《轎車前獨(dú)立懸架設(shè)計(jì)與實(shí)現(xiàn)畢業(yè)論文》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《轎車前獨(dú)立懸架設(shè)計(jì)與實(shí)現(xiàn)畢業(yè)論文（46頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、夏利轎車前獨(dú)立懸架設(shè)計(jì) 摘要 轎車前懸所使用的是麥弗遜式獨(dú)立懸架。麥弗遜式獨(dú)立懸架有著結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、占用空間小等眾多優(yōu)點(diǎn)，在現(xiàn)代輕型汽車中得到了廣泛的運(yùn)用。 本文分別從設(shè)計(jì)、制造、仿真分析、優(yōu)化設(shè)計(jì)等方面對(duì)夏利用麥?zhǔn)綉壹苓M(jìn)行了設(shè)計(jì)、分析和優(yōu)化。論文首先完成了懸架中關(guān)鍵零部件如：螺旋彈簧、橫向穩(wěn)定桿、減振器等的設(shè)計(jì)和選型；進(jìn)而運(yùn)用空間坐標(biāo)變換的方法分析了懸架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和運(yùn)動(dòng)特征，并以此為基礎(chǔ)建立了懸架的物理模型和數(shù)學(xué)模型。同時(shí)，論文還根據(jù)仿真結(jié)果（車輪定位參數(shù)與車輪跳動(dòng)量的關(guān)系曲線），對(duì)懸架性能進(jìn)行了簡(jiǎn)要評(píng)價(jià)。最后，運(yùn)用機(jī)械優(yōu)化理論，以干涉量的加權(quán)均值為目標(biāo)函數(shù)，優(yōu)化了轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點(diǎn)的

2、位置。結(jié)果表明，優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點(diǎn)位置可以明顯地減小干涉量，從而降低懸架跳動(dòng)對(duì)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的影響程度。 關(guān)鍵詞:夏利轎車;麥弗遜式懸架;設(shè)計(jì)計(jì)算;運(yùn)動(dòng)分析;轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點(diǎn);優(yōu)化設(shè)計(jì);工藝分析 The design of the front suspension of XiaLi automobile Abstract The kind of the front suspension in XiaLi automobile is Macpherson suspension . Because of its cha

3、racteristics of simple structure, low-cost and space economy, Macpherson suspension has become the most popular independent suspension since its emergence, and it is widely used in automobile especially in cars. the paper summarized the design and analysis of the front suspension of XiaLi automobil

4、e in aspects of design, manufacture, simulation analysis and optimization design. Firstly the Paper complete the suspension of key components such as : helical springs, anti-roll bar and damper in the design and selection ,and then the dimensional positions of points on the left Macpherson suspensi

5、on while the front left wheel jumps are calculated with the method of dimensional coordinate transformation. The paper also gives a brief performance evaluation According to the simulation result. Based on the requirements of general layout, a constrained optimization design model is set up with the

6、 steering cross rod ball joint position as the optimization variables (design parameters), and the sum of steering cross rod length interference while the left front wheel bouncing as the objective function. And the optimization results are worked out by programming on computer. The difference betwe

7、en the optimized and the original design is figured out. The results indicate that the modeling method in the paper is practical. Keywords: XiaLi Automobile; Macpherson suspension; design and calculation; kinematic analysis; steering rod cross ball joint; optimization design; Technical Analysis

8、 目 錄 1.緒論…………………………………………………………………………………1 1.1研究背景及研究意義…………………………………………………………1 1.2夏利轎車麥佛遜式懸架………………………………………………………1 1.2.1麥弗遜懸架的特點(diǎn)……………………………………………………1 1.2.2麥弗遜懸架的結(jié)構(gòu)分析………………………………………………2 1.3論文研究目的和主要內(nèi)容……………………………………………………2 2.麥佛遜式懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………………………4 2.1懸架的總體方案設(shè)計(jì)…………………………

9、………………………………4 2.2螺旋彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………………………4 2.2.1螺旋彈簧簡(jiǎn)介…………………………………………………………4 2.2.2螺旋彈簧受力及變形…………………………………………………5 2.2.3彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………………………7 2.3橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………………………9 2.3.1橫向穩(wěn)定桿簡(jiǎn)介………………………………………………………9 2.3.2橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………………9 2.4減震器的設(shè)計(jì)與選型…………………………………………………

10、………10 2.4.1減振器的選擇要求……………………………………………………10 2.4.2主要性能參數(shù)的選擇…………………………………………………11 2.4.3主要尺寸的選擇………………………………………………………12 2.5彈簧限位緩沖塊的設(shè)計(jì)………………………………………………………13 2.5.1緩沖塊的作用…………………………………………………………13 2.5.2緩沖塊的設(shè)計(jì)…………………………………………………………14 2.5.3緩沖限位塊的性能分析………………………………………………16 3.麥佛遜式懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與仿真………………………………………

11、……17 3.1獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)……………………………………………………………17 3.2麥弗遜式懸架系統(tǒng)物理模型的建立…………………………………………17 3.3導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析…………………………………………………………18 3.3.1數(shù)學(xué)準(zhǔn)備………………………………………………………………18 3.3.2導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)計(jì)算…………………………………………………19 3.4基于MATLAB軟件的懸架運(yùn)動(dòng)特性仿真分析……………………………21 3.4.1實(shí)際問題中的懸架參數(shù)………………………………………………21 3.4.2車輪定位參數(shù)仿真分析………………………………………

12、………22 3.5基于MATLAB軟件轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點(diǎn)的優(yōu)化設(shè)計(jì)………………………26 3.5.1麥佛遜式懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)對(duì)轉(zhuǎn)向梯形的影響…………………………26 3.5.2麥弗遜懸架轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點(diǎn)位置的優(yōu)化…………………………27 3.5.3優(yōu)化結(jié)果分析…………………………………………………………29 4.關(guān)鍵零部件的校核…………………………………………………………………30 4.1螺旋彈簧的強(qiáng)度校核…………………………………………………………30 4.1.1穩(wěn)定性驗(yàn)算……………………………………………………………30 4.1.2彈簧的實(shí)際性能參數(shù)………………………………………

13、…………30 4.1.3彈簧對(duì)整車的影響：…………………………………………………30 4.2橫向穩(wěn)定桿的強(qiáng)度校核………………………………………………………31 4.2.1橫向穩(wěn)定桿的應(yīng)力校核………………………………………………31 4.2.2結(jié)果分析………………………………………………………………33 5.工藝性與經(jīng)濟(jì)性分析… ………… ………………………… ……………………34 5.1螺旋彈簧的工藝性 …………………………………………………………34 5.1.1彈簧的材料……………………………………………………………34 5.1.2彈簧的制造工藝……………

14、…………………………………………36 5.1.3彈簧的疲勞強(qiáng)度………………………………………………………37 5.2橫向穩(wěn)定桿的工藝性…………………………………………………………38 5.2.1材料的選擇……………………………………………………………38 5.2.2許用應(yīng)力………………………………………………………………38 5.3麥佛遜式懸架的經(jīng)濟(jì)性分析…………………………………………………38 結(jié)論……………………………………………………………………………………39 致謝……………………………………………………………………………………40 參考文獻(xiàn)…………………………………

15、……………………………………………41 附錄……………………………………………………………………………………45 附錄A 基于UG open grip的夏利車輪自生成程……………………………45 附錄B 基于MATLAB的運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真程……………………………………52 附錄C 基于MATLAB的優(yōu)化計(jì)算程………………………………………56 附錄D MATLAB程序用懸架參……………………………………………60 1．緒論 1.1課題背景及研究

16、意義 懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車輪彈性地連接起來。懸架需要傳遞作用在車輪和車身之間的一切力和力矩，緩和路面?zhèn)鹘o車身的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動(dòng)，使汽車獲得高速的行駛能力和理想的運(yùn)動(dòng)特性。懸架對(duì)于整車的意義重大。 鑒于懸架設(shè)計(jì)在汽車特別是在轎車總成開發(fā)中的重要地位，幾乎各國(guó)汽車研發(fā)機(jī)構(gòu)和各大汽車生產(chǎn)集團(tuán)都在懸架的開發(fā)中投入了極大的熱情。懸架本身的性能特點(diǎn)、與整車的匹配關(guān)系等無(wú)不決定了汽車的行駛平順性、操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性，進(jìn)而直接決定了整車的檔次和價(jià)格。因此，對(duì)懸架的研究有著重要的實(shí)用意義。 圖1.1 夏利TJ 7100懸架系統(tǒng) 1.2 夏

17、利轎車麥佛遜式懸架 1.2.1麥弗遜懸架的特點(diǎn) 麥弗遜懸架一般用于轎車的前輪。與其它懸架系統(tǒng)相比，麥弗遜式懸架系統(tǒng)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，占用空間少，性能優(yōu)越等特點(diǎn)。麥?zhǔn)綉壹苓€具有較為合理的運(yùn)動(dòng)特性，能夠保證整車性能要求。因此，麥弗遜懸架在前置前驅(qū)的轎車和微型汽車上有著廣泛的應(yīng)用。雖然麥弗遜懸掛在行車舒適性上的表現(xiàn)令人滿意，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單體積不大，可有效擴(kuò)大車內(nèi)乘坐空間，但也由于其構(gòu)造為滑柱式，對(duì)左右方向的沖擊缺乏阻擋力，抗剎車點(diǎn)頭等性能較差。 1.2.2麥弗遜懸架的結(jié)構(gòu)分析 麥弗遜懸架由多個(gè)零件組成（圖1.1 為夏利TJ7100轎車的懸架系統(tǒng)總圖），故在懸架機(jī)構(gòu)分析中采用空

18、間機(jī)構(gòu)分析法對(duì)其進(jìn)行分析。在運(yùn)用此方法進(jìn)行分析時(shí)，我們將懸架總成中的構(gòu)件等效成剛體來研究懸架系統(tǒng)的空間運(yùn)動(dòng)。 圖1.2是1/2麥弗遜式懸架的等效機(jī)構(gòu)圖，借助圖中所示的等效方式，我們可以清楚地看出懸架擺臂和轉(zhuǎn)向節(jié)之間的連接通過球副來等效；減振器外套筒和活塞的聯(lián)接方式被等效成一個(gè)移動(dòng)副；減振器的上支點(diǎn)和車身的連接被等效成一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)副。這樣，麥弗遜式懸架被抽象成一個(gè)封閉的空間機(jī)構(gòu)。通過圖示的等效方案可以使我們對(duì)懸架系統(tǒng)的分析變得簡(jiǎn)單，且不會(huì)在很大程度上影響分析的結(jié)果。 圖1.2 麥弗遜懸架的等效機(jī)構(gòu)圖 1.3 論文研究目的和主要內(nèi)容 本文的研究對(duì)象是夏利轎車麥弗遜式前懸架。和其它形式的

19、懸架相比，麥?zhǔn)綉壹苡兄鵁o(wú)可比擬的優(yōu)點(diǎn)和較難改進(jìn)的缺點(diǎn)。通過對(duì)懸架彈性元件的計(jì)算、分析，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的仿真和優(yōu)化，可以驗(yàn)證懸架中關(guān)鍵零部件的可行性，掌握懸架的適用范圍和使用條件，改善整車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。在此基礎(chǔ)上文章還進(jìn)一步提出和麥?zhǔn)綉壹苄阅苡兄芮嘘P(guān)系的轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點(diǎn)位置的優(yōu)化方案，并對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行了剖析。 具體內(nèi)容包括： （1）根據(jù)原型車的設(shè)計(jì)要求和布置方案對(duì)懸架中的彈性元件、減振器、緩沖限位塊等重要零部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算和可行性校核； （2）運(yùn)用空間坐標(biāo)變換理論和空間剛體運(yùn)動(dòng)學(xué)原理，通過對(duì)麥弗遜式懸架的簡(jiǎn)化和抽象，將實(shí)物模型轉(zhuǎn)成可供分析和研究的物理模型和數(shù)學(xué)模型； （3）運(yùn)用

20、MATLAB軟件的混合編程工具對(duì)建立的數(shù)學(xué)模型進(jìn)行仿真分析，對(duì)得到的懸架性能評(píng)定參數(shù)：車輪外傾角、主銷后傾角等車輪定位參數(shù)討論分析，并以此為根據(jù)來評(píng)定夏利汽車的前麥弗遜式懸架性能； （4）提出轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點(diǎn)位置的優(yōu)化設(shè)計(jì)方案，運(yùn)用MATLAB軟件加以實(shí)現(xiàn)，通過優(yōu)化前后干涉量與車輪跳動(dòng)量關(guān)系曲線的對(duì)比分析，提出斷開點(diǎn)位置的改進(jìn)方案； （5）論文還突破狹義的設(shè)計(jì)范疇，對(duì)懸架關(guān)鍵零件如螺旋彈簧、橫向穩(wěn)定桿等的材料選用、工藝要求、影響疲勞因子、經(jīng)濟(jì)性等進(jìn)行分析，以期從整體上把握懸架的設(shè)計(jì)、制造全過程。 2. 麥佛遜式懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.1 懸架的總體方案設(shè)計(jì) 本

21、文的設(shè)計(jì)對(duì)象為夏利某改型車的麥弗遜式前獨(dú)立懸架。根據(jù)整車的使用要求和工作條件，型車給定了如下所示的設(shè)計(jì)參數(shù)： 設(shè)計(jì)狀態(tài)下的前軸軸荷：710kg 空載時(shí)的前軸軸載： ：639kg(空載) 前橋左右懸架的總質(zhì)量：73Kg 前懸架的設(shè)計(jì)偏頻＝1.31Hz 1.懸架的剛度 根據(jù)設(shè)計(jì)要求給定的設(shè)計(jì)狀態(tài)下的軸荷及簧下質(zhì)量，可求得前懸架單側(cè)的簧上質(zhì)量 （2.1） 于是，前懸架的剛度C為 2.懸架的靜撓度 懸架的靜撓度和懸架剛度之間有如下關(guān)系：

22、 （2.2） 代入數(shù)值得： ，取=146mm 3.懸架的動(dòng)撓度 為了防止汽車在壞路面上行使駛時(shí)懸架經(jīng)常碰撞到緩沖塊，懸架必須有足夠大的動(dòng)撓度。 從結(jié)構(gòu)和使用要求上來考慮選此懸架的動(dòng)撓度＝80mm。 2.2 螺旋彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.2.1螺旋彈簧簡(jiǎn)介 螺旋彈簧作為彈性元件的一種，具有結(jié)構(gòu)緊湊、制造方便及高的比能容量，因此在現(xiàn)代輕型以下汽車的懸架結(jié)構(gòu)中運(yùn)用普遍，特別是在轎車中的運(yùn)用。它不僅能夠使汽車具有良好的乘坐舒適性，而且能夠保證懸架在大擺動(dòng)量下車輪較強(qiáng)的定位能力。除了以上的優(yōu)點(diǎn)

23、以外，螺旋彈簧還可以通過和減振器的巧妙組合達(dá)到最大限度地減小懸架占用的空間的目的。 2.2.2彈簧的受力及變形 根據(jù)懸架系統(tǒng)的裝配圖，對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析、計(jì)算可以得出平衡位置處彈簧所受壓縮力P與車輪載荷N的關(guān)系式： P=A （2.3） 式中， 為車輪外傾角，為減振器內(nèi)傾角， 為主銷軸線與減振器的夾角 式中角度如圖2.1所示。 1.彈簧所受的最大力 取動(dòng)荷系數(shù)k=1.7，則彈簧所受的最大力Pdmax為： （2.4） 圖2.1 2.車輪到彈簧的力及位移傳遞比i 車輪與路面接觸點(diǎn)

24、和零件連接點(diǎn)間的傳遞比既表明行程不同也表明作用在該二處的力的大小不同。彈簧的剛度K與懸架的線剛度K可由傳遞比建立聯(lián)系： 利用位移傳遞比i便可計(jì)算出螺旋彈簧的剛度K K= （2.5） 其中分?jǐn)?shù)N代表懸架的線剛度。從而，得到如下關(guān)系式： K= K ii 當(dāng)球頭支承B由減振器向車輪移動(dòng)t值時(shí)，根據(jù)文獻(xiàn)，懸架的行程傳遞比及力的傳遞比為（其中的參數(shù)說明詳見圖2.2）： i=

25、(2.6) i= （2.7） 圖2.2 代入數(shù)值可得到i＝1.002 i＝1.146。所以，位移傳遞比ii為1.148 3.彈簧在最大壓縮力作用下的變形量 由夏利轎車前懸給定的偏頻f＝1.31Hz，可得到了汽車懸架的線剛度： K=4（n/mm） （2.8） 于是可得出彈簧的剛度K： K= K ii＝21(N/mm） （2.9） 進(jìn)而可得到彈簧在最大壓縮力Pdmax作用下的變形量F： F=Pdmax/ K=5420/21=2

26、58(mm) （2.10） 所以，彈簧所受最大彈簧力和相應(yīng)的最大變形為： Pdmax=5420N F=258mm 2.2.3 彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 根據(jù)已經(jīng)求得的彈簧所受最大彈簧力和相應(yīng)的最大變形即可進(jìn)行彈簧的設(shè)計(jì)。 1.選擇彈簧的材料和確定許用應(yīng)力 根據(jù)其工作條件選擇簧絲材料：60Si2MnA。材料的性能參數(shù)見表1.1 表1.1 圓柱螺旋彈簧的許用應(yīng)力 材料 許用切應(yīng)力 許用剪應(yīng)力 剪切模量G 彈性模量E MP 強(qiáng)度范圍 HRC 使用溫

27、度 類別 牌號(hào) 熱軋彈簧鋼材 65 42 88 8000 20000 45-50 -40-120 62 48 100 -40-250 54 113 47-52 -40-300 -40-350 57 110 45-50 -40-400 2.選擇彈簧旋繞比： 旋繞比（彈簧指數(shù)）一般的選擇范圍是C=4~8,這里我們初選旋繞比C=8。 3. 計(jì)算鋼絲直徑d 曲率系數(shù)K= （2.11）

28、 d=10.4mm 選d=10.5mm 4.彈簧中徑D2選擇 D2=C*d=8*10.5＝84mm 選D2=90mm 5.彈簧圈數(shù)n選擇 n= （2.12） 選n=6圈 兩端均選0.75圈支承圈，則彈簧總?cè)?shù)為： n1=n+n2=6+1.5=7.5圈 6 .彈簧的工作極限變形 F

29、 （2.13） 工作極限載荷： P （2.14） 7.彈簧的幾何尺寸 節(jié)距t t=d+F/n+mm 自由高度H0 H0=nt+1.5d = 選 H0=370mm 螺旋角： 外徑D： D=D2+d=90+10.5=100.5mm 進(jìn)而需將原有彈簧座的尺寸作相應(yīng)的改變（實(shí)際尺寸根據(jù)彈簧的外徑尺寸而定）。 內(nèi)徑D1： D1=D2-d=90-10.5=89.5mm 2

30、.4橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.4.1橫向穩(wěn)定桿簡(jiǎn)介 現(xiàn)代汽車的懸架一般都很軟，在高速行駛時(shí)，車身會(huì)產(chǎn)生很大的橫向傾斜和橫向角振動(dòng)。結(jié)果不僅會(huì)使駕駛者缺乏安全感而且會(huì)使汽車具有過多轉(zhuǎn)向特性。為了減少這種橫向傾斜，往往在懸架中添設(shè)橫向穩(wěn)定桿。 彈簧鋼制成的橫向穩(wěn)定桿呈扁平的U形，橫向安裝在汽車的前端或后端。桿中部的兩端自由地支承在兩個(gè)橡膠套筒內(nèi)，而套筒則固定在車架上。橫向拉桿的兩側(cè)縱向部分的末端通過支桿與懸架下擺臂相連。當(dāng)車身只作垂直移動(dòng)而兩側(cè)懸架變形相等時(shí)，橫向穩(wěn)定桿在套筒內(nèi)自由轉(zhuǎn)動(dòng)，橫向穩(wěn)定桿不起作用。當(dāng)兩側(cè)懸架變形不等而車身相對(duì)與路面橫向傾斜時(shí)，橫向穩(wěn)定桿便被扭轉(zhuǎn)。彈性的橫向穩(wěn)定桿所產(chǎn)

31、生的扭轉(zhuǎn)的內(nèi)力矩在一定程度上妨礙了懸架彈簧的變形，因而減少了車身的橫向角振動(dòng)。 采用橫向穩(wěn)定桿除了可減輕車身傾斜外，還會(huì)影響汽車的操縱穩(wěn)定性。主要包括以下兩點(diǎn)： （1）前懸架中采用較硬的橫向穩(wěn)定桿有助于汽車的不足轉(zhuǎn)向性，并能改善汽車的蛇形行駛性能； （2）增大后懸架的穩(wěn)定性，會(huì)使前輪驅(qū)動(dòng)汽車具有中性轉(zhuǎn)向性能，使后輪驅(qū)動(dòng)車具有更大的過度轉(zhuǎn)向性。 2.4.2橫向穩(wěn)定桿的設(shè)計(jì)計(jì)算 根據(jù)夏利轎車前懸的結(jié)構(gòu)要求和使用條件，這里選用Ⅱ型穩(wěn)定器。確定橫向穩(wěn)定桿桿徑d0的公式如下： （2.15） 其中：Cs=9.52N/mm; E=196G

32、pa; G=80Gpa; k——對(duì)于圓截面桿段，所采用的修正系數(shù)； l0 =523mm; l2=363mm; l4=200mm; l5=210mm; l7=500mm; ls=1145mm. 各參數(shù)的含義如圖2.3所示，其數(shù)值可參考橫向穩(wěn)定桿的零件圖。 圖2.3 于是可以求得橫向穩(wěn)定桿的桿徑d0=20.9，選擇整數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值d1＝21mm 2.4減震器的設(shè)計(jì)與選型 2.4.1減振器的選擇要求 當(dāng)汽車懸架中只有彈性元件而沒有摩擦或減振裝置時(shí)，汽車車身的振

33、動(dòng)將會(huì)延續(xù)很長(zhǎng)時(shí)間，汽車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性變壞。因此，懸架中必須有可以實(shí)現(xiàn)減振功能的元件。一般通過安裝減振器來實(shí)現(xiàn)。 汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力減振器。液力減振器的作用原理是當(dāng)車架與車橋作往復(fù)相對(duì)運(yùn)動(dòng)，而活塞在缸筒內(nèi)往復(fù)移動(dòng)時(shí)，減振器殼體內(nèi)的油液反復(fù)地從一個(gè)內(nèi)腔通過一些窄小的空隙流入另一內(nèi)腔。此時(shí)，孔壁與油液間的摩擦及液體分子內(nèi)摩擦便形成對(duì)振動(dòng)的阻尼力，使車身和車架的振動(dòng)能量轉(zhuǎn)化為熱能，而被油液和減振器殼體所吸收，然后散到大氣中。其阻尼力的影響因素主要有：空隙大小、油液粘度和液流速度。 減振器的阻尼力愈大，振動(dòng)消除得愈快，但卻使得并聯(lián)彈性元件的作用不能充分發(fā)揮，同時(shí)，過大的阻尼力還

34、可能導(dǎo)致減振器連接零件及車架損壞。為解決這一矛盾，對(duì)減振器提出如下要求： （1）在懸架壓縮行程（車橋與車架相互移近的行程）內(nèi)，減振器阻尼力應(yīng)較小，以便充分利用彈性元件的彈性，以緩和沖擊； （2）在懸架伸張行程（車橋與車架相互遠(yuǎn)離的行程）內(nèi)，減振器的阻尼比應(yīng)大，以求迅速減振； （3）當(dāng)車橋（或車輪）與車架的相對(duì)速度過大時(shí)，減振器應(yīng)當(dāng)能自動(dòng)加大液流通道截面積，使阻尼力始終保持在一定限度內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。 圖2.4 夏歷轎車減振器的安裝位置 2.4.2主要性能參數(shù)的選擇 減振器的主要性能參數(shù)主要有兩個(gè)：相對(duì)阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù)。它們決定了減振器的阻力—位移特性和阻

35、力—速度特性。 1.相對(duì)阻尼系數(shù)的選擇 在選擇相對(duì)阻尼系數(shù)時(shí)，應(yīng)考慮到：取得大雖然能使振動(dòng)迅速衰減，但會(huì)把較大的不平路面的沖擊力傳到車身；另一方面，取得過小又會(huì)使振動(dòng)衰減慢，不利于行駛平順性。一般對(duì)于無(wú)摩擦的彈性元件（如螺旋彈簧）懸架，取=0.25~0.35。根據(jù)前面的計(jì)算和型車的設(shè)計(jì)要求，本車的相對(duì)阻尼系數(shù)為：=0.324。 2.減振器的阻尼系數(shù) 減振器的阻尼系數(shù)不僅與非簧載質(zhì)量和懸架剛度有關(guān)，還與相對(duì)阻尼系數(shù)有關(guān)。 =2 （2.16） 當(dāng)減振器安裝在懸架中與垂直線成一定夾角時(shí)，如圖

36、2.4所示，則此時(shí)的阻尼系數(shù)應(yīng)根據(jù)減震器的布置特點(diǎn)確定： （2.17） 式中： w——杠桿比,i=n/a； N——為下橫臂的長(zhǎng)度 ——減振器安裝角。 3.最大卸荷力的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開卸荷閥。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度 （2.18） 式中，為卸荷速度一般為0.

37、15－0.30m/s，A為車身振幅，取40mm；w為懸架振動(dòng)固有頻率。由懸架結(jié)構(gòu)總體布置方案知a＝201mm n=212mm 所以， ＝408.230.948＝0.31 m/s 取伸張行程的阻尼系數(shù)=1.8=1.82054=3.659，在伸張行程的最大卸荷力 ＝3.6590.31＝1133.4（N） （2.19） 2.4.3主要尺寸的選擇 1.筒式減振器工作缸直徑D的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計(jì)算工作缸直徑D為：

38、 （2.20） 式中，最大允許壓力，取3M； 為連桿直徑與缸筒直徑之比，?。?.48 根據(jù)求得的工作缸直徑，查汽車筒式減振器的有關(guān)國(guó)標(biāo)(JB1459—85)，就可以就近選用一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)尺寸。這里我們選用的工作缸直徑D=25mm。 2.儲(chǔ)油筒的確定 一般Dc=(1.35~1.5)D=35.5mm，壁厚取2mm，材料選用20號(hào)鋼。 2.5彈簧限位緩沖塊的設(shè)計(jì) 汽車上連接車輪與車身的一些零件，在懸架運(yùn)動(dòng)到上下極限位置時(shí)，其轉(zhuǎn)動(dòng)角度、長(zhǎng)度等有可能出現(xiàn)某些變化。有時(shí)為了降低生產(chǎn)成本，增加零件的耐久性與剛度，設(shè)計(jì)的這些參數(shù)的儲(chǔ)備量都比較小。在夏利汽車的前懸中，導(dǎo)向臂和轉(zhuǎn)向拉桿的鉸接

39、只允許有一定的轉(zhuǎn)角，如果懸架行程增大，這些角度將可能超出規(guī)定值。此時(shí)，相關(guān)零件會(huì)因?yàn)闆_擊而損壞并發(fā)出噪聲，鉸接的銷軸也將承受彎曲載荷，具有斷裂的危險(xiǎn)。為了防止懸架相關(guān)零件在汽車行駛過程中的直接碰撞，限制懸架相對(duì)車身的行程，懸架中要設(shè)置彈簧限位緩沖塊。 2.5.1緩沖塊的作用 為了提高汽車的平順性和舒適性，現(xiàn)代轎車的懸架都被設(shè)計(jì)得非常軟（夏利汽車前懸的垂直剛度為21.6N/m），這樣，懸架就能夠最大限度地保證車身的平穩(wěn)、保證車輪與路面的良好接觸。在一般的城市工況下軟的懸架對(duì)汽車操縱穩(wěn)定性和使用特性有利，但當(dāng)汽車在惡劣的道路工況下行駛時(shí)，卻會(huì)大大增加懸架彈性元件與車身碰撞的幾率，此時(shí)，緩沖塊就

40、顯得尤為重要。 如圖2.5所示的是單獨(dú)使用螺旋彈簧和與減振緩沖塊復(fù)合使用兩種狀態(tài)下試驗(yàn)所得 3條力－ 形變曲線。 圖2.5 螺旋彈簧和緩沖減震塊的力－形變比例關(guān)系 由圖中曲線①可以看出沒有減振緩沖塊時(shí)，當(dāng)螺旋彈簧壓縮至行程極限時(shí)（轎車行駛中遇到惡劣路面，常常會(huì)發(fā)生），產(chǎn)生非常尖銳的拐點(diǎn)，來自地面的力值將直接傳遞到汽車底盤上，不僅轎車內(nèi)的司乘人員會(huì)感 到極度的不舒服， 而且也加速了減振器甚至汽車底盤的損壞；曲線②、③描述的是減振緩沖塊與螺旋彈簧復(fù)合作用的情況。當(dāng)轎車遇到惡劣路面時(shí)，螺旋彈簧先產(chǎn)生一定量的形變，隨

41、后減振緩沖塊開始吸收沖擊能并產(chǎn)生形變，這樣便能夠使曲線連續(xù)平穩(wěn)過渡。同時(shí)，通過設(shè)計(jì)還能找出最佳組合曲線來滿足乘坐人員乘坐的舒適性要求和轎車行駛的平穩(wěn)性要求。 2.5.2緩沖塊的設(shè)計(jì) 1.材料的選擇 現(xiàn)代轎車上普遍使用的緩沖塊材料有兩種：一種是橡膠，另一種是微孔聚氨酯。夏利轎車前懸架擬采用的是微孔聚氨酯減振緩沖塊，因?yàn)楹拖鹉z緩沖快相比微孔聚氨酯減振緩沖塊具有如下優(yōu)點(diǎn)： （1）它具有比軟橡膠材料有更要好的柔性； （2）具有非常高的可壓縮性和變形能力，試驗(yàn)表明圓柱體零件被壓縮到其高度的50％時(shí)，微聚氨酯零件壓縮變形的橫向尺寸增大的量為原尺寸的12％，而橡膠零件變形增大的量則達(dá)到原尺寸的40

42、％； （3）優(yōu)良的力學(xué)性 能。微孔聚氨酯具有低的壓縮變形和蠕變性能、優(yōu)良的耐氣候 性、耐低溫性、耐腐蝕性、 耐磨性和耐老化性能，具有較好的化學(xué)穩(wěn)定性，使用壽命 更長(zhǎng) ； （4）非常優(yōu)秀的耐動(dòng)態(tài)疲勞性能。微孔聚氨酯減振緩沖塊在往復(fù)壓縮中產(chǎn)生的內(nèi)生 熱少，而且分散熱量的速度也比橡膠塊，因此在實(shí)際應(yīng)用中有更好的耐久性 。在2HZ的高頻率下（超過了轎車行駛中實(shí)際的顛簸壓縮頻率）,在大位移設(shè)計(jì)形變下往復(fù)壓縮 可以超過100萬(wàn)次以上， 這是橡膠材料遠(yuǎn)不能 達(dá)到的； （5）．優(yōu)良的柔度曲線。微孔聚氨酯減振緩沖塊可從小的壓縮力產(chǎn)生大形變非常平穩(wěn)地過渡到大的壓縮力值小形變狀態(tài)，提供的曲線比橡膠的更加平緩、

43、柔和，與減振器結(jié)合使用能充分體現(xiàn)緩沖、限位的作用，給乘客的感覺更為舒適，為轎車的平穩(wěn)行駛提 供了保障。 2.緩沖限位塊的性能要求 緩沖限位塊要想很好地實(shí)現(xiàn)與懸架系統(tǒng)及整車的性能匹配，實(shí)現(xiàn)整車對(duì)懸架系統(tǒng)行駛平順性等性能的要求，必須具有以下性能要求： （1）耐動(dòng)態(tài)疲勞能好，延長(zhǎng)懸架系統(tǒng)的壽命 ； （2）適當(dāng)?shù)娜嵝裕軌蛴行У厥箯椈墒艿牧ζ椒€(wěn)地過渡到緩沖限位塊上來，從而減少車內(nèi)的振動(dòng)； （3）非常好的可壓縮性和變形能力，使其靜態(tài)曲線更加柔和； （4）優(yōu)良的力學(xué)性能； （5）較好的耐環(huán)境性 能，減少減振器油水或微生物對(duì)其壽命的影響 ； （6）耐高低溫性能好，以便懸架系統(tǒng)能在嚴(yán)寒或酷熱氣

44、候下仍然能夠正常工作。 同時(shí)，緩沖限位塊作為輔助彈簧決定著整車的舒適性和行駛平順，，如果設(shè)計(jì)選用不當(dāng)將會(huì)嚴(yán)重影響懸架系統(tǒng)的工作效果和使用壽命。首先，，緩沖限位塊的靜態(tài)特征曲線即力一 行程曲線必需和螺旋彈簧的性能相匹配，并且能滿足整車的設(shè)計(jì)要求：曲線過硬不能發(fā)揮緩沖功能，行駛平順性較差；曲線過軟不能發(fā)揮限位功能，以致螺旋彈簧和減振器的壽命變短。緩沖限位塊的靜態(tài)工作曲 線主要受材料形狀尺寸和重量影響。其次，緩沖限位塊的耐久性能直接影響懸架系統(tǒng)的壽命。緩沖限位塊長(zhǎng)期在大載荷、高頻率條件下工作，如果材料選用不當(dāng)或者重量不合適、形狀尺寸設(shè)計(jì)不合理等，都會(huì)導(dǎo)致緩沖限位塊過早損壞減少?gòu)椈珊蜏p振器的工

45、作時(shí)間。 2.5.3緩沖限位塊的性能分析 使用得當(dāng)?shù)木彌_塊能夠在很大程度上改善懸架的使用特性、降低汽車對(duì)行駛工況條件的要求、擴(kuò)大汽車的使用范圍。一般來講，緩沖限位塊塊和螺旋彈簧、減振器一起工作，其三部分的結(jié)構(gòu)如圖2.6所示。 圖2.6 夏歷轎車懸架系統(tǒng)部分結(jié)構(gòu)圖 螺旋彈簧的工作曲線通常是線性的，當(dāng)遇到大的載荷或振動(dòng)使彈簧達(dá)到行程極限時(shí)，常出現(xiàn)尖銳的過渡曲線結(jié)果將產(chǎn)生強(qiáng)烈的振動(dòng)顛簸和噪音。使用緩沖限位塊后，當(dāng)螺旋彈簧被壓縮到一定行程時(shí)它將發(fā)生作用，使力由彈簧平穩(wěn)地過渡到緩沖限位塊上 見，然后利用其高分子材料的阻尼功能．迅速地振動(dòng)能轉(zhuǎn)化成熱能．從而減少車內(nèi)的振動(dòng)改善行駛平順性。

46、 另外轎車內(nèi)噪音水平跟懸架系統(tǒng)零件的共振頻率和路面噪音的頻率有關(guān)，微孔聚氨酯緩沖限位塊材料的共振頻率（一般50～70HzJ）離路面噪音的頻率（一般15～20Hz)較遠(yuǎn)，因此能顯著減少轎內(nèi)的噪音提供更加安靜的環(huán)境。 3.麥佛遜式懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與仿真 在以上的分析中已經(jīng)給出夏利轎車前懸的結(jié)構(gòu)形式，既麥弗遜式獨(dú)立懸架。其運(yùn)動(dòng)特性關(guān)系到整車的操縱穩(wěn)定性、舒適性、轉(zhuǎn)向輕便性等性能 。因此 ,對(duì)其運(yùn)動(dòng)情況進(jìn)行精確分析可提高系統(tǒng)設(shè)計(jì)水平,提高整車性能 。目前，對(duì)于其運(yùn)動(dòng)分析通常采用機(jī)構(gòu)學(xué)理論中的矢量法 、解析法等方法 ,該方法有諸多不便之處 。本章將多剛體運(yùn)動(dòng)學(xué)方法和空間機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)相結(jié)合,來

47、分析麥?zhǔn)綉壹艿目臻g運(yùn)動(dòng)規(guī)律，并在此基礎(chǔ)上對(duì)轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷開點(diǎn)進(jìn)行優(yōu)化。 3.1獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu) 當(dāng)車輪受到路面的作用力而上下跳動(dòng)時(shí)，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)也將隨之上下跳動(dòng)。在此過程中將不可避免的引起輪距、主銷傾角、側(cè)傾中心和縱傾中心等車輪定位參數(shù)的變化。這將直接影響車輪與地面的接觸特性，進(jìn)而影響車輛行駛的動(dòng)力性、操縱穩(wěn)定性、制動(dòng)性等性能。此外，獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)承擔(dān)了懸架中除垂向力以外的所有力和力矩，對(duì)零件的使用特性、壽命有著不可忽視的影響。因此，在設(shè)計(jì)獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)時(shí)要注意以下幾點(diǎn)要求： （1）形成恰當(dāng)?shù)膫?cè)傾中心和側(cè)傾軸線； （2）形成恰當(dāng)?shù)目v傾中心； （3）各鉸接點(diǎn)處受力盡量小，減小元件的彈性

48、變形，以保證導(dǎo)向精確； （4）保證車輪定位參數(shù)以及車輪跳動(dòng)時(shí)的變化能滿足要求； （5）具有足夠的疲勞強(qiáng)度和壽命。 本章限于篇幅和設(shè)計(jì)任務(wù)的要求重點(diǎn)討論懸架工作時(shí)（上下跳動(dòng)時(shí)）車輪定位角的變化及對(duì)整車行使性能的影響。 3. 2 麥弗遜式懸架系統(tǒng)物理模型的建立 在建立懸架系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型之前需要首先建立懸架系統(tǒng)的物理模型，通過對(duì)物理模型的分析可以很直觀的了解懸架系統(tǒng)在工作過程中各構(gòu)件的運(yùn)動(dòng)情況和各關(guān)鍵點(diǎn)之間 圖3.1 懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)計(jì)算模型簡(jiǎn)圖 的相對(duì)位置關(guān)系。 如圖3.1 所示，L為懸架下擺臂軸線在空間中的抽象，A1B1為下擺臂，EF為轉(zhuǎn)向橫拉桿，A4為減振器和車身的

49、上聯(lián)接點(diǎn)，B1為下擺臂外球銷位置，T為減振器的下支點(diǎn)，E為轉(zhuǎn)向節(jié)臂的外端點(diǎn)，F(xiàn)為橫行穩(wěn)定桿的斷開點(diǎn)，D為車輪的轉(zhuǎn)動(dòng)中心，C為車輪與地面的接觸點(diǎn)。 3.3 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 3.3.1 數(shù)學(xué)準(zhǔn)備 （1）直線與x、y、z軸正方向的夾角分別是： 則其方向余弦為： （3.1） （2）已知兩點(diǎn)A,B在空間坐標(biāo)系中的坐標(biāo)為： [A]=[XA,YA,ZA]T [B]=[XB,YB,ZB]T 可根據(jù)確定[A] 、[B]的坐標(biāo)和相關(guān)理論確定直線AB的方向余弦。 直線AB的方向余弦為： [U]=

50、[Ux,Uy,Uz]T （3.2） Ux=, Uy=, Uz= （3）已知空間某一直線L的投影角，確定該直線的方向余弦。 空間直線L在XOY平面內(nèi)的投影角為，在XOZ平面內(nèi)的投影角 為。 （3.3） 直線的方向余弦為：[U]= （4）線段OB繞其軸線L擺動(dòng)了角，確定擺動(dòng)后點(diǎn)的坐標(biāo)： 已知空間軸線L的方向余弦[u]=[ux,uy,uz]T；點(diǎn)O,B的初始坐標(biāo)分別為：[O]=[Xo,Yo,Zo]T，[B]=[XB,YB,ZB]

51、T,擺動(dòng)角度后，點(diǎn)B的坐標(biāo)為： [B]=[Q]([B]-[O])+[O] （3.4） 式中坐標(biāo)變換矩陣為： [Q]= 其中，歐拉參數(shù) q0=cos(/2), q1=uxsin(/2) q2=uysin(/2), q3=uzsin(/2) 3.3.2導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)計(jì)算 當(dāng)車輪跳動(dòng)時(shí)，擺臂繞其軸線旋轉(zhuǎn)（設(shè)下擺臂向上擺動(dòng)角），其正、負(fù)號(hào)由右手法則確定。根據(jù)空間機(jī)構(gòu)學(xué)原理，懸架各點(diǎn)運(yùn)動(dòng)后的坐標(biāo)可通過下述方法加以確定： 1.擺臂的擺動(dòng)軸線 已知擺臂上兩點(diǎn)的坐標(biāo)M

52、、N，利用投影關(guān)系可以求得擺臂線L在XOY平面和XOZ 平面與X軸的夾角分別、。 [M]=[XM,YM,ZM]T [N]=[XN,YN,ZN]T Ux=, Uy=, Uz= 則 （3.5） 2. 求得連體坐標(biāo)系下各點(diǎn)的坐標(biāo) A4’=[0,-sin,cos]T; O2’=[0,0,0]T; B1’=[0,sin+cos, -cos+sin]T; T’=[0,sin,-cos]T. 另外可以查零件圖得到 P點(diǎn)的連體坐標(biāo)P’和減振器的內(nèi)傾角的大小。

53、 3.確定擺動(dòng)軸線的方向余弦 [U]=[ux;uy;uz]=[1/] （3.6） 4.確定B1點(diǎn)擺動(dòng)后的坐標(biāo) [B1]=[Q]([B1]-[O])+[O] （3.7） 矩陣[Q]的歐拉參數(shù)分別為： q0=cos(/2); q1=uxsin(/2); q3=uysin(/2 ; q3=uzsin(/2) 5.確定其余各點(diǎn)擺動(dòng)后的坐標(biāo) B1A4TE

54、O2DC可看作剛體，剛體運(yùn)動(dòng)后的實(shí)際位置，可以看作由圖3.1所示的初始位置，先繞Y軸正轉(zhuǎn)角后繞X軸正轉(zhuǎn)角，這樣保證了車輪無(wú)繞主銷軸線的偏轉(zhuǎn)。兩次旋轉(zhuǎn)后，B1,A4點(diǎn)的坐標(biāo)為： [B1]=[Qx][Qy][B1’]+[O2] （3.8） [A4]=[Qx][Qy][A4’]+[O2] （3.9） [Qx]的歐拉參數(shù)為： q0=cos(/2);q1=sin(/2);q2=0;q3=0 [Qy]的歐拉參數(shù)為： q0=cos(

55、/2);q1=0;q2=sin(/2);q3=0 (1)-(2)整理得，并設(shè) d=A4T, t=B1T 則有， = 另設(shè)， p1=dcos+tsin, p2=(dcos-tsin)cos 得到， =arcsin =arcsin O2點(diǎn)的坐標(biāo)為：[O2]=[B1]-[Qx][Qy][B1’] （3.10） E點(diǎn)的坐標(biāo)為： [E]=[Qx][Qy][E’]+[O2] （3.11） C點(diǎn)

56、的坐標(biāo)為： [C]=[Qx][C’]+[O2] （3.12） D點(diǎn)的坐標(biāo)為： [D]=[Qx][D’]+[O2] （3.13） 6.前輪定位參數(shù) 主銷后傾角 （3.14） 主銷內(nèi)傾角 （3.15） 車輪外傾角 （3.16） 1/2輪距的變化 （3.

57、17） 3.4 基于MATLAB軟件的運(yùn)動(dòng)特性仿真分析 3.4.1實(shí)際問題中的懸架參數(shù) 以前軸的中心點(diǎn)為原點(diǎn)，汽車的前進(jìn)方向?yàn)閄軸方向，Y軸指向駕駛者的右側(cè)，Z軸根據(jù)右手螺旋定則來確定。夏利轎車前懸左側(cè)空間機(jī)構(gòu)在上述坐標(biāo)系中的坐標(biāo)如表3.1所示。以表中的坐標(biāo)值和部分相關(guān)點(diǎn)之間的距離為初始狀態(tài)值，以車輪的上下跳動(dòng)量為輸入，車輪的定位參數(shù)為輸出，根據(jù)空間機(jī)構(gòu)學(xué)的理論知識(shí)和3.3節(jié)的理論分析，運(yùn)用MATLAB軟件建立懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析程序，源程序如附錄B所示。 表3.1 靜態(tài)時(shí)懸架空間機(jī)構(gòu)各關(guān)鍵點(diǎn)的坐標(biāo)和車輪定位角 懸架上的點(diǎn) X軸坐標(biāo)（mm） Y軸坐標(biāo)（mm） Z軸坐標(biāo)（mm）

58、 減振器上支點(diǎn) -8.8 -517.2 587.4 減振器下支點(diǎn) -31.6 -690.0 -66.3 下擺臂擺動(dòng)軸線與下擺臂中心交點(diǎn) -11 -371.9 -21.44 輪胎接地點(diǎn) -28.1 -710.5 180.96 下擺臂擺動(dòng)軸線的前端點(diǎn) -31.3 -680 -56.8 轉(zhuǎn)向節(jié)臂球頭銷中心 -121.7 658.3 29.9 轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點(diǎn)球頭銷中心的設(shè)計(jì)坐標(biāo) 104 -264 132.3 前輪中心 -28.1 -710.5 35.96 主銷內(nèi)傾角kingpin inclination 14 主銷后傾角caster

59、 angle 220 前輪前束量toe_in angle 2mm 車輪外傾角camber angle 20 3.4.2車輪定位參數(shù)仿真分析 為了得到所期望的行駛特性、較好的直線行駛能力、避免輪胎的過度磨損、保證汽車在行駛過程中車輪和地面的良好接觸，汽車前輪在懸架跳動(dòng)過程中必須保證定位參數(shù)的變化在允許的范圍內(nèi)。 車輪各定位參數(shù)之間又相互聯(lián)系。車輪相對(duì)車身上下跳動(dòng)時(shí),主銷內(nèi)傾角,主銷后傾角,車輪外傾角及車輪前束等定位參數(shù)會(huì)發(fā)生變化.若主銷后傾角變化大,容易使前輪產(chǎn)生擺振;若車輪外傾角變化大,會(huì)影響汽車直線行駛穩(wěn)定性,同時(shí)也會(huì)影響輪距的變化和輪胎的磨損速度.

60、 1.輪距變化量 圖3.2 輪距變化量和車輪跳動(dòng)量的關(guān)系曲線 如上文所述，幾乎所有的獨(dú)立懸架中，車輪的上下跳動(dòng)量都會(huì)導(dǎo)致輪距發(fā)生變化。輪距變化的影響由其所產(chǎn)生的作用而定；當(dāng)需要較高側(cè)傾中心時(shí)輪距變化是不可避免的。輪距變化的缺點(diǎn)是會(huì)引起滾動(dòng)輪胎的側(cè)偏，從而產(chǎn)生側(cè)向力、較大的滾動(dòng)阻力和使直線行使能力下降。此外，輪距變化對(duì)轉(zhuǎn)向也有較大的影響。 圖3.2為輪距變化量與車輪上下跳動(dòng)量的對(duì)應(yīng)關(guān)系曲線。因麥弗遜式前懸的側(cè)傾中心位置較高，所以輪距變化量較大。輪距變化量為上跳時(shí)＝4mm，下跳時(shí)＝21mm，（這是不利因素）。但作為城市用車，它的車輪跳動(dòng)量范圍很小,一般在-20mm-20mm

61、范圍內(nèi)變化，所以設(shè)計(jì)方案依然可行。 2.車輪外傾角的變化 圖3.3 車輪外傾角和輪距變化量的關(guān)系曲線 外傾角是指車輪中心平面和道路平面垂直直線之間的夾角。一方面，通過設(shè)置外傾角可以消除支承及轉(zhuǎn)向節(jié)中的間隙；另一方面，外傾角還可以保證汽車在承載時(shí)車輪和地面保持垂直。理想的外傾角為，這樣可以使磨損均勻和滾動(dòng)阻力小，但為了獲得良好的輪胎轉(zhuǎn)向側(cè)偏性能，實(shí)際所取的車輪外傾角大都偏離理想值，空載時(shí)外傾角在理想值附近；加載狀態(tài)下，車輪有輕微的負(fù)外傾角。 圖3.3為夏利轎車前輪外傾角與車輪上下跳動(dòng)量的關(guān)系曲線，其麥佛遜懸架在車輪上跳時(shí)曲線向負(fù)角方向凹入，彰顯了此懸架的優(yōu)點(diǎn)。

62、當(dāng)車輪向下跳動(dòng)時(shí)，外傾角向正角方向變化，意味著車身內(nèi)側(cè)車輪承受側(cè)向力的性能很好。 3.主銷內(nèi)傾角的變化 圖3.4 主銷內(nèi)傾角和車輪跳動(dòng)量的關(guān)系曲線 主銷內(nèi)傾角和主銷偏移距之間有著緊密的聯(lián)系：主銷內(nèi)傾角是指轉(zhuǎn)向節(jié)軸線與一個(gè)垂直與路面的平面之間的夾角；主銷偏移距指的是轉(zhuǎn)向節(jié)軸線與路面的交點(diǎn)和車輪中心線與路面交點(diǎn)之間的距離。小的主銷偏移距可以有效地保證汽車的不足轉(zhuǎn)向特性，但為了得到較小的或負(fù)值主銷偏移距，就必須有較大的主銷內(nèi)傾角。 從圖3.4中可以看出，主銷內(nèi)傾角為負(fù)值，負(fù)的主銷內(nèi)傾角有利于汽車的轉(zhuǎn)向回正力矩。主銷內(nèi)傾角的絕對(duì)值隨著車輪上跳動(dòng)量的增加而增變，下跳量的增加而

63、減小，角度在范圍內(nèi)變化。這樣的變化趨勢(shì)使車輪在上跳過程中主銷偏移距不斷變大，轉(zhuǎn)向回正力矩也不斷增大，從而保證了汽車的直線行駛性能。但同時(shí)，前橋的縱向力敏感性也愈大。 4.主銷后傾角的變化 圖3.5 主銷后傾角和車輪跳動(dòng)量的關(guān)系曲線 主銷后傾角是指轉(zhuǎn)向節(jié)軸在汽車縱向平面內(nèi)的投影與過車輪中心的垂直線之間的夾角。正的主銷后傾角可以保證汽車的直線行使性能，在設(shè)計(jì)時(shí)往往將正的主銷后傾角和負(fù)的車輪拖距聯(lián)合使用，這樣不僅可以使縱傾中心離車輪較近，以減小轉(zhuǎn)向時(shí)的輸入力矩，還可以減小路面不平度對(duì)轉(zhuǎn)向性能的影響。 大的主銷后傾角在汽車直線行使時(shí)并不單有優(yōu)點(diǎn)，也有缺點(diǎn)。路面不平度在車輪

64、接地點(diǎn)上引起的交變側(cè)向力會(huì)產(chǎn)生繞轉(zhuǎn)向節(jié)軸的力矩，力矩作用在轉(zhuǎn)向橫拉桿上還會(huì)引起轉(zhuǎn)向沖擊和轉(zhuǎn)向不穩(wěn)定。 如圖3.5所示，夏利轎車的主銷后傾角隨著車輪的上跳而變大，隨著車輪的下跳而變小。此變化特性意味著車輪在受到?jīng)_擊或遇到障礙物后縱傾中心將向后移動(dòng)，這樣可以保證汽車的抗俯仰和抗前蹲特性。 3.5 基于MATLAB軟件轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點(diǎn)的優(yōu)化計(jì)算 3.5.1麥佛遜式懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)對(duì)轉(zhuǎn)向梯形的影響 汽車懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向梯形之間通過轉(zhuǎn)向橫拉桿相聯(lián)系。當(dāng)轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷開點(diǎn)位置選擇不當(dāng)時(shí)，汽車運(yùn)動(dòng)過程中將出現(xiàn)橫拉桿與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)、前輪擺振等現(xiàn)象，這些不利情況的出現(xiàn)將會(huì)加劇輪胎磨損，破壞操縱

65、穩(wěn)定性。 3.5.2麥弗遜懸架轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點(diǎn)位置的優(yōu)化 對(duì)于麥弗遜懸架，確定轉(zhuǎn)向梯形斷開點(diǎn)的傳統(tǒng)方法是平面作圖法和平面解析法，兩種方法都忽略了主銷后傾角和擺臂軸軸線的空間角度，使斷開點(diǎn)不在最佳位置。上文中已經(jīng)應(yīng)用空間機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)理論對(duì)夏利轎車用麥弗遜式懸架進(jìn)行空間運(yùn)動(dòng)學(xué)計(jì)算，并求出了車輪上下跳動(dòng)時(shí)懸架中各關(guān)鍵點(diǎn)在空間的運(yùn)動(dòng)軌跡。下文將進(jìn)一步采用優(yōu)化理論確定斷開點(diǎn)的最佳位置，使干涉量最小。 1.橫拉桿斷開點(diǎn)優(yōu)化數(shù)學(xué)模型的建立思路和步驟 (1)設(shè)轉(zhuǎn)向橫拉桿斷開點(diǎn) F的坐標(biāo)為[F]=[XF,YF,ZF]T，作為優(yōu)化變量; (2)根據(jù)已知的轉(zhuǎn)向節(jié)臂端點(diǎn)E的位置坐標(biāo)和假設(shè)的F點(diǎn)

66、位置坐標(biāo)，求出EF的長(zhǎng)度(用F點(diǎn)坐標(biāo)XF, YF和ZF的函數(shù)式來表示); (3)根據(jù)麥弗遜式懸架的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，運(yùn)用坐標(biāo)變換求出轉(zhuǎn)向節(jié)臂端點(diǎn)E在車輪跳動(dòng)(本文中以主銷轉(zhuǎn)動(dòng)來代替)一定角度時(shí)所到達(dá)新位置E1的空間坐標(biāo),; (4)車輪上下跳動(dòng)時(shí)，下擺臂A1B1繞L軸擺動(dòng)(實(shí)際上是繞瞬心軸擺動(dòng))。E點(diǎn)也繞懸架的瞬心軸擺動(dòng)到新位置E2，在此過程中，假設(shè)EF是斷開的，F(xiàn)1點(diǎn)固定不動(dòng)，不會(huì)隨著E點(diǎn)的位置變化而運(yùn)動(dòng)。這樣E2到F1之間的距離必然不等于從E到F的距離，這個(gè)距離變化量在本文中稱為干涉量。根據(jù)車輪主銷的方向(向內(nèi)或者向外)和角度，以及跳動(dòng)的方向(上或下)和距離，可以求出一系列的干涉量; (6)將(4)中得到的所有干涉量的絕對(duì)值加權(quán)相加，取為優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型中的目標(biāo)函數(shù)，而XF, YF和ZF為優(yōu)化變量，根據(jù)車輛總布置中所允許的F點(diǎn)空間位置變化范圍，可以確定XF , YF和ZF的取值范圍，作為約束條件。 圖3.6 車輪跳動(dòng)過程中F點(diǎn)的軌跡空間曲線圖 2.優(yōu)化設(shè)計(jì)的約束條件 利用前面運(yùn)動(dòng)學(xué)分析時(shí)得到的點(diǎn)E的坐標(biāo)和已知的點(diǎn)F的原始坐標(biāo)，即可