麥式懸架主銷位置對性能影響研究*

李 寧，王海根，鄭 潔，袁林江

（浙江工業大學 之江學院，浙江 杭州 310024）

0 引 言

主銷定義為轉向輪轉向時的回轉中心，對于麥式懸架（麥弗遜懸架）來說，即減振器上點與下擺臂外點的連線。但是對于麥式懸架減振器上點位置的定義，不同的主機廠以及設計公司分別有自己的定義方法，主要的有兩種定義方法：一種采用安裝中心定義法，定義減振器上支座和車身上安裝平面與減振器軸線的交點為減振器的上點，認為減振器和車身安裝后，減振器繞該點旋轉，主動輪繞由該點和下擺臂外點構成的主銷軸線旋轉。另一種采用變形中心定義法，定義減振器上支座內部骨架中心平面與減振器活塞桿中心線交點為減振器上點，認為減振器與車身安裝好以后，當受到側向力或者縱向力時，上支座會發生變形，減振器繞上支座的變形中心進行旋轉，主動輪繞由該點和下擺臂外點構成的主銷軸線旋轉。

本研究以某款車前懸架為研究對象，按照該減振器上點兩種定義方法進行建模，對主銷后傾角、主銷內傾角進行仿真計算和實車進行對比，以及兩種定義方法對回正性能的影響進行仿真分析。

1 ADAMS分析模型的建立

該車型前懸架為麥式懸架，減振器與車的安裝方式為整體安裝。在CATIA中按照兩種硬點定義方法取出減振器上點，如圖1所示，a點為按照安裝中心定義法取得減振器上點，該點坐標（1026.51，-567.17，1614.35），b點為按照變形中心定義法取得減振器上點，坐標為（1022.31，-566.17，1594.35）。

圖1 減振器上點定義示意圖

本研究在ADAMS中對該款車前懸架系統、轉向器系統、穩定桿系統進行建模后完成前懸架模型的裝配，因襯套對車輛定位參數以及性能影響比較大，故在建立襯套模型時，必須保證模型中襯套安裝角度和實車一致，在ADAMS中建立的前懸架裝配模型如圖2所示[1]。

圖2 前懸架裝配模型

2 車輪參數變化分析

減振器上點位置不同，會造成主銷位置不同，從而會對主銷內傾角和主銷后傾角造成影響。四輪定位檢測是車輛下線最重要的一道工序，因減振器上點位置定義不同，導致下線車輛檢測不合格，將會嚴重影響生產效率，因此，采用正確的減振器上點定義意義重大[2-3]。

為了研究減振器上點采用哪種定義的仿真結果比較符合實際，筆者借助上一步建立的前懸架裝配模型，對減振器上點分別采用安裝中心定義法和變形中心定義法修改后進行仿真。采用安裝中心定義法主銷內傾角仿真結果為9.342 deg，主銷后傾角仿真結果3.3 deg。采用變形中心定義法主銷內傾角仿真結果9.716 deg，主銷后傾角仿真結果3.231 deg。

生產線上四輪定位儀測量主銷后傾角及主銷內傾角的原理是先通過轉方向盤帶動車輪轉動，依據車輪的轉動找到回轉軸（即主銷），從而測出主銷后傾角和主銷內傾角。為了研究減振器上點采用哪種定義方法的仿真結果更符合實際，筆者對某基地下線的某批次車輛的四輪定位進行了匯總，并對主銷內傾角和主銷后傾角單獨進行分析。該批次車輛主銷內傾角分布圖如圖3所示，主銷后傾角分布如圖4所示，圖中黑色的點為每輛車的實測值，灰色的線為平均值。考慮到加工工藝的偏差以及安裝工藝的偏差，因此所有車輛不可能保持完整的一致性，偏差在某個范圍內即認為屬于正常，分析時取該批次的平均值。

圖3 主銷內傾角實測結果

圖4 主銷后傾角實測結果

本研究對該批次車輛主銷后傾角及主銷內傾角的平均值進行計算，主銷內傾角平均值為9.719 deg，主銷后傾角平均值為3.23 deg。通過跟仿真結果對比知，減振器上點采用變形中心定義法仿真結果跟實車比較接近。

3 回正力矩影響分析

主銷內傾角及主銷后傾角產生的回正力矩主要影響車輛的回正性能及轉向感，如果回正力矩設計偏小，會導致車輛回正性能偏差，轉向較輕，車輛在行駛中遇到沖擊時，容易出現“kick back”現象[4-6]。反之，如果回正力矩設計偏大，車輛的回正性會變好，但轉向變重，會引起顧客的抱怨[7-8]。因此，設計合理的主銷內傾角及主銷后傾角對車輛的回正性能及轉向感影響非常大。

3.1 主銷內傾角產生的回正力矩影響分析

主銷內傾角主要跟低速時車輛的回正性能有關，當轉向輪繞主銷轉動時，車輪的最低點將陷入路面以下，但實際上車輪下邊緣不可能陷入路面以下，而是將轉向車輪連同整個汽車前部向上抬起一個相應的高度，這樣因汽車本身的重力作用，將迫使轉向輪回到原來的中間位置，并帶動方向盤回到原來位置。由前軸荷、主銷內傾偏距及主銷內傾角產生的回正力矩計算公式如下：

式中：M內—由前軸軸荷、主銷內傾偏距及主銷內傾角產生的回正力矩，N·mm；G—前輪軸荷，N；δ—主銷內傾角，deg；α—銷后傾角，deg；?—對應的前輪轉角，deg；L—銷內傾偏距，mm。

由圖5可以看出，主銷位置改變后主銷內傾偏距和主銷內傾角均發生了變化，為了分析主銷位置改變對由主銷內傾角和主銷內傾偏距構成回正力矩的影響，在ADAMS將減振器上點按兩種定義方法修改后進行轉向仿真。以車輪左轉10°為例，通過仿真輸出主銷內傾角、主銷后傾角、主銷內傾偏距變化后的值，代入公式（1）中計算前輪產生的回正力矩M內，計算結果如表1所示。通過對比知，減振器上點采用安裝中心定義法建模產生的回正力矩為1517 N·mm，采用變形中心定義法產生的回正力矩為1452 N·mm，可以看出，當轉向輪轉動10°時，因減振器上點位置定義的不同，主銷內傾產生的回正力矩計算偏差在65 N·mm，偏差百分比為4.28%。

圖5 主銷內傾偏距的變化

表1 主銷內傾角產生的回正力矩計算結果

3.2 主銷后傾角產生的回正力矩影響分析

主銷后傾角主要影響車輛高速行駛的穩定性以及車輛的回正能力。當高速行駛的車輛轉向時，由于離心力的作用，車輪將會繞回轉半徑向外滑移，從而輪胎與路面之間會產生摩擦阻力，同時該摩擦阻力會產生繞主銷軸線的回正力矩，該力矩的力臂即為主銷后傾拖距，但同時，在轉向時，由于輪胎接地點處因受到阻力會產生變形，并產生氣胎拖距，導致輪胎自身產生回正力矩。因此，計算由地面摩擦產生的回正力矩時，應該考慮主銷后傾拖距和輪胎拖距共同作用產生的影響，計算公式如下：

式中:M后—由主銷后傾拖距和輪胎氣胎拖距共同作用產生的回正力矩，N·mm；n—主銷后傾拖距，mm；d—輪胎氣胎拖距，mm；fa—輪胎轉向時由于地面摩擦的作用產生的側向力，N；m—前輪軸荷，kg；a—轉彎時的側向加速度，m/s2；γ—主銷后傾角，deg。

主銷位置改變后，主銷后傾角及主銷后傾偏距均發生了變化，如圖6所示，na、nb分別為減振器上點采用安裝中心定義法和變形中心定義法時，在準靜態下，對應的主銷后傾拖距。為了分析主銷位置不同對M后造成的影響，以車輛在0.2 g下的轉彎工況為例，計算采用兩種減振器上點定義法產生的M后值，計算結果如表2所示，表2中主銷后傾拖距為車輪轉向產生0.2 g側向加速度時對應的主銷后傾拖距，因不同的輪胎產生的氣胎拖距不同，這里取經驗值30 mm[9-10]。通過對比知，減振器上點采用安裝中心定義法產生的回正力矩為67928 N·mm，采用變形中心定義法產生的回正力矩為67702 N·mm不同，減振器上點位置改變對回正力矩產生的偏差為0.33%。

圖6 主銷后傾偏距的變化

表2 主銷后傾角產生的回正力矩計算結果

4 整車性能影響分析

主銷位置的改變對整車回正性能影響比較大，為研究減振器上點位置改變后對整車性能的影響以及驗證前面的計算結果，本研究分別在ADAMS中進行低速、高速轉向回正仿真試驗，并對仿真結果進行分析。

4.1 轉向回正-低速仿真分析

按照國標[11]在ADAMS中進行低速仿真分析，仿真車速為29 km/h，仿真過程中橫擺角速度隨時間的變化曲線如圖7所示，相關參數的計算結果如表3所示。通過對比可以看出，減振器上點采用變形中心定義法（b點）后，橫擺角速度達到穩態的時間變長，橫擺角速度殘留角和方向盤殘留角均增大。本研究以橫擺角速度殘留角為主要指標，評價兩種定義方法對低速時回正能力的影響，通過計算知，減振器上點采用兩種方法定義，計算的車輛低速時回正性能偏差為5.83%。

圖7 橫擺角速度隨時間的變化曲線

表3 轉向回正-低速時仿真結果

通過3.1節計算知，減振器上點采用變形中心定義后，由主銷內傾角產生的回正力矩均變小，從而將會導致車輛回正能力變差，跟當前整車分析結果一致。

4.2 轉向回正-高速仿真分析

按照國標在ADAMS中進行高速仿真分析，仿真車速100 km/h，仿真過程中橫擺角速度隨時間的變化曲線如圖8所示，相關參數的計算結果如表4所示。通過對比可以看出，減振器上點采用變形中心定義法（b點）后，橫擺角速度達到穩態的時間變長，橫擺角速度殘留角和方向盤殘留角均增大。以橫擺角速度殘留角為主要指標，評價兩種定義方法對高速時回正能力的影響，通過計算知，減振器上點采用兩種定義方法，計算的車輛高速時回正性能偏差為12.11%。

圖8 橫擺角速度隨時間的變化曲線

表4 轉向回正-高速時仿真結果

通過4.2節計算可知，減振器上點采用變形中心定義后，由主銷后傾產生的回正力矩變小，從而將會導致高速時車輛回正能力變差，跟當前整車分析結果一致。

5 結束語

本研究通過與實車對比，減振器上點采用變形中心定義法仿真的結果跟實車比較相符。因此提出，進行性能分析時，減振器上點按照變形中心法進行定義。

減振器上點采用兩種定義方法，計算主銷內傾產生的回正力矩偏差為4.28%，主銷后傾產生的回正力矩偏差為0.33%。

減振器上點采用兩種定義方法，計算的車輛低速時回正性能偏差為5.83%，高速時回正性能偏差為12.11%。

（References）:

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