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普通级轿车前悬架(麦弗逊式)设计毕业论文


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摘 要
悬架是现代汽车上的重要总成之一,它把车架(或车身)与车轴(或轮胎) 弹性地连接起来。它的主要作用是传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩, 比如支撑力、制动力和驱动力等,并且缓和由不平路面传给车身的冲击载荷、衰 减由此引起的振动、保证乘员的舒适性、减小货物和车辆本身的动载荷。 本文完成的是东方之子轿车前悬架设计,重

点从东方之子轿车前悬架的选 型、 减振器的计算及选型、 弹性元件形式的选择计算及选型和横向稳定杆的设计 计算。首先,我把形式不同的悬架的优缺点进行了比较,然后定下东方之子轿车 前悬架的形式—麦弗逊式悬架, 最后围绕麦弗逊式悬架的部件进行设计。先是弹 簧的设计计算,再是减振器的计算选型,最后是横向稳定杆的设计。

关键词:悬架;麦弗逊式;设计

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Abstract
Suspension is an important element of one of the modern automobile, it flexibly to link the chassis (orbody) and axle (or tires) . Its main role is the role of transmission in the bodybetween the wheels and all the power and moment, such as support of, system dynamics anddriving force, and easing the road to the whole body impact load, decay resulting vibration,ensure the comfort of the crew, cargo and vehicles reduce their moving load. The main stress is front suspension design,Training emphasis from the former car models,and models Absorber calculations, flexible choice of components and models and forms ofstabilizer bar design data.First of all, I have a different form of a suspension of the advantages and disadvantagescompared to the previous suspension of the car and then set form Eastar on suspension.Then design around Eastar suspension components. First, the spring-loaded design terms,to be absorber calculation models, a horizontal stabilizer bar final calculation. stabilizer bar. Keyword : Suspension, Macpherson ,Design

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目 录
摘 要............................................................................................................................... I Abstract ......................................................................................................................... II 1 绪论............................................................................................................................ 1 1.1 课题背景和意义.............................................................................................. 1 1.2 悬架的发展历史和现状.................................................................................. 2 1.3 悬架的发展趋势.............................................................................................. 4 1.4 课题主要内容和研究目的.............................................................................. 5 2 悬架结构方案分析.................................................................................................... 6 2.1 悬架总成分析.................................................................................................. 6 2.2 独立悬架优缺点分析...................................................................................... 7 2.3 独立悬架特点与分类...................................................................................... 8 2.3.1 双横臂式悬架结构及特性分析............................................................ 8 2.3.2 单横臂式悬架结构及特性分析............................................................ 9 2.3.3 单纵臂式悬架结构及特性分析.......................................................... 10 2.3.4 单斜臂式悬架结构及特性分析.......................................................... 11 2.3.5 麦弗逊式悬架结构及特性分析.......................................................... 12 2.1.6 扭转梁式悬架结构及特性分析.......................................................... 13 3 麦弗逊式独立悬架设计.......................................................................................... 14 3.1 麦弗逊式独立悬架设计概述........................................................................ 14 3.3 麦弗逊悬架的结构分析................................................................................ 15 3.4 悬架的弹性特性设计.................................................................................... 16 3.5 悬架挠度 fc 的设计..................................................................................... 17 3.5.1 悬架静挠度 fc 的设计...................................................................... 17 3.5.2 悬架动挠度 fd 设计............................................................................ 18 3.6 悬架弹性元件设计........................................................................................ 18 3.6.1 螺旋弹簧分析...................................................................................... 18 3.6.2 螺旋弹簧的材料及许用应力选择...................................................... 19 3.6.3 弹簧参数的计算选择.......................................................................... 20 3.6.4 计算空载刚度...................................................................................... 20
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3.6.5 计算满载刚度...................................................................................... 20 3.6.6 按满载计算弹簧钢丝直径.................................................................. 21 3.6.7 螺旋弹簧校核...................................................................................... 21 3.6.8 小结...................................................................................................... 22 3.7 导向机构设计................................................................................................ 23 3.7.1 导向机构的设计要求.......................................................................... 23 3.7.2 导向机构的布置参数.......................................................................... 24 3.7.3 导向机构的受力分析.......................................................................... 27 3.7.4 横臂轴线布置方式的选择.................................................................. 27 3.7.5 横摆臂参数对车轮定位参数的影响.................................................. 28 3.7.6 导向机构建模...................................................................................... 29 3.8 减振器的设计................................................................................................ 30 3.8.1 减振器的简单分类.............................................................................. 30 3.8.2 双向筒式液力减振器工作原理.......................................................... 30 3.8.3 相对阻力系数ψ .................................................................................. 31 3.8.4 减振器阻尼系数δ 的确定.................................................................. 32 3.8.5 减振器工作缸直径 D 的确定 ............................................................ 33 3.8.6 小结...................................................................................................... 33 3.9 横向稳定器.................................................................................................... 34 3.10 悬架结构元件.............................................................................................. 35 4 前轮定位参数.......................................................................................................... 37 4.1 主销后倾角.................................................................................................... 37 4.2 主销内倾角.................................................................................................... 39 4.3 前轮外倾角.................................................................................................... 40 4.4 前轮前束........................................................................................................ 41 5 麦弗逊悬架其他零件基于 CATIA 的建模 ............................................................ 43 5.1 车轮的建模.................................................................................................... 43 5.2 车轮轴承建模................................................................................................ 44 5.3 转向节建模.................................................................................................... 44 5.4 减振器与转向节连接件建模........................................................................ 45 5.5 车架和横向稳定器联合建模........................................................................ 45

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5.6 麦弗逊悬架建模装配图................................................................................ 46 6 基于 adams 的悬架仿真分析 ................................................................................. 47 6.1 主销内倾角仿真分析.................................................................................... 47 6.2 主销后倾角分析............................................................................................ 47 6.3 前轮外倾角分析............................................................................................ 48 6.4 车轮跳动量分析............................................................................................ 49 6.5 前轮前束分析................................................................................................ 49 6.6 定位参数与车轮跳动量联合分析................................................................ 50 6.7 小结................................................................................................................ 51 结束语.......................................................................................................................... 52 致谢.............................................................................................. 错误!未定义书签。 参考文献...................................................................................................................... 53 附录 A........................................................................................................................... 54 附录 B........................................................................................................................... 61

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1 绪论
1.1 课题背景和意义
最近这几年,中国汽车产销不断上升,自 2002 年之后,中国汽车行业开始 进入爆发式增长阶段,特别是随着私人消费的兴起,轿车需求量开始迅速攀升, 并成为推动中国汽车发展的一股重要力量。与此同时,中国在全球汽车产业中的 地位也逐渐上升。2007 年,中国汽车需求总量为 879 万辆,在全球市场占比从 2001 年 4.3%上升到 2007 年的 12.2%。2009 年首次超越美国成为全球第一大汽 车产销国后, 2012 年中国再次稳坐全球销量第一的位置。全年销量超过 3000 万辆。 目前中国汽车市场自主品牌发展态势良好。自主品牌乘用车的销售量也是十 分可观的。 之所以自主品牌的销量不断上升,跟中国汽车品牌在乘用车领域技术 不断学习进步不无关系。 中国汽车工业这些年逐步建立起有竞争性、不同技术层次的零部件配套体 系。并积极开展节能、环保型的汽车研发,推动技术进步,加快汽车产品的结构 升级。坚持对外开放和自主发展相结合的原则,努力提高自主研发能力,培育自 主品牌产品。 为了实现由“汽车大国”向“汽车强国”转变,一方面,国家通过宏观调控、政 策扶持等措施,鼓励和支持汽车产业的转型升级;另一方面,企业在国家政策的 引导下,在组织结构、产品结构、技术结构、市场结构等方面积极实施转型升级 战略,全面、有效提升汽车产业的国际竞争力。 汽车强国就必须要具有完全自主知识产权的汽车。一辆具有自主知识产权的 汽车, 并不是那么容易就能制造出来的。虽然目前中国已经有许多自主品牌的汽 车,不但在国内销量不错,而且有个别车型能够出口。然而,其实很多自主品牌 的汽车,内部零部件或多或少也都不是中国自己的技术,没有自主知识产权,虽 然从整车角度看, 是中国的自主品牌, 其实不然。 零部件是组成一辆整车的基本, 而在零部件制造生产上具有自主知识产权, 才能使中国的自主品牌汽车真正畅销 市场,经久不衰。因此要发展汽车工业,创造自主品牌汽车,就要从基础做起, 从零部件的设计开发做起。 零部件做到了自主研发,用自主研发的零部件组成的 整车就是自主研发的汽车了,汽车研发要从零部件研发开始。
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一辆汽车有多个系统组成,传动系统,制动系统,转向系统,行驶系统等等, 而决定汽车的操纵稳定性和行驶平顺性的是汽车悬架系统。 悬架是现代汽车上重 要总成之一。汽车悬架把车架(或车身)与车轴(或车轮)弹性的连接起来。悬 架的最主要的功能是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩,缓 和汽车驶过不平路面时路面传递给车架(或车身)的冲击载荷,衰减由此引起的 承载系统的振动,以保证汽车的行驶平顺性。保证汽车的操纵稳定性,使汽车获 得高速行驶能力。 悬架由弹性元件、导向装置、减震器、缓冲块和横向稳定器等组成。导向装 置由导向杆系组成,用来决定车轮相对于车架(或车身)的运动特性,并传递除 了弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。缓冲块用来减轻车轴对车架(或 车身)的直接冲撞,防止弹性元件产生过大的变形。装有横向稳定器的汽车,能 减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角振动。减振器是具有减振作用,使振动迅 速衰减,减轻振动使乘员感到不舒适和疲劳。弹性元件则是为了缓和冲击,使车 架和车桥之间具有弹性。 因此, 汽车悬架往往列为重要部件编入轿车的技术规格表,作为衡量轿车质 量的指标之一。完善的汽车悬架系统可以很好的缓解路面给予车辆的冲击,减轻 汽车振动给乘客带来头晕,晕车等不良反应,使乘客感受到很好的乘坐舒适性。 同时将汽车的悬架系统调校好,好的悬架系统在弯道性能上就能很好的表现出 来,还有出去郊游时,能在恶劣的路况下通行,可以给驾驶员带来更好的操作稳 定性以及一定的驾驶乐趣。 优良的悬架避震性能,也可以减轻振动给零件带来的 冲击导致损坏,减少故障,降低维修成本和行驶安全。悬架系统使汽车能精准的 过弯转向,也能避免一定的交通事故发生可能性。因此可以发现,悬架对于整辆 车具有重大的意义,不可或缺。而当前的汽车悬架虽然已经十分先进,但是毕竟 没有完美的事物, 不论什么形式的独立悬架或非独立悬架都有其缺点和不足。因 此还需要不断的研究发展。

1.2 悬架的发展历史和现状
科技进步是人类永恒的追求。在马车出现的时候,为了乘坐更舒适,人类就 开始对马车的悬架—叶片弹簧进行孜孜不倦的探索。在1776 年,马车用的叶片 弹簧取得了专利, 并且一直使用到20 世纪30 年代,叶片弹簧才逐渐被螺旋弹簧

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代替。汽车诞生后,随着对悬架研究的深入,相继出现了扭杆弹簧、气体弹簧、 橡胶弹簧、钢板弹簧等弹性件。1934 年世界上出现了第一个由螺旋弹簧组成的 被动悬架。 被动悬架的参数根据经验或优化设计的方法确定,在行驶过程中保持 不变。它是一系列路况的折中,很难适应各种复杂路况,减振的效果较差。为了 克服这种缺陷, 采用了非线性刚度弹簧和车身高度调节的方法, 虽然有一定成效, 但无法根除被动悬架的弊端。 被动悬架主要应用于中低档轿车上,现代轿车的前 悬架一般采用带有横向稳定杆的麦弗逊式悬架,比如桑塔纳、夏利、赛欧等车, 后悬架的选择较多,主要有复合式纵摆臂悬架和多连杆悬架等。 半主动悬架的研究工作开始于1973 年,由D.A.Crosby和D.C.Karnopp 首先 提出。半主动悬架以改变悬架的阻尼为主,一般较少考虑改变悬架的刚度。工作 原理是:根据簧上质量相对车轮的速度响应、加速度响应等反馈信号,按照一定 的制规律调节弹簧的阻尼力或者刚度。半主动悬架产生力的方式与被动悬架相 似,但其阻尼或刚度系数可根据运行状态调整,这和主动悬架极为相似。有级式 半主动悬架是将阻尼分成几级,阻尼级由驾驶员根据“路感”选择或由传感器信 号自动选择; 无级式半主动悬架根据汽车行驶的路面条件和行驶状态,对悬架的 阻尼在几毫秒内由最小到最大进行无级调节。由于半主动悬架结构较简单,工作 时不需要消耗车辆的动力, 而且可取得与主动悬架相近的性能,具有广阔的发展 空间。 随着道路交通的不断发展, 汽车车速有了很大的提高,被动悬架的缺陷逐渐 成为提高汽车性能的瓶颈,为此人们开发了能兼顾舒适和操纵稳定的主动悬架。 主动悬架的概念是1954 年美国通用汽车公司在悬架设计中率先提出的。它在被 动悬架的基础上, 增加可调节刚度和阻尼的控制装置,使汽车的悬架在任何路面 上保持最佳的运行状态。控制装置通常由测量系统、反馈控制系统、能源系统等 组成。 世纪80 年代, 20 世界各大著名的汽车公司和生产厂家竞相研制开发这种 悬架。奔驰、沃尔沃、洛特斯、丰田等在汽车上进行了较为成功的试验。装备主 动悬架的汽车,在不良路面高速行驶时,车身非常平稳,轮胎的噪音小,转向和 制动时车身保持水平。其特点是乘坐非常舒服,但不同程度存在着结构复杂、能 耗高、成本昂贵、可靠性问题。 由于种种原因, 我国的汽车绝大部分采用被动悬架。在半主动和主动悬架的 研究方面起步晚, 与国外的差距大。 在西方发达国家, 半主动悬架在20 世纪80 年 代后期趋于成熟,福特公司和日产公司首先在轿车上应用,取得了较好的效果。

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主动悬架虽然提出早,但由于控制复杂,并且牵涉到许多学科,一直很难有大的 突破。进入20 世纪90 年代,仍仅应用于排气量大的豪华汽车。未见国内汽车产 品采用此技术的报道, 只有北京理工大学和同济大学等少数几个研究机构对主动 悬架展开研究[14]。

1.3 悬架的发展趋势
由于汽车行驶的平顺性和操纵稳定性的要求,具有安全、智能和清洁的绿色 智能悬架将是今后汽车悬架发展的趋势。 (1)被动悬架是传统的机械结构,刚度和阻尼都是不可调的,依照随机振动 理论,它只能保证在特定的路况下达到较好效果。但它的理论成熟、结构简单、 性能可靠、成本相对低廉且不需额外能量,因而应用最为广泛。在我国现阶段, 仍然有较高的研究价值。被动悬架性能的研究主要集中在三个方面: 通过对汽车进行受力分析后, 建立数学模型,然后再用计算机仿真技术或有限元 法寻找悬架的最优参数; 研究可变刚度弹簧和可变阻尼的减振器,使悬架在绝大 部分路况上保持良好的运行状态;研究导向机构,使汽车悬架在满足平顺性的前 提下,稳定性有较大的提高。 (2)半主动悬架的研究集中在两个方面:执行策略的研究;执行器的研究。 阻尼可调减振器主要有两种, 一种是通过改变节流孔的大小调节阻尼;一种是通 过改变减振液的粘性调节阻尼。 节流孔的大小一般通过电磁阀或步进电机进行有 级或无级的调节,这种方法成本较高,结构复杂。通过改变减振液的粘性来改变 阻尼系数,具有结构简单、成本低、无噪音和冲击等特点,因此是目前发展的主 要方向。 (3)主动悬架研究也集中在两个方面:可靠性;执行器。由于主动悬架采用 了大量的传感器、单片机、输出输入电路和各种接口,由于元器件较多,降低了 悬架的可靠性,所以,加大元件的集成程度,是一个不可逾越的阶段。执行器的 研究主要是用电动器件代替液压器件。 电气动力系统中的直线伺服电机和永磁直 流直线伺服电机具有较多的优点,今后将会取代液压执行机构。运用电磁蓄能原 理, 结合参数估计自校正控制器,可望设计出高性能低功耗的电磁蓄能式自适应 主动悬架,使主动悬架由理论研究转化为实际应用[1]。

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1.4 课题主要内容和研究目的
1. 根据原型车的设计要求和布置方案对悬架中的弹性元件、减振器、缓冲 限位块等重要零部件进行了设计计算和可行性校核。 2. 运用空间坐标变换理论和空间刚体运动学原理,通过对悬架的简化和抽 象,用 CATIA 将实物模型转成可供分析和研究的物理模型和数学模型。 3. 运用 ADAMS 进行运动分析。 4. 研究目的是让我们对汽车的设计有更深层次的认识,为以后的工作打好 基础。

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2 悬架结构方案分析
2.1 悬架总成分析
悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统(车架或承载式车身)之间具有弹性联 系并能传递载荷、 缓和冲击、 衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装 置的总称。 悬架最主要的功能是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩, 并缓和汽车驶过不平路面时所产生的冲击,衰减由此引起的承载系统的振动,以 保证汽车的行驶平顺性。 为此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性联接,依靠 弹性元件来传递车轮或车桥与车架或车身之间的垂向载荷, 并依靠其变形来吸收 能量,达到缓冲的目的。采用弹性联接后,汽车可以看作是由悬挂质量(即簧载 质量)、 非悬挂质量(即非簧载质量)和弹簧 (弹性元件)组成的振动系统,承受来 自不平路面、空气动力及传动系、发动机的激励。为了迅速衰减不必要的振动, 悬架中还必须包括阻尼元件,即减振器。此外,悬架中确保车轮与车架或车身之 间所有力和力矩可靠传递并决定车轮相对于车架或车身的位移特性的连接装置 统称为导向机构。导向机构决定了车轮跳动时的运动轨迹和车轮定位参数的变 化, 以及汽车前后侧倾中心及纵倾中心的位置,从而在很大程度上影响了整车的 操纵稳定性和抗纵倾能力。在有些悬架中还有缓冲块和横向稳定杆。 尽管一百多年来汽车悬架从结构型式到作用原理一直在不断地演进,但从结 构功能而言,它都是由弹性元件、减振装置和导向机构三部分组成。在有些情况 下, 某一零部件兼起两种或三种作用,比如钢板弹簧兼起弹性元件及导向机构的 作用,麦克弗逊悬架或称滑柱摆臂式独立悬架)中的减振器柱兼起减振器及部分 导向机构的作用, 有些主动悬架中的作动器则具有弹性元件、减振器和部分导向 机构的功能。 根据导向机构的结构特点,汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架两大类。 非独立悬架的鲜明特色是左、 右车轮之间由一刚性梁或非断开式车桥联接,当单 边车轮驶过凸起时,会直接影响另一侧车轮。独立悬架中没有这样的刚性梁,左 右车轮各自“独立”地与车架或车身相连或构成断开式车桥,按结构特点又可细 分为横臂式、纵臂式、斜臂式等等,各种悬架的结构特点将在以下章节中进一步 讨论。
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除上述非独立悬架和独立悬架外,还有一种近似半独立悬架,它与近似半刚 性的非断开式后支持桥相匹配。当左右车轮跳动幅度不一致时,后支持桥中呈V 形断面并与左右纵臂固结在一起的横梁受扭,由于其具有一定的扭转弹性,故此 种悬架既不同于非独立悬架, 也与独立悬架有别。该弹性横梁还兼起横向稳定杆 的作用[14]。 如今汽车独立悬架已经风靡了全世界。

图 2.1 悬架图

2.2 独立悬架优缺点分析
独立悬架的结构特点是,左、右车轮通过各自的悬架与车架(或车身)连 接。优点是: 1)簧下质量小; 2)悬架占用的空间小; 3)弹性元件只承受垂直力,所以可以用刚度小的弹簧,使车身振动频率降 低,改善了汽车行驶平顺性; 4)由于采用断开式车轴,所以能降低发动机的位置高度,使整车的质心高 度下降,改善了汽车的行驶稳定性; 5)左、右车轮各自独立运动互不影响,可减少车身的倾斜和振动,同时在 起伏的路面上能获得良好的地面附着能力; 6)独立悬架可提供多种方案供设计人员选用,以满足不同设计要求。 缺点是:结构复杂,成本较高,维修困难。 这种悬架主要用于乘用车和部分总质量不大的商用车上。

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2.3 独立悬架特点与分类
独立悬架又分为双横臂式、单横臂式、双纵臂式、单纵臂式、单斜臂式、麦 弗逊式和扭转梁随动臂式等几种类型。 对于不同结构形式的独立悬架,不仅结构特点不同,而且许多基本特性也有 较大区别。评价时常从以下几个方面进行: (1)侧倾中心高度:汽车在侧向力作用下,车身在通过左、右车轮中心的横 向垂直平面内产生侧倾时,相对于地面的瞬时转动中心,称为侧倾中心高度。侧 倾中心位置高,它到车身质心的距离缩短,可使侧向力臂及侧倾力矩小些,车身 的侧倾角也会减少。但侧倾中心过高,会使车身倾斜时轮距变化大,加快轮胎的 磨损。 (2)车轮定位参数的变化:车轮相对车身上、下跳动时,主销内倾角、主销 后倾角、车轮外倾角及车轮前束等定位参数会发生变化。若主销后倾角变化大, 容易使转向轮产生摆振;若车轮外倾角变化大,会影响汽车的直线行驶稳定性, 同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度。 (3)悬架侧倾角刚度:当汽车作稳态圆周行驶时,在侧向力作用下,车厢绕 侧倾轴线转动, 并将此转动角度称之为车厢侧倾角。车厢侧倾角与侧倾力矩和悬 架总的侧倾角刚度大小有关,并影响汽车的操纵稳定性和平顺性。 (4)横向刚度:悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向轴上的悬架横 向刚度小,则容易造成转向轮发生摆振现象。 2.3.1 双横臂式悬架结构及特性分析 双横臂式独立悬架。上下两摆臂不等长,选择长度比例合适,可使车轮和主 销的角度及轮距变化不大。 这种独立悬架被广泛应用在轿车前轮上。双横臂的臂 有做成 A 字形或 V 字形,V 形臂的上下 2 个 V 形摆臂以一定的距离,分别安装在 车轮上,另一端安装在车架上。不等臂双横臂上臂比下臂短。当汽车车轮上下运 动时,上臂比下臂运动弧度小。这将使轮胎上部轻微地内外移动,而底部影响很 小。这种结构有利于减少轮胎磨损,提高汽车行驶平顺性和方向稳定性。

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图 2.2 双横臂式悬架结构图

特性: 侧倾中心高度较低; 车轮外倾角与主销内倾角均有变化; 轮距变化小, 故轮胎磨损速度慢;悬架侧倾角刚度较小需要横向稳定器;横向刚度大;空间尺 寸大;结构稍复杂,前悬架用得较多。 2.3.2 单横臂式悬架结构及特性分析 单横臂式具有结构简单,侧倾中心高,有较强的抗侧倾能力的优点。但随着 现代汽车速度的提高, 侧倾中心过高会引起车轮跳动时轮距变化大,轮胎磨损加 剧,而且在急转弯时左右车轮垂直力转移过大,导致后轮外倾增大,减少了后轮 侧偏刚度, 从而产生高速甩尾的严重工况。 单横臂式独立悬架多应用在后悬架上, 但由于不能适应高速行驶的要求,目前应用不多。

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图 2.3 单横臂式独立悬架结构图

特性:侧倾中心高度较高;车轮外倾角与主销内倾角变化大;轮距变化大, 故轮胎磨损速度快;悬架侧倾角刚度较大可不装横向稳定器;横向刚度大;空间 尺寸较小;结构简单、成本低,前悬架用得较少。 2.3.3 单纵臂式悬架结构及特性分析 单纵臂式具有布置车身时车轮跳动的占用空间小、质量轻和成本低等优势, 因此被广泛地应用到B 级左右的乘用车上。 单纵臂式悬架属于车轮在汽车纵向平 面内可以摆动的悬架结构型式, 这类悬架一般通过加装控制随动转向的橡胶悬 置块提高车辆操纵特性, 采用的车型有Citroen公司的Elysee 等。

图 3.3 单纵臂悬架结构图
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特性: 侧倾中心高度较低; 车轮外倾角与主销内倾角变化大; 轮距变化不大; 悬架侧倾角刚度较小需要横向稳定器;横向刚度小;几乎不占用高度空间;结构 简单、成本低。 2.3.4 单斜臂式悬架结构及特性分析 单斜臂式悬架又称斜置单臂式独立悬架, 是介于单横臂式悬架和单纵臂式 悬架之间的一种悬架结构形式, 单斜臂式悬架中车轮与制动器总成和斜臂固连 在一起, 因此适用于非转向轮桥或后轮驱动汽车的后桥上。 单斜臂悬架的斜臂围 绕一根与汽车纵轴成一定夹角的空间轴线摆动, 通过适当地布置斜臂旋转轴线 的空间位置, 可以对车轮上下弹跳时轮距、车轮外倾角、车轮前束角这些参数的 变化规律进行调节以获取满意的车辆操控性能。 在20 世纪80 年代一些欧洲汽车 制造商就已经将这种悬架形式用在后轮驱动轿车后桥上, 并广泛出现在运动型 轿车的设计中。 此种悬架是一种经典的轿车后悬架结构形式。由于单斜臂式悬架 结构简单紧凑, 并且弹簧和减振器布置空间上的自由度较大, 使用在轮毂电机 驱动的微型电动车上可以避免弹性元件与体积较大的轮边电机或减速器发生干 涉所带来的布置上的难题。

图 3.4 单斜臂式悬架结构图

特性:侧倾中心高度在单横臂式和单纵臂式之间;车轮外倾角与主销内倾角 变化大;轮距变化不大;悬架侧倾角刚度在单横臂式和单纵臂式之间;横向刚度 较小;几乎不占用高度空间;结构简单、成本低。

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2.3.5 麦弗逊式悬架结构及特性分析 麦弗逊式悬架是当今世界用的最广泛的轿车前悬挂之一。 麦弗逊式悬挂由螺 旋弹簧、减振器、三角形下摆臂组成,绝大部分车型还会加上横向稳定杆。主要 结构简单的来说就是螺旋弹簧套在减震器上组成, 减震器可以避免螺旋弹簧受力 时向前、后、左、右偏移的现象,限制弹簧只能作上下方向的振动,并可以用减 震器的行程长短及松紧, 来设定悬挂的软硬及性能。麦弗逊式悬挂结构简单所以 它轻量、 响应速度快。并且在一个下摇臂和支柱的几何结构下能自动调整车轮外 倾角,让其能在过弯时自适应路面,让轮胎的接地面积最大化,虽然麦弗逊式悬 架并不是技术含量很高的悬架结构, 但麦弗逊式悬挂在行车舒适性上的表现还是 令人满意,不过由于其构造为直筒式,对左右方向的冲击缺乏阻挡力,抗刹车点 头作用较差,悬挂刚度较弱,稳定性差,转弯侧倾明显。由于其占用空间小适合 小型车以及大部分中型车使用国内常见的广州本田飞度、东风标致 307、一汽 丰田卡罗拉、上海通用君越、一汽大众迈腾等前悬挂均采用了麦弗逊式独立悬 挂。

图 3.5 麦弗逊式悬架结构图

特性: 侧倾中心高度较高; 车轮外倾角与主销内倾角变化小; 轮距变化很小, 故轮胎磨损速度慢;悬架侧倾角刚度较大可不装横向稳定器;横向刚度大;占用
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空间尺寸小;结构简单、紧凑乘用车上用得较多。 2.1.6 扭转梁式悬架结构及特性分析 该悬架主要作为汽车后悬架使用。 目前不少普通小型轿车就采用前麦弗逊 式独立悬架,后扭转梁式悬架的布置方式。但相对多连杆式后悬架,在操控性和 舒适性方面要略逊一筹。 可以把它看作是非独立悬架,只不过这里的车轴不是刚 性的; 也可以把它看作独立悬架,因为这个非刚性车轴实际上可以看作是一种特 殊的防倾杆。它的“车轴”的安装位置可以有各种变化,其具体形式也有很多变 体。

图 3.6 扭转梁式悬架结构图

特性:侧倾中心高度较低;左右车轮同时跳动时不变;轮距不变,故轮胎磨 损速度慢;悬架侧倾角刚度较大可不装横向稳定器;横向刚度大;占用空间尺寸 小;结构简单,用于发动机前置前轮驱动乘用车的后悬架。

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3 麦弗逊式独立悬架设计
3.1 麦弗逊式独立悬架设计概述
首先,要想设计麦弗逊悬架,我们必须先明确麦弗逊悬架的所有结构特点, 例如侧倾中心高度较高;车轮外倾角与主销内倾角变化小;轮距变化很小,故轮 胎磨损速度慢;悬架侧倾角刚度较大可不装横向稳定器;横向刚度大;占用空间 尺寸小;结构简单等,让我们的悬架设计的有针对性。其次,我们就要弄清楚一 些必要的设计参数和它们的相互关系。然后才能一步步的计算下去。 为了满足汽车具有良好的行驶平顺性, 要求由簧上质量与弹性元件组成的振 动系统的固有频率应在合适的频段,并尽可能低。前、后悬架固有频率的匹配应 合理,对乘用车,要求前悬架固有频率略低于后悬架的固有频率,还要尽量避免 悬架撞击车架(或车身) 。在簧上质量变化的情况下,车身高度变化要小,因此, 应采用非线性弹性特性悬架。 要正确地选择悬架方案和参数,在车轮上、下跳动时,使主销定位角变化不 大、车轮运动与导向机构运动要协调,避免前轮摆振;汽车转向时,应使之稍有 不足转向特性。 麦弗逊悬架与汽车的多种使用性能有关,为满足这些性能,对悬架提出的 设计要求有: 1)保证汽车有良好的行驶平顺性。 2)具有合适的衰减振动功能。 3)保证汽车具有良好的操纵稳定性。 4)汽车制动或加速时,要保证车身稳定,减少车身纵倾,转弯时车身侧倾 角要合适。 5)有良好的隔声能力。 6)结构紧凑、占用空间尺寸要小。 7)可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩,在满足零部件质量要小的 同时,还要保证有足够的强度和寿命。

3.2 麦弗逊悬架设计的原始数据
2003 年 6 月 3 日 东方之子上市,东方之子以“超值价格”“超值动力” 、 、

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“超值装备”“超值实用”“超值安全”的五大优势著称,极大地满足了中国消 、 , 费者对经济型商务轿车的多层次需求! 一举打破了 “合资及外资汽车才有好品质” 车市传统观念, 开创了中国汽车的精品时代!全新前格栅和优化后的尾部视觉感 受使整车显得更为大气;自动雨刷、自动开启氙气大灯、远距遥控门锁、降噪轮 胎、 人性化阅读灯等新配置很好地体现了东方之子的商务特点;此外转向系统经 过了重新调校,发动机舱增加了底盘强化护板,进一步提升了车辆性能。

图 3.1 东方之子

悬架方面, 前麦弗逊后五连杆的典型的舒适性设计使得手自一体变速器所想 要表达的一点点运动感消失得所剩无几。中性的调教使得在转弯、变线的情况下 它的 侧倾也不是很夸张。由于转向盘的齿比较低,因而转弯时感觉打轮的速度 快不起来,故而侧倾总是难以达到极限状态,自然也就不易发生危险。 现奇瑞东方之子汽车的部分参数列表如下:
表 3.1 原始参数

原始参数名称 长*宽*高 轴距 前轮距 满载质量

数据(mm) 4770*1815*1445 2700 1550 1470(kg)

3.3 麦弗逊悬架的结构分析
麦弗逊悬架由多个零件组成故在悬架机构分析中采用空间机构分析法对其 进行分析。 在运用此方法进行分析时,将悬架总成中的构件等效成刚体来研究悬
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架系统的空间运动。 图 3.1 是 1/2 麦弗逊式悬架的等效机构图,借助图中所示的等效方式,我们 可以清楚地看出悬架摆臂和转向节之间的连接通过球副来等效; 减振器外套筒和 活塞的联接方式被等效成一个移动副; 减振器的上支点和车身的联接被等效成一 个转动副。这样,麦弗逊式悬架被抽象成一个封闭的空间机构。通过图示的等效 方案可以使我们对悬架系统的分析变得简单, 且不会在很大程度上影响分析的结 果。

图 3.2 麦弗逊悬架的等效机构图

3.4 悬架的弹性特性设计
悬架受到的垂直外力 F 与由此引起的车轮中心相对于车身位移 f(即悬架的 变形)的关系曲线,称为悬架的弹性特性。其切线的斜率是悬架的刚度。 悬架的弹性特性有线性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形f与所受垂 直外力F之间成固定的比例变化时,弹性特性为以直线,称为线性弹性特性,此 时, 悬架刚度为常数。 当悬架变形f 与所受垂直外力F 之间不成固定比例变化时, 弹性特性如图所示。 此时, 悬架刚度是变化的, 其特点是在满载位置 (图3.3点8) 附近, 刚度小且曲线变化平缓, 因而平顺性良好; 距满载较远的两端, 曲线变陡, 刚度增大。这样,可在有限的动挠度fd范围内,得到比线性悬架更多的动容量。
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悬架的动容量系指悬架从静载荷的位置起, 变形到结构允许的最大变形位置消耗 的功。悬架的动容量越大,对缓冲块击穿的可能性越小。

图 3.3 悬架弹性特性曲线

3.5 悬架挠度 fc 的设计
3.5.1 悬架静挠度 fc 的设计 悬架的静挠度 fc 是指汽车在满载静止时悬架上的载荷 Fw 与此时悬架刚度 c 之比,即是 fc=Fw/c[2]。 汽车悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率, 是影响汽车行驶平顺性 的主要参数之一。因现代汽车的质量分配系数近似等于 1,于是汽车前后轴上方 车身两点的振动不存在联系。因此,汽车前部分车身的固有频率 N(偏频)可用下 式表示
N ? c m 2?

(3.1)

式中,c为悬架刚度(N/cm);m为悬架簧上质量(kg) 。 当采用弹性特性为线性变化的悬架时,悬架静挠度可用下式表示:
f c ? mg c

(3.2)

式中,g为重力加速度,g = 981cm/s2.。 将fc代入式(3.1)得到:
N ?5 fc

(3.3)

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分析式(3.3)可知:悬架的静挠度fc直接影响车身振动的偏频N。因此,欲 保证汽车有良好的行驶平顺性,必须正确选择悬架的静挠度。 用途不同的汽车,对于平顺性要求不同。以运送人为主的乘用车,对平顺性 的要求最高,客车次之,货车更次之。对发动机排量在1.6L以下的乘用车,前悬 架满载偏频要求在1.00到1.45(Hz)之间。原则上乘用车的发动机排量越大,悬 架的偏频应越小要求满载前悬架偏频在0.08到1.15(Hz)之间。 选定偏频以后,即可利用式(3.3)计算出悬架的静挠度如下: 取偏频 n = 1.1Hz 反代入式(3.3)得出
f c ? 25 N
2

=

25 1 .2 1

= 20.66cm = 206.6mm

3.5.2 悬架动挠度 fd 设计 悬架的动挠度fd 是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变 形(通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3)时,车轮中心相对车架(或车 身)的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度,以防止在坏路面上行驶时经常 碰撞缓冲块。对乘用车,fd取7到9(cm)之间;对客车,fd取5到8(cm)之间; 对货车,fd取6到9(cm)之间。 由于东方之子属于乘用车型,故取悬架动挠度fd为80cm。

3.6 悬架弹性元件设计
3.6.1 螺旋弹簧分析 螺旋弹簧作为弹性元件,由于其结构简单、制造方便及有高的比能容量,因 此在现代轻型以下汽车的悬架中应用相当普遍,特别是在轿车中,由于要求良好 的乘坐舒适性和悬架导向机构在大摆动量下仍具有保持车轮定位角的能力, 因此 螺旋弹簧悬架早就取代了钢板弹簧。 螺旋弹簧在悬架布置中可在弹簧内部安装减 振器、 行程限位器或导向柱使结构紧凑。通过采用变节距的或用变直径弹簧钢丝 绕制的或两者同时采用的弹簧结构,可以实现变刚度特性。 就螺旋弹簧的端部形状来说也是值得注意的, 螺旋弹簧端部可以碾细、 并紧, 直角切断或向内弯曲, 典型结构如图3.4所示其中(a)为两端碾细,亦即在绕制弹 簧之前先将钢丝两端碾细,碾细部分长度在绕后约占240°,末端厚度为钢丝直

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径的1/3 左右,绕成后末端几乎贴紧相邻一圈弹簧。必要时,两端都要磨平。 这种结构的优点是节约材料,占用垂向空间小,特别是由于两端都平整,安装时 可以任意转动,因而设计时弹簧的圈数可以取任意值,不必限于整数。其缺点是 碾细需要专门工序和设备,增加了制造成本。(b)为直角切断型,其中一端并紧 形成与弹簧轴线垂直的平面。这种结构的优点在于绕制简单,成本低,其缺点是 增大了垂向尺寸和材料消耗,安装时需要一定方向并且需与之相配套的弹簧座, 若两端都未整平,则修改设计时,弹簧圈数必须按整数增减。(c)为端部向内弯 曲并形成与弹簧轴线垂直的平面,这种结构常用于和弹簧座配合起定位作用,若 两端都内弯,则需要专用设备。

图 3.4 螺旋弹簧的端部结构

3.6.2 螺旋弹簧的材料及许用应力选择 为了使弹簧能够可靠地工作,弹簧材料必须具有高的弹性极限和疲劳极限, 同时应具有足够的韧性和塑性,以及良好的可热处理性。 故初选弹簧材料为 60Si2MnA ,材料的性能参数如表 3.1 中所示:

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沈阳理工大学学士学位论文 表 3.1 60Si2MnA 性能参数 性能参数 许用切应力[ ? ] 剪切应力[ ? ] 数据 64 K gf 100 K gf
mm mm
2

2

剪切模量 G 弹性模量 E

8000 K gf 20000MP

mm

2

3.6.3 弹簧参数的计算选择 对于大多数汽车而言,起悬挂质量分配系数 ? =ρ
2 y

/ab =0.8--1.2,因而可

以近似的认为? = 1,即前、后桥上方车身部分的集中质量的垂向振动是相互独 立的, 并用偏频来表示各自、 的自由振动频率。 偏频越小。 则汽车的平顺性越好。 一般对于采用钢制弹簧的轿车,前悬架的偏频 N = 1--1.3Hz,非常接近人体步行 时的自然频率。 设计时取前悬架的偏频 N=1.1Hz,根据下面公式可以计算出前悬架的刚度:
N ? 1 2? Cs Ms

?

C s ? 4 N ? Ms
2 2

(3.4)

式中

Cs ---- 汽车前悬架刚度, N/mm Ms ---- 汽车前悬架簧上质量,kg N ---- 汽车前悬架偏频,Hz

3.6.4 计算空载刚度 根据估算可估计出前悬架簧下质量为 70kg,已知前悬架空载前轴载质量为 840kg,则单侧的簧上质量为 Ms:
Ms ? 1 2 ( 840 ? 70 )

= 385 kg ;

由于 N 取值为 1.1Hz 以上数据代入公式 3.1,可得如下数据:
C s ? 4 N ? Ms
2 2

= 10372.4 N/m

3.6.5 计算满载刚度 已知前悬架满载时轴载质量为 425kg,则单侧簧上质量为 Ms:
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Ms ? 1 2 ( 425 ? 70 )

= 390 kg

由于 N = 1.1 Hz
C s ? 4 N ? Ms
2 2

= 18610.9 N/m

3.6.6 按满载计算弹簧钢丝直径 根据下面的公式可以计算弹簧钢丝直径:
Cs ? Gd
4

8Dm i

3

?

d ?

4

8 D m iCs G

3

(3.5)

式中

i-----弹簧有效工作圈数,先取 8 G-----弹簧材料的剪切弹性摸量,取 8.3? 104MPa Dm------弹簧中径,取 100mm

带入计算得: d = 10.9mm 查表可取近似的标准值 d = 14mm 故可以初步确定下列参数: d = 14mm Dm = 100mm i = 8 3.6.7 螺旋弹簧校核 1 弹簧刚度校核 弹簧刚度的计算公式为: Cs
? Gd
4

(弹簧丝直径) (弹簧中径) (弹簧圈数)

8Dm i

3

(3.6)

代入数据计算可得弹簧刚度 Cs 为:
Cs ? Gd
4

8Dm i

3

= 26.892N/mm > 18.6 N/mm

所以弹簧选择符合刚度要求。 2 弹簧表面剪切应力校核 弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似,都是靠材料的剪切变形吸收能量,弹 簧钢丝表面的剪应力为:
? ? 8 pD m K ’? d
3

=

8 pCK ’? d

2

(3.7)

式中 C-----弹簧指数(旋绕比) ,C = Dm/d ; K’-----曲度系数,为考虑簧圈曲率对强度影响的系数,
K ’( 4 C ? 1) 4 C - 4)? 0 . 615 C ? (

(3.8)

P-----弹簧轴向载荷。
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已知 :Dm = 100mm , d = 14mm
C ? Dm d

可以算出弹簧指数C 和曲度系数K’ :

= 7.14 = 1.20

K ’( 4 C ? 1) 4 C - 4)? 0 . 615 C ? (

p ? 1 2 ( 425 ? 70 ) * 9 . 8 * cos 10

0

= 3763.94 N

则弹簧表面的剪切应力为:
? ? 8 pD m K ’? d
3

=

8 pCK ’? d

2

= 415MP < [? ] = 640 MP

所以弹簧满足要求。 3.6.8 小结 综合上面的计算可以最终选定弹簧的参数为:弹簧钢丝直径d=14mm,弹簧外 径D=100mm,弹簧有效工作圈数n=8。 且由公式可得如下数据: F(最大变形量)= t(节距) =
pd
max

Cs

= 209.55mm

d ? F i??

= 28.65mm = 330.72mm ≈330mm

H0(自由高度)=

i * t ? 1 .5 d

弹簧整体参数列表及建模如下:
表3.2弹簧参数表 弹簧参数名称 弹簧丝直径 弹簧中经 最大变形量 自由高度 节距 数据(mm) 14 100 209.55 330.72 28.65

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图 3.5 螺旋弹簧

3.7 导向机构设计
悬架导向机构的结构形式有很多,根据不同的用途有多种。轿车上,对于整 体式车轴,主要有多连杆式(常见的主要有四连杆式、五连杆式)、第迪安式;对 于独立悬架,主要有单(双)纵臂式、双横臂式、麦弗逊撑杆式、多连杆式、拖曳 臂式、半拖曳臂式和摆动轴式。现在轿车上广泛采用的是双横臂式导向机构。中 型和重型货车一般都采用整体式车轴,导向机构形式主要有板簧式、A 形架式、 双横臂式、双纵臂式、拖曳臂式和柔性梁式[1]。 本次毕业设计选用的是 A 形架式导向机构,设计如下。 3.7.1 导向机构的设计要求 对前轮导向机构的设计要求是: 1)悬架上载荷变化时,保证轮距变化不超过±4.0mm,轮距变化大会引起轮 胎早期磨损。 2)悬架上载荷变化时,前轮定位参数要有合理的变化特性,车轮不应该产 生纵向加速度。 3)汽车转弯行驶时,应使车身侧倾角小。在0.4g 侧向加速度作用下,车身 侧倾角小于等于6°~7°,并使车轮与车身的倾斜同向,以增强不足转向效应。

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4)制动时,应使车身有抗前俯作用;加速时,有抗后俯作用。 对汽车后轮独立悬架导向机构的要求: 1)悬架上载荷变化时,轮距无显著变化。 2)汽车转弯行驶时,应使车身侧倾角小,并使车轮与车身的倾斜反向,以 减小过多转向效应。 此外, 导向机构还应有足够强度,并可靠地传递除垂直力以外的各种力和力 矩。 3.7.2 导向机构的布置参数 导向机构布置参数对于汽车操纵稳定性有重要的影响,其布置参数包括:侧 倾中心、纵倾中心、悬架摆臂的定位角。 1 侧倾中心 麦弗逊式独立悬架的侧倾中心由如图 3.6所示方式得出。 从悬架与车身的固 定连接点E作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂线延长。两条线的交点即为P 点。

图 3.6 普通规格的麦弗逊式悬架的尺寸

麦弗逊式悬架的弹簧减振器柱EG 布置得越垂直, 下横臂GD 布置得越接近水 平, 则侧倾中心W 就越接近地面,从而使得在车轮上跳时车轮外倾角的变化很不 理想。如加长下横臂,则可改善运动学特性。 在独立悬架中, 前后侧倾中心连线称为侧倾轴线。侧倾轴线应大致与地面平 行,且尽可能离地面高些。平行是为了使得在曲线行驶时前、后轴上的轮荷变化 接近相等, 从而保证中性转向特性;而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允 许范围内。 然而, 前悬架侧倾中心高度受到允许轮距变化的限制且几乎不可能超
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过150mm。此外,在前轮驱动的车辆中,由于前轿轴荷大,且为驱动桥,故应尽 可能使前轮轮荷变化小。 设计时首先要确定(与轮距变化有关的)前悬架的侧倾中心高度, 然后确定后 悬架的侧倾中心高度。当后悬架采用独立悬架时,其侧倾中心高度要稍大些。如 果用钢板弹簧非独立悬架时,后悬架的侧倾中心高度要取得更大些。

图 3.7 侧倾中心示意图

图 3.7 中可以看出测出的侧倾中心为 185.7mm,符合要求。 2 纵倾中心 麦弗逊式悬架的纵倾中心, 可由正点作减振器运动方向的垂直线,该垂直线 与过G点的摆臂轴平行线的交点即为纵倾中心O, ,如图3.8 所示。

图 3.8 麦弗逊式悬架的纵倾中心示意图

实际建模的纵倾中心如下图:

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图 3.9 侧倾中心

测得图 3.9 中侧倾中心为 244.9mm,符合要求。 3 悬架摆臂的定位角 独立悬架中的摆臂铰链轴大多为空间倾斜布置。为了描述方便,将摆臂空间 定位角定义为摆臂的水平斜置角α , 悬架抗前俯角β , 悬架斜置初始角θ , 如 图 3.10 所示。

图 3.10 α、β、θ的定义

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3.7.3 导向机构的受力分析 受力简图(如图 3.11) ,由图可知:作用在导向套上的横向力 F3 得: F3 = F1ad/[(c+b)(d-c)]

式中,F1 前轮上的静载荷 F1’减去前轴簧下质量的1/2。
横向力 F3 越大,则作用在导向套上的摩擦力 F3f 越大(f为摩擦因数) ,这 对汽车平顺性有不良影响。 为了减小摩擦力,在导向套和活塞表面应用了减摩擦 材料和特殊工艺。由上式可知,为了减小 F3 ,要求尺寸 c + b 越大越好,或 者减小尺寸a。增大c使悬架占用空间增加,在布置上有困难;若采用增加减振器 轴线倾斜度的方法,可达到减小a 的目的,但也存在布置困难的问题。为此,在 保持减振器轴线不变的条件下, 常将图中的G 点外伸至车轮内部,既可以达到缩 短尺寸a 的目的,又可以获得小、较小的甚至是负的主销偏移距,提高制动稳定 性能。移动G 点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。

图 3.11 悬架受力简图

3.7.4 横臂轴线布置方式的选择 麦弗逊式独立悬架的横臂轴线与主销后倾角的匹配,影响汽车的纵倾稳定 性。如图(3.12)所示。其中O 点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动
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瞬心。当摆臂的抗俯角-β ’等于静平衡位置的主销后倾角γ 时,横臂轴线正好 与主销轴线垂直,运动瞬心交于无穷远处,主销轴线在悬架跳动时作平动。因此 γ 值保持不变。 当-β ’与γ 的匹配使运动瞬心O 交于前轮后方时,在悬架压缩行程,γ 角 有增大的趋势。 当-β ’与γ 的匹配使运动瞬心O交于前轮前方时,在悬架压缩行程,γ 有减 小的趋势。 为了减少汽车制动时的纵倾, 一般希望在悬架压缩行程主销后倾角γ 有增加 的趋势。 因此, 在设计麦弗逊式独立悬架时, 应该选择参数β ’ 能使运动瞬心O 交 于前轮后方。

图 3.12 角变化示意图

3.7.5 横摆臂参数对车轮定位参数的影响 图 7.13 为某乘用车采用的麦弗逊式前悬架的实测参数为输入数据的计算结 果。图中的几组曲线是下横臂 l1 取不同值时的悬架运动特性。由图可以看出, 横臂越长,By 曲线越平缓,即车轮跳动时轮距变化越小,有利于提高轮胎寿命。

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图 3.13 麦弗逊式悬架运动特性

主销内倾角β 、车轮外倾角α 和主销后倾角γ 曲线的变化规律也都与 By 类 似, 说明摆臂越长, 前轮定位角度的变化越小, 将有利于提高汽车的操纵稳定性。 具体设计时,在满足布置要求的前提下,应尽量加长横臂长度。 3.7.6 导向机构建模 导向机构建模如下:

图 3.14 导向机构

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3.8 减振器的设计
3.8.1 减振器的简单分类 悬架中用得最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。 汽车车身和车轮 振动时, 减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻 力, 将振动能量转变为热能, 并散发到周围空气中去, 达到迅速衰减振动的目的。 如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程进行, 则把这种减振器称之 为单向作用式减振器, 反之称之为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好 而得到广泛应用。 根据结构形式不同, 减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能够 在比较大的工作压力(10—20MPa)条件下工作,但由于它的工作特性受活塞磨损 和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为2.5~5MPa, 但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛应用。筒式减振器又分为单筒 式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻 力小、噪声低、总长度短等优点,在轿车上得到越来越多的应用。 3.8.2 双向筒式液力减振器工作原理 双筒式液力减振器的工作原理如图 3.15 所示。其中 A 为工作腔,C 为补偿 腔两腔之间通过阀系连通,当汽车车轮上下跳动时,带动活塞 1 在工作腔 A 中 上下移动,迫使减振器液流过相应阀体上的阻尼孔,将动能转化为热能耗散掉。 车轮向上跳动即悬架压缩时,活塞 1 向下运动,油通过阀Ⅱ进入工作腔上腔, 但是由于活塞杆 9 占据了一部分体积,必须有部分油液经阀Ⅳ进入补偿腔 C;当 车轮向下跳动即悬架伸张时,活塞 1 向上运动,工作腔 A 中的压力升高,油液 经阀Ⅰ流入下腔, 提供大部分升张阻尼力,还有一部分油液经过活塞杆与导向座 间的缝隙由回流孔 6 进入补偿腔,同样由于活塞杆所占据的体积,当活塞向上 运动时, 必定有部分油液经阀Ⅲ流入工作腔下腔。减振器工作过程中产生的热量 靠贮油缸筒 3 散发。减振器的工作温度可达到 120 度,有时甚至可达 200 度。 为了提供温度升高后油液膨胀的空间,减振器的油液不能加得太满,但一般在补 偿腔中油液高度应达到缸筒长度的一半,以防止低温或减振器倾斜的情况下,在 极限伸张位置时空气经油封 7 进入补偿腔甚至经阀Ⅲ吸如工作腔,造成油液乳
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化,影响减振器的工作性能。

图 3.15 减振器简图

减振器的特性可以用下图所示的示功图和阻尼力-速度曲线描述。减振器特 性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各阀开启力的选择。一般而言,当油液流 经某一给定的通道时,其压力损失由两部分构成。其一为粘性阻力损失,对一般 的湍流而言,其数值近似地正比于流速。其二为进入和离开通道时的动能损失, 其数值也与流速近似成正比, 但主要受油液密度而不是粘性的影响。由于油液粘 性随温度的变化远比密度随温度的变化显著, 因而在设计阀系时若能尽量利用 前述的第二种压力损失, 则其特性将不易受油液粘性变化的影响,也即不受油液 温度变化的影响。不论是哪种情形,其阻力都大致与速度的平方成正比。图中曲 线A 所示为在某一给定的A 通道下阻尼力F 与液流速度v 的关系, 若遇通道A 并 联一个直径更大的通道B,则总的特性将如图中曲线A+B 所示。如果B 为一个阀 门,则当其逐渐打开时,可获得曲线A 与曲线A+B 间的过渡特性。恰但选择A、B 的孔径和阀的逐渐开启量, 可以获得任何给定特性曲线。阀打开的过程可用三个 阶段来描述,第一阶段为阀完全关闭,第二阶段为阀部分开启,第三阶段为阀完 全打开。通常情况下,当减振器活塞相对于缸筒的运动速度达到0.1m/s 时阀就 开始打开,完全打开则需要运动速度达到数米每秒。 3.8.3 相对阻力系数ψ 相对阻尼系数ψ 的物理意义是: 减振器的阻尼作用在与不同刚度c 和不同簧
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上质量Ms的悬架系统匹配时, 会产生不同的阻尼效果。 值大, ψ 震动能迅速衰减, 同时又能将较大的路面冲击力传到车身;ψ 值小则反之。通常情况下,将压缩行 程时的相对阻尼系数ψ y取得小些,伸张行程时的相对阻尼系数ψ s取得大些。两 者之间保持ψ y =(0.25~0.50)ψ s的关系。 设计时,先选取ψ y于ψ s的平均值ψ 。相对无摩擦的弹性元件悬架,取ψ =0.25~0.35;对有内摩擦的弹性元件悬架,ψ 值取的小些。为避免悬架碰撞车 驾,取ψ y=0.5ψ s。 取ψ =0.3,则有: (ψ s+0.5ψ )/2 = 0.3 计算可得到:ψ s=0.4 3.8.4 减振器阻尼系数δ的确定 减振器的阻尼系数 ? 论上 ?
? 2? Ms ?

ψ y=0.2

? 2?

CMs

。因悬架系统固有频率 ?

?

C Ms

,所以理

。实际上,应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。

我选择下图(8.16)的安装形式,则其阻尼系数δ 为:
? ? 2? M s ? b
2

a cos

2

2

?

(3.9)

图 3.16 减振器位置图

根据公式 n

? 1 2?

C s Ms

,可得出:
? ?
C Ms

=2π n

(3.10)

代入数据得: μ =6.908Hz,取 a/b=0.8,α 取 100

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代入数据得减振器的阻力系数为: ? 3.8.5 减振器工作缸直径 D 的确定

? 2? M s ? b

2

a cos

2

2

?

=2654.2N?s/m。

根据伸张行程的最大卸荷力 F0 计算工作缸直径 D 为:
D ? 4 F 0 ? [ p ]( 1 ? ? )
2

(3.11)

其中,[P]——工作缸最大压力,在 3 MP ~4 MP ,取[p]=3 MP ; λ ——连杆直径与工作缸直径比值λ 代入计算得工作缸直径 D 为: D= 21mm 减振器的工作缸直径D 有20mm、30mm、40mm、 (45mm) 、50mm、65mm 等几种。 选取时按照标准选用,故这里选择D为30mm,查表可得活塞形程S=240mm,基长 L=110mm,则有如下数据: Lmin = L + S = 350mm (压缩到底的长度) Lmax = Lmin + S = 590 (拉足的长度) 取储油缸直径Dc=44mm,壁厚取2mm。 3.8.6 小结 减振器主要参数名称列表如下:
表3.3减振器参数 减振器参数名称 数据mm

=0.4~0.5,λ =0.4。

工作缸直径 主油缸直径 最大压缩长度 拉足长度 减振器建模如下:

30 44 350 590

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图 3.17 减振器

3.9 横向稳定器
横向稳定杆是一根拥有一定刚度的扭杆弹簧, 他与左右悬挂的下托臂或减震 器滑柱相连。当左右悬挂都处于颠簸路面时,两边的悬挂同时上下运动,稳定杆 不发生扭转;当车辆在转弯时,由于外侧悬挂承受的力量较大,车身发生一定侧 倾。此时外侧悬挂收缩,内侧悬挂舒张,那么横向稳定杆就会发生扭转,产生一 定的弹力,阻止车辆侧倾。从而提高了车辆行驶稳定性。而再增加支撑杆部件, 则能达到同时提高悬挂纵向刚度的目的。但是,光靠增加稳定杆所提高的性能是 有限的, 使用各种稳定杆设计能从一定程度上提高稳定性和悬挂几何刚度。如果 要从根本解决这些问题, 就必须改变整个悬挂的几何形状,那么多连杆和双摇臂 悬挂就成了高性能悬挂的代表。 麦弗逊悬挂除了在稳定性和刚度方面要逊色于多 连杆以外, 在耐用性上也不能与多连杆悬挂相提并论。由于麦弗逊悬挂的减震器 支柱需要承受横向力, 同时又要起到上下运动减低震动的目的,所以减震器支撑 杆的摩擦很不均匀, 减震器油封容易磨损造成液压油泄露降低减震效果。为了降 低汽车的固有振动频率以改善行驶平顺性,现代轿车悬架的垂直刚度值都较小, 从而使汽车的侧倾角刚度值也很小,结果使汽车转弯时车身侧倾严重,影响了汽
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车的行驶稳定性。 为此, 现代汽车大多都装有横向稳定杆来加大悬架的侧倾角刚 度以改善汽车的行驶稳定性。 横向稳定杆在独立悬架中的典型安装形式如下图所 示。

图 3.18 横向稳定杆示意图

3.10 悬架结构元件
1 控制臂与推力杆 独立悬架中用纵臂、横臂或斜臂(统称控制臂)中的三者之一,将车轮(或 车轴)与车架(或车身)连接起来。有些悬架在车轴与车架(车身)之间布置有 纵向或横向推力杆。控制臂或推力杆在车轮(或车轴)与车架(或车身)之间传 递力和力矩,并决定了它们的结构形式。对于仅沿轴线方向传递拉力或压力,并 伴随有纵向弯曲作用的推力杆, 大多数用端部有接头的简单钢管制造,并应当保 证有足够的纵向弯曲应力;少数情况下也可以用能获得比较大的纵向抗弯强度、 断面为异形的板材制造,如用两个槽形断面的梁组合成一个工字形的梁。 为了保证顺利的装配和补偿制造与安装时可能产生的误差, 有时要求推力杆 具有调节长度的功能。 如果两个推力杆连接成为一体并有一定的夹角,基于上述 相同的理由,还可能提出改变两个臂之间夹角的要求。在下图所示结构中,接头 与推力杆经螺纹连接, 使两者相对转动就能达到调节长度的目的;而松开加紧螺 栓2,又能调节两个推力杆之间的夹角。 控制臂在比较复杂的受力状态下工作,要承受牵引力、制动力、侧向力和力 矩等。 为了提高控制臂的刚度, 臂的断面应该该采用具有较深结构的构件或者封 闭式的箱形断面结构。

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图 3.19 推力杆及其调节图

2 接头 控制臂或推力杆通常过位于他们端部的接头与其它件实现连接。 这些接头应 该满足下述要求: 1)有较小的摩擦; 2)在使用期间不需要进行保养,以减少使用成本或降低劳动强度; 3)连接应该有一定的弹性; 4)具有隔声性能。 因为上述四个要求互有矛盾,所以同时都满足有困难。目前,在接头内设计 有橡胶衬套或者塑料衬套,橡胶衬套接头使接头有弹性变形,并有隔声性能;塑 料衬套应该用聚氨酯或聚四氟乙烯材料制造。 根据结构不同, 街头有轴销式接头和球头销两种。接头所连接的两部分之间 的相对运动形式和传力特点,将影响接头形式的选择。 我选择球头销连接,其特点是:用塑料制成整体式球碗,利用塑料的弹性将球头 销压入球碗后再装到球座上, 工作时球头销的球面部分在球头碗内滑动。这种球 头连接球头承受各个方向的作用力,在使用中又不要求保养。

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4 前轮定位参数
汽车的前轮定位角是指转向轮,转向节和前轴或下摆臂三者之间装配有一定 的相对位置,通常包括:主销后倾角、主销内倾角、前轮外倾和前轮前束等4个 参数。它们对汽车的操纵性能和直线行驶性能以及轮胎磨损等都有很大影响。

4.1 主销后倾角
主销是传统汽车上转向轮转向时的回转中心,是一根较粗的销轴。现在,许 多独立悬架的汽车已经没有主销了。但在车轮定位中,仍然沿用主销这个名词, 把它作为转向轮的转向轴线的代名词,认为转向轮在转向时,是以主销为轴线向 左右转动的。所谓主销后倾,是将主销(即转向轴线)的上端略向后倾斜。从汽车 的侧面看去, 主销轴线与通过前轮中心的垂线之间形成一个夹角, 即主销后倾角。 自行车和摩托车的前叉也是向后倾斜的,和汽车的主销后倾,作用相同。主销后 倾的作用是增加汽车直线行驶时的稳定性和在转向后使前轮自动回正。

图 4.1 主销后倾角示意图

由于主销后倾是主销(即转向轴线)与地面的交点位于车轮接地点的前面。 这 时,车轮因受到地面的阻力,总是被主销拖着前进。这样,就能保持行驶方向的 稳定。当汽车转弯时,由于离心力的作用,地面对车轮的侧向反力作用在主销的 后面, 使车轮有自动回正的趋势。主销后倾是指从汽车的侧面看时每个前轮转向

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轴的倾斜,倾斜程度是用后倾角来度量的。如果转向轴向后倾斜,即上端的球形 接头或支杆安装点在下端的球形接头后面,则后倾角就是正的;如果转向轴向前 倾斜,则后倾角就是负的。后轮不必检测后倾角。主销后倾角越大,方向稳定性 越好,自动回正作用也越强,但转向越沉重。汽车主销后倾角一般不超过30,由 前悬架在车架上的安装位置来保证。现代轿车由于采用低压宽幅子午线轮胎,高 速行驶时轮胎的变形加大,接地点后移,因此主销后倾角可以减小,甚至为负值 (变成主销前倾), 以避免由于回正力矩过大而造成前轮摆振。主销后倾角影响汽 车直线行驶的稳定性和转向轮的回正功能。正后倾角比较大,则前轮有沿直线行 驶的趋势。一方面,如果正后倾角大小适当,则可以确保汽车的行驶稳定性,而 且使转向轮在转向后能够回正;另一方面,正后倾角增加了转向阻力。因此,如 果汽车配置了动力转向系统, 则所允许采用的正后倾角要比单纯的手动转向系统 大许多。主销后倾角太小会使转向不稳定,并使车轮晃动。在极端的情况下,负 后倾角与随之引起的车轮晃动会加剧前轮的杯状化磨损。 如果主销后倾角左右不 等,则汽车将会被拉向正后倾角较小(或更大的负后倾角)的一侧。在解决汽车 跑偏方面的问题时,要特别注意这一点。

图 4.2 主销后倾角

由图 4.2 中测得主销后倾角为 1.17 度,符合要求。

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4.2 主销内倾角
汽车转向节主销轴线(或独立悬架的上摆臂球销与下摆臂球销中心的连接 线)与铅垂线在垂直于车辆纵向对称平面的平面上的投影锐角叫主销内倾角。

图 4.3 主销内倾角示意图

具体的说,从车前后方向看轮胎时,主销轴向车身内侧倾斜,该角度称为主 销内倾角。当车轮以主销为中心回转时,车轮的最低点将陷入路面以下,但实际 上车轮下边缘不可能陷入路面以下, 而是将转向车轮连同整个汽车前部向上抬起 一个相应的高度,这样汽车本身的重力有使转向车轮回复到原来中间位置的效 应,因而方向盘复位容易。 此外, 主销内倾角还使得主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线的 距离减小,从而减小转向时驾驶员加在方向盘上的力,使转向操纵轻便,同时也 可减少从转向轮传到方向盘上的冲击力。但主销内倾角也不宜过大,否则加速了 轮胎的磨损。

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图 4.4 主销内倾角

由图 4.4 测得主销内倾角为 9.76 度,符合要求。

4.3 前轮外倾角
前轮外倾角是指前轮所在平面不是完全与地面垂直的, 而是与地面有一个向 外的倾斜角,设计这个倾斜角有着特殊的作用,当在比较平坦的路面上行进时, 汽车方向会有一定误差的偏离, 当没有这个倾角时,需要靠驾驶员或者汽车控制 系统发出信号来纠正,当这个倾角存在时,在一定等到误差范围内,前轮能够自 己回到中间向前的方向的位置,这样,即使路面稍有一点不平也没关系,汽车的 行进方向都会基本不变。

图 4.5 前轮外倾角示意图

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前轮的外倾角是在转向节设计中确定的。 设计时使转向节轴颈的轴线与水平 面成一角度,该角度极为前轮外倾角。

图 4.6 前轮外倾角

如图 4.6 测得前轮外倾角为 1.1 度,符合要求。

4.4 前轮前束
前轮前束,是使汽车两前轮的前端距离小于后端距离。其距离之差叫做前束值。 从汽车的上面往下看,左右两个前轮形成一个开口向后的“八”字形。

图 4.7 前轮前束示意图

脚尖向内,所谓“内八字脚”的意思,指的是左右前轮分别向内。采用这种
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结构目的是修正上述前轮外倾角引起的车轮向外侧转动。 如前所述, 由于有外倾, 方向盘操作变得容易。另一方面,由于车轮倾斜,左右前轮分别向外侧转动,为 了修正这个问题,如果左右两轮带有向内的角度,则正负为零,左右两轮可保持 直线行进,减少轮胎磨损。 前轮外倾有使前轮向外转向的趋势,前轮前束有使车轮向内转向的趋势,可 以抵消因前轮外倾带来的不利影响,使车轮直线滚动而无横向滑拖的现象,减少 轮胎磨损。悬架系统铰接点的变形,也使前轮有向外转向的趋势,也要靠前轮前 束来补偿。前轮前束值一般不大于8mm,其值由调节横拉杆的长度来保证。现代 轿车的前束值有缩小的趋势,前轮外倾为负值时,前束也为负值,即变为前轮后 束。

图 4.8 前轮前束

如图 4.8 测得前轮前束为 15.02mm,符合要求。

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5 麦弗逊悬架其他零件基于 CATIA 的建模
5.1 车轮的建模
汽车轮胎可划分为斜交线轮胎、子午线轮胎。子午线胎与斜交线胎的根本区 别在于胎体。 斜交线胎的胎体是斜线交叉的帘布层;而子午线胎的胎体是聚合物 多层交叉材质, 其顶层是数层由钢丝编成的钢带帘布,可减少轮胎被异物刺破的 几率。 本次毕业设计车轮尺寸按实际东方之子车轮尺寸为 205/60 R16 建模:
表 5.1 车轮主要参数 参数名称 轮宽公称尺寸 胎高公称尺寸 车轮内径 数据(mm) 205 123 406.4

图 5.1 车轮建模

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5.2 车轮轴承建模

图 5.2 车轮轴承建模 轴承直径Φ61.33mm 螺栓孔直径Φ14mm

5.3 转向节建模

图 5.3 转向节建模 转向节内径Φ61.33mm 球轴销直径 15mm
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5.4 减振器与转向节连接件建模

图 5.4 连接件建模 内径Φ15mm 外径Φ30mm 孔直径Φ8mm

5.5 车架和横向稳定器联合建模

图 5.5 车架横向稳定器联合建模

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5.6 麦弗逊悬架建模装配图

图 5.6.麦弗逊悬架建模总成

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6 基于 adams 的悬架仿真分析
本次悬架仿真分析中的弹簧刚度为 18.6N/mm,减振器的阻尼为 2.6N?s/mm, 瞬时向上的力为 9000N。

6.1 主销内倾角仿真分析
如下图 6.1 所示为麦弗逊前悬架主销内倾角受瞬时向上力的变化。

图 6.1 主销内倾角变化图

由曲线可以看出: 1 车轮的主销内倾角初始值为 9.9650,从曲线上可以得出,主销内倾角的变 化量在 9.920 到 9.970 之间,变化量为 0.050。这说明主销内倾角在车轮上下跳动 时的变化较小,间接表明汽车的行驶性较好,是满足要求。 2 从图上曲线可以看出车轮主销内倾角时随时间成衰减趋势的, 这从侧面说 明此悬架有良好的减振效果,符合悬架要求。

6.2 主销后倾角分析
如下图 6.2 所示为麦弗逊前悬架主销后倾角受瞬时向上力的变化。

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图 6.2 主销后倾角变化图

由曲线可以看出: 主销后倾角在车轮静止时的数值时 0.00, 然后车轮在重力和弹簧的影响下在 0.680 上下变化,但是从整体变化范围来看变化差在 0.70 度之间,是符合悬架相 关要求的。

6.3 前轮外倾角分析
如下图 6.3 所示为麦弗逊前悬架前轮外倾角受瞬时向上力的变化。

图 6.3 前轮外倾角变化图

由曲线可以看出: 车轮的外倾角初始值在 0.00, ,但最后前轮外倾角随着振动的停止也停止在 了-0.150, 这说明前轮外倾角为-0.150。 同样从图中还是可以看出振动的衰减来,
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同样说明此悬架拥有减振的功能。

6.4 车轮跳动量分析
如下图 6.4 所示为麦弗逊前悬架车轮跳动量受瞬时向上力的变化。

图 6.4 车轮跳动量变化图

由曲线可以看出: 该悬架的车轮跳动量是成正弦衰减变化的,最终达到一个定值,说明车轮停 止跳动,且车轮跳动量是 23cm,这是符合要求的。

6.5 前轮前束分析
如下图 6.4 所示为麦弗逊前悬架前轮前束的测量示意图。

图 6.5 麦弗逊悬架前轮前束

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由上图可以看出: 此悬架中的前轮前束为 1840.024-1825.004=15.02mm,是可以满足要求的。

6.6 定位参数与车轮跳动量联合分析
对于实际的汽车悬架工作中,定位参数可看成随车轮跳动量的变化而变化, 故现测出它们的变化关系如下:

图 6.6 车轮跳动量与主销内倾角变化图

图 6.7 车轮跳动量与主销后倾角变化图

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图 6.8 车轮跳动量与前轮外倾角变化图

由上面三个图可以看出: 主销内倾角、主销后倾角、前轮外倾角都是随着车轮跳动量有相应的变化, 且可以从图中看出三个定位参数在随车轮跳动的过程中其变化范围很小, 保持在 了两度以内,符合要求。

6.7 小结
从上面的仿真分析的结果可以看出,主销内倾角、主销后倾角、前轮外倾角 和车轮跳动量的大小和变化范围是符合相关要求的, 并且三个定位参数和车轮跳 动量的变化关系符合要求。 此悬架的前轮前束虽然是满足要求,但是确是靠近了 允许的最大值,最好调节将其变小到更好的范围。 同样,从上面仿真的结果中看出了悬架的减振功能,且衰减效果良好,说明 其能给汽车带来良好的乘坐舒适性,这是符合要求的。

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结束语

通过这次毕业设计, 我深刻的认识到悬架对汽车的重要性。也认识到在悬架 设计过程中要注意的一些问题。 在整个设计过程中, 我觉得麦弗逊式悬架设计最重要的是减振器的设计计算 及选型。在正确的选择好减振器后,下一个重要的任务就是弹簧的计算。在弹簧 的计算过程中非常重要的是初选弹簧的中径和弹簧的有效工作圈数及弹簧的自 由长度。再一个就是横向稳定杆的设计,这三个都是需要校核的。其次就是一些 辅助元件和连接件的选择, 这些只是选择并不需要什么计算。总之通过这次设计 我对悬架有了比较深刻的认识。 虽然麦弗逊式悬挂在行车舒适性上的表现令人满意,其结构体积不大,可有 效扩大车内乘坐空间, 但也由于其构造为直筒式, 对左右方向的冲击缺乏阻挡力, 抗刹车点头作用较差。 麦弗逊式悬挂是因应前置发动机前轮驱动(FF)车型的出现而诞生的。 FF车型 不仅要求发动机要横向放置, 而且还要增加变速箱、 差速器、 驱动机构、 转向机, 以往的前悬挂空间不得不加以压缩并大幅删掉,因此工程师才设计出节省空间、 成本低的麦弗逊式悬挂, 以符合汽车需求。现在一般轿车的前后悬挂基本都是麦 弗逊式或其变型。

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参考文献

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[10] 汽车工程手册编委会.汽车工程手册-基础篇, 北京: 人民交通出版社, 2001 [11] 汽车工程手册编委会.汽车工程手册-设计篇, 北京: 人民交通出版社, 2001 [12] 孙存真,王占岐主编.中外汽车构造图册.吉林科学技术出版社,1996 [13] 唐曾宝,何永然编著.机械设计课设设计.华中理工大学出版社,1998 [14] 刘斌.轻型汽车前悬架设计分析.河北工业大学学位论文,2006.12 [15] 陈文华.ADAMS2007机构设计与分析范例.机械工业出版社,2009 [16] 李增刚.ADAMS入门详解与实例.国防工业出版社,2006 [17] 黄天泽,黄金陵主编.汽车车身结构与设计.北京:机械工业出版社,1992

附录 A
Spin control for cars
Stability control systems are the latest in a string of technologies focusing on improved diriving safety. Such systems detect the initial phases of a skid and restore directional control in 40 milliseconds, seven times faster than the reaction time of the average human. They correct vehicle paths by adjusting engine torque or applying the left- or-right-side brakes, or both, as needed. The technology has already been applied to the Mercedes-Benz S600 coupe. Automatic stability systems can detect the onset of a skid and bring a fishtailing vehicle back on course even before its driver can react.

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Safety glass, seat belts, crumple zones, air bags, antilock brakes, traction control, and now stability control. The continuing progression of safety systems for cars has yielded yet another device designed to keep occupants from injury. Stability control systems help drivers recover from uncontrolled skids in curves, thus avoiding spinouts and accidents. Using computers and an array of sensors, a stability control system detects the onset of a skid and restores directional control more quickly than a human driver can. Every microsecond, the system takes a "snapshot," calculating whether a car is going exactly in the direction it is being steered. If there is the slightest difference between where the driver is steering and where the vehicle is going, the system corrects its path in a split-second by adjusting engine torque and/or applying the cat's left- or right-side brakes as needed. Typical reaction time is 40 milliseconds - seven times faster than that of the average human. A stability control system senses the driver's desired motion from the steering angle, the accelerator pedal position, and the brake pressure while determining the vehicle's actual motion from the yaw rate (vehicle rotation about its vertical axis) and lateral acceleration, explained Anton van Zanten, project leader of the Robert Bosch engineering team. Van Zanten's group and a team of engineers from Mercedes-Benz, led by project manager Armin Muller, developed the first fully effective stability control system, which regulates engine torque and wheel brake pressures using traction control components to minimize the difference between the desired and actual motion. Automotive safety experts believe that stability control systems will reduce the number of accidents, or at least the severity of damage. Safety statistics say that most of the deadly accidents in which a single car spins out (accounting for four percent of all deadly collisions) could be avoided using the new technology. The additional cost of the new systems are on the order of the increasingly popular antilock brake/traction control units now available for cars. The debut of stability control technology took place in Europe on the Mercedes-Benz S600 coupe this spring. Developed jointly during the past few years by Robert Bosch GmbH and Mercedes-Benz AG, both of Stuttgart, Germany, Vehicle

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Dynamics Control (VDC). in Bosch terminology, or the Electronic Stability Program (ESP), as Mercedes calls it, maintains vehicle stability in most driving situations. Bosch developed the system, and Mercedes-Benz integrated it into the vehicle. Mercedes engineers used the state-of-the-art Daimler-Benz virtual-reality driving simulator in Berlin to evaluate the system under extreme conditions, such as strong crosswinds. They then put the system through its paces on the slick ice of Lake Hornavan near Arjeplog, Sweden. Work is currently under way to adapt the technology to buses and large trucks, to avoid jack-knifing, for example. Bosch is not alone in developing such a safety system. ITT Automotive of Auburn Hills, Mich., introduced its Automotive Stability Management System (ASMS) in January at the 1995 North American International Auto Show in Detroit. "ASMS is a quantum leap in the evolution of antilock brake systems, combining the best attributes of ABS and traction control into a total vehicle dynamics management system," said Timothy D. Leuliette, ITT Automotive's president and chief executive officer. "ASMS monitors what the vehicle controls indicate should be happening, compares that to what is actually happening, then works to compensate for the difference," said Johannes Graber, ASMS program manager at ITT Automotive Europe. ITT's system should begin appearing on vehicles worldwide near the end of the decade, according to Tom Mathues, director of engineering of Brake & Chassis Systems at ITT Automotive North America. Company engineers are now adapting the system to specific car models from six original equipment manufacturers. A less-sophisticated and less-effective Bosch stability control system already appears on the 1995 750iL and 850Ci V-12 models from Munich-based BMW AG. The BMW Dynamic Stability Control (DSC) system uses the same wheel-speed sensors as traction control and standard anti-lock brake (ABS) systems to recognize conditions that can destabilize a vehicle in curves and corners. To detect such potentially dangerous cornering situations, DSC measures differences in rotational speed between the two front wheels. The DSC system also adds a sensor for steering angle, Utilizes an existing one for vehicle velocity, and introduces its own software

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control elements in the over allantilock-brake/traction-control/stability-control system. The new Bosch and ITT Automotive stability control systems benefit from advanced technology developed for the aerospace industry. Just as in a supersonic fighter, the automotive stability control units use a sensor-based computer system to mediate between the human controller and the environment - in this case, the interface between tire and road. In addition, the system is built around a gyroscopelike sensor design used for missile guidance. BEYOND ABS AND TRACTION CONTROL Stability control is the logical extension of ABS and traction control, according to a Society of Automotive Engineers paper written by van Zanten and Bosch colleagues Rainer Erhardt and Georg Pfaff. Whereas ABS intervenes when wheel lock is imminent during braking, and traction control prevents wheel slippage when accelerating, stability control operates independently of the driver's actions even when the car is free-rolling. Depending on the particular driving situation, the system may activate an individual wheel brake or any combination of the four and adjust engine torque, stabilizing the car and severely reducing the danger of an uncontrolled skid. The new systems control the motion not only during full braking but also during partial braking, coasting, acceleration, and engine drag on the driven wheels, circumstances well beyond what ABS and traction control can handle. The idea behind the three active safety systems is the same: One wheel locking or slipping significantly decreases directional stability or makes steering a vehicle more difficult. If a car must brake on a low-friction surface, locking its wheels should be avoided to maintain stability and steerability. SPIN HANDLERS The new systems measure any tendency toward understeer (when a car responds slowly to steering changes), or over-steer (when the rear wheels try to swing around). If a car understeers and swerves off course when driven in a curve, the stability control system will correct the error by braking the inner (with respect to the curve) rear wheel. This enables the driver, as in the case of ABS, to approach the locking limit of the road-tire interface without losing control of the vehicle. The stability control system may reduce the vehicle's drive momentum by throttling back the
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engine and/or by braking on individual wheels. Conversely, if the hteral stabilizing force on the rear axle is insufficient, the danger of oversteering may result in rear-end breakaway or spin-out. Here, the system acts as a stabilizer by applying the outer-front wheel brake. The influence of side slip angle on maneuverability, the Bosch researchers explained, shows that the sensitivity of the yaw moment on the vehicle, with respect to changes in the steering angle, decreases rapidly as the slip angle of the vehicle increases. Once the slip angle grows beyond a certain limit, the driver has a much harder time recovering by steering. On dry surfaces, maneuverability is lost at slip-angle values larger than approximately 10 degrees, and on packed snow at approximately 4 degrees. Most drivers have little experience recovering from skids. They aren't aware of the coefficient of friction between the tires and the road and have no idea of their vehicle's lateral stability margin. When the limit of adhesion is reached, the driver is usually caught by surprise and very often reacts in the wrong way, steering too much. Oversteering, ITT's Graber explained, causes the car to fishtail, throwing the vehicle even further out of control. ASMS sensors, he said, can quickly detect the beginning of a skid and momentarily activate the brakes at individual wheels to help return the vehicle to a stable line. It is important that stability control systems be user-friendly at the limit of adhesion - that is, to act predictably in a way similar to normal driving. The biggest advantage of stability control is its speed - it can respond immediately not only to skids but also to shifting vehicle conditions (such as changes in weight or tire wear) and road quality. Thus, the systems achieve optimum driving stability by changing the lateral stabilizing forces. For a stability control system to recognize the difference between what the driver wants (desired course) and the actual movement of the vehicle (actual course), current cars require an efficient set of sensors and a greater computer capacity for processing information. The Bosch VDC/ESP electronic control unit contains a conventional circuit board with two partly redundant microcontrollers using 48 kilobytes of ROM each.

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The 48-kB memory capacity is representative of the large amount of "intelligence" required to perform the design task, van Zanten said. ABS alone, he wrote in the SAE paper, would require one-quarter of this capacity, while ABS and traction control together require only one half of this software capacity. In addition to ABS and traction control systems and related sensors, VDC/ESP uses sensors for yaw rate, lateral acceleration, steering angle, and braking pressure as well as information on whether the car is accelerating, freely rolling, or braking. It obtains the necessary information on the current load condition of the engine from the engine controller. The steering-wheel angle sensor is based on a set of LED and photodiodes mounted in the steering wheel. A silicon-micromachine pressure sensor indicates the master cylinder's braking pressure by measuring the brake fluid pressure in the brake circuit of the front wheels (and, therefore, the brake pressure induced by the driver). Determining the actual course of the vehicle is a more complicated task. Wheel speed signals, which are provided for antilock brakes/traction control by inductive wheel speed sensors, are required to derive longitudinal slip. For an exact analysis of possible movement, however, variables describing lateral motion are needed, so the system must be expanded with two additional sensors - yaw rate sensors and lateral acceleration sensors. A lateral accelerometer monitors the forces occurring in curves. This analog sensor operates according to a damped spring-mass mechanism, by which a linear Hall generator transforms the spring displacement into an electrical signal. The sensor must be very sensitive, with an operating range of plus or minus 1.4 g. YAW RATE GYRO At the heart of the latest stability control system type is the yaw rate sensor, which is similar in function to a gyroscope. The sensor measures the speed at which the car rotates about its vertical axis. This measuring principle originated in the aviation industry and was further developed by Bosch for large-scale vehicle production. The existing gyro market offers two widely different categories of devices: $6000 units for aerospace and navigation systems (supplied by firms such as GEC Marconi Avionics Ltd., of Rochester, Kent, U.K.) and $160 units for videocameras. Bosch chose a vibrating cylinder design that provides the highest performance at the
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lowest cost, according to the SAE paper. A large investment was necessary to develop this sensor so that it could withstand the extreme environmental conditions of automotive use. At the same time, the cost for the yaw rate sensor had to be reduced so that it would be sufficiently affordable for vehicle use. The yaw rate sensor has a complex internal structure centered around a small hollow steel cylinder that serves as the measuring element. The thin wall of the cylinder is excited with piezoelectric elements that vibrate at a frequency of 15 kilohertz. Four pairs of these piezo elements are arranged on the circumference of the cylinder, with paired elements positioned opposite each other. One of these pairs brings the open cylinder into resonance vibration by applying a sinusoidal voltage at its natural frequency to the transducers; another pair, which is displaced by 90 degrees, stabilizes the vibration. At both element pairs in between, so-called vibration nodes shift slightly depending on the rotation of the car about its vertical axis. If there is no yaw input, the vibration forms a standing wave. With a rate input, the positions of the nodes and antinodes move around the cylinder wall in the opposite direction to the direction of rotation (Coriolis acceleration). This slight shift serves as a measure for the yaw rate (angular velocity) of the car. Several drivers who have had hands-on experience with the new systems in slippery cornering conditions speak of their cars being suddenly nudged back onto the right track just before it seems that their back ends might break away. Some observers warn that stability controls might lure some drivers into overconfidence in low-friction driving situations, though they are in the minority. It may, however, be necessary to instruct drivers as to how to use the new capability properly. Recall that drivers had to learn not to "pump" antilock brake systems. Although little detail has been reported regarding next-generation active safety systems for future cars (beyond various types of costly radar proximity scanners and other similar systems), it is clear that accident-avoidance is the theme for automotive safety engineers. "The most survivable accident is the one that never happens," said ITT's Graber. "Stability control technology dovetails nicely with the tremendous strides that have been made to the physical structure and overall capabilities of the automobile." The next such safety system is expected to do the same.

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附录 B
汽车的转向控制
控制系统稳定性是针对提高驾驶安全性提出的一系列措施中最新的一个。 这 个系统能够在 40 毫秒内实现从制动开始到制动恢复的过程,这个时间是人的反 应时间得七倍。 他们通过调整汽车扭矩或者通过应用汽车左侧或右侧制动,如果 需要甚至两者兼用,来实现准确的行车路线。这个系统已被应用于奔驰 S600 汽 车了。 稳定的机械自动系统能够在制动时发现肇端, 并且在驾驶人员发现能够反应 以前实现车辆的减速。 安全玻璃,安全带,撞击缓冲区,安全气囊,ABS 系统,牵引力控制系统还 有现在的稳定调节系统。 汽车安全系统的连续升级,已经产生了一种为保护汽车 所有者安全的设计模式。 稳定调节系统帮助驾驶员从不可控制的曲线制动中解脱 出来,从而避免了汽车的摆动滑行和交通事故。

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利用计算机和一系列传感器, 稳定调节系统能够检测到制动轮的打滑并且比 人更快的恢复对汽车的方向控制。系统每百万分之一秒作出一次快速捕捉,以及 断断汽车是否在按照驾驶员的路线行驶。 如果检测到汽车行驶路线和驾驶员驾驶 路线存在一个微小的偏差 ,系统会在瞬间纠正发动机扭矩或者应用汽车左右制 动。过程的标准反应时间是 40 毫秒----人的平均反应时间的七分之一。 罗伯特博世工程系统负责人安东?范?桑特解释说:“一个稳定的控制系统 能够‘感觉到”驾驶员想要运动的方向,通过控制转向角度,油门踏板的位置, 制动板的状态来确定汽车实际运动路线的偏航比率(汽车偏离方向轴的角度)和 横向加速度”。项目负责人阿明?马勒领导着范桑特的工作小组和奔驰汽车公司 的工程师发明了第一个完全有效的稳定调节系统,该系统由发动机扭矩控制系 统,制动系统,牵引控制系统组成以实现理想与现实运动之间的最小差距。 汽车安全专家相信稳定调节系统能够减少交通事故的发生, 至少是在伤亡严 重的事故方面。安全统计表明,多数的单车撞击事故伤亡(占伤亡事故发生的 4%),事故能够通过应用这项新技术避免。这项新系统的额外费用主要用于一系 列目前汽车日益普遍应用的制动/牵引控制锁组件。 稳定调节系统技术首次应用于欧洲的奔驰 S600 汽车,是由德国斯图加特市 的罗伯特博世公司和奔驰公司在过去几年共同研制的。 该系统在博世公司被称为 汽车动力控制(VDC),而默西迪称它为稳定电控系统(ESP),作用就是在任何 状况下维持车辆的稳定性。 博世公司开发了这项系统, 奔驰公司把它应用于车辆。 工程师默西迪丝在柏林应用戴姆勒奔驰汽车虚拟驾驶模拟器在极限情况下对系 统进行评估, 例如极强的侧风。 然后他们在瑞典的安杰普劳附近的后娜瓦安湖的 冰面上进行性能测试。 工作通常是在公路上进行以适用于公共汽车和大卡车,例 如避免的折合问题。 稳定调节系统将在 1995 年中应用于欧洲 S 系列产品上,随后会在 1996 年 进入美国市场(1995 年 11 月产品)。用户可以选择 750 美元的系统,就像应用 于梅赛德斯的试验用的 V8 发动机上的, 也可以选择价格为 2400 美元的应用于六 缸发动机汽车的系统。后者的系统中差不多有 1650 美元是用于牵引控制系统, 该系统是稳定性系统的先决条件。 并不是只有博世公司一家在开发这样的安全系统, 美国密歇根州的 ITT (美 国国际电信公司)汽车公司的奥伯恩?希尔,在 1995 年 1 月底特律北美国际汽 车展览会上展示了管理系统(ASMS),“车辆控制器应该像空对地导弹的控制器

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那样,比较而言,事实上那已经实现了,不同的是两者的费用不同”,美国国际 电信公司驻欧洲空对地导弹控制工程负责人约翰尼斯?格雷得说。北美 ITT 公司 “汽车制动和底盘工程”主管汤姆?麦兹指出,在未来十年美国国际电信公司的 系统要首先出现在车辆上。 很多工程师正在六辆特殊制造的精密车辆模型上调试 这种系统。 一个比较简单和较低效率的博世的稳定调节系统也在 1995 年出现在慕尼黑 宝马公司的 AG 系列 750iL 和 850Ci V-12 两款车上。宝马公司的稳定调节系统 (DSC)运用的车轮速度传感器同牵引控制系统和标准 ABS 防抱死系统一样能够 识别外部情况, 使车辆更容易实现曲线行驶和转弯。为了检测出车辆转弯时潜在 的危险,DSC 系统检测的是两前轮在转弯时的速度差,DSC 系统添加了一个更高 级的角度传感器利用现有的一个车辆速度, 并且引入了它自身带有的关于完全抱 死系统,牵引控制系统,稳定调节系统软件控制原理。 新的博世和 ITT 自动稳定调节系统得益于航空工业高级技术的发展, 就像超 音速发动机, 汽车的稳定调节单元运用一个基于计算机系统的传感器来调和人与 系统之间的,还有轮胎与地面之间差异。另外,系统采用了用于导弹制导系统的 回旋传感器。 优于 ABS 防抱死系统和牵引控制系统之处 根据范?桑特和博世公司的瑞娜?伊哈德,杰瑞?帕夫在《汽车工程师》杂 志所提到的, 稳定调节系统是 ABS 防抱死系统和牵引控制系统的合理扩展。但是 ABS 系统的作用发生在制动时车轮转向将被锁死时,牵引控制是预防加速时的车 轮滑动, 稳定系统是当汽车自由转向时能独立于驾驶员作出操作。依靠不同的驾 驶状况系统可以使每个车轮制动或者迅速使四个轮转速适合于发动机的扭矩, 从 而使车辆稳定和减少由于制动失控带来的危险。 新系统不仅仅控制完全制动还可 以作用与部分制动,行车路线,加速度,车轮与发动机动作的滞后等,这些是 ABS 防抱死系统和牵引控制系统所远远不能达到的。 三种主动的安全系统的作用时刻是一致的, 那就是一个车轮被锁死或者车轮 渐渐失去方向稳定性或者车轮使得行驶更加困难。 如果一辆车必须在较低摩擦系 数的路面制动,必须避免车轮抱死以保持行驶稳定性和可驾驶性。 ABS 防抱死系统和牵引控制系统能够预防侧滑,而稳定性系统采取减少侧面 受力的稳定措施。 如果行驶车辆的侧力不再适当的分配在一个或者更多轮上,车 辆就会失稳,尤其是车辆沿曲线行驶时。驾驶员感觉到的“摇摆”起初是转弯或

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者与车的轴线形成一个纺锤形时。 一个独立的传感器必须能够识别这个 “纺锤” , 而 ABS 防抱死系统和牵引控制系统通过车轮的转速不能检测车辆的横向运动。 转向操作 新系统通过对微小的汽车不足转向(当车辆对于方向盘操作反应迟缓)和方 向盘的“过敏”反应(后轮发生来回摆动)。当车辆在转向时如果发生不足转向 和过度转向运动时,稳定调节系统能够通过后轮进行内部制动(针对曲线)纠正 错误。 这种情况是驾驶员不能感觉类似于 ABS 防抱死系统接近于抱死极限,而使 车辆不失去控制。稳定调节系统能够通过发动机降速或者单轮制动来减小推动 力。 博世公司的研究员解释说: “侧面偏离角度表明此时车辆的偏航灵敏性,并 反映为转向角度, 转向角度随着车辆偏离角度的增大而减小。一旦偏离角度超过 某一限度,驾驶员就很难重新进行操作。在干燥的路面偏离角度不能够超过 10 度,而在积雪路面上极限偏离角度为 4 度。 多数司机没有从制动中恢复的经验。他们不知道轮胎和地面之间的摩擦系 数,更不知道他们的车的侧缘稳定边界。当极限被冲破时,驾驶员通常会很紧张 以至于做出错误的反应。ITT 的格雷柏解释说:“过度转向引起车辆摆尾,使汽 车更快的失控。ASMS 传感器能够快速的检测到制动开始时各个车轮的活动,从 而使车辆恢复到稳定行驶轨道。 对于稳定调节系统界面的可操作性是很重要的, 这样可以预示带有稳定系统 的驾驶和普通驾驶给人的感觉没有什么区别。 稳定系统最大的优点在于速度,它不仅可以对制动作出快速反应,还可以对 车辆状况(例如车重变化,轮胎磨损),路面质量作出快速反应统就能够通过改 变侧面受力平横处理,达到最好的驾驶稳定性。 稳定系统识别驾驶员想达到的 (理想路线) 和车辆实际行驶路线 (实际路线) 的不同,目前的汽车需要一套高效的传感器和一台高效处理信息的处理器。 博世公司的 VDC/ESP 电子控制单元是一个由两个 48 兆的 ROM 组成的传统实 验电路板。范桑特说:“48KB 的内存容量是大量用以完成设计任务的‘智能’ 的代表”。他在 SAE 中指出。ABS 防抱死系统是独立的,只提供四分之一的这样 的容量,而 ABS 和牵引控制系统组合在一起的容量只有这个软件容量的一半。 除了 ABS 防抱死系统和牵引控制系统所具有的关系传感器外,VDC/ESP 运用 了偏航比率传感器,横向加速度传感器,转向角传感器,制动压力传感器来获取 汽车的加速, 摇摆或者刹车的信息。 系统通过管理员获得所需的通常的路面信息。
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方向盘上的传感器由一组安装在方向盘上的发光二极管和光敏二极管上组成。 一 只硅压力传感器通过控制前轮刹车内压力油的压力控制制动压力 (因为制车压力 来源于驾驶员)。 确定车辆实际的行驶路线是一项非常复杂的工作。 通过必须的纵向滑动车轮 速度传感器提供给反向制动或者牵引控制系统的车轮转速信号, 以对可能发生的 动作作出精确的分析, 无论如何侧向难预料的运动分析是必须的,所以系统必须 再拓展两个额外的传感器---偏航比率传感器和侧向加速度传感器。 横向加速度表检测沿曲线行驶时所带来的受力状况。 这种类似的传感器通过 一台直线霍尔发电机把弹簧的直线运动转变成电信号来实现对弹簧机构的控制。 这种传感器必须很灵敏,它的控制角为±1.4g。 偏航比率回转仪 最新的稳定调节系统的核心在于类似于陀螺仪的偏航比率回转仪。 传感器测 量车辆对竖直轴的旋转。 这个测量原理来源于航空工业,并且被博施公司大规模 的应用于汽车工业。 现有的回转仪市场提供两种选择,一种是应用与航空航天业 的价值 6000 美元(由位于英国罗彻斯特的美国通用电器公司航空股份有限公司 提供),另一种是用于照相机的价值 160 美元。由 SAE 报得知博施公司采取一种 圆柱形设计方案以实现低成本下的高性能。 这种传感器需要一项更大的投资以应 对汽车所处的极端环境状态。 同时偏航比率回转仪的价格必须降低,这样才能充 分应用与汽车。 偏航比率回转仪有一个复杂的内部结构, 其内部是有一个很小的圆柱形钢管 伺服测量元件。圆柱的薄壁上有压电元件能够在 15 千赫兹的频率下震动。四对 这样的感应器安放在圆柱体的周围,一对元件的位置与另一对的位置相对。其中 的一对通过应用正弦电压引起柱体在其固有频率下产生共振, 并将振动传送给变 频器。在每一对传感器之间,振颤节点绕着汽车的垂直轴作细微的运动。这时如 果没有偏航输入,震动曲线就是一条稳定的曲线。如果有信号输入,节点的位置 和曲线的波谷就会在相对的防线绕着圆筒壁做旋转运动(科里奥利加速度)。这 个轻微的位移就会成为汽车偏航比率的度量标准。 许多司机都相互宣传他们的车辆在光滑转弯处,车尾部将要被甩出去的时 候,新系统会把车辆“推”回到正确的轨迹上方面的经验。 许多观察员指出, 稳定调节系统可能会使司机在较低摩擦力的路面上过分自 信,尽管他们占少数。或许需要指导司机怎样来恰当的使用车辆稳定调节系统。 就像当初让司机学习不能向防抱死制动系统里泵油一样。
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虽然只介绍了很少的关于为未来汽车研制的新一代主动安全系统 (远远超过 了雷达扫描仪类似的系统),但避免交通事故仍然是汽车安全工程的主题。美国 国际电信公司负责人指出 “当稳定调节技术伴随着汽车结构全面性能稳步提高的 时候,多数可避免的事故将不再发生了”。新一代的安全系统也会起到同样的效 果。

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