汽車懸架動力學模擬系列一ppt課件

1、汽車懸架系統(tǒng)設計高家兵、劉慧建汽車懸架的主要功用 汽車懸架是將車架或車身與車軸或直接與車輪彈性聯(lián)接的部件。其主要功用如下：1緩和，抑制由于不平路面所引起的振動或沖擊以保證汽車具有良好的平順性。2迅速衰減車身和車橋或車輪的振動。3傳送作用在車輪和車架車身之間的各種力垂直力，縱向力，橫向力和力矩制動力矩和反作用力矩。4保證汽車行駛所必要的穩(wěn)定性。 懸架設計的根本概念懸架設計的矛盾 懸架是研討懸架系統(tǒng)的振動特性，討論懸架設計對平順性，穩(wěn)定性和經(jīng)過性等性能的影響，從而做出妥善設計。柔與剛懸架的開展趨勢是彈簧越來越軟既由剛變?nèi)?。減振與激振懸架特性與路面特性鞏固與笨重汽車懸架應該滿：在一切載荷范圍內(nèi)自振頻

2、率盡能夠不變。懸架發(fā)生碰撞前的動行程不超越一定值懸架的變剛性。發(fā)生的振動能迅速衰減。在側向力的作用下懸架質(zhì)量的側向力較小。汽車具有某種程度的缺乏轉向。懸架質(zhì)量在制動時有抗“點頭作用和在加速時有抗“仰頭作用。 汽車對懸架的普通要求 懸架的分類獨立懸架：雙橫臂獨立懸架麥弗遜獨立懸架，多聯(lián)桿獨立懸架，斜置拖曳臂獨立懸架，縱臂式獨立懸架等非獨立懸架：采用螺旋彈簧：拖曳臂式，改動梁式采用鋼板彈簧至于獨立懸架和非獨立懸架的優(yōu)缺陷在此不多闡明，鋼板彈簧作為非獨立懸架的最常用構造將在以后講解。 對前后輪獨立懸架的要求前獨立懸架：在負荷變化時，不致引起輪距的的顯著變化，而輪距的變化乃是輪胎磨損的緣由。在負荷變化

3、時，不使主銷后傾發(fā)生顯著的變化，而后傾角的變化影響行使平順性和車輪的變化。在負荷變化時，不引起主銷內(nèi)傾角發(fā)生顯著而急劇的變化，而內(nèi)傾角的變化影響車輪的穩(wěn)定與旋轉平面的位置。在負荷變化時，車輪不產(chǎn)生很大的縱向加速度，當汽車在不平路面行使時，縱向加速度導致縱向沖擊，而且所發(fā)生的力距作用到轉向節(jié)上，是方向盤上的力距急劇改動。側傾時，保證車輪與懸架質(zhì)量的傾斜一樣，從而增大缺乏轉向效應。后獨立懸架：在負荷變化時，不致引起輪距的的顯著變化，而輪距的變化乃是輪胎磨損的緣由及汽車在不平路面上行使時產(chǎn)生橫向沖擊的緣由。側傾時，保證車輪與懸架質(zhì)量的傾斜反向，從而減小后輪的偏離角和加強缺乏轉向效應。懸架系統(tǒng)的預布置

4、懸架構造的選用和布置首先思索今后對四驅布置的影響。通?？刹捎每v臂構造或多聯(lián)桿構造，但假設后軸采用改動梁構造，那么今后不能布置后驅構造。在設計懸架時，輪邊跳動按上下各跳動100 mm思索。M11前懸架總行程為150 mm，后懸架總行程為180 mm。假設行程分配不合理，有能夠引起過渡轉向。同時需求思索傳動軸夾角。發(fā)動機的布置位子對于導向干系的設計和布置，通常希望竟量的設計的長一些，且設計形狀竟量的程度布置。對于輪胎接受側向力而影響整車的轉向情況來說，選者懸架的方式就很重要。例如：斜置拖曳臂的懸架就沒有帶橫向推力桿的拖曳臂懸架好S11后懸架。對于采用寬輪胎的汽車，在設計前懸架的車輪外傾時通常將外傾

5、角設計為0，以便充分發(fā)揚輪胎的接地面積，提高整車性能。在車坐2-3人時轎車的前輪通常設計的具有微小的正外傾角，以便輪胎盡能夠垂直于稍有拱形的路面滾動，并使磨損均勻和滾動阻力小。理想的值為=5-10即約為0.1，公差通常為30。在采用獨立懸架和復合式后懸架中，為提高輪胎的側偏性能，車輪的外傾角常設計成負值。假設汽車僅有一個很小的車輪上跳行程，即車身外側的下沉量小于車身內(nèi)側的抬起量，內(nèi)側輪胎載和加劇，從而使質(zhì)心從w點挪動到w點上質(zhì)心高為 Hw，結果出現(xiàn)臨界的難以控制的過渡轉向(后懸架尤為明顯)。WWFHwHw7. 留意整車姿態(tài)，懸架決議整車資態(tài)，同時又與外型嚴密相連，一但外型確定再更改懸架行程就非

6、常困難。8. 普通K和W的取值為越野車取較小值，普通車取中間值，奢華車取較大值。 K-前懸架輪心與輪罩的間隔； W-后懸架輪心與輪罩的間隔； 為了確保所期望的行使特性和直線行駛才干及防止輪胎的過渡磨損，我們首先要確定前橋的定位參數(shù)。輪距變化的缺陷是會引起滾動輪胎的側偏，在獨立懸架中，汽車行駛過不平路面時車輪的上下跳動引起輪距的變化使輪胎產(chǎn)生側偏角，從而產(chǎn)生側向力，較大的滾動阻力和使直線行駛才干下降。在一切的獨立懸架中，極點P的位置確定了瞬時輪距的變化+-b前后懸架布置時輪心與輪罩中心普通來說，運動感強的車該值就會取較大的正值，越野車普通采用的是較小值或負值。常規(guī)車輛的取值范圍是2030。 前

7、懸 架預布置車輪最大尺寸車 輪 行 程乘 坐 舒 適 性方 向 盤 轉 角最 小 轉 彎 半 徑操 穩(wěn)操 縱 感 覺定義轉向系統(tǒng)的幾何尺寸前懸架各控制點確實定 在轉向系統(tǒng)的設計過程中，首先要確定轉向梯形，以保證車輪能繞一個轉向中心在不同的圓周上作無滑動的純滾動。對轎車來說，通常采用斷開式轉向梯型機構，有時為了提高車輛的靈敏性，減小轉彎半徑而改動轉向梯型。采用齒輪齒條式轉向器時，轉向橫拉桿內(nèi)端接頭T的運動軌跡與地面平行，相反外接頭U的運動軌跡是一條圓弧線，當沒有主銷后傾時，U點的運動軌跡于轉向節(jié)軸線EG垂直。底盤的設計首先要確定與輪距的變化有關前懸架的側傾中心高度，以便隨后確定相應的后橋側傾中心

8、高度。前懸架側傾中心高度在：0120mm，后懸架側傾中心高度在：80 150mm。懸架側傾中心高度的方法轉向軸線ZYD采用齒輪齒條式轉向器時，轉向橫拉桿內(nèi)端接頭T的運動軌跡與地面平行，相反外接頭U的運動軌跡是一條圓弧線，當沒有主銷后傾時，U點的運動軌跡與轉向節(jié)軸線EG垂直。轉向機q o整車轉向幾何尺寸：定義轉向半徑，轉向角和阿克曼角阿克曼角：Ctg1- Ctg 2 = q/p為了提高車輛的靈敏性，減小轉彎半徑而改動轉向梯型阿克曼偏向q12修正以到達不同的方向盤轉角轎車轉向系統(tǒng)角傳動比普通為15-17在作加長車時要思索這個值阿克曼偏向 (o)方向盤轉角 (o)AB某些參考車型前軸的阿克曼角實例0

9、510152025-400-300-200-1000100200300400方向盤轉角和轉向角的關系方向盤轉角 (o) 車輪轉角 (o)2) 定義主銷的幾何尺寸包括：主銷后傾，主銷內(nèi)傾，主銷后傾拖距，主銷偏置距等 根據(jù)閱歷選取起始點Outer w. 方向盤轉角 (o) Inner w.主銷后傾角 (o) 主銷后傾角定義主銷后傾角主銷后傾角影響：轉向時車輪外傾角的變化主銷拖距車輪上下跳動過程中的前束變化不平路面上的制動性能定義主銷內(nèi)傾角主銷內(nèi)傾角影響：在前驅車型中通常在1214 轉向回正力距 制動時方向盤上的力 Outer w. 方向盤轉角 (o) Inner w.轉向變化車輪跳動變化主銷內(nèi)傾角

10、主銷內(nèi)傾角 (o)Geometrical trial (mm)定義拖距的尺寸主銷后傾拖距的影響：直線行使時的方向穩(wěn)定性 提供方向盤的橫向路感 Outer w. Steering wheel angle (o) Inner w.Variation in steeringVariation in wheel travel主銷后傾拖距主銷偏置距 (mm)R.I. Angolo volante(o) R.E.定義主銷偏置距的大小主銷偏置距影響：轉向回正力距的大小，主銷主銷偏置距越大，回正力距也越大。 轉彎制動時方向盤力矩的大小 主銷偏置距通常取1830mm輪胎的根換對主銷偏置距也有影響一切的德國車均采

11、用了負的主銷偏置距 Variation in steeringOuter w. 方向盤轉角 (o) Inner w.Braccio trasversale a centro ruota (mm)R.I. Angolo volante (o) R.E.AB定義車輪中心處的主銷偏置距車輪中心處的主銷偏置距影響： 驅動時的方向盤回正性當車輛經(jīng)過妨礙物的影響 由于輪胎受力不均引起的方向盤的擺動定義車輪中心處的主銷偏置距3) 定義懸架的幾何尺寸 根據(jù)閱歷選取起始點副車架邊緣制動盤邊緣ABDiskRimABM familyWheel輪胎: 225/55R17轉角:外側轉角大約30deg ，內(nèi)側轉角大約 3

12、5-36deg 思索輪胎包絡線: 懸架的參考基準 Steering axisA確定懸架邊境條件和設計硬點主銷曾經(jīng)確定搜集幾何約束定義主銷上的A點，A點在輪輞和等速萬向節(jié)中間， 位置越低越好定義主銷上的B點，盡能夠低的位置但是要思索： -輪胎上跳下跳目的 -支撐的功能性CBAZX減振器軸線于主銷軸線重合在X-Z平面內(nèi)定義減震器在麥弗遜懸架中通常于主銷重合，這是最簡單和最有效的處理方案。CBA減振器軸線轉向軸線ZYDEXYZAF下擺臂旋轉軸線D在Y-Z平面內(nèi)定義減震器根據(jù)輪胎尺寸定義C點需求的話要思索防滑鏈D點是控制臂旋轉軸線和經(jīng)過A點的Y-Z平面的交點。A, B, D點的相互位置決議了輪胎上下跳

13、過程中的輪距的變化和外傾角的回正性CBAZYD與轉動中心相關與輪胎尺寸相關與動力總成邊境相關車輪行程車輪外傾與車輪行程的關系得到足夠的輪胎上下跳過程中外傾角的回正性這可以經(jīng)過將B點向內(nèi)移，或抬高D點或向外挪動A點，但是一切這些都要同懸架的其他特性綜合思索。車輪外傾角 (o)CBAZX轉向軸線與減振器軸線Arm 懸 轉 軸AYXEFFE下擺臂旋轉軸線定義控制臂旋轉軸線的傾角和E，F(xiàn)點的位置根據(jù)抗點頭角定義控制臂旋轉軸線：假設添加在X-Z平面內(nèi)的傾角即E點比F點低，抗點頭才干就能提高。參考汽車的縱向角振動Tie rodAIHEFYXAIHEAF定義轉向系統(tǒng)幾何尺寸的一切點定義H點根據(jù)：阿克曼角和相

14、應的幾何約束，同時思索轉向力距的影響。定義I點的位置要將輪胎上下跳過程中的前束變化最小化IHEAFIHEAF根據(jù)桿系幾何運動關系確定I點將I點放在輪胎上下跳過程中H點所構成的圓弧的中心為確定轉向橫拉桿的長度和位置需求知道的間隔和動點。轉向橫拉桿的位置可經(jīng)過HR的連線給出圖中還繪出了側傾中心。假設側傾中心位置選定的較好可使輪距變化為。側傾中心下擺臂的常用布置方式和銜接點的橫向受力情況行使方向下擺臂的布置方式不同形狀下的受力情況懸架的縱向穩(wěn)定性 所謂的懸掛縱向穩(wěn)定性是指汽車在制動和驅動時，懸掛系統(tǒng)抵抗車身發(fā)生縱向傾斜的才干。懸掛的縱向剛度取決于前后懸架的靜撓度和軸距，主要跟據(jù)平順性和總布置的要求來

15、確定。對獨立懸架來說，使中心位置高于驅動橋車輪中心是非常重要的。BAFEez FgzFe-Fez-FexFg-Fgz-FgxFbFa行駛方向如圖中右邊的靜力分析闡明，由于車輪中心處移出的垂直位移于轉向軸的制動力b在橫臂上引起的反力Fex和Fgx，它們由于橫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需為,即Fez和Fgz抵消車頭下沉。BAFEez FgzFe-Fez-FexFg-Fgz-FgxFbFa行駛方向麥弗遜前懸架縱傾中心確實定整車縱傾中心前麥弗遜，后多聯(lián)桿回正力距輪胎接地面輪胎痕跡對輪胎痕跡的回正力距縱向載荷經(jīng)過妨礙橫向載荷行

16、使方向僅接受橫向載荷不產(chǎn)生前束變化的子午線輪胎縱向剛度的抑制僅接受縱向載荷為緩和剛絲子午線胎的縱向剛度，BMW 3系列車型在前懸架上設計了一根鐮刀形的擺臂。該擺臂在縱向力的作用下繞只需少許變形的球膠D轉動并經(jīng)過動臂4用大橡膠支座支撐在車身上。該支座的側向具有起始軟，隨即急劇遞增變化的彈性。轉向橫拉桿7位于橫臂相應的高度上，且?guī)缀跖c支座連線GD平行，應此點U和G的運動圓弧半徑差不多相等，車輪的縱向運動不會引起前束的變化。轉向布置型式 hydraulic EPS on column EPS on pinion EPS on rackHYDRAULICEPS ON COLUMNEPS ON PINI

17、ONEPS ON RACK懸架的內(nèi)部安裝構造橡膠襯套三方向的曲線.前懸架運動學分析以麥弗遜懸架為例 分 析 內(nèi) 容前懸架 主銷分析 懸架單獨分析 ( 兩輪同時跳動, 靜態(tài)載荷下的變化 ) M 車型 計算最小轉彎半徑. 懸 架 設 計 目 標Mc Pherson 幾何模型M Vehicle轉向支配機構的特征: 方向盤轉一圈，齒條橫向挪動51 mm齒條最大橫向位移 148 mm因此方向盤每邊最大轉角是522度.主銷分析Kingpin AnalysisSteer ratioM VehicleAt the max wheel steering angle, the inner wheel reache

18、s a steer angle of 38.63 deg, while the outer reaches 32.26 deg. 方向盤到達最大轉角時，內(nèi)外輪的轉角At the max wheel steering angle, the inner wheel reaches a steer angle of 38.68 deg, while the outer reaches 32.10 deg. 主銷后傾角的變化 Caster angleM Vehicle主銷后傾角與車輪跳動的關系Caster angle vs. Wheel travel主銷內(nèi)傾角Kingpin angleM Vehicl

19、eScrub radiusM VehicleScrub radius WLCM VehicleCaster moment arm WLCM Vehicle單純的懸架運動分析YXZWheel Travel AnalysisDe Dz Dg Dz l Dz Dx Dz Vehicle M“C carTargetVehicle M“C carTargetWheel Travel Analysis HRC vs. Wheel TravelVehicle M“C carTargetLateral Load AnalysisDe Fy De Mz Dg Fy Longitudinal Load Analy

20、sisDe Fxd De Fxb Dx Fxd Vehicle M“C carTarget最小轉彎半徑分析 以M Vehicle為例tftf front wheel track tw tire width l - wheel basea - distance between center mass location and front axle.R Turn radius at center mass location.RC Turn radius curb to curb alRcRType of TestAt the maximum steer wheel angle, it is cal

21、culated 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 TestThe Test has been developed in Design Standard condition (3 People + 30 Kg luggage mass