨車輪的上跳較少增加甚至減少(當(dāng)12時)。至于采取哪種方案為好，要和上、下橫臂在縱向平面內(nèi)的布置一起考慮。當(dāng)車輪上跳、主銷后傾角變大時車身卜的懸架支承處會產(chǎn)生反力矩，有抑制

10、制動時前俯的作用。但主銷后傾角變得太大時，會使支承處反力矩過人，同時使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對側(cè)向力十分敏感，易造成車輪擺振或轉(zhuǎn)向盤上力的變化。因此，希望轎車的主銷后傾角原始值為-1一+2。當(dāng)車輪上跳時，懸架每壓縮lOmm，主銷后傾角變化范圍為10一40。為了綜合1上述要求，選擇恰當(dāng)?shù)目骨案┙牵瑖庖迅鶕?jù)設(shè)計經(jīng)驗制定出一套列線圖，如圖634所示。該圖由三組線圖組成：圖634a為汽車在不同減速度時(以重力加速度g的百分?jǐn)?shù)表示)，前輪上方車身下沉量f1，與抗前俯率d的關(guān)系；圖634b，為下橫臂擺動軸線與水平線夾角1不相同時，主銷后傾角的變化；率ddf1，與抗前俯率的關(guān)系；圖634c為不同球銷中心距時，主銷后傾角

11、的變化率ddf1與上、下橫臂擺動軸線夾角(21)的關(guān)系。運(yùn)用此圖的步驟如下：先根據(jù)設(shè)計的允許前俯角(在05g時為13)確定f1，然后找到相應(yīng)的d，并在圖634b上初選1，求出主銷后傾角變化率(推薦懸架每壓縮lOmm時為10一40) 如超出范圍，即重新選1，直至達(dá)到要求為止。接著可用圖634c，先選定球銷中心距，從圖634b所定的ddf1值與初選的球銷中心距在圖上沿虛線所示的路線找到上、下橫臂的夾角(21)，如布置上允許即認(rèn)為初選成功。此圖適用于軸距2832m，質(zhì)心高為05806m的轎車。4上、下橫臂長度的確定雙橫臂式懸架的上、下臂長度對車輪上、下跳動時前輪的定位參數(shù)影響很大。現(xiàn)代轎車所用的雙橫

12、臂式前懸架，一般設(shè)計成上橫臂短、下橫臂長。這一方面是考慮到布置發(fā)動機(jī)方仙。另一方面也是為了得到理想的懸架運(yùn)動特性。圖635為下橫臂長度l1保持原車值不變，改變上橫臂長度l2，使l2l1，分別為0.4，06，08，10，12時計算得到的懸架運(yùn)動特性曲線。其中ZBy(1/2輪距)為車輪接地點(diǎn)在橫向平面內(nèi)隨車輪跳動的特性曲線。由圖可以看出，當(dāng)上、下橫臂的長度之比為06時，By曲線變化最平緩；l2l1增大或減小時，By曲線的曲率都增加。圖中的Z和Z分別為車輪外傾角和主銷內(nèi)傾角隨車輪跳動的特性曲線。當(dāng)l2l1=10時，和均為直線并與橫坐標(biāo)垂直，這時，和在懸架運(yùn)動過程中保持定值。設(shè)計汽車懸架時，希望輪距變

13、化要小，以減少輪胎磨損，提高其使用壽命，因此應(yīng)選擇 l2l1在06附近；為保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性，希望前輪定位角度的變化要小，這時應(yīng)選擇l2l1在1.0附近。綜合以上分析，該懸架的l2l1應(yīng)在0610范圍內(nèi)。美國克萊斯勒和通用汽車分司分別認(rèn)為，上、下擺臂長度之比取07和066為最佳。根據(jù)我國轎車設(shè)計的經(jīng)驗，在初選尺寸時, l2l1l取065為宜。四、麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計1導(dǎo)向機(jī)構(gòu)受力分析分析如圖636a所示麥弗遜式懸架受力簡圖可知，作用在導(dǎo)向套上的橫向力F3，可根據(jù)圖上的布置尺寸求得式中，F(xiàn)1為前輪上的靜載荷F1減去前軸簧下質(zhì)量的12。力F3越大，則作用在導(dǎo)向套上的摩擦力F3f越

14、大(f為摩擦因數(shù))，這對汽車子順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導(dǎo)向套和活塞表面應(yīng)用了減磨材料和特殊工藝。由式(628)可知，為了減小力F，要求尺寸c十b越大越好，或者減小尺寸a。增大尺寸c+b使懸架占用空間增加，在布置上有困難。若采用增加減振器軸線傾斜度的方法，可達(dá)到減小尺寸。的目的，但也存在布置困難的問題。為此，在保持減振器軸線不變的條件下，常將圖中的G點(diǎn)外伸至車輪內(nèi)部，既可以達(dá)到縮短尺寸。的目的，又可獲得較小的甚至是負(fù)的主銷偏移距，提高制動穩(wěn)定性。移動G點(diǎn)后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。由圖636b可知，將彈簧和減振器的軸線相互偏移距離s，再考慮到彈簧軸向力F6的影響，則作用到導(dǎo)向套上

15、的力將減小，可用下式計算由式(629)可知，增加距離s，有助于減小作用到導(dǎo)向套上的橫向力F3。有時為了發(fā)揮彈簧反力減小橫向力F3的作用，還將彈簧下端布置得盡量靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減振器軸線成一角度。這就是麥弗遜式懸架中，主銷軸線、滑柱軸線和彈簧軸線不共線的主要原因。2擺臂軸線布置方式的選擇麥弗遜式懸架的擺臂軸線與主銷后傾角的匹配影響汽車的縱傾穩(wěn)定性，圖637中，C點(diǎn)為汽車縱向平面內(nèi)懸架相對于車身跳動的運(yùn)動瞬心。當(dāng)擺臂軸的抗前俯角等于靜平衡位置的主銷后傾角0時，擺臂軸線正好與主銷軸線垂直，運(yùn)動瞬心交于無窮遠(yuǎn)處，主銷軸線在懸架跳動時作平動。因此，0 值保持不變。當(dāng)與。的匹配使運(yùn)動瞬心C交于前輪后方時(圖637a)，在懸架壓縮行程，角有增大的趨勢。當(dāng)與。的匹配使運(yùn)動瞬心C交于前輪前方時(圖637b)，在懸架壓縮行程，角有減小的趨勢。為了減少汽車制動時的縱傾，一般希望在懸架壓縮行程主銷后傾角