轿车前独立悬架设计与实现毕业论文

夏利轿车前独立悬架设计摘要轿车前悬所使用的是麦弗逊式独立悬架。麦弗逊式独立悬架有着结构简单、紧凑、占用空间小等众多优点，在现代轻型汽车中得到了广泛的运用。本文分别从设计、制造、仿真分析、优化设计等方面对夏利用麦式悬架进行了设计、分析和优化。论文首先完成了悬架中关键零部件如：螺旋弹簧、横向稳定杆、减振器等的设计和选型；进而运用空间坐标变换的方法分析了悬架的结构特点和运动特征，并以此为基础建立了悬架的物理模型和数学模型。同时，论文还根据仿真结果（车轮定位参数与车轮跳动量的关系曲线），对悬架性能进行了简要评价。最后，运用机械优化理论，以干涉量的加权均值为目标函数，优化了转向横拉杆断开点的位置。结果表明，优化后的转向横拉杆断开点位置可以明显地减小干涉量，从而降低悬架跳动对转向机构的影响程度。关键词:夏利轿车;麦弗逊式悬架;设计计算;运动分析;转向横拉杆断开点;优化设计;工艺分析 The design of the front suspension of XiaLi automobileAbstractThe kind of the front suspension in XiaLi automobile is Macpherson suspension . Because of its characteristics 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 automobile 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 suspension 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 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 between 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 目 录1.绪论11.1研究背景及研究意义11.2夏利轿车麦佛逊式悬架11.2.1麦弗逊悬架的特点11.2.2麦弗逊悬架的结构分析21.3论文研究目的和主要内容22.麦佛逊式悬架的设计计算42.1悬架的总体方案设计42.2螺旋弹簧的设计计算42.2.1螺旋弹簧简介42.2.2螺旋弹簧受力及变形52.2.3弹簧的设计计算72.3横向稳定杆的设计计算92.3.1横向稳定杆简介92.3.2横向稳定杆的设计计算92.4减震器的设计与选型102.4.1减振器的选择要求102.4.2主要性能参数的选择112.4.3主要尺寸的选择122.5弹簧限位缓冲块的设计132.5.1缓冲块的作用132.5.2缓冲块的设计142.5.3缓冲限位块的性能分析163.麦佛逊式悬架导向机构的设计与仿真173.1独立悬架导向机构173.2麦弗逊式悬架系统物理模型的建立173.3导向机构运动学分析183.3.1数学准备183.3.2导向机构运动学计算193.4基于MATLAB软件的悬架运动特性仿真分析213.4.1实际问题中的悬架参数213.4.2车轮定位参数仿真分析223.5基于MATLAB软件转向横拉杆断开点的优化设计263.5.1麦佛逊式悬架导向机构对转向梯形的影响263.5.2麦弗逊悬架转向横拉杆断开点位置的优化273.5.3优化结果分析294.关键零部件的校核304.1螺旋弹簧的强度校核304.1.1稳定性验算304.1.2弹簧的实际性能参数304.1.3弹簧对整车的影响：304.2横向稳定杆的强度校核31 4.2.1横向稳定杆的应力校核314.2.2结果分析335.工艺性与经济性分析 345.1螺旋弹簧的工艺性 345.1.1弹簧的材料345.1.2弹簧的制造工艺365.1.3弹簧的疲劳强度375.2横向稳定杆的工艺性385.2.1材料的选择385.2.2许用应力385.3麦佛逊式悬架的经济性分析38结论39致谢40参考文献41附录45附录A 基于UG open grip的夏利车轮自生成程45附录B 基于MATLAB的运动学仿真程52附录C 基于MATLAB的优化计算程56附录D MATLAB程序用悬架参60 1绪论1.1课题背景及研究意义悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轮弹性地连接起来。悬架需要传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，缓和路面传给车身的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，使汽车获得高速的行驶能力和理想的运动特性。悬架对于整车的意义重大。鉴于悬架设计在汽车特别是在轿车总成开发中的重要地位，几乎各国汽车研发机构和各大汽车生产集团都在悬架的开发中投入了极大的热情。悬架本身的性能特点、与整车的匹配关系等无不决定了汽车的行驶平顺性、操纵稳定性和乘坐舒适性，进而直接决定了整车的档次和价格。因此，对悬架的研究有着重要的实用意义。图1.1 夏利TJ 7100悬架系统1.2 夏利轿车麦佛逊式悬架1.2.1麦弗逊悬架的特点 麦弗逊悬架一般用于轿车的前轮。与其它悬架系统相比，麦弗逊式悬架系统具有结构简单，紧凑，占用空间少，性能优越等特点。麦式悬架还具有较为合理的运动特性，能够保证整车性能要求。因此，麦弗逊悬架在前置前驱的轿车和微型汽车上有着广泛的应用。虽然麦弗逊悬挂在行车舒适性上的表现令人满意，其结构简单体积不大，可有效扩大车内乘坐空间，但也由于其构造为滑柱式，对左右方向的冲击缺乏阻挡力，抗刹车点头等性能较差。 1.2.2麦弗逊悬架的结构分析麦弗逊悬架由多个零件组成（图1.1 为夏利TJ7100轿车的悬架系统总图），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，我们将悬架总成中的构件等效成刚体来研究悬架系统的空间运动。图1.2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连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1.2 麦弗逊悬架的等效机构图1.3 论文研究目的和主要内容本文的研究对象是夏利轿车麦弗逊式前悬架。和其它形式的悬架相比，麦式悬架有着无可比拟的优点和较难改进的缺点。通过对悬架弹性元件的计算、分析，导向机构的仿真和优化，可以验证悬架中关键零部件的可行性，掌握悬架的适用范围和使用条件，改善整车的行驶平顺性和操纵稳定性。在此基础上文章还进一步提出和麦式悬架性能有着密切关系的转向横拉杆断开点位置的优化方案，并对仿真结果进行了剖析。具体内容包括：（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，通过对麦弗逊式悬架的简化和抽象，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MATLAB软件的混合编程工具对建立的数学模型进行仿真分析，对得到的悬架性能评定参数：车轮外倾角、主销后倾角等车轮定位参数讨论分析，并以此为根据来评定夏利汽车的前麦弗逊式悬架性能；（4）提出转向横拉杆断开点位置的优化设计方案，运用MATLAB软件加以实现，通过优化前后干涉量与车轮跳动量关系曲线的对比分析，提出断开点位置的改进方案；（5）论文还突破狭义的设计范畴，对悬架关键零件如螺旋弹簧、横向稳定杆等的材料选用、工艺要求、影响疲劳因子、经济性等进行分析，以期从整体上把握悬架的设计、制造全过程。2. 麦佛逊式悬架的设计计算2.1 悬架的总体方案设计本文的设计对象为夏利某改型车的麦弗逊式前独立悬架。根据整车的使用要求和工作条件，型车给定了如下所示的设计参数：设计状态下的前轴轴荷：710kg 空载时的前轴轴载： ：639kg(空载) 前桥左右悬架的总质量：73Kg前悬架的设计偏频1.31Hz1.悬架的刚度根据设计要求给定的设计状态下的轴荷及簧下质量，可求得前悬架单侧的簧上质量 （2.1） 于是，前悬架的刚度C为 2.悬架的静挠度悬架的静挠度和悬架刚度之间有如下关系： （2.2）代入数值得： ，取=146mm3.悬架的动挠度为了防止汽车在坏路面上行使驶时悬架经常碰撞到缓冲块，悬架必须有足够大的动挠度。从结构和使用要求上来考虑选此悬架的动挠度80mm。 2.2 螺旋弹簧的设计计算2.2.1螺旋弹簧简介螺旋弹簧作为弹性元件的一种，具有结构紧凑、制造方便及高的比能容量，因此在现代轻型以下汽车的悬架结构中运用普遍，特别是在轿车中的运用。它不仅能够使汽车具有良好的乘坐舒适性，而且能够保证悬架在大摆动量下车轮较强的定位能力。除了以上的优点以外，螺旋弹簧还可以通过和减振器的巧妙组合达到最大限度地减小悬架占用的空间的目的。2.2.2弹簧的受力及变形根据悬架系统的装配图，对其进行结构分析、计算可以得出平衡位置处弹簧所受压缩力P与车轮载荷N的关系式： P=A （2.3）式中， 为车轮外倾角，为减振器内倾角， 为主销轴线与减振器的夹角式中角度如图2.1所示。1.弹簧所受的最大力取动荷系数k=1.7，则弹簧所受的最大力Pdmax为： （2.4）图2.1 2.车轮到弹簧的力及位移传递比i 车轮与路面接触点和零件连接点间的传递比既表明行程不同也表明作用在该二处的力的大小不同。弹簧的刚度K与悬架的线刚度K可由传递比建立联系： 利用位移传递比i便可计算出螺旋弹簧的刚度K K= （2.5）其中分数N代表悬架的线刚度。从而，得到如下关系式： K= K ii 当球头支承B由减振器向车轮移动t值时，根据文献，悬架的行程传递比及力的传递比为（其中的参数说明详见图2.2）： i= (2.6) i= （2.7）图2.2 代入数值可得到i1.002 i1.146。所以，位移传递比ii为1.1483.弹簧在最大压缩力作用下的变形量 由夏利轿车前悬给定的偏频f1.31Hz，可得到了汽车悬架的线刚度： K=4（n/mm） （2.8）于是可得出弹簧的刚度K： K= K ii21(N/mm） （2.9）进而可得到弹簧在最大压缩力Pdmax作用下的变形量F： F=Pdmax/ K=5420/21=258(mm) （2.10）所以，弹簧所受最大弹簧力和相应的最大变形为：Pdmax=5420NF=258mm 2.2.3 弹簧的设计计算 根据已经求得的弹簧所受最大弹簧力和相应的最大变形即可进行弹簧的设计。1.选择弹簧的材料和确定许用应力 根据其工作条件选择簧丝材料：60Si2MnA。材料的性能参数见表1.1 表1.1 圆柱螺旋弹簧的许用应力材料许用切应力许用剪应力剪切模量G弹性模量EMP强度范围HRC使用温度类别牌号 热轧弹簧钢材65428880002000045-50-40-1206248100-40-2505411347-52-40-300-40-3505711045-50-40-4002.选择弹簧旋绕比： 旋绕比（弹簧指数）一般的选择范围是C=48,这里我们初选旋绕比C=8。3. 计算钢丝直径d 曲率系数K= （2.11） d=10.4mm 选d=10.5mm4.弹簧中径D2选择 D2=C*d=8*10.584mm 选D2=90mm5.弹簧圈数n选择 n= （2.12） 选n=6圈 两端均选0.75圈支承圈，则弹簧总圈数为： n1=n+n2=6+1.5=7.5圈6 .弹簧的工作极限变形 F （2.13）工作极限载荷：P （2.14）7.弹簧的几何尺寸节距t t=d+F/n+mm自由高度H0 H0=nt+1.5d =选 H0=370mm螺旋角： 外径D： D=D2+d=90+10.5=100.5mm进而需将原有弹簧座的尺寸作相应的改变（实际尺寸根据弹簧的外径尺寸而定）。内径D1： D1=D2-d=90-10.5=89.5mm2.4横向稳定杆的设计计算2.4.1横向稳定杆简介现代汽车的悬架一般都很软，在高速行驶时，车身会产生很大的横向倾斜和横向角振动。结果不仅会使驾驶者缺乏安全感而且会使汽车具有过多转向特性。为了减少这种横向倾斜，往往在悬架中添设横向稳定杆。弹簧钢制成的横向稳定杆呈扁平的U形，横向安装在汽车的前端或后端。杆中部的两端自由地支承在两个橡胶套筒内，而套筒则固定在车架上。横向拉杆的两侧纵向部分的末端通过支杆与悬架下摆臂相连。当车身只作垂直移动而两侧悬架变形相等时，横向稳定杆在套筒内自由转动，横向稳定杆不起作用。当两侧悬架变形不等而车身相对与路面横向倾斜时，横向稳定杆便被扭转。弹性的横向稳定杆所产生的扭转的内力矩在一定程度上妨碍了悬架弹簧的变形，因而减少了车身的横向角振动。采用横向稳定杆除了可减轻车身倾斜外，还会影响汽车的操纵稳定性。主要包括以下两点：（1）前悬架中采用较硬的横向稳定杆有助于汽车的不足转向性，并能改善汽车的蛇形行驶性能；（2）增大后悬架的稳定性，会使前轮驱动汽车具有中性转向性能，使后轮驱动车具有更大的过度转向性。2.4.2横向稳定杆的设计计算根据夏利轿车前悬的结构要求和使用条件，这里选用型稳定器。确定横向稳定杆杆径d0的公式如下： （2.15）其中：Cs=9.52N/mm; E=196Gpa; G=80Gpa;k对于圆截面杆段，所采用的修正系数； l0 =523mm; l2=363mm; l4=200mm; l5=210mm; l7=500mm; ls=1145mm. 各参数的含义如图2.3所示，其数值可参考横向稳定杆的零件图。 图2.3 于是可以求得横向稳定杆的杆径d0=20.9，选择整数标准值d121mm2.4减震器的设计与选型2.4.1减振器的选择要求当汽车悬架中只有弹性元件而没有摩擦或减振装置时，汽车车身的振动将会延续很长时间，汽车的行驶平顺性和操纵稳定性变坏。因此，悬架中必须有可以实现减振功能的元件。一般通过安装减振器来实现。 汽车悬架系统中广泛采用液力减振器。液力减振器的作用原理是当车架与车桥作往复相对运动，而活塞在缸筒内往复移动时，减振器壳体内的油液反复地从一个内腔通过一些窄小的空隙流入另一内腔。此时，孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转化为热能，而被油液和减振器壳体所吸收，然后散到大气中。其阻尼力的影响因素主要有：空隙大小、油液粘度和液流速度。减振器的阻尼力愈大，振动消除得愈快，但却使得并联弹性元件的作用不能充分发挥，同时，过大的阻尼力还可能导致减振器连接零件及车架损坏。为解决这一矛盾，对减振器提出如下要求： （1）在悬架压缩行程（车桥与车架相互移近的行程）内，减振器阻尼力应较小，以便充分利用弹性元件的弹性，以缓和冲击；（2）在悬架伸张行程（车桥与车架相互远离的行程）内，减振器的阻尼比应大，以求迅速减振；（3）当车桥（或车轮）与车架的相对速度过大时，减振器应当能自动加大液流通道截面积，使阻尼力始终保持在一定限度内，以避免承受过大的冲击载荷。图2.4 夏历轿车减振器的安装位置2.4.2主要性能参数的选择减振器的主要性能参数主要有两个：相对阻尼系数和阻尼系数。它们决定了减振器的阻力位移特性和阻力速度特性。1.相对阻尼系数的选择 在选择相对阻尼系数时，应考虑到：取得大虽然能使振动迅速衰减，但会把较大的不平路面的冲击力传到车身；另一方面，取得过小又会使振动衰减慢，不利于行驶平顺性。一般对于无摩擦的弹性元件（如螺旋弹簧）悬架，取=0.250.35。根据前面的计算和型车的设计要求，本车的相对阻尼系数为：=0.324。2.减振器的阻尼系数减振器的阻尼系数不仅与非簧载质量和悬架刚度有关，还与相对阻尼系数有关。 =2 （2.16）当减振器安装在悬架中与垂直线成一定夹角时，如图2.4所示，则此时的阻尼系数应根据减震器的布置特点确定： （2.17）式中： w杠杆比,i=n/a；N为下横臂的长度 减振器安装角。 3.最大卸荷力的确定 为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度 （2.18） 式中，为卸荷速度一般为0.150.30m/s，A为车身振幅，取40mm；w为悬架振动固有频率。由悬架结构总体布置方案知a201mm n=212mm所以， 408.230.9480.31 m/s取伸张行程的阻尼系数=1.8=1.82054=3.659，在伸张行程的最大卸荷力 3.6590.311133.4（N） （2.19）2.4.3主要尺寸的选择1.筒式减振器工作缸直径D的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D为： （2.20）式中，最大允许压力，取3M；为连杆直径与缸筒直径之比，取0.48根据求得的工作缸直径，查汽车筒式减振器的有关国标(JB145985)，就可以就近选用一个标准尺寸。这里我们选用的工作缸直径D=25mm。2.储油筒的确定一般Dc=(1.351.5)D=35.5mm，壁厚取2mm，材料选用20号钢。2.5弹簧限位缓冲块的设计汽车上连接车轮与车身的一些零件，在悬架运动到上下极限位置时，其转动角度、长度等有可能出现某些变化。有时为了降低生产成本，增加零件的耐久性与刚度，设计的这些参数的储备量都比较小。在夏利汽车的前悬中，导向臂和转向拉杆的铰接只允许有一定的转角，如果悬架行程增大，这些角度将可能超出规定值。此时，相关零件会因为冲击而损坏并发出噪声，铰接的销轴也将承受弯曲载荷，具有断裂的危险。为了防止悬架相关零件在汽车行驶过程中的直接碰撞，限制悬架相对车身的行程，悬架中要设置弹簧限位缓冲块。2.5.1缓冲块的作用为了提高汽车的平顺性和舒适性，现代轿车的悬架都被设计得非常软（夏利汽车前悬的垂直刚度为21.6N/m），这样，悬架就能够最大限度地保证车身的平稳、保证车轮与路面的良好接触。在一般的城市工况下软的悬架对汽车操纵稳定性和使用特性有利，但当汽车在恶劣的道路工况下行驶时，却会大大增加悬架弹性元件与车身碰撞的几率，此时，缓冲块就显得尤为重要。如图2.5所示的是单独使用螺旋弹簧和与减振缓冲块复合使用两种状态下试验所得 3条力 形变曲线。图2.5 螺旋弹簧和缓冲减震块的力形变比例关系 由图中曲线可以看出没有减振缓冲块时，当螺旋弹簧压缩至行程极限时（轿车行驶中遇到恶劣路面，常常会发生），产生非常尖锐的拐点，来自地面的力值将直接传递到汽车底盘上，不仅轿车内的司乘人员会感 到极度的不舒服， 而且也加速了减振器甚至汽车底盘的损坏；曲线、描述的是减振缓冲块与螺旋弹簧复合作用的情况。当轿车遇到恶劣路面时，螺旋弹簧先产生一定量的形变，随后减振缓冲块开始吸收冲击能并产生形变，这样便能够使曲线连续平稳过渡。同时，通过设计还能找出最佳组合曲线来满足乘坐人员乘坐的舒适性要求和轿车行驶的平稳性要求。2.5.2缓冲块的设计1.材料的选择现代轿车上普遍使用的缓冲块材料有两种：一种是橡胶，另一种是微孔聚氨酯。夏利轿车前悬架拟采用的是微孔聚氨酯减振缓冲块，因为和橡胶缓冲快相比微孔聚氨酯减振缓冲块具有如下优点：（1）它具有比软橡胶材料有更要好的柔性；（2）具有非常高的可压缩性和变形能力，试验表明圆柱体零件被压缩到其高度的50时，微聚氨酯零件压缩变形的横向尺寸增大的量为原尺寸的12，而橡胶零件变形增大的量则达到原尺寸的40；（3）优良的力学性 能。微孔聚氨酯具有低的压缩变形和蠕变性能、优良的耐气候 性、耐低温性、耐腐蚀性、 耐磨性和耐老化性能，具有较好的化学稳定性，使用寿命 更长 ；（4）非常优秀的耐动态疲劳性能。微孔聚氨酯减振缓冲块在往复压缩中产生的内生 热少，而且分散热量的速度也比橡胶块，因此在实际应用中有更好的耐久性 。在2HZ的高频率下（超过了轿车行驶中实际的颠簸压缩频率）,在大位移设计形变下往复压缩 可以超过100万次以上， 这是橡胶材料远不能 达到的；（5）优良的柔度曲线。微孔聚氨酯减振缓冲块可从小的压缩力产生大形变非常平稳地过渡到大的压缩力值小形变状态，提供的曲线比橡胶的更加平缓、柔和，与减振器结合使用能充分体现缓冲、限位的作用，给乘客的感觉更为舒适，为轿车的平稳行驶提 供了保障。2.缓冲限位块的性能要求缓冲限位块要想很好地实现与悬架系统及整车的性能匹配，实现整车对悬架系统行驶平顺性等性能的要求，必须具有以下性能要求：（1）耐动态疲劳能好，延长悬架系统的寿命 ；（2）适当的柔性，能够有效地使弹簧受的力平稳地过渡到缓冲限位块上来，从而减少车内的振动；（3）非常好的可压缩性和变形能力，使其静态曲线更加柔和；（4）优良的力学性能；（5）较好的耐环境性 能，减少减振器油水或微生物对其寿命的影响 ；（6）耐高低温性能好，以便悬架系统能在严寒或酷热气候下仍然能够正常工作。同时，缓冲限位块作为辅助弹簧决定着整车的舒适性和行驶平顺，如果设计选用不当将会严重影响悬架系统的工作效果和使用寿命。首先，缓冲限位块的静态特征曲线即力一 行程曲线必需和螺旋弹簧的性能相匹配，并且能满足整车的设计要求：曲线过硬不能发挥缓冲功能，行驶平顺性较差；曲线过软不能发挥限位功能，以致螺旋弹簧和减振器的寿命变短。缓冲限位块的静态工作曲 线主要受材料形状尺寸和重量影响。其次，缓冲限位块的耐久性能直接影响悬架系统的寿命。缓冲限位块长期在大载荷、高频率条件下工作，如果材料选用不当或者重量不合适、形状尺寸设计不合理等，都会导致缓冲限位块过早损坏减少弹簧和减振器的工作时间。2.5.3缓冲限位块的性能分析使用得当的缓冲块能够在很大程度上改善悬架的使用特性、降低汽车对行驶工况条件的要求、扩大汽车的使用范围。一般来讲，缓冲限位块块和螺旋弹簧、减振器一起工作，其三部分的结构如图2.6所示。图2.6 夏历轿车悬架系统部分结构图螺旋弹簧的工作曲线通常是线性的，当遇到大的载荷或振动使弹簧达到行程极限时，常出现尖锐的过渡曲线结果将产生强烈的振动颠簸和噪音。使用缓冲限位块后，当螺旋弹簧被压缩到一定行程时它将发生作用，使力由弹簧平稳地过渡到缓冲限位块上 见，然后利用其高分子材料的阻尼功能迅速地振动能转化成热能从而减少车内的振动改善行驶平顺性。另外轿车内噪音水平跟悬架系统零件的共振频率和路面噪音的频率有关，微孔聚氨酯缓冲限位块材料的共振频率（一般5070HzJ）离路面噪音的频率（一般1520Hz)较远，因此能显著减少轿内的噪音提供更加安静的环境。3.麦佛逊式悬架导向机构的设计与仿真在以上的分析中已经给出夏利轿车前悬的结构形式，既麦弗逊式独立悬架。其运动特性关系到整车的操纵稳定性、舒适性、转向轻便性等性能 。因此 ,对其运动情况进行精确分析可提高系统设计水平,提高整车性能 。目前，对于其运动分析通常采用机构学理论中的矢量法 、解析法等方法 ,该方法有诸多不便之处 。本章将多刚体运动学方法和空间机构运动学相结合,来分析麦式悬架的空间运动规律，并在此基础上对转向横拉杆的断开点进行优化。3.1独立悬架导向机构当车轮受到路面的作用力而上下跳动时，导向机构也将随之上下跳动。在此过程中将不可避免的引起轮距、主销倾角、侧倾中心和纵倾中心等车轮定位参数的变化。这将直接影响车轮与地面的接触特性，进而影响车辆行驶的动力性、操纵稳定性、制动性等性能。此外，独立悬架导向机构承担了悬架中除垂向力以外的所有力和力矩，对零件的使用特性、寿命有着不可忽视的影响。因此，在设计独立悬架导向机构时要注意以下几点要求：（1）形成恰当的侧倾中心和侧倾轴线；（2）形成恰当的纵倾中心；（3）各铰接点处受力尽量小，减小元件的弹性变形，以保证导向精确；（4）保证车轮定位参数以及车轮跳动时的变化能满足要求；（5）具有足够的疲劳强度和寿命。本章限于篇幅和设计任务的要求重点讨论悬架工作时（上下跳动时）车轮定位角的变化及对整车行使性能的影响。3. 2 麦弗逊式悬架系统物理模型的建立在建立悬架系统的数学模型之前需要首先建立悬架系统的物理模型，通过对物理模型的分析可以很直观的了解悬架系统在工作过程中各构件的运动情况和各关键点之间 图3.1 悬架运动学计算模型简图的相对位置关系。如图3.1 所示，L为悬架下摆臂轴线在空间中的抽象，A1B1为下摆臂，EF为转向横拉杆，A4为减振器和车身的上联接点，B1为下摆臂外球销位置，T为减振器的下支点，E为转向节臂的外端点，F为横行稳定杆的断开点，D为车轮的转动中心，C为车轮与地面的接触点。3.3 导向机构运动学分析3.3.1 数学准备（1）直线与x、y、z轴正方向的夹角分别是：则其方向余弦为： （3.1）（2）已知两点A,B在空间坐标系中的坐标为：A=XA,YA,ZAT B=XB,YB,ZBT可根据确定A 、B的坐标和相关理论确定直线AB的方向余弦。直线AB的方向余弦为： U=Ux,Uy,UzT （3.2）Ux=, Uy=, Uz=（3）已知空间某一直线L的投影角，确定该直线的方向余弦。空间直线L在XOY平面内的投影角为，在XOZ平面内的投影角为。 （3.3）直线的方向余弦为：U=（4）线段OB绕其轴线L摆动了角，确定摆动后点的坐标：已知空间轴线L的方向余弦u=ux,uy,uzT；点O,B的初始坐标分别为：O=Xo,Yo,ZoT，B=XB,YB,ZBT,摆动角度后，点B的坐标为： B=Q(B-O)+O （3.4）式中坐标变换矩阵为：Q=其中，欧拉参数 q0=cos(/2), q1=uxsin(/2)q2=uysin(/2), q3=uzsin(/2)3.3.2导向机构运动学计算当车轮跳动时，摆臂绕其轴线旋转（设下摆臂向上摆动角），其正、负号由右手法则确定。根据空间机构学原理，悬架各点运动后的坐标可通过下述方法加以确定：1.摆臂的摆动轴线已知摆臂上两点的坐标M、N，利用投影关系可以求得摆臂线L在XOY平面和XOZ 平面与X轴的夹角分别、。M=XM,YM,ZMT N=XN,YN,ZNTUx=, Uy=, Uz=则 （3.5）2. 求得连体坐标系下各点的坐标A4=0,-sin,cosT; O2=0,0,0T; B1=0,sin+cos, -cos+sinT;T=0,sin,-cosT. 另外可以查零件图得到 P点的连体坐标P和减振器的内倾角的大小。3.确定摆动轴线的方向余弦 U=ux;uy;uz=1/ （3.6）4.确定B1点摆动后的坐标 B1=Q(B1-O)+O （3.7）矩阵Q的欧拉参数分别为： q0=cos(/2); q1=uxsin(/2); q3=uysin(/2 ; q3=uzsin(/2)5.确定其余各点摆动后的坐标B1A4TEO2DC可看作刚体，刚体运动后的实际位置，可以看作由图3.1所示的初始位置，先绕Y轴正转角后绕X轴正转角，这样保证了车轮无绕主销轴线的偏转。两次旋转后，B1,A4点的坐标为： B1=QxQyB1+O2 （3.8） A4=QxQyA4+O2 （3.9） Qx的欧拉参数为： q0=cos(/2);q1=sin(/2);q2=0;q3=0Qy的欧拉参数为： q0=cos(/2);q1=0;q2=sin(/2);q3=0(1)-(2)整理得，并设 d=A4T, t=B1T则有，=另设， p1=dcos+tsin, p2=(dcos-tsin)cos得到，=arcsin=arcsinO2点的坐标为：O2=B1-QxQyB1 （3.10）E点的坐标为： E=QxQyE+O2 （3.11）C点的坐标为： C=QxC+O2 （3.12）D点的坐标为： D=QxD+O2 （3.13）6.前轮定位参数主销后倾角 （3.14） 主销内倾角 （3.15）车轮外倾角 （3.16）1/2轮距的变化 （3.17）3.4 基于MATLAB软件的运动特性仿真分析3.4.1实际问题中的悬架参数以前轴的中心点为原点，汽车的前进方向为X轴方向，Y轴指向驾驶者的右侧，Z轴根据右手螺旋定则来确定。夏利轿车前悬左侧空间机构在上述坐标系中的坐标如表3.1所示。以表中的坐标值和部分相关点之间的距离为初始状态值，以车轮的上下跳动量为输入，车轮的定位参数为输出，根据空间机构学的理论知识和3.3节的理论分析，运用MATLAB软件建立悬架运动学仿真分析程序，源程序如附录B所示。表3.1 静态时悬架空间机构各关键点的坐标和车轮定位角悬架上的点X轴坐标（mm）Y轴坐标（mm）Z轴坐标（mm）减振器上支点-8.8-517.2587.4减振器下支点-31.6-690.0-66.3下摆臂摆动轴线与下摆臂中心交点-11-371.9-21.44轮胎接地点-28.1-710.5180.96下摆臂摆动轴线的前端点-31.3-680-56.8转向节臂球头销中心-121.7658.329.9转向横拉杆断开点球头销中心的设计坐标104-264132.3前轮中心-28.1-710.535.96主销内倾角kingpin inclination14主销后倾角caster angle220前轮前束量toe_in angle2mm车轮外倾角camber angle203.4.2车轮定位参数仿真分析为了得到所期望的行驶特性、较好的直线行驶能力、避免轮胎的过度磨损、保证汽车在行驶过程中车轮和地面的良好接触，汽车前轮在悬架跳动过程中必须保证定位参数的变化在允许的范围内。车轮各定位参数之间又相互联系。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,容易使前轮产生摆振;若车轮外倾角变化大,会影响汽车直线行驶稳定性,同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度.1.轮距变化量图3.2 轮距变化量和车轮跳动量的关系曲线如上文所述，几乎所有的独立悬架中，车轮的上下跳动量都会导致轮距发生变化。轮距变化的影响由其所产生的作用而定；当需要较高侧倾中心时轮距变化是不可避免的。轮距变化的缺点是会引起滚动轮胎的侧偏，从而产生侧向力、较大的滚动阻力和使直线行使能力下降。此外，轮距变化对转向也有较大的影响。图3.2为轮距变化量与车轮上下跳动量的对应关系曲线。因麦弗逊式前悬的侧倾中心位置较高，所以轮距变化量较大。轮距变化量为上跳时4mm，下跳时21mm，（这是不利因素）。但作为城市用车，它的车轮跳动量范围很小,一般在-20mm-20mm范围内变化，所以设计方案依然可行。2.车轮外倾角的变化图3.3 车轮外倾角和轮距变化量的关系曲线外倾角是指车轮中心平面和道路平面垂直直线之间的夹角。一方面，通过设置外倾角可以消除支承及转向节中的间隙；另一方面，外倾角还可以保证汽车在承载时车轮和地面保持垂直。理想的外倾角为，这样可以使磨损均匀和滚动阻力小，但为了获得良好的轮胎转向侧偏性能，实际所取的车轮外倾角大都偏离理想值，空载时外倾角在理想值附近；加载状态下，车轮有轻微的负外倾角。图3.3为夏利轿车前轮外倾角与车轮上下跳动量的关系曲线，其麦佛逊悬架在车轮上跳时曲线向负角方向凹入，彰显了此悬架的优点。当车轮向下跳动时，外倾角向正角方向变化，意味着车身内侧车轮承受侧向力的性能很好。3.主销内倾角的变化图3.4 主销内倾角和车轮跳动量的关系曲线主销内倾角和主销偏移距之间有着紧密的联系：主销内倾角是指转向节轴线与一个垂直与路面的平面之间的夹角；主销偏移距指的是转向节轴线与路面的交点和车轮中心线与路面交点之间的距离。小的主销偏移距可以有效地保证汽车的不足转向特性，但为了得到较小的或负值主销偏移距，就必须有较大的主销内倾角。从图3.4中可以看出，主销内倾角为负值，负的主销内倾角有利于汽车的转向回正力矩。主销内倾角的绝对值随着车轮上跳动量的增加而增变，下跳量的增加而减小，角度在范围内变化。这样的变化趋势使车轮在上跳过程中主销偏移距不断变大，转向回正力矩也不断增大，从而保证了汽车的直线行驶性能。但同时，前桥的纵向力敏感性也愈大。4.主销后倾角的变化图3.5 主销后倾角和车轮跳动量的关系曲线主销后倾角是指转向节轴在汽车纵向平面内的投影与过车轮中心的垂直线之间的夹角。正的主销后倾角可以保证汽车的直线行使性能，在设计时往往将正的主销后倾角和负的车轮拖距联合使用，这样不仅可以使纵倾中心离车轮较近，以减小转向时的输入力矩，还可以减小路面不平度对转向性能的影响。大的主销后倾角在汽车直线行使时并不单有优点，也有缺点。路面不平度在车轮接地点上引起的交变侧向力会产生绕转向节轴的力矩，力矩作用在转向横拉杆上还会引起转向冲击和转向不稳定。如图3.5所示，夏利轿车的主销后倾角随着车轮的上跳而变大，随着车轮的下跳而变小。此变化特性意味着车轮在受到冲击或遇到障碍物后纵倾中心将向后移动，这样可以保证汽车的抗俯仰和抗前蹲特性。3.5 基于MATLAB软件转向横拉杆断开点的优化计算3.5.1麦佛逊式悬架导向机构对转向梯形的影响汽车悬架导向机构和转向梯形之间通过转向横拉杆相联系。当转向横拉杆的断开点位置选择不当时，汽车运动过程中将出现横拉杆与悬架导向机构运动不协调、前轮摆振等现象，这些不利情况的出现将会加剧轮胎磨损，破坏操纵稳定性。3.5.2麦弗逊悬架转向横拉杆断开点位置的优化对于麦弗逊悬架，确定转向梯形断开点的传统方法是平面作图法和平面解析法，两种方法都忽略了主销后倾角和摆臂轴轴线的空间角度，使断开点不在最佳位置。上文中已经应用空间机构运动学理论对夏利轿车用麦弗逊式悬架进行空间运动学计算，并求出了车轮上下跳动时悬架中各关键点在空间的运动轨迹。下文将进一步采用优化理论确定断开点的最佳位置，使干涉量最小。1.横拉杆断开点优化数学模型的建立思路和步骤 (1)设转向横拉杆断开点F的坐标为F=XF,YF,ZFT，作为优化变量; (2)根据已知的转向节臂端点E的位置坐标和假设的F点位置坐标，求出EF的长度(用F点坐标XF, YF和ZF的函数式来表示); (3)根据麦弗逊式悬架的运动规律，运用坐标变换求出转向节臂端点E在车轮跳动(本文中以主销转动来代替)一定角度时所到达新位置E1的空间坐标,; (4)车轮上下跳动时，下摆臂A1B1绕L轴摆动(实际上是绕瞬心轴摆动)。E点也绕悬架的瞬心轴摆动到新位置E2，在此过程中，假设EF是断开的，F1点固定不动，不会随着E点的位置变化而运动。这样E2到F1之间的距离必然不等于从E到F的距离，这个距离变化量在本文中称为干涉量。根据车轮主销的方向(向内或者向外)和角度，以及跳动的方向(上或下)和距离，可以求出一系列的干涉量; (6)将(4)中得到的所有干涉量的绝对值加权相加，取为优化设计数学模型中的目标函数，而XF, YF和ZF为优化变量，根据车辆总布置中所允许的F点空间位置变化范围，可以确定XF , YF和ZF的取值范围，作为约束条件。图3.6 车轮跳动过程中F点的轨迹空间曲线图2.优化设计的约束条件利用前面运动学分析时得到的点E的坐标和已知的点F的原始坐标，即可