汽車設(shè)計(jì) 全系列傳動(dòng)

汽車設(shè)計(jì) 全系列傳動(dòng),汽車設(shè)計(jì),全系列傳動(dòng),汽車,設(shè)計(jì),系列,傳動(dòng) 機(jī)械CAD收集整理: 汽車技朮聯(lián)盟：johns_01 E-mail:johns_01@ 本資料來(lái)自網(wǎng)絡(luò)僅供參考使用，有涉及版權(quán)請(qǐng)來(lái)信告知?jiǎng)h除處理! 獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 一、設(shè)計(jì)要求 對(duì)前輪獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求是： 1)懸架上載荷變化時(shí)， 保證輪距變化不超過(guò)±4． Omm， 輪距變化大會(huì)引起輪胎早期磨損。 2)懸架上載荷變化時(shí)，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應(yīng)產(chǎn)生縱向加速度。 3)汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，應(yīng)使車身側(cè)傾角小。在0．4g側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角不大 于6°～7°，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強(qiáng)不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)。 4)汽車制動(dòng)時(shí)，應(yīng)使車身有抗前俯作用；加速時(shí)，有抗后仰作用。 對(duì)后輪獨(dú)止：懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的要求是： 1)懸架上的載荷變化時(shí)，輪距無(wú)顯著變化。 2)汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，應(yīng)使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身的傾斜反向，以減小過(guò)多轉(zhuǎn)向 效應(yīng)。 此外，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)還應(yīng)有夠強(qiáng)度，并可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 目前，汽車上廣泛采用上、下臂不等長(zhǎng)的雙橫臂式獨(dú)立懸架(主要用于前懸架)和滑柱擺 臂(麥弗遜)式獨(dú)立懸架。下面以這兩種懸架為例，分別討論獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)參數(shù)的選擇方 法，分析導(dǎo)向機(jī)構(gòu)參數(shù)對(duì)前輪定位參數(shù)和輪距的影響。 二、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的布置參數(shù) 1．側(cè)傾中心 雙橫臂式獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心由如圖6 —24所示方式得出。將橫臂內(nèi)外轉(zhuǎn)動(dòng)點(diǎn)的連線延 長(zhǎng)，以便得到極點(diǎn)P，并同時(shí)獲得P點(diǎn)的高度。將P點(diǎn)與車輪接地點(diǎn)N連接，即可在汽車軸線上 獲得側(cè)傾中心W。當(dāng)橫臂相互平行時(shí)(圖6 —25)，P點(diǎn)位于無(wú)窮遠(yuǎn)處。作出與其平行的通過(guò)N 點(diǎn)的平行線，同樣可獲得側(cè)傾中心W。 雙橫臂式獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心的高度hw通過(guò)下式計(jì)算得出 滑柱擺臂式獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心由如圖6 —26所示方式得出。從懸架與車身的固定連接 點(diǎn)E作活塞桿運(yùn)動(dòng)方向的垂直線并將下橫臂線延長(zhǎng)。兩條線的交點(diǎn)即為P點(diǎn)。 滑柱擺臂式懸架的彈簧減振器柱EG布置得越垂直，下橫臂GD布置得越接近水平，則側(cè)傾 小心W就越接近地面，從而使得在車輪上跳時(shí)車輪外傾角的變化很不理想。如加長(zhǎng)下橫臂， 則可改善運(yùn)動(dòng)學(xué)特性。 麥弗遜式獨(dú)立懸架側(cè)傾中心的高度hw可通過(guò)下式計(jì)算 式中 )sin( βα + + = oc k dkp += βsin 2．側(cè)傾中心 在獨(dú)立懸架中，前后側(cè)傾中心連線稱為側(cè)傾軸線。側(cè)傾軸線應(yīng)大致與地面平行，且盡可 能離地面高些。平行是為了使得在曲線行駛時(shí)前、后軸上的輪荷變化接近相等，從而保證中 性轉(zhuǎn)向特性；而盡可能高則是為了使車身的側(cè)傾限制在允許范圍內(nèi)。 然而，前懸架側(cè)傾中心高度受到允許輪距變化的限制且?guī)缀醪豢赡艹^(guò)150mm。此外， 在前輪驅(qū)動(dòng)的車輛中，由于前轎軸荷大，且為驅(qū)動(dòng)橋，故應(yīng)盡可能使前輪輪荷變化小。因此， 獨(dú)立懸架(縱臂式懸架除外)的側(cè)傾中心高度為： 前懸架0～120mm； 后懸架80～150mm。 設(shè)計(jì)時(shí)首先要確定(與輪距變化有關(guān)的)前懸架的側(cè)傾中心高度，然后確定后懸架的側(cè)傾 中心高度。當(dāng)后懸架采用獨(dú)立懸架時(shí)，其側(cè)傾中心高度要稍大些。如果用鋼板彈簧非獨(dú)立懸 架時(shí)，后懸架的側(cè)傾中心高度要取得更大些。 3．縱傾中心 雙橫臂式懸架的縱傾中心可用作圖法得出，見圖6 —27。 自鉸接點(diǎn)E和G作擺臂轉(zhuǎn)動(dòng)軸C 和D的平行線，兩線的交點(diǎn)即為縱傾中心。 滑柱擺臂式懸架的縱傾中心，可由E點(diǎn)作減振器運(yùn)動(dòng)方向的垂直線，該垂直線與過(guò)G點(diǎn)的 擺臂軸平行線的交點(diǎn)即為縱傾中心O V，，如圖6 —28所示。 4．抗制動(dòng)縱傾性(抗制動(dòng)前俯角) 抗制動(dòng)縱傾性使得制動(dòng)過(guò)程中汽車車頭的下沉量及車尾的抬高量減小。只有當(dāng)前、后懸 架的縱傾中心位于兩根車橋(軸)之間時(shí)，這一性能方可實(shí)現(xiàn)，如圖6 —29所示。 5．抗驅(qū)動(dòng)縱傾性(抗驅(qū)動(dòng)后仰角) 抗驅(qū)動(dòng)縱傾性可減小后輪驅(qū)動(dòng)汽車車尾的下沉量或前輪驅(qū)動(dòng)汽車車頭的抬高量。 與抗制 動(dòng)縱傾性不同的是，只有當(dāng)汽車為單橋驅(qū)動(dòng)時(shí)，該性能才起作用。對(duì)于獨(dú)立懸架而言，是縱 傾中心位置高于驅(qū)動(dòng)橋車輪中心，這一性能方可實(shí)現(xiàn)。 ’ 6．懸架擺臂的定位角 獨(dú)立懸架中的擺臂鉸鏈軸大多為空間傾斜布置。為了描述方便，將擺臂空間定位角定義 為：擺臂的水平斜置角α ，懸架抗前俯角β，懸架斜置初始角θ，如圖6 —30所示。 三、雙橫臂式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 1．縱向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 上、下橫臂軸抗前俯角的匹配對(duì)主銷后傾角的變化有較大影響。圖6 —31給出了六種可 能布置方案的主銷后傾角λ值隨車輪跳動(dòng)的曲線。圖中橫坐標(biāo)為λ值，縱坐標(biāo)為車輪接地中 心的垂直位移量。各匹配方案中β1、β2角度的取值見圖注，其正負(fù)號(hào)按右手定則確定。 為了提高汽車的制動(dòng)穩(wěn)定性和舒適性，一般希望主銷后傾角的變化規(guī)律為：在懸架彈 簧壓縮時(shí)后傾角增大；在彈簧拉伸時(shí)后傾角減小，用以造成制動(dòng)時(shí)因主銷后傾角變大而在控 制臂支架上產(chǎn)生防止制動(dòng)前俯的力矩。 分析圖6 —31中λ的變化曲線可知，第4、第5方案的λ變化規(guī)律為壓縮行程λ減小，拉 伸行程λ增大，這與所希望的規(guī)律正好相反，因此不宜用在汽車前懸架中；第3方案雖然主 銷后傾角的變化最小，但其抗前俯的作用也小，所以現(xiàn)代汽車中也很少采用；第1、2、6方 案的主銷后傾角變化規(guī)律是比較好的，所以這三種方案在現(xiàn)代汽車中被廣泛采用。 2．橫向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 比較圖6 —32a、b、c三圖可以清楚地看到，上、下橫臂布置不同，所得側(cè)傾中心位置也 不同，這樣就可根據(jù)對(duì)側(cè)傾中心位置的要求來(lái)設(shè)計(jì)上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案。 3．水平面內(nèi)上、下橫臂動(dòng)軸線的布置方案 上、下橫臂軸線在水平面內(nèi)的布置方案有三種，如圖6 —33所示。 下橫臂軸M —M和上橫臂軸N —N與縱軸線的夾角， 分別用α 1和 α2來(lái)表示， 稱為導(dǎo)向機(jī)構(gòu)上、 下橫臂軸的水平斜置角。一般規(guī)定，軸線前端遠(yuǎn)離汽車縱軸線的夾角為正，反之為負(fù)，與汽 車縱軸線平行者，夾角為零。 為了使輪胎在遇到凸起路障時(shí)能夠使輪胎一面上跳，一面向后退讓，以減少傳到車身上 的沖擊力，還為了便于布置發(fā)動(dòng)機(jī)，大多數(shù)前置發(fā)動(dòng)機(jī)汽車的懸架下橫臂軸M —M的斜置角。 ， 為正，而上橫臂軸N —N的斜置角α 2則有正值、零值和負(fù)值三種布置方案，如圖6 —33中的a、 b、c所示。上、下橫臂斜置角不同的組合方案，對(duì)車輪跳動(dòng)時(shí)前輪定位參數(shù)的變化規(guī)律有很 大影響。如車輪上跳、下橫臂斜置角α l為正、上橫臂斜置角α 2為負(fù)值或零值時(shí)，主銷后傾角 隨車輪的上跳而增大。如組合方案為上、下橫臂斜置角α 1、 α2都為正值，如圖6 —33a所示， 則主銷后傾角隨車輪的上跳較少增加甚至減少(當(dāng) α1<α2時(shí))。至于采取哪種方案為好，要和 上、下橫臂在縱向平面內(nèi)的布置一起考慮。當(dāng)車輪上跳、主銷后傾角變大時(shí)．車身卜的懸架 支承處會(huì)產(chǎn)生反力矩，有抑制制動(dòng)時(shí)前俯的作用。但主銷后傾角變得太大時(shí)，會(huì)使支承處反 力矩過(guò)人，同時(shí)使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對(duì)側(cè)向力十分敏感，易造成車輪擺振或轉(zhuǎn)向盤上力的變化。因此， 希望轎車的主銷后傾角原始值為-1°一+2°。當(dāng)車輪上跳時(shí)，懸架每壓縮lOmm，主銷后傾角 變化范圍為10 ′一40 ′。 為了綜合1上述要求，選擇恰當(dāng)?shù)目骨案┙?，?guó)外已根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)制定出一套列線圖， 如圖6 —34所示。該圖由三組線圖組成：圖6 —34a為汽車在不同減速度時(shí)(以重力加速度g的 百分?jǐn)?shù)表示)，前輪上方車身下沉量f1，與抗前俯率 ηd的關(guān)系；圖6 —34b，為下橫臂擺動(dòng)軸 線與水平線夾角β1不相同時(shí)，主銷后傾角λ的變化；率dλ／df1，與抗前俯率的關(guān)系；圖 6—34c為不同球銷中心距時(shí)， 主銷后傾角λ的變化率dλ／df1與上、 下橫臂擺動(dòng)軸線夾角(β 2—β1)的關(guān)系。運(yùn)用此圖的步驟如下： 先根據(jù)設(shè)計(jì)的允許前俯角(在0．5g時(shí)為1°～3°)確定f1，然后找到相應(yīng)的η d，并在圖 6—34b上初選β1，求出主銷后傾角變化率(推薦懸架每壓縮lOmm時(shí)為10 ′一40 ′)． 如超出范 圍， 即重新選β1， ，直至達(dá)到要求為止。接著可用圖6 —34c， 先選定球銷中心距，從圖6 —34b 所定的dλ／df1值與初選的球銷中心距在圖上沿虛線所示的路線找到上、下橫臂的夾角(β 2—β1)， 如布置上允許即認(rèn)為初選成功。 此圖適用于軸距2． 8～3． 2m， 質(zhì)心高為0． 58～0． 6m 的轎車。 4．上、下橫臂長(zhǎng)度的確定 雙橫臂式懸架的上、下臂長(zhǎng)度對(duì)車輪上、下跳動(dòng)時(shí)前輪的定位參數(shù)影響很大?，F(xiàn)代轎車 所用的雙橫臂式前懸架，一般設(shè)計(jì)成上橫臂短、下橫臂長(zhǎng)。這一方面是考慮到布置發(fā)動(dòng)機(jī)方 仙。另一方面也是為了得到理想的懸架運(yùn)動(dòng)特性。 圖6— 35為下橫臂長(zhǎng)度l1保持原車值不變，，改變上橫臂長(zhǎng)度l2，使l2／l1，分別為0.4， 0．6，0．8，1．0，1．2時(shí)計(jì)算得到的懸架運(yùn)動(dòng)特性曲線。其中Z —By(1/2輪距)為車輪接地 點(diǎn)在橫向平面內(nèi)隨車輪跳動(dòng)的特性曲線。由圖可以看出，當(dāng)上、下橫臂的長(zhǎng)度之比為0．6 時(shí)，By曲線變化最平緩；l2／l1增大或減小時(shí)，By曲線的曲率都增加。圖中的Z —δ和Z —γ 分別為車輪外傾角和主銷內(nèi)傾角隨車輪跳動(dòng)的特性曲線。當(dāng)l2／l1=1．0時(shí)， δ和γ均為直線 并與橫坐標(biāo)垂直，這時(shí)，δ 和γ在懸架運(yùn)動(dòng)過(guò)程中保持定值。 設(shè)計(jì)汽車懸架時(shí)，希望輪距變化要小，以減少輪胎磨損，提高其使用壽命，因此應(yīng)選擇 l2／l1在0．6附近；為保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性，希望前輪定位角度的變化要小，這 時(shí)應(yīng)選擇l2／l1在1.0附近。綜合以上分析，該懸架的l2／l1應(yīng)在0．6～1．0范圍內(nèi)。美國(guó) 克萊斯勒和通用汽車分司分別認(rèn)為，上、下擺臂長(zhǎng)度之比取0．7和0．66為最佳。根據(jù)我國(guó) 轎車設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)，在初選尺寸時(shí), l2／l1l取0．65為宜。 四、麥弗遜式獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 1．導(dǎo)向機(jī)構(gòu)受力分析 分析如圖6 —36a所示麥弗遜式懸架受力簡(jiǎn)圖可知，作用在導(dǎo)向套上的橫向力F 3，可根據(jù) 圖上的布置尺寸求得 式中，F(xiàn) 1為前輪上的靜載荷F 1′減去前軸簧下質(zhì)量的1／2。力F 3越大，則作用在導(dǎo)向套上的摩 擦力F 3f越大(f為摩擦因數(shù))，這對(duì)汽車子順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導(dǎo)向套和活 塞表面應(yīng)用了減磨材料和特殊工藝。由式(6 —28)可知，為了減小力F，，要求尺寸c十b越大 越好，或者減小尺寸a。增大尺寸c+b使懸架占用空間增加，在布置上有困難。若采用增加減 振器軸線傾斜度的方法，可達(dá)到減小尺寸。的目的，但也存在布置困難的問(wèn)題。為此，在保 持減振器軸線不變的條件下，常將圖中的G點(diǎn)外伸至車輪內(nèi)部，既可以達(dá)到縮短尺寸。的目 的，又可獲得較小的甚至是負(fù)的主銷偏移距，提高制動(dòng)穩(wěn)定性。移動(dòng)G點(diǎn)后的主銷軸線不再 與減振器軸線重合。 由圖6 —36b可知，將彈簧和減振器的軸線相互偏移距離s，再考慮到彈簧軸向力F 6的影 響，則作用到導(dǎo)向套上的力將減小，可用下式計(jì)算 由式(6 —29)可知，增加距離s，有助于減小作用到導(dǎo)向套上的橫向力F 3。有時(shí)為了發(fā)揮彈簧 反力減小橫向力F 3的作用，還將彈簧下端布置得盡量靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減振器 軸線成一角度。這就是麥弗遜式懸架中，主銷軸線、滑柱軸線和彈簧軸線不共線的主要原因。 2．?dāng)[臂軸線布置方式的選擇 麥弗遜式懸架的擺臂軸線與主銷后傾角的匹配影響汽車的縱傾穩(wěn)定性，圖6 —37中，C 點(diǎn)為汽車縱向平面內(nèi)懸架相對(duì)于車身跳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)瞬心。當(dāng)擺臂軸的抗前俯角—β等于靜平衡 位置的主銷后傾角λ 0時(shí)，擺臂軸線正好與主銷軸線垂直，運(yùn)動(dòng)瞬心交于無(wú)窮遠(yuǎn)處，主銷軸 線在懸架跳動(dòng)時(shí)作平動(dòng)。因此，λ 0 值保持不變。 當(dāng)—β與λ。的匹配使運(yùn)動(dòng)瞬心C交于前輪后方時(shí)(圖6 —37a)，在懸架壓縮行程，λ角 有增大的趨勢(shì)。 當(dāng) —β與λ。的匹配使運(yùn)動(dòng)瞬心C交于前輪前方時(shí)(圖6 —37b)，在懸架壓縮行程，λ角有 減小的趨勢(shì)。 為了減少汽車制動(dòng)時(shí)的縱傾，一般希望在懸架壓縮行程主銷后傾角λ有增加的趨勢(shì)。因 此，在設(shè)計(jì)麥弗遜式懸架時(shí)，應(yīng)選擇參數(shù)β能使運(yùn)動(dòng)瞬心C交于前輪后方。 3．?dāng)[臂長(zhǎng)度的確定 圖6 —38為某轎車采用的麥弗遜式前懸架的實(shí)測(cè)參數(shù)為輸人數(shù)據(jù)的計(jì)算結(jié)果。圖中的幾 組曲線是下擺臂“取不同值時(shí)的懸架運(yùn)動(dòng)特性。由圖可以看出，擺臂越長(zhǎng)，By曲線越平緩， 即車輪跳動(dòng)時(shí)輪距變化越小，有利于提高輪胎壽命。主銷內(nèi)傾角γ車輪外傾角 δ和主銷后傾 角λ曲線的變化規(guī)律也都與By類似，說(shuō)明擺臂越長(zhǎng)，前輪定位角度的變化越小，將有利于提 高汽車的操縱穩(wěn)定性。 具體設(shè)計(jì)時(shí)，在滿足布置要求的前提下應(yīng)盡量加長(zhǎng)擺臂長(zhǎng)度。