汽車懸架系統(tǒng)設計,1,汽車懸架的主要功用,汽車懸架是將車架（或車身）與車軸（或直接與車輪）彈性聯(lián)接的部件。其主要功用如下： （1）緩和，抑制由于不平路面所引起的振動或沖擊以保證汽車具有良好的平順性。 （2）迅速衰減車身和車橋（或車輪）的振動。 （3）傳遞作用在車輪和車架（車身）之間的各種力（垂直力，縱向力，橫向力）和力矩（制動力矩和反作用力矩）。 （4）保證汽車行駛所必要的穩(wěn)定性。,2,懸架設計的基本概念,懸架設計的矛盾 懸架是研究懸架系統(tǒng)的振動特性，討論懸架設計對平順性，穩(wěn)定性和通過性等性能的影響，從而做出妥善設計。 柔與剛 懸架的發(fā)展趨勢是彈簧越來越軟（既由剛變柔）。 減振與激振 懸架特性與路面特性 堅固與笨重,3,汽車懸架應該滿： 在所有載荷范圍內自振頻率盡可能不變。 懸架發(fā)生碰撞前的動行程不超過一定值（懸架的變剛性）。 發(fā)生的振動能迅速衰減。 在側向力的作用下懸架質量的側向力較小。 汽車具有某種程度的不足轉向。 懸架質量在制動時有抗“點頭”作用和在加速時有抗“仰頭”作用。,汽車對懸架的一般要求,4,懸架的分類,獨立懸架： 雙橫臂獨立懸架（麥弗遜獨立懸架），多聯(lián)桿獨立懸架，斜置拖曳臂獨立懸架，縱臂式獨立懸架等 非獨立懸架： 采用螺旋彈簧：拖曳臂式，扭轉梁式 采用鋼板彈簧 至于獨立懸架和非獨立懸架的優(yōu)缺點在此不多說明，鋼板彈簧作為非獨立懸架的最常用結構將在以后講解。,5,對前后輪獨立懸架的要求,前獨立懸架： 在負荷變化時，不致引起輪距的的顯著變化，而輪距的變化乃是輪胎磨損的原因。 在負荷變化時，不使主銷后傾發(fā)生顯著的變化，而后傾角的變化影響行使平順性和車輪的變化。 在負荷變化時，不引起主銷內傾角發(fā)生顯著而急劇的變化，而內傾角的變化影響車輪的穩(wěn)定與旋轉平面的位置。 在負荷變化時，車輪不產(chǎn)生很大的縱向加速度，當汽車在不平路面行使時，縱向加速度導致縱向沖擊，而且所發(fā)生的力距作用到轉向節(jié)上，是方向盤上的力距急劇改變。 側傾時，保證車輪與懸架質量的傾斜相同，從而增大不足轉向效應。 后獨立懸架： 在負荷變化時，不致引起輪距的的顯著變化，而輪距的變化乃是輪胎磨損的原因及汽車在不平路面上行使時產(chǎn)生橫向沖擊的原因。 側傾時，保證車輪與懸架質量的傾斜反向，從而減小后輪的偏離角和增強不足轉向效應。,6,懸架系統(tǒng)的預布置,懸架結構的選用和布置首先考慮今后對四驅布置的影響。通常可采用縱臂結構或多聯(lián)桿結構，但如果后軸采用扭轉梁結構，則今后不能布置后驅結構。 在設計懸架時，輪邊跳動按上下各跳動100 mm考慮。（M11前懸架總行程為150 mm，后懸架總行程為180 mm。）如果行程分配不合理，有可能引起過渡轉向。 同時需要考慮傳動軸夾角。（發(fā)動機的布置位子） 對于導向干系的設計和布置，通常希望竟量的設計的長一些，且設計狀態(tài)竟量的水平布置。 對于輪胎承受側向力而影響整車的轉向情況來說，選者懸架的形式就很重要。例如：斜置拖曳臂的懸架就沒有帶橫向推力桿的拖曳臂懸架好（S11后懸架）。 對于采用寬輪胎的汽車，在設計前懸架的車輪外傾時通常將外傾角設計為0°，以便充分發(fā)揮輪胎的接地面積，提高整車性能。在車坐2-3人時轎車的前輪通常設計的具有微小的正外傾角，以便輪胎盡可能垂直于稍有拱形的路面滾動，并使磨損均勻和滾動阻力小。理想的值為=5-10即約為0.1°，公差通常為30。在采用獨立懸架和復合式后懸架中，為提高輪胎的側偏性能，車輪的外傾角常設計成負值。,7,如果汽車僅有一個很小的車輪上跳行程，即車身外側的下沉量小于車身內側的抬起量，內側輪胎載和加劇，從而使質心從w點移動到w點上質心高為 Hw，結果出現(xiàn)臨界的難以控制的過渡轉向(后懸架尤為明顯)。,W,W,F,Hw,Hw,8,7. 注意整車姿態(tài)，懸架決定整車資態(tài)，同時又與造型緊密相連，一但造型確定再更改懸架行程就十分困難。 8. 一般K和W的取值為越野車取較小值，一般車取中間值，豪華車取較大值。 K-前懸架輪心與輪罩的距離； W-后懸架輪心與輪罩的距離； 為了確保所期望的行使特性和直線行駛能力及避免輪胎的過渡磨 損，我們首先要確定前橋的定位參數(shù)。輪距變化的缺點是會引起滾動輪 胎的側偏，在獨立懸架中，汽車行駛過不平路面時車輪的上下跳動引起 輪距的變化使輪胎產(chǎn)生側偏角，從而產(chǎn)生側向力，較大的滾動阻力和使 直線行駛能力下降。在所有的獨立懸架中，極點P的位置確定了瞬時輪距 的變化+-b,9,前后懸架布置時輪心與輪罩中心 一般來說，運動感強的車該值就會取較大的正值，越野車一般采用的是較小值或負值。常規(guī)車輛的取值范圍是2030。,10,前 懸 架 預 布 置,車輪最大尺寸,車 輪 行 程,乘 坐 舒 適 性,方 向 盤 轉 角,最 小 轉 彎 半 徑,操 穩(wěn),操 縱 感 覺,11,定義轉向系統(tǒng)的幾何尺寸,前懸架各控制點的確定,在轉向系統(tǒng)的設計過程中，首先要確定轉向梯形，以保證車輪能繞一個轉向中心在不同的圓周上作無滑動的純滾動。對轎車來說，通常采用斷開式轉向梯型機構，有時為了提高車輛的靈活性，減小轉彎半徑而改變轉向梯型。采用齒輪齒條式轉向器時，轉向橫拉桿內端接頭T的運動軌跡與地面平行，相反外接頭U的運動軌跡是一條圓弧線，當沒有主銷后傾時，U點的運動軌跡于轉向節(jié)軸線EG垂直。,底盤的設計首先要確定（與輪距的變化有關）前懸架的側傾中心 高度，以便隨后確定相應的后橋側傾中心高度。前懸架側傾中心 高度在：0120mm，后懸架側傾中心高度在：80 150mm。 懸架側傾中心高度的方法,12,轉向軸線,Z,Y,D,采用齒輪齒條式轉向器時，轉向橫拉桿內端接頭T的運動軌跡與地面平行，相反外接頭U的運動軌跡是一條圓弧線，當沒有主銷后傾時，U點的運動軌跡與轉向節(jié)軸線EG垂直。,轉向機,13,整車轉向幾何尺寸：定義轉向半徑，轉向角和阿克曼角,阿克曼角：Ctg1- Ctg 2 = q/p 為了提高車輛的靈活性，減小轉彎半徑而改變轉向梯型,阿克曼偏差,14,修改以達到不同的方向盤轉角,轎車轉向系統(tǒng)角傳動比一般為15-17,在作加長車時要考慮這個值,15,某些參考車型前軸的阿克曼角實例,16,0,5,10,15,20,25,-400,-300,-200,-100,0,100,200,300,400,方向盤轉角和轉向角的關系,方向盤轉角 (o),車輪轉角 (o),17,2) 定義主銷的幾何尺寸 包括：主銷后傾，主銷內傾，主銷后傾拖距，主銷偏置距等 根據(jù)經(jīng)驗選取起始點,18,Outer w. 方向盤轉角 (o) Inner w.,主銷后傾角 (o),主銷后傾角,定義主銷后傾角 主銷后傾角影響： 轉向時車輪外傾角的變化 主銷拖距 車輪上下跳動過程中的前束變化 不平路面上的制動性能,19,定義主銷內傾角 主銷內傾角影響： 在前驅車型中通常在12°14° 轉向回正力距 制動時方向盤上的力,Outer w. 方向盤轉角 (o) Inner w.,轉向變化,車輪跳動變化,主銷內傾角,主銷內傾角 (o),20,定義拖距的尺寸 主銷后傾拖距的影響： 直線行使時的方向穩(wěn)定性 提供方向盤的橫向路感,Outer w. Steering wheel angle (o) Inner w.,Variation in steering,Variation in wheel travel,主銷后傾拖距,21,定義主銷偏置距的大小 主銷偏置距影響： 轉向回正力距的大小，主銷主銷偏置距越大，回正力距也越大。 轉彎制動時方向盤力矩的大小 主銷偏置距通常取1830mm 輪胎的根換對主銷偏置距也有影響 所有的德國車均采用了負的主銷偏置距,Variation in steering,Outer w. 方向盤轉角 (o) Inner w.,22,定義車輪中心處的主銷偏置距 車輪中心處的主銷偏置距影響： 驅動時的方向盤回正性 當車輛通過障礙物的影響 由于輪胎受力不均引起的方向盤的擺動,定義車輪中心處的主銷偏置距,23,3) 定義懸架的幾何尺寸 根據(jù)經(jīng)驗選取起始點,24,副車架邊緣,制動盤邊緣,A,B,Disk,Rim,M family Wheel輪胎: 225/55R17 轉角:外側轉角大約30deg ，內側轉角大約 35-36deg,考慮輪胎包絡線: 懸架的參考基準,Steering axis,A,確定懸架邊界條件和設計硬點 主銷已經(jīng)確定 收集幾何約束 定義主銷上的A點，A點在輪輞和等速萬向節(jié)中間， 位置越低越好 定義主銷上的B點，盡可能低的位置但是要考慮： -輪胎上跳下跳目標 -支撐的功能性,25,C,B,A,Z,X,減振器軸線于主銷軸線重合,在X-Z平面內定義減震器 在麥弗遜懸架中通常于主銷重合，這是最簡單和最有效的解決方案。,26,C,B,A,減振器軸線,轉向軸線,Z,Y,D,E,X,Y,Z,A,F,下擺臂旋轉軸線,D,在Y-Z平面內定義減震器 根據(jù)輪胎尺寸定義C點（需要的話要考慮防滑鏈） D點是控制臂旋轉軸線和通過A點的Y-Z平面的交點。 A, B, D點的相互位置決定了輪胎上下跳過程中的輪距的變化和外傾角的回正性,27,C,B,A,Z,Y,D,與轉動中心相關,與輪胎尺寸相關,與動力總成邊界相關,車輪行程,車輪外傾與車輪行程的關系,得到足夠的輪胎上下跳過程中外傾角的回正性 這可以通過將B點向內移，或抬高D點或向外移動A點，但是所有這些都要同懸架的其他特性綜合考慮。,車輪外傾角 (o),28,C,B,A,Z,X,轉向軸線與減振器軸線,Arm 懸 轉 軸,A,Y,X,E,F,F,E,下擺臂旋轉軸線,定義控制臂旋轉軸線的傾角和E，F(xiàn)點的位置 根據(jù)抗點頭角定義控制臂旋轉軸線：如果增加在X-Z平面內的傾角（即E點比F點低），抗點頭能力就能提高。（參考汽車的縱向角振動）,29,Tie rod,A,I,H,E,F,定義轉向系統(tǒng)幾何尺寸的所有點 定義H點根據(jù)：阿克曼角和相應的幾何約束，同時考慮轉向力距的影響。 定義I點的位置要將輪胎上下跳過程中的前束變化最小化,30,根據(jù)桿系幾何運動關系確定I點 將I點放在輪胎上下跳過程中H點所形成的圓弧的中心,31,為確定轉向橫拉桿的長度和位置需要知道的距離和動點。轉向橫拉桿的位置可通過HR的連線給出（圖中還繪出了側傾中心）。如果側傾中心位置選定的較好可使輪距變化為。,側傾中心,32,下擺臂的常用布置形式和連接點的橫向受力情況,行使方向,下擺臂的布置形式,33,不同狀態(tài)下的受力情況,34,懸架的縱向穩(wěn)定性,所謂的懸掛縱向穩(wěn)定性是指汽車在制動和驅動時，懸掛系統(tǒng)抵抗車身發(fā)生縱向傾斜的能力。懸掛的縱向剛度取決于前后懸架的靜撓度和軸距，主要跟據(jù)平順性和總布置的要求來確定。對獨立懸架來說，使中心位置高于驅動橋車輪中心是非常重要的。,B,A,F,E,ez Fgz,Fe,-Fez,-Fex,Fg,-Fgz,-Fgx,Fb,F,a,行駛方向,35,如圖中右邊的靜力分析表明，由于車輪中心處移出的垂直位移于轉向軸的制動力b在橫臂上引起的反力Fex和Fgx，它們（由于橫臂斜置）又引起垂直方向分力 Fez= Fex *tan和Fgz = Fgx *tan 。在同一方向的合力必須為,即Fez和Fgz抵消車頭下沉。,B,A,F,E,ez Fgz,Fe,-Fez,-Fex,Fg,-Fgz,-Fgx,Fb,F,a,行駛方向,36,麥弗遜前懸架縱傾中心的確定,37,整車縱傾中心（前麥弗遜，后多聯(lián)桿）,38,39,40,41,回正力距,輪胎接地面,輪胎痕跡,對輪胎痕跡的 回正力距,42,縱向載荷 （通過障礙）,橫向載荷,行使方向,僅承受橫向載荷,不產(chǎn)生前束變化的子午線輪胎縱向剛度的克服,僅承受縱向載荷,43,為緩和剛絲子午線胎的縱向剛度，BMW 3系列車型在前懸架上設計了一根鐮刀形的擺臂。該擺臂在縱向力的作用下繞只有少許變形的球膠D轉動并通過動臂4用大橡膠支座支撐在車身上。該支座的側向具有起始軟，隨即急劇遞增變化的彈性。 轉向橫拉桿7位于橫臂相應的高度上，且?guī)缀跖c支座連線GD平行，應此點U和G的運動圓弧半徑差不多相等，車輪的縱向運動不會引起前束的變化。,44,轉向布置型式 hydraulic EPS on column EPS on pinion EPS on rack,45,HYDRAULIC,EPS ON COLUMN,46,EPS ON PINION,EPS ON RACK,47,懸架的內部安裝結構,48,橡膠襯套三方向的曲線,49,50,51,52,53,54,55,56,57,58,59,60,61,62,.前懸架運動學分析,以麥弗遜懸架為例,63,分 析 內 容,前懸架 主銷分析 懸架單獨分析 ( 兩輪同時跳動, 靜態(tài)載荷下的變化 ),M 車型 計算最小轉彎半徑.,64,懸 架 設 計 目 標,65,Mc Pherson 幾何模型,M Vehicle,66,轉向操縱機構的特征: 方向盤轉一圈，齒條橫向移動51 mm 齒條最大橫向位移 148 mm 因此方向盤每邊最大轉角是522度.,67,主銷分析（Kingpin Analysis）,68,Steer ratio,M Vehicle,At the max wheel steering angle, the inner wheel reaches a steer angle of 38.63 deg, while the outer reaches 32.26 deg. 方向盤達到最大轉角時，內外輪的轉角,At the max wheel steering angle, the inner wheel reaches a steer angle of 38.68 deg, while the outer reaches 32.10 deg.,69,主銷后傾角的變化 （Caster angle）,M Vehicle,70,主銷后傾角與車輪跳動的關系（Caster angle vs. Wheel travel）,71,主銷內傾角（Kingpin angle）,M Vehicle,72,Scrub radius,M Vehicle,73,Scrub radius WLC,M Vehicle,74,Caster moment arm WLC,M Vehicle,75,單純的懸架運動分析,76,77,Wheel Travel Analysis,De Dz,Dg Dz,l Dz,Dx Dz,78,Wheel Travel Analysis HRC vs. Wheel Travel,79,Lateral Load Analysis,De Fy,De Mz,Dg Fy,80,Longitudinal Load Analysis,De Fxd,De Fxb,Dx Fxd,81,最小轉彎半徑分析 以M Vehicle為例,82,tf,tf front wheel track tw tire width l - wheel base a - distance between center mass location and front axle. R Turn radius at center mass location. RC Turn radius curb to curb,Type of Test,At the maximum steer wheel angle, it is calculated the minimum necessary space. In the test the maximum steer wheel angle is reached using a slow ramp steer at low velocity. In this test there are not only the forces obtained through Pacejkas model, but also the spin torque.,83,Condition of Test,The Test has been developed in Design Standard condition (3 People + 30 Kg luggage mass). The three gray spheres in the picture indicate people, while smallest blue sphere indicates the luggage mass. The vertical load for a front tire is 4060 N, while for the rear is 3028 N.,84,At the maximum rack displacement (74 mm), in Design Standard condition, M vehicle needs a space curb to curb (2 RC) of 10.25 m, nevertheless the inner wheel steers at 40.9 deg, and the outer at 32.2, over the steering limits, which are fixed at 38 and 32 degree.,85,Between the wheel angle limits, the first limit is more restrictive than second. The inner wheel reaches 37.95 deg at 70.38 mm rack displacement, while the outer wheel reaches 30.77 deg. The new minimum space to turn curb curb is 10.70 m.,86,