汽车悬架系统设计要点.ppt

汽车悬架系统设计,徐东升,汽车悬架的主要功用,汽车悬架是将车架（或车身）与车轴（或直接与车轮）弹性联接的部件。其主要功用如下： （1）缓和，抑制由于不平路面所引起的振动或冲击以保证汽车具有良好的平顺性。 （2）迅速衰减车身和车桥（或车轮）的振动。 （3）传递作用在车轮和车架（车身）之间的各种力（垂直力，纵向力，横向力）和力矩（制动力矩和反作用力矩）。 （4）保证汽车行驶所必要的稳定性。,悬架设计的基本概念,悬架设计的矛盾 悬架是研究悬架系统的振动特性，讨论悬架设计对平顺性，稳定性和通过性等性能的影响，从而做出妥善设计。 柔与刚 悬架的发展趋势是弹簧越来越软（既由刚变柔）。 减振与激振 悬架特性与路面特性 坚固与笨重,汽车悬架应该满： 在所有载荷范围内自振频率尽可能不变。 悬架发生碰撞前的动行程不超过一定值（悬架的变刚性）。 发生的振动能迅速衰减。 在侧向力的作用下悬架质量的侧向力较小。 汽车具有某种程度的不足转向。 悬架质量在制动时有抗“点头”作用和在加速时有抗“仰头”作用。,汽车对悬架的一般要求,悬架的分类,独立悬架： 双横臂独立悬架（麦弗逊独立悬架），多联杆独立悬架，斜置拖曳臂独立悬架，纵臂式独立悬架等 非独立悬架： 采用螺旋弹簧：拖曳臂式，扭转梁式 采用钢板弹簧 至于独立悬架和非独立悬架的优缺点在此不多说明，钢板弹簧作为非独立悬架的最常用结构将在以后讲解。,对前后轮独立悬架的要求,前独立悬架： 在负荷变化时，不致引起轮距的的显著变化，而轮距的变化乃是轮胎磨损的原因。 在负荷变化时，不使主销后倾发生显著的变化，而后倾角的变化影响行使平顺性和车轮的变化。 在负荷变化时，不引起主销内倾角发生显著而急剧的变化，而内倾角的变化影响车轮的稳定与旋转平面的位置。 在负荷变化时，车轮不产生很大的纵向加速度，当汽车在不平路面行使时，纵向加速度导致纵向冲击，而且所发生的力距作用到转向节上，是方向盘上的力距急剧改变。 侧倾时，保证车轮与悬架质量的倾斜相同，从而增大不足转向效应。 后独立悬架： 在负荷变化时，不致引起轮距的的显著变化，而轮距的变化乃是轮胎磨损的原因及汽车在不平路面上行使时产生横向冲击的原因。 侧倾时，保证车轮与悬架质量的倾斜反向，从而减小后轮的偏离角和增强不足转向效应。,悬架系统的预布置,悬架结构的选用和布置首先考虑今后对四驱布置的影响。通常可采用纵臂结构或多联杆结构，但如果后轴采用扭转梁结构，则今后不能布置后驱结构。 在设计悬架时，轮边跳动按上下各跳动100 mm考虑。（M11前悬架总行程为150 mm，后悬架总行程为180 mm。）如果行程分配不合理，有可能引起过渡转向。 同时需要考虑传动轴夹角。（发动机的布置位子） 对于导向干系的设计和布置，通常希望竟量的设计的长一些，且设计状态竟量的水平布置。 对于轮胎承受侧向力而影响整车的转向情况来说，选者悬架的形式就很重要。例如：斜置拖曳臂的悬架就没有带横向推力杆的拖曳臂悬架好（S11后悬架）。 对于采用宽轮胎的汽车，在设计前悬架的车轮外倾时通常将外倾角设计为0°，以便充分发挥轮胎的接地面积，提高整车性能。在车坐2-3人时轿车的前轮通常设计的具有微小的正外倾角，以便轮胎尽可能垂直于稍有拱形的路面滚动，并使磨损均匀和滚动阻力小。理想的值为=5-10即约为0.1°，公差通常为30。在采用独立悬架和复合式后悬架中，为提高轮胎的侧偏性能，车轮的外倾角常设计成负值。,如果汽车仅有一个很小的车轮上跳行程，即车身外侧的下沉量小于车身内侧的抬起量，内侧轮胎载和加剧，从而使质心从w点移动到w点上质心高为 Hw，结果出现临界的难以控制的过渡转向(后悬架尤为明显)。,W,W,F,Hw,Hw,7. 注意整车姿态，悬架决定整车资态，同时又与造型紧密相连，一但造型确定再更改悬架行程就十分困难。 8. 一般K和W的取值为越野车取较小值，一般车取中间值，豪华车取较大值。 K-前悬架轮心与轮罩的距离； W-后悬架轮心与轮罩的距离； 为了确保所期望的行使特性和直线行驶能力及避免轮胎的过渡磨 损，我们首先要确定前桥的定位参数。轮距变化的缺点是会引起滚动轮 胎的侧偏，在独立悬架中，汽车行驶过不平路面时车轮的上下跳动引起 轮距的变化使轮胎产生侧偏角，从而产生侧向力，较大的滚动阻力和使 直线行驶能力下降。在所有的独立悬架中，极点P的位置确定了瞬时轮距 的变化+-b,前后悬架布置时轮心与轮罩中心 一般来说，运动感强的车该值就会取较大的正值，越野车一般采用的是较小值或负值。常规车辆的取值范围是2030。,前 悬 架 预 布 置,车轮最大尺寸,车 轮 行 程,乘 坐 舒 适 性,方 向 盘 转 角,最 小 转 弯 半 径,操 稳,操 纵 感 觉,定义转向系统的几何尺寸,前悬架各控制点的确定,在转向系统的设计过程中，首先要确定转向梯形，以保证车轮能绕一个转向中心在不同的圆周上作无滑动的纯滚动。对轿车来说，通常采用断开式转向梯型机构，有时为了提高车辆的灵活性，减小转弯半径而改变转向梯型。采用齿轮齿条式转向器时，转向横拉杆内端接头T的运动轨迹与地面平行，相反外接头U的运动轨迹是一条圆弧线，当没有主销后倾时，U点的运动轨迹于转向节轴线EG垂直。,底盘的设计首先要确定（与轮距的变化有关）前悬架的侧倾中心 高度，以便随后确定相应的后桥侧倾中心高度。前悬架侧倾中心 高度在：0120mm，后悬架侧倾中心高度在：80 150mm。 悬架侧倾中心高度的方法,转向轴线,Z,Y,D,采用齿轮齿条式转向器时，转向横拉杆内端接头T的运动轨迹与地面平行，相反外接头U的运动轨迹是一条圆弧线，当没有主销后倾时，U点的运动轨迹与转向节轴线EG垂直。,转向机,整车转向几何尺寸：定义转向半径，转向角和阿克曼角,阿克曼角：Ctg1- Ctg 2 = q/p 为了提高车辆的灵活性，减小转弯半径而改变转向梯型,阿克曼偏差,修改以达到不同的方向盘转角,轿车转向系统角传动比一般为15-17,在作加长车时要考虑这个值,某些参考车型前轴的阿克曼角实例,0,5,10,15,20,25,-400,-300,-200,-100,0,100,200,300,400,方向盘转角和转向角的关系,方向盘转角 (o),车轮转角 (o),2) 定义主销的几何尺寸 包括：主销后倾，主销内倾，主销后倾拖距，主销偏置距等 根据经验选取起始点,Outer w. 方向盘转角 (o) Inner w.,主销后倾角 (o),主销后倾角,定义主销后倾角 主销后倾角影响： 转向时车轮外倾角的变化 主销拖距 车轮上下跳动过程中的前束变化 不平路面上的制动性能,定义主销内倾角 主销内倾角影响： 在前驱车型中通常在12°14° 转向回正力距 制动时方向盘上的力,Outer w. 方向盘转角 (o) Inner w.,转向变化,车轮跳动变化,主销内倾角,主销内倾角 (o),定义拖距的尺寸 主销后倾拖距的影响： 直线行使时的方向稳定性 提供方向盘的横向路感,Outer w. Steering wheel angle (o) Inner w.,Variation in steering,Variation in wheel travel,主销后倾拖距,定义主销偏置距的大小 主销偏置距影响： 转向回正力距的大小，主销主销偏置距越大，回正力距也越大。 转弯制动时方向盘力矩的大小 主销偏置距通常取1830mm 轮胎的根换对主销偏置距也有影响 所有的德国车均采用了负的主销偏置距,Variation in steering,Outer w. 方向盘转角 (o) Inner w.,定义车轮中心处的主销偏置距 车轮中心处的主销偏置距影响： 驱动时的方向盘回正性 当车辆通过障碍物的影响 由于轮胎受力不均引起的方向盘的摆动,定义车轮中心处的主销偏置距,3) 定义悬架的几何尺寸 根据经验选取起始点,副车架边缘,制动盘边缘,A,B,Disk,Rim,M family Wheel轮胎: 225/55R17 转角:外侧转角大约30deg ，内侧转角大约 35-36deg,考虑轮胎包络线: 悬架的参考基准,Steering axis,A,确定悬架边界条件和设计硬点 主销已经确定 收集几何约束 定义主销上的A点，A点在轮辋和等速万向节中间， 位置越低越好 定义主销上的B点，尽可能低的位置但是要考虑： -轮胎上跳下跳目标 -支撑的功能性,C,B,A,Z,X,减振器轴线于主销轴线重合,在X-Z平面内定义减震器 在麦弗逊悬架中通常于主销重合，这是最简单和最有效的解决方案。,C,B,A,减振器轴线,转向轴线,Z,Y,D,E,X,Y,Z,A,F,下摆臂旋转轴线,D,在Y-Z平面内定义减震器 根据轮胎尺寸定义C点（需要的话要考虑防滑链） D点是控制臂旋转轴线和通过A点的Y-Z平面的交点。 A, B, D点的相互位置决定了轮胎上下跳过程中的轮距的变化和外倾角的回正性,C,B,A,Z,Y,D,与转动中心相关,与轮胎尺寸相关,与动力总成边界相关,车轮行程,车轮外倾与车轮行程的关系,得到足够的轮胎上下跳过程中外倾角的回正性 这可以通过将B点向内移，或抬高D点或向外移动A点，但是所有这些都要同悬架的其他特性综合考虑。,车轮外倾角 (o),C,B,A,Z,X,转向轴线与减振器轴线,Arm 悬 转 轴,A,Y,X,E,F,F,E,下摆臂旋转轴线,定义控制臂旋转轴线的倾角和E，F点的位置 根据抗点头角定义控制臂旋转轴线：如果增加在X-Z平面内的倾角（即E点比F点低），抗点头能力就能提高。（参考汽车的纵向角振动）,Tie rod,A,I,H,E,F,定义转向系统几何尺寸的所有点 定义H点根据：阿克曼角和相应的几何约束，同时考虑转向力距的影响。 定义I点的位置要将轮胎上下跳过程中的前束变化最小化,根据杆系几何运动关系确定I点 将I点放在轮胎上下跳过程中H点所形成的圆弧的中心,为确定转向横拉杆的长度和位置需要知道的距离和动点。转向横拉杆的位置可通过HR的连线给出（图中还绘出了侧倾中心）。如果侧倾中心位置选定的较好可使轮距变化为。,侧倾中心,下摆臂的常用布置形式和连接点的横向受力情况,行使方向,下摆臂的布置形式,不同状态下的受力情况,悬架的纵向稳定性,所谓的悬挂纵向稳定性是指汽车在制动和驱动时，悬挂系统抵抗车身发生纵向倾斜的能力。悬挂的纵向刚度取决于前后悬架的静挠度和轴距，主要跟据平顺性和总布置的要求来确定。对独立悬架来说，使中心位置高于驱动桥车轮中心是非常重要的。,B,A,F,E,ez Fgz,Fe,-Fez,-Fex,Fg,-Fgz,-Fgx,Fb,F,a,行驶方向,如图中右边的静力分析表明，由于车轮中心处移出的垂直位移于转向轴的制动力b在横臂上引起的反力Fex和Fgx，它们（由于横臂斜置）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须为,即Fez和Fgz抵消车头下沉。,B,A,F,E,ez Fgz,Fe,-Fez,-Fex,Fg,-Fgz,-Fgx,Fb,F,a,行驶方向,麦弗逊前悬架纵倾中心的确定,整车纵倾中心（前麦弗逊，后多联杆）,回正力距,轮胎接地面,轮胎痕迹,对轮胎痕迹的 回正力距,纵向载荷 （通过障碍）,横向载荷,行使方向,仅承受横向载荷,不产生前束变化的子午线轮胎纵向刚度的克服,仅承受纵向载荷,为缓和刚丝子午线胎的纵向刚度，BMW 3系列车型在前悬架上设计了一根镰刀形的摆臂。该摆臂在纵向力的作用下绕只有少许变形的球胶D转动并通过动臂4用大橡胶支座支撑在车身上。该支座的侧向具有起始软，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，应此点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的变化。,转向布置型式 hydraulic EPS on column EPS on pinion EPS on rack,HYDRAULIC,EPS ON COLUMN,EPS ON PINION,EPS ON RACK,悬架的内部安装结构,橡胶衬套三方向的曲线,.前悬架运动学分析,以麦弗逊悬架为例,分 析 内 容,前悬架 主销分析 悬架单独分析 ( 两轮同时跳动, 静态载荷下的变化 ),M 车型 计算最小转弯半径.,悬 架 设 计 目 标,Mc Pherson 几何模型,M Vehicle,转向操纵机构的特征: 方向盘转一圈，齿条横向移动51 mm 齿条最大横向位移 148 mm 因此方向盘每边最大转角是522度.,主销分析（Kingpin Analysis）,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. 方向盘达到最大转角时，内外轮的转角,At the max wheel steering angle, the inner wheel reaches a steer angle of 38.68 deg, while the outer reaches 32.10 deg.,主销后倾角的变化 （Caster angle）,M Vehicle,主销后倾角与车轮跳动的关系（Caster angle vs. Wheel travel）,主销内倾角（Kingpin angle）,M Vehicle,Scrub radius,M Vehicle,Scrub radius WLC,M Vehicle,Caster moment arm WLC,M Vehicle,单纯的悬架运动分析,Wheel Travel Analysis,De Dz,Dg Dz,l Dz,Dx Dz,Wheel Travel Analysis HRC vs. Wheel Travel,Lateral Load Analysis,De Fy,De Mz,Dg Fy,Longitudinal Load Analysis,De Fxd,De Fxb,Dx Fxd,最小转弯半径分析 以M Vehicle为例,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.,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.,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.,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.,