车辆道路悬挂系统

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1、第五章 汽车悬架系统匹配与设计概述 本章系统的阐述了各种悬架结构, 力学模型的简化方法, 及设计计算方法。1 前悬架和后悬架概论 悬架的型式根据其是用于可转向的前桥，还是后桥，是用于驱动桥，还是非驱动桥而有所不同。此外，还有非独立悬架和独立悬架之别。属于后者的有双横臂式悬架和麦弗逊式悬架，它们所需侧向（即占汽车中部的）空间小（有利于发动机布置）；以及纵臂式悬架和斜置单臂式悬架，它们几乎不占用高度空间，从而允许行李箱宽敞，而且底部平整。 介于非独立悬架和独立悬架之间的是复合式悬架。它非常节省空间，但仅可用作为前轮驱动车辆的后悬架（见后文）。 在所有非独立悬架中，车桥在整个弹簧行程范围内运动，为此

2、必须提供车桥上方的空间。对于后桥来说，这就要减小行李箱空间，并使备胎布置困难；而对于前桥来说，车桥要布置在发动机下方，为了获得足够的弹簧压缩行程，就不可避免地要抬高发动机或者是把它后移。由于这个原因，非独立悬架用于前桥仅仅是在载货汽车以及全轮驱动的多用途轿车中。2 独立悬架概论 轿车底盘的发展应该比发动机发展得快。加速性能不断改善，最高车速和转弯车速愈来愈高以及行驶减速度愈来愈大，要求有更加安全的底盘。独立悬架正是适合于此要求。它的主要优点是：a. 需用空间小；b. 前束的运动学变化及弹性运动学变化产生不足转向趋势, 即具有高速随动转向性能（见后文）； c.易于实现驱动轮的转向； d.质量小；

3、 e.左右车轮互不影响。 f.具有高的操纵稳定性能和平顺性能. 5.1 双横臂式悬架设计5.1.1双横臂悬架的结构与力学模型简化 图5.1.1 某货车的双横臂前悬架 图5.1.1 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

4、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。 图5.1.2 弯长臂式汽车的前轮转向节 图5.1.2 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

5、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5.1.3 双横臂式前悬架图5.1.3 Daimler_Benz 牌 260 SE/560 SEC型车的前悬架。为了使得主销偏移距rs=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5.1

6、.4）。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5.1.4独立悬架的力学模型 图5.1.4 在前独立悬架中，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

7、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5.1.5）。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5.1.5 曲线行驶中车身侧倾一个角度 图5.1.5 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

8、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5.1.4），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。5.1.2汽车悬架运动学和车桥弹性运动学与定位参数设

9、计车桥运动学描述的是车轮在弹性变形过程和转向是的运动。而弹性运动学则是阐述由于轮胎和路面之间的力和力矩引起车轮定位值的变化，这是悬架部件具有弹性的结果。DIN7000规定了反映所有运动的坐标方向（图5.1.6）。图5.1.6 DIN70000中规定的车桥坐标系。正的Z轴方向向上；从行使方向看，Y轴箭头向左 为了确保所期望的行使特性和直线行使操纵稳定性以及避免轮胎的过度磨损，车辆前桥应设计定位角，包括允许的公差。如果后桥不是非独立悬架的驱动桥，这一规定同样适用。前束可以通过转向横拉杆或一个偏心轮来调节，大多数情况下车轮外倾角和主销后倾角也可调节。主销内倾角、主销后倾角、轮胎外倾角、主销偏移距、主

10、销后倾拖距和前束角的设计值。 车轮定位值与负荷及载荷分配有关, 为了不给修理和批产中的测量工作造成不必要的麻烦，德国标准DIN70020把空载状况作为测量基准, ISO和GB标准也定空载为检查标准数值。1 轴距和轮距与悬架设计(2)轴距 轴距L-从前桥轴心至后桥轴心测得的距离-对行使性有决定性的影响。与汽车长度相比，大的轴距可以使乘客合理的安置在车桥之间，从而减小负荷对载荷分配的影响。并且车身的前悬部分和车身的后悬部分都较短，使纵倾振动的趋势下降，这样可以采用较软的弹簧，提高行使平顺性。相反，轴距较短则使转弯轻便，即同样的转向轮转角下，转弯圆较小。 大部分最近投入市场的这种形式汽车的轴距还是比

11、以前的要长。比值K1可以作衡量依据。在现在轿车中这个值为： 汽车越小，K1值应越大。轴距一般在L=2150-3070之间，可从各类汽车公司的说明书中获知。这是悬架设计的硬点之一.(3) 轮距 较大的前轮距bV和后轮距bh（图5.1.7），对汽车的曲线行使性能和侧倾具有决定性的影响。轮距应尽可能大，但其与汽车宽度的比值不能超过一个给定值。就前桥而言，车轮在上跳且转向角达最大时不允许擦及汽车翼子板。而且对于驱动桥（不管是前桥还是后桥都适用）来说，至少都有安装雪地防滑链所需的空间。车轮在上跳时不允许碰上任何底盘部件或车身。目前轿车的的轮距为bv，h=1205-1550。比值kB可作为衡量宽度利用率的

12、参数，它尽可能大：图5.1.7在双轮结构中，轮距bV是指车轮中心平面之间的距离。在此必须注意的是，每个车轮的承载的能力变小 在几乎所有的独立悬架中，车轮的上下跳动都会导致轮距发生变化。轮距变化的后果由其产生的作用而定；或者说-如以下章节所述-当需要较高侧倾中心时，轮距变化是不可避免的。轮距变化的缺点是会引起滚动轮胎的侧偏（图5.1.8和图5.1.9）。从而产生侧向力、较大的滚动阻力和使直线行使能力下降。此外，轮距变化还对转向系有影响。图5.1.8在独立悬架中，汽车驶过不平路面时车轮的上下跳动会引起轮距的变化，从而使轮胎产生侧偏角。由此不仅产生了侧向力，还使直线行使的能力下降，滚动阻力增大。图5

13、.1.9由于轮距的变化产生轮胎作用在路面上的侧向力FS。午线轮胎上测量的结果。 在底盘设计中要求事先在图纸上检查前桥和后桥上的轮距变化。为此可在双横臂式悬架中作出长度为c和f的横臂绕C点和D点（也就是横臂转轴）转动的圆弧。外侧球绞中心用点1和点2表示（图5.1.10）。为了描述车轮支架和车轮，配制了一块模板（图5.1.11）它上面的孔点除了点1和点2外还有车轮接地点N以及需要时还包括转向横拉杆外端铰中心U。如图5.1.10所示，着块模板上的点1和点2沿着绕C点和D点的圆弧运动。而且向上的运动的极限位置由模板上的N点到达预先按车轮上跳距离S1绘出的与地面的平行线决定，向下运动的极限位置由车轮下落

14、距离S2决定。在次将N和U的位移逐点绘出。由这些找到的点的连线即可定出轮距的变化以及转向横拉杆铰点的位移。但在此没有考虑横臂支承中的弹性。图5.1.10借助于图5.1.11中所述模块确定双横臂式悬架轮距变化（在车轮接地点N）和转向横拉杆外端绞点U的轨迹图解法。图5.1.11可简单确定轮距变化的模板。适用于双横臂式悬架（图5.1.10）麦弗逊式悬架在汽车翼子板上有一个支撑点C。在车轮上跳时下球铰点2和点C之间的距离缩短，而在车轮下落时该距离增长。在所有的独立悬架中，极点P的位置确定了（在小的弹性范围内的）瞬时轮距变化b。如果P点位于地面上，并且双横臂式悬架的横臂长度选择得使极点当车轮上下跳动时在

15、地面上来回侧向移动，则可避免轮距变化。通过计算、作图可以在弹簧行程S=70mm的范围内证明这一事实。不过在此还没有考虑存在的弹性。 在安装完毕的汽车上，轮距变化是可测量的。它是车轮上下跳动值（s1和s2）的函数，可通过测量支承着同一车桥上的2个车轮的2块平行板的侧向位移而获得。2块板相互平行是必要的，因为在车轮上下跳动时产生的微小的前束变化引起板的转动，会使测量不准。在图形表达中车轮跳动值标在纵坐标上（图5.1.12），并且-与车桥的运动方向一致-上跳值（s1）向上为正，下落值向下（s2）。零位置应与设计质量相对应，即汽车中乘坐3名（也可能是2名）68Kg的乘客。观察空车可能会与实际情况不符。

16、 图5.1.12 独立悬架上两个车轮之间轮距bv或bh与载荷状态有关2个车轮的轮距变化b标在横坐标轴上，这是轮距增大（作为正值）向右，轮距减小（作为负值）向左。零位置的轮距bv，h是重要的参数必须标出，它与满载（或空载）时的轮距差值b可在弹簧特性曲线上确定。零位置至允许轴荷时的轮距差值b，可在弹簧特性曲线上确定。零位置至允许轴荷时的压缩行程s1（或至空载状况下的拉伸行程s2）可在弹簧特性曲线上读出，b作出S的函数，可从轮距变化曲线上得到。图5.1.13示出了双横臂式悬架的轮距变化曲线。可以看出轮距变化值很小。正如上所详细描述的，曲线的形状由侧倾中心WV的高度决定。图5.1.13中Renault

17、牌车的侧倾中心位于地面上，优点是在无干扰的直线行使中只有很小的轮距变化值。其它两种轿车的侧倾中心则在地面上方。图5.1.13在前桥驱动型车的Fit牌Uno型车和Renault牌20型车以及标准驱动型式的Mercedes牌190E型车上测得的2个车轮的轮距变化。具有双横臂式悬架的Renauit牌车，其优点是显而易见的。 图5.1.14在VW牌Golf Gti81型车测得的2个车轮的轮距变化。 在双横臂式悬架中，弹簧安装在上横臂或是下横臂上。两种情况下都将出现一组力偶。这个力偶根据横臂支承中的弹性使轮距变化曲线有微小变化。在每种情况下根据在汽车（装有弹簧）上测得的变化图5.1.15 在Opel牌M

18、anta型车的双横臂式悬架上根据装有弹簧和不装弹簧的形式测得的2个车轮的轮距变化和车轮跳动量的关系曲线。2种形式下的曲线曲率不同。图5.1.15 Opel牌Manta型车的双横臂式悬架的轮距变化和车轮跳动量的关系曲线2侧倾中心和侧倾轴线 侧倾中心及侧倾轴线直接影响汽车操纵稳定性及平顺性, 在所有的独立悬架中，轮距变化和侧倾中心高度之间有直接的关系。因此这二者总是一起考虑。(1) 定义根据DIN 7000规定，侧倾中心是指通过车轮中心的横向垂直平面上的一点，在这点上给簧载质量即车身施加一个侧向力（y轴方向），可以不产生侧倾角运动。因此侧倾中心是汽车轴线（从前面看）和车桥中心（从侧面看）上的点，围

19、绕着这点车身在侧向力作用下做侧倾运动。此外车桥和车身之间的侧向力通过这个点。侧倾中心是汽车轴线上或下的点W（图5.1.16）。轮距变化曲线上车轮接地点处的切线A-B的垂直线也通过这个点。据此可由s和b（在切线上量取）确定前悬架的侧倾中心W点高度hWv（及后悬架的hWh），而且这里还考虑了摆臂支撑中的弹性其中的关系为： （5.3.1）由此可得折算到单个车轮上的侧倾中心高度为： 前悬架： 后悬架： （单轮，5.3.2）当bv=1400mm，单轮b=6mm及s=40mm时有： 在任一负载状态点下的轮距变化越大（图5.1.14），切线的垂直线就越陡，侧倾中心距离地面也就越高。而轮距变化越小时W点的离地

20、高度也就越小，并且当切线A-B与纵坐标轴平行时，W点就在地面上。图中所给的是2个车轮的轮距变化，侧倾中心高度也可以用同样的方法得出，只须仅考虑轮距变化的一半即可。由此得出公式： （双轮，5.3.3）在图5.1.17中曲线上所作的切线，在正常载荷下将趋向与纵坐标轴平行。加栽时，侧倾中心下降（这是不理想的），这是麦弗逊式悬架的缺点。相反，在双横臂悬架中切线的角度是变化的，从而使W点的高度在负荷状态下的变化很小.图5.1.16 侧倾中心W位于汽车轴线（从前面看）和侧视图中的车桥中心上。图5.1.17 根据测得的单轮轮距变化曲线，作出曲线上任一负载状态下的切线，可确定侧倾中心的高度hWv,h。(2)侧

21、倾轴线 汽车上理论的侧倾线C（即前、后悬架侧倾中心的连线，图5.1.18）的位置和侧倾中心在负荷作用下的高度变化一样对行使性能具有决定性的影响。在独立悬架中这根轴线应大致与地面平行，但尽可能离地高些。平行是为了使得在曲线行使时前后轴上的轴荷变化接近相等（从而保证中转向性能）；而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在极限范围内。然而前悬架的侧倾中心高度受到允许的轮距变化极限所限制；并且几乎不可能超过。此外，在前轮驱动型式的车辆中，由于前桥轴荷大，且为驱动桥，故尽可能使前轮轮荷变化小。由于独立悬架中侧倾中心高度为：前悬架 后悬架 底盘的设计首先要确定（与轮距变化有关的）前悬架的侧倾中心高度，以便随之能

22、确定相应的后桥。采用独立悬架时，后悬架侧倾中心的高度要稍大些。如果采用非独立悬架，则曲线行使中的车身支承范围更小。它是由比轮距bn更窄的弹簧中心距bF决定的。为了补偿这一不足，建议将后悬架的侧倾中心设计更高些（参见图5.1.18）。图5.1.18 前后悬架侧倾中心之间的连线C（这里是倾斜的）称之为理论侧倾轴线，距离hw是指侧倾轴线和车身质心之间的垂直于地面的侧倾力臂。如果汽车的后悬架是非独立悬架，图示倾斜的侧倾曲线是有利的。而当前后悬架都是独立悬架时，侧倾轴线略有些倾斜即可。图5.1.18中附加标出的线A和B是实际的侧倾轴线，大都平行于地面。确切的位置与摆臂的状态有关。车身在侧向力作用下围绕A

23、线和B线倾斜。(3)悬架的侧倾中心 极点的高度确定了侧倾中心W的位置（图5.1.19）。如果P点高于地面，则侧倾中心同样也高于地面。如图5.1.17中所见，在轮距变化曲线零点处的切线与垂直线偏离一个角度。而这一点的曲线曲率与极点p和车轮接地点N之间的距离有关。两点相互离得越远，曲线的曲率就越小，而车轮外倾角的运动学变化规律也就愈不理想。下面的图例说明了侧倾中心高度hw和距离P的图解法。极点距离q可以量出或简单计算出： （5.3.4） 图5.1.19 双横臂式悬架和纵横臂式参见的距离hw和P的图解法和计算法。如图5.1.19所示，在双横臂式悬架中只有横臂的相互位置（即角度和的大小）有影响作用。将

24、横臂内外转动点的连线延长，以便得到极点p。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，则P点位于。作出与其平行的通过N点的平行线（图5.1.20）。当极点P远离车轮接地点时，建议通过计算求出距离P和hw。参照图5.1.19下方的计算公式。在侧视图上相互交错的横臂转动轴-设计上要求，以便获得纵倾中心需从E1点和G1点引出向下及向上的垂直线得出点E2和G2（图5.1.21），在后视图上由E1 E2线和G1 G2线得到极点P。它与车轮中心平面的连线（如图5.1.21所示）又给出了侧倾中心。如果车桥的导向由横置板弹簧承担，则在采用中心夹具的情况下，运动杠杆臂L3对求得侧

25、倾中心有决定影响。而在2点支撑的情况下，弹簧上的距离L2是决定性因素。图5.1.20 横臂相互平行的双横臂式悬架的侧倾中心的确定。极点P位于.在麦弗逊式悬架中必须从车身上的固定连接点E做活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂延长。2条线的交点即给出P点（图5.1.22）。图5.1.22同时还说明了如何通过将轮距从bV！增宽至bV2，从而使侧倾中心自线。W1升至W2。负的主销偏移距要求下导出铰移至车轮内部。图5.1.21 双铰链双横臂悬架侧倾中心 图5.1.21 当横臂转动轴空间相互交错时，先在侧视图上通过E1和G1点作垂直地面的直线。它们与转动轴C1C2和D1D2的交点为E2和G2点，由此可在后视图

26、上用这两点确定极点。 图5.1.22 在上置中心夹紧的横置板簧中的W和P的确定。图5.1.23下置2点支承的横置板簧中的W和P的确定。 段EP为减振器柱轴的垂线该图表明hw与摆臂的长度无关，该长度只对运动学特性有决定性影响。当摆臂位置较平时，建议通过计算来求得hw和P。这时在作图时极点P可能会落在绘图板以外。3 车轮外倾角(1) 外倾角值和外倾角定义根据DIN70000规定，外倾角是指车轮中心平面和道路平面垂直线之间的夹角。如果车轮上部向外倾斜（图5.1.24），外倾角取正值，向内倾斜取负值, 对汽车操纵稳定性影响极大。图5.1.24 正的外侧角是指车轮平面上部向外偏离垂直线。在乘坐23名乘员

27、（零位置）时，轿车的前轮通常设计得具有微小的正外倾角，以使车轮尽可能垂直于稍许有点拱形的路面滚动，并使磨损均匀和滚动阻力小。如图5.1.24所示，理想的外倾角值为： = 5 10 即约0.1为了获得良好的轮胎转弯侧偏性能，目前所取得外倾角大都偏离了理想值。轿车空载时外倾角基本上在理想值附近，而加载状况下车轮则取有轻微的负值外倾角（图5.1.24和5.1.25）。 除外倾角的大小外，有关公差范围的说明也是重要的也就是说既允许偏离规定值，也可以让左右车轮的外倾角不相等。大量的研究表明，为了使前桥零件制造经济并且不要因狭小的公差限制生产，通常取得的公差为30。大部分前悬架中，外倾角是可调的。 图5.

28、1.25 研究表明，当外倾角=+5 +10时，轮胎的磨损最均匀。更大的正值外倾角会使轮胎外侧胎肩磨损加剧。而更大的负值外倾角则加剧内侧胎肩的磨损。 为了避免在直线行使中产生单侧牵引转向，应该使左右车轮的主销内倾角之差不大于。如图所示，外倾角和主销内倾角有直接的关系，即外倾角偏差愈大，主销内倾角的偏差也愈大。因此厂方规定左右外倾角之差不允许超过。比如在前桥总成图上的说明可写成： 外倾角 左右车轮外倾角最大偏差30还需附加说明的是测量工况。根据DIN70020规定，必须在空载（即汽车无人乘坐）时进行测量。在采用独立悬架和复合悬架的后悬架中，为了提高轮胎的侧偏性能，车轮外倾角常设计成负值。各种轿车在

29、空载下的外倾角已是=1。但这样对于斜置单臂式悬架来说，在满载工况下存在车轮外倾角负的太大的危险。而这种危险会使轮胎发热过量并由此导致轮胎胎面剥离。一般轿车生产厂把这种形式的悬架的车轮外倾角又再设计成空载下取正值，其原因亦在此。在非转向的后桥上，外倾角公差值可达30。附加的限制是不必要的。(2) 外倾角的运动变化 独立悬架的缺点在于汽车作曲线行使时车轮随车身一起倾斜，即车身外侧车轮相对于地面向正的外倾角方向变化，从而降低了承载较高一侧的轮胎（与车身内侧轮胎相比）的侧偏性能。为了消除这一影响，轿车的悬架常常设计成车轮上跳时外倾角朝负值方向变化，而在下落时朝正值方向变化（图5.1.26和5.1.27

30、）。 横坐标为以（）为单位的外倾角值，向左为负，向右为正。纵坐标上则以mm为单位标出了向上的车轮上跳量s1及向下的车轮下落量s2。双横臂式悬架在车轮上跳曲线向负的外倾角方向凹入，表明了这种悬架的优点。而导向弹簧柱和减振器柱式悬架的曲线向相反的方向凹入（这是不利的）。相反，在车轮下落后2种悬架的车轮外倾角向正值方向变化，这就意味着（承载下的）车身的内侧车轮承受侧向力的性能更好。 图5.1.26 研究表明，当外倾角=+5 +10时，轮胎的磨损最均匀。更大的正值外倾角会使轮胎外侧胎肩磨损加剧。而更大的负值外倾角则加剧内侧胎肩的磨损。图5.1.27 在Opel牌Rekord D型车双横臂式前悬架上测得

31、的外倾角变化与车轮上跳量S1和下落量S2之间的函数关系曲线。图中同时给出Fait Uno型车弹簧柱式前悬架和Mercedes 190E型车麦弗逊式前悬架的相应曲线。图5.1.28给出了独立悬架的外倾角变化曲线。可以看出它比前悬架的性能更好。由于不存在转向角，斜臂和横臂可以安排得更合理。从所描述的零位置起，Mercedes车在满载下压缩量为53mm，于是外倾角为，处于零界值之下。零界值是不允许超过的。图5.1.28 Mercedes 190E型和Porsche 924型车的后轮外倾角变化曲线。所分析的190E型车的空间摆臂式悬架可调整出精确的外倾角，空载时oL=55及or=35，乘坐3人后增大到

32、约130。当车轮上跳时，曲线呈斜率递增性变化。出厂说明中空载下=50 30。 Porsche 924型车的斜置单臂式悬架的变化曲线呈直线型。当车轮上跳时，它的负外倾角小于所分析的190E型车。出厂说明规定空载状态下=25 30，左右最大偏差30。(3) 外倾角变化的图解法 在设计中，前轮外倾角变化作为车轮跳动量的函数可根据柱销内倾角变化方便的确定。在双横臂式悬架中，作出长度为e和f的横臂绕C点和D点（即横臂转动轴）运动的圆弧，并标出在零位置时外侧球铰的中心点1和2（图5.1.29）。在上圆弧上任意确定一点3，并绕该点以长度1-2作圆弧，即可得出点4。当车轮上跳为S1时，3-4连线与线1-2的夹

33、角即为变化角。如果这个角向负的外倾角方向变化（如图例中），则用零位置时时的外倾角减去，即 （例如452115）如果向正的方向变化，则要加入 图5.1.29 设计中双横臂式悬架的车轮外倾角变化的确定方法。它与主销内倾角变化相同。 (4) 弹簧外倾角在曲线行使时，还必须考虑把由于侧向力引起的外倾角变化附加到侧倾外倾角中去。根据DIN70000规定，是车轮外倾角的一个分量，它是由于悬架及转向系中存在弹性，从而在车轮和路面之间的力以及由其产生的力矩的作用下产生的。图5.1.30 当在车轮接地点加上静态侧向力后，在各种后悬架上测得的弹性外倾角变化曲线： Opel牌Kadett型车：复合式悬架 Fiat牌

34、Uno型车：复合式悬架 Lancia Delta型车：麦弗逊式悬架 Toyota牌Corolla型车：麦弗逊式悬架 Renault牌11型车：纵臂式悬架可明显看出，复合式悬架具有较小的弹性外倾角变化。考虑轮胎的拖距后所得的结果相同。 所有的独立悬架均可近似的参考下值作为弹性外倾系数（每kN） （5.3.7a）4 前束和自转向特性(1) 定义和规定值根据DIN70000规定，静态前束角是指在静止的汽车上（参考状态下）汽车纵向中心平面和地面的交线之间的角度。如果车轮的前部靠近汽车纵向中心平面，则前束为正值；反之则为负值（后束角）。静态总前束角是左右车轮前束角之和。在前面所述的，1983年公布的标准

35、规范中规定前束角的单位为弧度、度（也可用分）。而在DIN70020第一部分（1976年8月9日公布）中规定前束用mm。这里前束是指差值V=B-C（图5.1.31），既左右车轮轮辋边缘后部间距大于前部的余量。前束应在空载时车轮停在直线行使位置的状态下，在车轮中心高度上测量。V和车桥上的两个车轮有关。在用角度表达的形式下，车轮前束角v与车轮侧偏角相当。也就是说，在具有前束的状态下，汽车的两个前轮是斜向对置的。缺点是使滚动阻力增大。图5.1.31 根据DIN 70020中规定，前束V是指B-C的差值，单位为mm，在车轮中心高度处的轮辋边缘上测得。确定前束角要用到单个车轮的前束值v（即v/2）：用弧度

36、表示： （5.3.8）用角度分表示 （5.3.8a）v在轮辋边缘上测的，应此必须考虑到距离D这一因素。在给定的前束值下，比如=2mm，小规格的12轮辋的前束角比15的要大。图5.1.32所示为轮辋直径的影响。查轮胎找出各个尺寸，D=d+2d。前桥和后桥的前束值在：v=1.0mm和4.5mm之间，通常相当于。由于这个数量级的数字对修理行业是不适用的，目前在所有的车间手册中的前束说明都只用角度中的（）或（mm）为单位，而且是指两个车轮上的前束。图5.1.32 前束角V与轮辋规格和单位为mm的单个前轮前束值的关系曲线。图5.1.33 滚动阻力使得在车轮中心作用一纵向力FR，它通过杠杆臂ra把车轮向后

37、压向后束方向。为简化起见，在此及后面的图中把主销轴假定成垂直的。力矩MR= FRra使得在转向横拉杆中产生力FT。制动力Fb与FR方向相同，但作用力臂不同。 直线行驶的车轮具有最小的轮胎磨损和最小的滚动阻力。滚动中在接地面上出现一个由前向后的滚动阻力FR，通过杠杆臂ra产生一个力矩，该力矩经过转向拉杆作用在转向系上（图5.1.33）。 如果还存在弹性尤其是在摆臂支座中这个力矩还会轻微的向后挤压车轮。为了达到直线行驶目的，就规定了车轮相互斜相对立，即前束的方式。在前轮驱动行驶的车辆中驱动力是由后向前作用的，这是车轮前侧受到挤压（图5.1.34）,从而使的在此采用后束（即负前束）可能是有利的。为了

38、不是反拖工况（即放松油门）下的行驶稳定性变坏，前轮驱动行驶的车辆也有部分采用前束。 除前束值的大小外,还规定了公差。对前轮来说，由于可以通过改变转向横拉杆的长度进行调节，公差值不要超过1mm。后独立悬架的前束只能通过转动摆臂转动轴才可调节，即必须有相应的工具，以便能保证约1mm的同样的公差（图5.1.35）。如果汽车的前束不能调节，则必须允许取更大的偏差值，以便不会因零件的公差范围下而使制造不经济。 图5.1.34 在前轮驱动型式的车辆中，驱动力使得车轮受到向前束方向的挤压。两侧都出现力FT。图5.1.35 为了调节外倾角和前束，可在斜臂支承处设计带有偏心盘片的六角螺栓。它安装在侧面的法兰盘上

39、（Ford公司产品图）。一些轿车的出厂说明中表明： 前 后Mercedes 190E +2010 Mercedes 500SE +31mm Fordscort -2.51mmAudi 80 +1015Audi！）quattro -1010 （A=全轮驱动，S=标准驱动型式，V=前轮驱动）这些说明适用于空载状况。(2) 前束的运动变化比在静止的汽车上调整出一个正确的前束更为重要的是，前束值在行使中能否保持，或者说是否会因汽车的上下跳动而变化。后者可能是由于不足转向性能的结果或者是为了达到确定的行使性能所需要的。为了不因轮胎的侧偏而使磨损加剧，滚动阻力加大以及直线行使能力受到损害，如图5.1.36

40、和图5.1.37中曲线1所示，无论在车轮下落还是上跳都不应出现前束值的变化。在图中纵坐标上上是车轮跳动量（向上和向下），在横坐标上向右是单轮正前束，向右是负前束，即后束。曲线1是理想的形式，在设计中很难实现。必须允许与理想形式有小的偏差。 前束的变化可能是由于转向横拉杆的长度和位置不确定的结果。在转向横拉杆位于前桥后方的情况，双横臂式悬架的例中表明了不同长度的转向横拉杆是如何在起作用的（图5.1.38）。长度太短（点2），车轮在上跳及下落时均被向后往一起拉，这就导致出现后束，如图5.1.37中曲线2和图5.1.39所示。转向横拉杆长度太长，车轮相互压向前束方向，见曲线3。在两中情况下曲线都类似

41、与圆弧状。如果转向横拉杆的长度较正确而内铰链太高（或外铰链太低，图5.1.40），在车轮下落时其后侧被向内拉，出现后束，而当车轮上跳时则产生前束。结果是曲线类似一条倾斜的直线（图5.1.37中曲线4）。转向横拉杆内侧铰5太低或外侧铰太高，则产生相反的影响，如相应的曲线所示，如转向横拉杆位于前桥前方则所有讨论的情况均出现相反的影响。图5.1.36 在Mercedes 190/190E型车的空间摆臂式后悬架上测得的车轮上下跳动时的后轮前束变化曲线。在车轮跳动量不超过70mm的范围，h=27的前束只产生因弹性引起的极其微小的变化。定位值非常精确地符合出厂说明，h=25-5-10 。图5.1.37 单

42、个车轮在上下跳动时因转向横拉杆的长度或位置不确定而可能产生的前束变化。图5.1.38 转向横拉杆太短（点2），使车轮在上跳或下落时均产生后束。太长则相反在两个方向均产生前束（参见图5.1.37）。 转向横拉杆内侧铰（点4）太高得到图5.1.37中曲线4，太低则得到曲线5。(3) 侧倾转向引起的前束变化 图5.1.39所示为几辆轿车在运动过程中引起的前束变化曲线。在曲线行使时，上跳的车身外侧车轮产生后束，而下落的内侧车轮产生前束。在车身侧倾的影响下转向轮转角轻微的回转，从而由前桥的侧倾不足转向性可抵消汽车的过度转向趋势（图5.1.40）及改善换道行驶时的性能。 后桥在侧倾时产生侧向力过度转向-并

43、非没有危险性。它可能在换道行使时引起二次转向（图5.1.41）。为了防止这种情况发生并改善汽车的综合性能，可将后轴也设计的具有侧倾不足转向性（图5.1.42）。这时独立悬架中上跳的车身外侧产生前束，而下落的内侧车轮产生后束。 图5.1.39 在车身下沉S=30mm的VW牌Golf GTi 81型车上测得的前束变化曲线。在（按工厂规定附加标出的）设计位置处的车轮上下跳动时的前束变化值小于汽车在下沉位置时的情况。这对行驶性能和轮胎磨损的影响是不利的。此外图中还可以看出只有微小的车轮上跳余量。图5.1.40 如果在车身侧倾或者是由于侧向力的作用而上跳的车身外侧前轮产生后束，而下落的内侧前轮产生前束，

44、则转向轮的转向角轻微地回转一个角度V，车桥具有不足转向性。图5.1.41 在侧向力作用下，后桥倾斜一个角度h，并引起使汽车向曲线内侧转的过度转向（左图）。VW牌汽车在Golf、Jetta和Passat型车中装有轨迹校正轴承，它可进一步防止过度转向。图5.1.42 为了减小过度转向趋势，后悬架可以设计成在转弯时车桥产生侧倾不足转向，即在车身侧倾的影响下，上跳的车身外侧车轮产生前束，而下落的内侧车轮产生后束。(4) 纵向力引起的前束变化(a) 制动过程中的前束 前束能使汽车在制动过程中稳定行驶。良好的直线行驶性能既可通过采用负的主销偏移距，又可通过前束的弹性运动变化来实现。 车头部分在制动时下沉，

45、把运动规律设计得具有侧倾不足转向，两个车轮产生后束，即附加的转向方向与在正的主销偏移距下制动力Fb产生的相同（图5.1.43）。需要前束方向的反向转向时，可通过使前悬架具有rs=0或较小的正主销偏移距来实现。为此只要在横臂1和转向横拉杆7之间设置矢量即可（图5.1.43）。现以1985年前生产的Mercedes W123型车的前悬架为例。纵杆4前端支承在摆臂上的点G处，后端置于支承座5上。在制动力Fb作用下，由于件5上的纵向弹簧变形，下导向铰G向点4偏移，转向横拉杆外端铰U侧移向点9。由于点G和U沿不同的圆弧运动，而且转向横拉杆的侧向弹性小于横臂1的支座D，故两个前轮受到向前束方向的挤压，尽管

46、存在着反向作用力矩Mb=Fbrb。图5.1.43 在转向横拉杆7和相邻横臂1（大都是下置的）之间设置有用的矢量角，可在制动时产生前束弹性运动变化。图中以Mercedes W123型车为例。(b) 不产生前束变化的子午线轮胎纵向刚度的克服 目前在大量生产的轿车中只采用钢丝子午线轮胎。与以前使用的斜交轮胎相比，其缺点是子午线轮胎具有纵向刚度（请参阅轮胎和车轮等相关书籍手册）。刚性很大的钢丝带束层引起纵向振动，并通过车轮支架和摆臂传给车身，使车身中产生令人不适的嗡嗡噪声，特别是在石块路和粗糙不平的水泥路上以及速度低于80km/h行驶时。如果使车轮支架具有确定的纵向可动性，则可吸收这种振动。这又牵涉到

47、一个设计上不易解决的问题。因为在此时出现的位移S+2mm的影响下既不允许产生前束变化，又不可在车轮接地点存在侧向力，直线行驶能力及滚动阻力将变差。在前桥上这个问题可通过一根横臂来解决，它带有一向后（或向前）的动臂（图5.1.44和5.1.45）。该动臂又侧向支承在一个具有急剧递增变化的和精确选定弹簧特性的橡胶支承座上。重要的是安装在点D和G处的支承件在转弯侧向力及制动力的作用下只能有少许的变形。图5.1.44 为了缓和钢丝子午线轮胎的纵向刚度BMW牌3系列型车在前悬架上设计了一根镰刀形摆臂。该摆臂在纵向力作用下绕只有少许变形的球铰D转动并通过动臂4用大块橡胶支座支承在车身上。该支座在侧向具有起

48、始软，随即急剧递增变化的弹性。转向横拉杆7位于横臂相应的高度上，且几乎与支座连线GD平行。因此点U和G的运动圆弧半径差不多相等，车轮的纵向运动不会引起前束变化。其大小在变化的滚动阻力FR和FR作用在车轮中心。图5.1.45 用C 45 N钢制成的BMW牌3系列型车的前悬架的镰刀形摆臂。铰1连接摆臂和弹簧柱，并压入孔2中。铰3位于孔4中。摆臂在纵向力作用下绕件3转动并通过动臂5支承在具有侧向弹性的支座6中（Lemfrder金属成品公司产品图）。如果支撑在点D的横臂担负车轮导向作用，则它要具有一个可装入有纵向弹簧支撑的导向孔（图5.1.46、图5.1.47）。该零件的内管支撑在横向稳定杆5上，或者

49、是支撑在一根向前或向后的拉杆上。对于独立悬架的后驱动桥来说，为了避免产生弹性外倾变化和前束变化，纵置臂或斜置臂的精确导向尤为重要，可以将用来连接副车架及差速器和车身的3个或4个橡胶支座设计的能缓和子午线轮胎的纵向刚度。对于非独立悬架来说，则由纵杆中的支座来承担这一任务。复合式悬架则是通过安置在转动点中部件来实现的。图5.1.46 Audi 100/200型车的前置横向稳定杆在横臂上的支承座。两个安装在横臂上的橡胶件与内管1和环2硫化在一起。在纵向力Fx的作用下，一块橡胶件靠紧在拱形盘3上，而另一块则放松。如左图所示，橡胶件4要高出内轴套1。为此安装时需要产生一个预紧力。环2是为了能固定地安装在

50、摆臂上。为了使支座能传递横向稳定杆上的垂直力Fz而且变形不大。这个环是重要部件。曲线图标出了安装后的两个支座的纵向呈斜率递增变化和垂向几乎是线性变化的特性曲线（Boge公司产品图）。图5.1.47 三角形摆臂可以用两根单独的摆臂代替：一根横置（件1），用来传递侧向力，而另一根（件5）纵置，传递纵向力。两部件的连接由一个具有纵向弹性的支座（件4）来承担，它安装在件1的导向孔中并克服子午线轮胎的纵向刚度。和Audi 100/200型车一样，件5也可以是横向稳定杆的臂。(c) 前轮驱动力引起的前束变化 在发动机横置时差速器由汽车的轴线侧线移出到变速器的位置。因此具有不等长的驱动半轴。在低档启动时车头

51、将抬起，短的（左）半轴与车轮轴线之间的衍射角度比长的（右）半轴更陡（图5.1.49）。由于角度而引起了绕主销轴线的力矩。由于驱动半轴的转动方向，该力矩使两个车轮产生朝前束的方向转动的趋势。由于左边的更大，从而该处的力矩也略大于另一侧，于是存在汽车被拉向右转的危险。如果驾驶员松开油门，发动机产生制动力矩，车头下沉，则不可避免的会产生向相反方向转动的趋势。这是带大功率发动机的前轮驱动型式的车辆采用等长的驱动半轴的主要原因。图 5.1.48 安装在Ford牌Fiesta型车后悬架纵杆上的纵向弹性支座。橡胶件中的间隙用来保证所需的呈斜率递增变化的弹性。为了能给非独立悬架精确导向并传递由横向稳定杆产生的

52、力，支座在垂向非常硬，弹性曲线几乎是线性的（Boge公司产品图） 图5.1.49 发动机横置时，差速器不再处在汽车轴线上，为此需要采用中间或不等长的驱动半轴如果半轴的倾斜角度不同，将会产生大小不同的绕主销轴线的力矩，引起单侧转向系受拉。5 主销内倾角和主销偏移距(1) 主销内倾角和主销偏移距的关系 根据DIN 70000规定主销内倾角是指转向节轴线EG与一个垂直于路面的平面之间的夹角（图5.1.50）。主销偏移距是指转向节轴线与路面的交点至车轮中心平面之交线NN距离rs。在现代轿车中，它们的取值如下：后轮驱动型式车 11 o14o30前轮驱动型式车 11 o14o30通常情况下 rs-18+3

53、0mm为了将主销偏移距设计得比较小或为负值，必须有较大的主销内倾角。在商用车、牵引车和工程车辆中转向节销的斜置常常就等同于有内倾角。而在车桥轿车的前悬架中车轮的导向采用球铰，在双横臂式悬架中转向节轴线通过标出的球头中心（图5.1.50）。在零件图中，必须显示出由外倾角和主销内倾角构成的总角度。麦弗逊式悬架在下端球铰G与上部汽车翼子板上的固定点，但这要求上部车轴导向件靠近车轮，以致必须采取措施为安装雪地防滑链留出足够的靠近空间。正如在这两张图中所见，为了获得负的主销偏移距，点G必须移向车轮，转向节轴将不再与弹簧支柱中心线共线由于在图5.1.50中所表明的外倾角与主销内倾角之间的关系，在双横臂式悬

54、架中主销内倾角不需再标注公差。总角度（+）的允许偏差在转向节零件图中已确定。图5.1.50 只有当两个球铰的中心点E和G都标出来后，才能确定转向节轴（也称主销内倾轴）的标准位置。在转向节零件图中必须标注由主销内倾角和车轮外倾角构成的角度（+）。如果外倾角调整得不正确，则这种悬架的主销内倾角也确定了。然而重要的是，（如在外倾角公差中说明的那样）左右车轮之间偏差最大为30，否则可能由此引起单侧转向系受拉。在麦弗逊式悬架中，转向节通常用螺栓与减振器支柱连接在一起。在这种情况下螺栓与连接孔之间可能存在间隙，甚至可用来调节外倾角（图5.1.51）。这时给主销内倾角确定公差是有意义的，因为当外倾角确定后，

55、主销内倾角就不再需要确定了。此外，当车轮上下跳动时，在外倾角和主销内倾角之间也有直接关系。上跳的车轮将产生负的外倾角变化趋势，这就意味着外倾角减小，而为了保证相同的总角度主销内倾角就要增大。上文图中示出并附加说明了的外倾角变化图解法，严格地讲与主销内倾角有关，因此图中也标出了变化角。图5.1.51 在VW牌Golf I型车中，外倾角的调节可以在车轮支架和弹簧支柱连接处借助于一个安装在上部螺栓C上的偏心块来实现，这时下部螺栓作为转动点。在这种情况下对于行驶特性更为重要的主销内倾角是不可校正的。图5.1.52 为了进行静力分析，必须将垂直力Fn移至车轮轴线上，并把它分解。分解点至转向节轴的距离就是

56、垂直力臂rn图5.1.53 负的主销偏移距使垂直力臂rn减小。两者的大小一起决定了转向回正力矩MSz的大小。为了使保持原有大小，则必须增大主销内倾角。为了获得对转向回正非常重要的转向回正力矩MS要对始终作用在车轮接地点的垂直力Fn进行静力分析。将它移向车轮中心，并按转向节轴线方向和其垂直方向分解成： 和力分解点的垂直力臂rs为： （5.3.21a）该公式适用于常用的外倾角cos=1时的情况。如果汽车有主销后倾角，力分量还要按角度继续分解（见式5.3.33）。rdyn由式rdynU/2（U为滚动周长，在速度为60km/h时给出）车轮转向时力与车轮轴线相夹角度在折算到整根车桥上的转向角较小时， 产

57、生的近似转向回正力矩为： （5.3.22）精确值需要考虑转向时由于侧向力和车身侧倾引起的主销内倾角变化以及所具有的主销后倾角或前倾角转弯时还附加出现轮荷变化，因此FnvaFnvi。此外，i和a也不总是一样大，以致使得在这种情况下各个车轮上出现不同的力矩。在两个公式中出现的主销偏移距rs对转向回正力矩MSz的大小有影响。如果rs大，转向回正能力加强；而如果它取值较小或者甚至为负值，则转向回正力矩下降（图5.1.52）。转向回正力矩的大小取决于主销偏移距的大小。主销偏移距愈大，MSz也愈大。因此可以得出明确的趋势是采用具有较小正值或负值的主销偏离距。如果要保持MSz不下降，必须增大主销内倾角，但这

58、又带来了转向时车身外侧车轮外倾角向正值方向增大的缺点，并且由于转动盘必须移入车轮凹下部而要求有更大的空间（图5.1.49）。在给定主销负移距rs1时，所需求的角度1可根据现有的rs（单位mm）和0算出： （5.3.23）式中： BrdynA轮胎动力半径可由滚动周长U确定： rdynU/2 （5.3.24）以装有185 SR 14规格轮胎的早期Ford牌Granada型车为例。轮胎滚动周长为1965mm，在这种80型车中车辆定位值为：5和rs73mm试求在负的主销偏移距rs18mm时的主销内倾角s：rdyn1965/2313mmA（+73+313tan554）sin554cos554A=11mm

59、, B31311302mm s12.46 1228于是在图纸和维修手册上将改为：主销内倾角 1230这是在负的主销偏移距下的常用值。rs作为变化后的主销内倾角1的函数，也可容易的算出： （5.3.25）(2) 转动力臂在外置制动器产生的制动过程中，制动力Fa在制动力臂（图5.1.55）：图5.1.54 在转向角下，垂直力分量Fnsin产生回正力矩MSz。这个重力转向回正力矩的大小取决于主销内倾角、力臂rn、前桥轴载质量mv和主销后倾角。图5.1.55 制动力臂Fb距转向节轴EG的力臂rbrscos。将Fb移至地面下方深a处垂直地作用在转向节轴上，并在G点引起最大的力：FGxFb+FEx (5.

60、3.26) 的作用下使车轮转向节轴转动，即出现力矩MSbFbcosrb。它（如图5.1.56所示）引起转向横拉杆反作用力FT，并在rS为正值时将车轮压成后束形（有关主销后倾角见图5.1.62）。距离rS愈长，MSb力矩就愈增大，因两侧前轮制动力不等而产生的对转向的影响就愈大。使rS尽可能小或者设计成负值，（图5.1.49和图5.1.52），其原因也在此。作用力不等的制动器在为负值时产生产生反向转向效应，它可使车身的偏转减小或抵消。在存在弹性前束变化时也会出现同样情况。在地面上出现的纵向力Fb在转向节的铰点上引起反作用力FEx和FGx。为了能确定其抵消，将Fb沿制动力臂方向移至转向节轴EG的延长线上。在图5.1.55的侧视图上，Fb由此而在主销偏移距为正值时位于地面