悬架设计理论成

1、会计学1悬架设计理论成悬架设计理论成2目 录3kdkx(外张）gyF(外向)ggzMkxD 1.1 .车轮定位参数 车轮前束 toe 车轮外倾 主销后倾 主销内倾 主销纵偏距 主销侧偏距 主销拖距 轴距 l 轮距 B 主销地面侧偏距kbg1、车轮定位kxDxyDk kyDryFkbgkxr41.2、车轮外倾与轮胎侧倾特性外倾因载荷、制动与跳动而改变轮胎侧倾特性：侧向力与反回正力矩外倾原因:“传统”,间隙，弹性，路拱1.3、前束与轮胎侧偏特性前束原因:平衡外倾载荷变化与车轮跳动时前束的变化干涉转向干涉转向的合理值滚动阻力要求适当增大前束，制动 时车轮前张( )0 r r5xkktanRD+=x

2、1.5、主销内倾与侧偏距 低速回正性 作用的消失 重力弹簧 回正力距与 还是 成比例？ 计算方法121yyGRgVGgaF= = =k kx xkxr rxyDk 1.4、主销后倾与纵偏距kyDryFkbg6r r1.6、主销定位参数的选择与近代趋势7 车身受有三种力（达朗贝尔概念） 1. 重心处的重力与惯性力 2. 导向杆系的导向力 3. 弹性元件的弹簧力gM Mg3NP2P11N2NMg Mg NyeN1N28 等效系统,将弹簧力简化 到车轮接地点(杠杆比为 1) 处,目的: 便于确定有效导向力的 方向与大小 初始弹簧力与重力抵消 便于由弹簧变形和轮距 (轴距)来确定车身位移Mg Mg N

3、ye9 弹簧力的确定 三种力相平衡 弹簧力必等于惯性力与导向力 的总和对于等效系统确定了导向力 就等于确定了弹簧力确定了弹簧力就等于确定了 车身倾角（如果有横向稳定杆 要考虑之） 导向力的分解与“力矩中心” 导向力合力未必水平 在“中性面”处分解的意义： 车身的垂向平动与转动S2S2Mg Mg NyeS1S1N2N110 “纵倾中性面”的确定 车身位移 其中：Lkkka2121+ += = = = CMki/NZz = = e.mge .MgM + + = = 222111bKaKC+ += = 中性面Mg MghNZNN1K2K1a2a11l通常对称面就是中性面l由单侧导向力方向可确定 (整

4、车)l l外加轮胎变形l若有横向稳定杆要考虑之或设计之 1Mge/CMgeCeyM0yey0yy0yy = = = = 0yeMg Mg NyeS1S1N2N1S2S2c悬上质心0yeh2h1ab1c2c12大侧倾角下力矩中心的变化Z2N2S2Z1S1N1NN2cyeMg N1132.3、侧倾性能小结yy 0yy0yyMgeCeyM = = yC = = ）(B.2k）（B.2ky2e2eeC独独立立悬悬架架非非独独立立悬悬架架yel 降低 的途径：降低重心， 提高侧倾力矩中心l 提高侧倾力矩中心的 限制yel 取决于 与l l sBeBsBeB142.4、其它导向机构(侧倾)等效单横臂概念“

5、郭孔辉刚化定理”cYZP对称面双横臂15对称面cYZP麦弗逊悬架侧倾中心16斜置单臂俯视（等效）YZr r俯视yUxU侧视（等效）YZr rXZr r后视xUYZr rXZr ryU17如果扭杆梁靠近前铰点独立性好，但侧倾中心低1819中性面N1N1N2X2X2Z2N2N1Z1X2xe212kkk+ +xxxxMgeCe .xM = = N20 xUxZPxUxZP21l侧向反力作用线取决于吊耳、卷耳的刚性与弧高l一般在卷耳平均高度点与第一片中点之间，更靠 近卷耳高度，作为横向侧倾中心l纵向等效单臂，由车轮接地点运动学确定。Nye2rh = =L43= =r r22l侧倾轴的倾角 前低后高是因

6、为前面是双横臂后面非独立 尽可能提高侧倾中心23l独立悬架与非独立悬架的特点 侧倾力矩中心的高度: 多数非独立悬架和横单臂 独立悬架都较高, 其它独 立悬架(双横臂, 纵单臂, 纵双臂等）较低 有效弹簧距, 独立悬架的 有效弹簧距等于轮距, 非 独立悬架 通常较小,特 殊布置可以不同eBeBsBeB24lBenz600前悬架 上下跳动时主肖后倾角 都会增大 具有明显的“抗点头角” 可安排所需要的侧倾力 矩中心高度（前轮与车身纵向的相对瞬心）2XZp1XZp2XZpk 1YZp2YZp1YZp1XZp1r r2r r1XZp22YZp2YZP1YZP1225l“半独立”纵单臂后悬架 侧倾时横梁中

7、点是一个“不 动点”,因此可看成一种“斜 置单臂”却只有一个铰点 横梁前移“臂长”增大,移至 铰点处 独纵单臂。移至 轮轴线 臂长为半轮距 （非独立悬架） 从1/1独立悬架0.5/10/1悬架（非独立悬架）262728 虚擬主肖:上两杆与下两杆交点 尽量接近车轮中心面 纵向瞬心与横向瞬心 位置可以任意选择 可以满足 , 引起的 弹性转向要求多杆悬架满足多种要求xFyFxZPYZPYZP1Y2Y虚擬主肖29菱帅汽车后四杆悬架302YZP1YZP122YZP1YZP12313.1、 纵向轴荷转移l高速时要考虑空气阻力PZ2PX1PX2PZ1MgPZ2PX1PX2PZ1l在坡道上的轴荷转移l在驱动与

8、制动时的轴荷 转移Mg 32侧向轮荷转移的主要组成（ 时） 弹簧力转移（静不定问题 弹簧力转移取决于弹簧刚度分配,由弹簧变形计算） 导向力转移（由作用在力矩中心处的侧向力计算） 在同时存在 与 时，轮荷应叠加当 增大时 大的轴,轮荷转移加剧,会导致侧偏角急 剧增大0X = = X Y yeY 3.2、侧向轮荷转移33CA，Bd2r43 x34 独立纵单臂 水平轴 前后移动不产生转角 非水平轴 “八”字轴的不足转向性 横向单臂和斜单臂独立悬架 侧倾转向性、等效臂长 铰轴的垂直分量 前独立悬架与转向杆系的干涉转向 多杆机构的杆涉转向 等效简化原理等效系统xZ 35 转向系弹性引起的附加转角 导向系

9、弹性引起的附加转向 独立纵臂与斜单臂后悬架的侧向力转向倾向 侧向力导致轮胎侧倾yFsykxaC/ )FD(x+=dyFzF5、侧向力转向xDkxanddd+=Fy2Fy136 随动转向后悬架 逆向弹性转向桑塔那的后悬架富康的随动转向后悬架 yFyF37刹车转舵问题:r太大盘式制动的优点纵向力引起车轮侧倾ABS引起的转向扰动DYC引起的转向扰动多杆悬架制动时的板簧卷曲6、纵向力转向038制动时的板簧卷曲 造成制动转向6、纵向力转向39 加大前拉杆的柔性, 使后轮在侧向 力作用下产生向内转向角 通过弹性转角来抵消侧偏角, 以提高后轮有效侧偏刚度 可以设计虚擬主肖位置,引起适当 的弹性转向以增进制动

10、稳定性多杆随动转向后悬架xFyFxZPV虚擬主肖.40*ya1da)(d.LvGy2120dd=kVy212cda)(d/Lvdd=L121dd 2 VR1ded21ddya中性转向点1d2d1d 时不稳定:-yayaU.Sy21add2V过度转向区41影响稳态转向特性的因素 轮胎特性与稳态转向特性稳态转向特性转折的原因1r1c112r2c22dddddd+=+= 侧倾刚度比 侧倾力矩中心高度 随 的 而 轮胎侧偏特性的饱和 驱动力对饱和的影响 制动力分配x2121De/eC/C 1cd d1yF2yF1ZF 1d d1 2d d2d d2 2 1 1d d1rd dy 2r2cd dd d+

11、2ZF 42改善稳态转向特性的措施 轮胎特性与稳态转向特性 前置横向稳定器 后非独立悬架 Bs2 后非独立悬架板簧下置 后板簧前低后高 后非独立中心弹簧 老Benz的后悬架： h2,中心弹簧43 “随动转向” 后悬架的反稳定杆 轮胎特性与稳态转向特性44vdtdvY b b+ + = = XYZ固定于汽车重心)r(+b侧偏角：rvbrva21 b b= =d dd d + +b b= =d d2vv2yPb绝对座标d1y1yP2dLba1dYXvxv45微分方程、传递函数其中拉氏变换得传递函数1y2yZaPbPrI+ += =)rv(KKP1111yd d + +b b= =d d= =221

12、rrSTST1S1G) s (r+ + + + += =d d221STST1S1G) s (+ + + + += =d db bb bb b)Kv1(CCC)b(C)b(LvT221211+ + + + + + + = =)Kv1(CCvT22122+ + = =22vbCvb = = b b2rC/v= = )Kv1(LC/vbG222+ + = =b b)Kv1(LvG2r+ += =222111m/KC,m/KC= = =)C1C1(L1K21 = =)PP() r(mv1y2y+ + = =+ +b b)vb(KKP2222y b b= =d d= =461)(Rew)(w相位s/m

13、10=s/m10=rG/)j(rwdd/r)RI(tem1g=)(Imww2m2erIRG+=20406080s/m40=vs/m40=)s/rad(w频率特性：传递函数中令Sj,其实部与虚部 均为 的函数，二自由度角输入运动 即实频特性与虚频特性：4幅频特性： 宽平为优4相频特性： 以小为优4 频率特性： 低速：增益平坦 相位滞后高速：增益高峰 低度频超前 高频滞后 2 4 6 8 10 12 14 16 vvvv47A0T,0T21K1c=n05.oeTT 与ee05.0T320ln.TT=eTtAe二自由度角输入运动l角输入运动特征4稳定条件：传递函数分母为特征函数，根的实部不大于0的条

14、件为：4名义自然频率4过渡时间,即)Kv1(ccT122122+ + = = =w w1STST) s (D122+ + += =21212eccv2)/ba(c)/ab(cvL2TT2T+ + + + + + += = =0Kv12 + +484反应速度与反应时间4相对阻尼系数 t当二自由度角输入运动 n n+ + + + + + += = = /cc )K1(2)/ba(c)/ab(cT2T21221211 )c1c1(L1K,)K1(1212 = =n n+ + 2121cc2cc + +得r2sr0tsfssrr0s0tT)0(rG) t (rrTTGs)s (r.lim) t (r

15、= =d d= = =d d = = d dd dd d= = = = =时，sg) t (gfT4950 车身受有三种力（达朗贝尔概念） 1. 重心处的重力与惯性力 2. 导向杆系的导向力 3. 弹性元件的弹簧力gM Mg3NP2P11N2NMg Mg NyeN1N251 等效系统,将弹簧力简化 到车轮接地点(杠杆比为 1) 处,目的: 便于确定有效导向力的 方向与大小 初始弹簧力与重力抵消 便于由弹簧变形和轮距 (轴距)来确定车身位移Mg Mg Nye52xUxZPxUxZP53l“半独立”纵单臂后悬架 侧倾时横梁中点是一个“不 动点”,因此可看成一种“斜 置单臂”却只有一个铰点 横梁前移

16、“臂长”增大,移至 铰点处 独纵单臂。移至 轮轴线 臂长为半轮距 （非独立悬架） 从1/1独立悬架0.5/10/1悬架（非独立悬架）54 虚擬主肖:上两杆与下两杆交点 尽量接近车轮中心面 纵向瞬心与横向瞬心 位置可以任意选择 可以满足 , 引起的 弹性转向要求多杆悬架满足多种要求xFyFxZPYZPYZP1Y2Y虚擬主肖55vdtdvY b b+ + = = XYZ固定于汽车重心)r(+b侧偏角：rvbrva21 b b= =d dd d + +b b= =d d2vv2yPb绝对座标d1y1yP2dLba1dYXvxv56A0T,0T21K1c=n05.oeTT 与ee05.0T320ln.TT=eTtAe二自由度角输入运动l角输入运动特征4稳定条件：传递函数分母为特征函数，根的实部不大于0的条件为：4名义自然频率4过渡时间,即)Kv1(ccT122122+ + = = =w w1STST) s (D122+ + += =21212eccv2)/ba(c)/ab(cvL