麦弗逊独立悬架受力分析及计算PPT课件

. 1、麦克弗逊悬架中力量的分析和计算方法，华福林的编写，2、本文根据我收集的相关资料，消化吸收后结合自己的实践经验，供参考。 3、麦克风悬架的载荷分为三个部分：A .确定静载荷的b .确定持续力c .确定短时间力a .确定麦克风悬架的静载荷1 .在弹簧和铰链上的静载荷(参照图1):进行静载荷平衡分析时，车轮、车轴、减震器(活塞杆) 图2是无约束系统图，是将阻尼器轴线设为y轴的图，x轴与其垂直，代替支承a点而使用x轴和y轴的反作用力. X-Y坐标旋转0相对于地面的角度，即车辆旋转轴在横向平面内的倾斜度。 在图1所示的距离符号中，对d点取矩而得到平衡方程式： ax (co )= NV-(uv/2 ) bax= NV-(uv/2 ) b/(co ) (1)式中： b=Ro dtg0mmUv/2前轮弹簧下质量的一半n，4，图1，5表示式(1)，为(c-a )值. 6此外，y轴方向的所有力之和为零，即F=0请参照图2。 因此，弹簧上的静载荷为，222222卡卡卡卡卡卡卡卡卡卡卡卡6 by=bxtg(0)222222卡卡卡卡卡卡卡653式中NX=nvsin0缓冲杆的弯曲力矩为Mk=aAx缓冲杆的作用于活塞的力： Kx=Cx-Ax线段a越短，Cx和kx越小，导套和活塞的摩擦力(Ck1 Kx2 )也相应地变小。 作为、7、8、2 .图法来确定力是简单实用的。 通过利用已知的力nv和下能够控制臂BD所产生的力的方向，能够获得力a，能够将力a分解为阻尼器轴线方向和与该轴线方向垂直的方向上的分力，能够获得支撑上的反作用力和作用在弹簧上的力。 现代轿车为了减小前轮驱动旋转力臂R0(scubradius )，使下臂的滚珠b从减震器轴线向车轮方向移动t的距离。 此时，车轮的旋转轴线与阻尼器轴线所成的角度可以用已知的线段长度表示： tg=t/(c o)图4表示输出nv、b与a的阻尼器轴向的分解，即0-角度旋转时的分解。 点a处的矩阵计算By=Bxtg( 0-)或Bx，其中bnvbytt-bx (co )=0、9、10，b=r0DTG0 tcos (0 -) (ca )-sin (0 -)，并且车轮载荷nv=NV-(uv/2 )分辨率分量输出NX=nvsin (0 -)。 以及ny=nvcos (0 )，由此确定弹簧的压缩力Ay和铰链上的载荷Ax。 对于2名乘客，力Ax尽可能小，如果结构上可能的话，即使Ax=0，也请参照图5。 因而，使弹簧加载力线沿车轮方向移动s距离，通过力nv和b的作用线交点m。 移动距离可用作图法计算或用示意图6计算。 如果s=t (R0 dtg0)cos( 0-)/cos、11、12、13、t和R0的值不较大，则弹簧能够在有限的范围内进行所需的移动。 此时，下摆臂的作用力线、弹簧上的铰链点作用力线以及轮胎接地面的作用力线同时通过m点(参照图7 )，利用绘图法求出A0、B0、R0力三角，可以求出其矢量值。 需要注意的重要事项是，此时系统的作用扭矩为零，减震器的活塞杆不受弯矩的影响。 但是，由于结构上的理由，无法完全消除活塞杆的弯曲力矩，只能进行较大的改善，因此，对下一个力的上限值(理想状态)和下限值进行了研究。 14、15、b .麦克弗森悬架的动负荷(持续力)的确定：汽车行驶中，马弗他悬架系统除静负荷及其变化产生的力外，还承受驱动力、制动力、横力(侧风、转向、侧滑等力)等产生的持续力和力矩。1 .受到横向力S1时分析：汽车弯曲时(或受到横向风、横向坡度等的影响)，车轮相对于路面的反作用力S1使用图7和力三角形图，将作用于下臂球销b和固定卷线筒点a的力的上限值决定为曲线图法的合力Rvo表示nv=NV-(uv/NV ) 2前轮弹簧在质量的一半NNv前轮(单轮)上的负荷n、16、S1=Nv轮胎与路面的附着系数，考虑到最大侧滑力，干燥平坦的沥青路面的汽车急弯轮胎发生侧滑时，=0.70左右，S1max=0.7NvN决定图8.a、b这2点的力的只要求出合力Rvu，就能画出有力的三角形来求出Bu和Au的大小。 合成Rvu可以通过nv=NV-uv/2计算。 各参数的坐标概略图可以用1:1前桥总图和1:2.5的比例关系描绘，力的比例尺推荐1cm=200N。 设下摆臂的滚珠移动距离为t，则弹簧从减震器轴线向外方移动距离s。 为了获得力Ao (图6 )和Au (图7 )的方向，17、使上铰链部的反作用力Ax和Ay一起平行移动，连接a和m这两点。 如果绘制方法有困难，可以通过算法来确定未知的输出Ao和Aox (在图9的示意图中进行)。 图中的力分解为x轴和y轴的分力(即旋转0-角度)，其平衡条件为FX=0- NOx-s1XM box-AOX=0(1)fy=0no y-s1yboy-aoy=0(2)点a，以分力box和boy为未知量。 因为可以用Boy=Boxtan求解。 如果c、d、s、t和Ro是已知的，则点b是MB=0； no (rod tan0 ) s1d-AOX (co )-aoy (s-t )=0(3)、18、19、20，其中一个方程式除以另一个方程式，则=0boy/box=tan=(S1 yaoy-noy )/(S1 xaoxnxnox ) aoy=AOX tan- sn s1x=s1sin (0 -) NOx=nosin (0 -) noy=nocos (0 -) bo和Axu可以用同样的方法计算，但是在代入方程式时，考虑到所有力都具有方向性，因此需要注意符号。 可以通过已知的力Aox和Aux计算继续作用于阻尼器活塞杆的弯矩。 如果该双力方向相同，则为非交变载荷，仅应用Aox计算力矩，Mk=AoxO，在上述例子中，力Bo与Bu、以及Aox与Aux的方向相反。 见、21和图10。 即，下球头螺栓支承和缓冲活塞杆承受交变载荷。 计算弯曲应力时，改变力的最大最小值，使其成为交变载荷，乘以线段的长度o即可得到弯矩。 Mkw=(0.58Aox 0.42Aux)o输出Aox与Aux方向相反，因此在Aux系数0.42之前标记负号。 计算出的应力不得超过允许应力b=0.6bb1b2/(kb)。 计算出的应力b=mkw/WB-WB棒的截面系数mm3、Aox，Aux，Cox，Cux，Kox，Kux，图10，22，系数0.6适用于表面硬化和液压缓冲器棒硬铬镀层的情况。 作用于球销上的脉动或交变载荷的持续力b可以用类似的方式来确定。 根据得到的结果计算铰链连接尺寸。 同时，可计算连接下臂和车身的铰链连接尺寸。 2 .主销的后倾角度、制动力和前轮驱动(驱动力)的影响：时，悬架导轨产生纵向的施加力。 图11是决定z轴(纵轴)的力的悬架的侧视图和后视图。 在侧视图中，通过讨论从轮胎接地点到主销的垂线相交的点，从该点到地面的距离为ns=nasin=Rdynsin2，在后视图中从车轮中心到主销的垂线相交的点，该点的垂线为R2。 首先，使作用于驱动轮的接触点的牵引力LA1移动至车轮的中心，然后，使其在与车轮的旋转轴(主销)垂直的方向上移动至主销的轴线上，计算点a和点b处的z轴方向的分力。 aL表示牵引力LA1向车、23、24、车中心向下移动的距离： aL=R2sin0平行移动横向力S1，视为作用于车的旋转轴，离地面的高度为ns。 特别需要注意的是各力在两个视图中的向量方向。根据后视图，Box=Boyctg，通过在点a处取矩而得到计算Bzo所需的垂直分量： byo=nVO rod tan0 (co ) sin0 s1 (d-ns ) (co ) cos0/(co ) cos0 ctg- sin0侧视图所示的力Azo的作用在建立点a的矩方程式时，首先确定：公式中的： e= (co ) ) cos0 d TGf=(co ) ) cos0 TG、25，且如图12中所示的3360、26，和Axo=Bxo-S1，三个彼此正交的力所作用在点a上的Axo=Bxo-S1 为了减小Azo=LA1-Bzo阻尼器的活塞杆的弯曲应力，如上所述，使下摆臂的滚珠向外侧移动(后视)，此时，必须决定新的几个力在与点a和b的切线方向垂直的方向上分解成分力，即在阻尼器轴线的三个方向上分解具体而言，1 )考虑空间角度，将Ayo分解成坐标u和v方向的分力(图13):Ayu=Ayosin； Ayv=Ayocos22 )将力Axo和Azo叠加，将其分解为s和t方向的分力时，考虑图12的俯视图的角。 tg=tg0/tg； 根据图14为：27、28、Axs=Axosin； axt=axococos； Azs=Azocos； Azt=Azosin； 因此，As=Azs-Axs和At=Azt Axt。 并且，如图15所示，必须进一步将输出As分解为u和v方向的分力。29、Asu=Ascos； asv=assignen； 力Asv和Ayv均决定弹簧载荷： F1=Ayv-Asv。 另一个分力Asu也与Ayu同样与直线AB垂直地作用于活塞杆。 为了计算弯曲应力，应考虑Asu、Ayu的二力和与其垂直的力At，求横力：根号下的三个力由力的最大值决定。 c .短时力的确定：为了确定作用于Michael悬架的最大力，计算在以下3个情况：1 )下凹凸道路上行驶的2 )铁路叉3 )初速V=10km/h时的车轮锁止制动器、30、1 )下凹凸道路上行驶的阻尼活塞的全弯曲应力在车轮处于下限位置时(减震器的最大拉伸状态)，该横向力由不平整地面的横向分力产生，如图16所示。 此时，固定在减震器的活塞杆上的复位行程限制器被杆导向件的点c的区域支撑，当弹簧向车轮外侧移动时，会产生偶数Ay和-Fmin，产生附加的力矩。 但是，这两个力不相等，仅研究与车轮连接的减震器壳体(无活塞杆)，若考虑条件Fy=0，则Fmin=Ay By S1y弹簧最小压缩力Fmin在从悬架于中间位置(名义)时的弹簧力fw=iynv减去复位行程时Fmin=Fw-iyf2c2v、31、32，式中，f2车轮的可能复位行程长度c2v换算成车轮的弹簧刚性的简单的下摆臂的力和行程传递比可以从用iy和IX:fw=nviynv称量的车轮载荷(单轮) Nv中减去弹簧下质量(单轮)的一半如果以以nv=nv-uv/2 w点为车轮中心的b点为下摆臂饺子接合中心的f点为弹簧作用力中心，则为，Fw，NV，a，b，b，f，w，33， 由于f车轮的行程Ff弹簧作用力点的行程为能够使用ix计算弹簧固定点f处的弹簧刚性cfcf=fw/ff=nviyix/f的车轮接地点处的弹簧刚性(悬架刚性) c2v=nv/f，因此cf=fw/ff=nviyix/f=c2viyix=c2vix2对弹簧中心线和垂线有倾斜角的影响，因此，传动比更正确的公式返回图15，考虑3=o f2cos0以及将弹簧固定在缓冲杆上来支承座位的情况，根据力矩Mk4=Axo3 Ays的经验在行驶于、34、凹凸不平的道路时，计算力Ax、Ay、b，悬架处于正常的中间位置，其求法与图7和图9相对应。 另外，对于前轮驱动车，应考虑驱动扭矩的影响。 2 )跨过铁路叉子，在这种情况下，必须考虑悬架位于上限位置(车轮跳跃到极限，位移f2)。如果知道此时轮胎接地点的载荷nv，则nv=nv-(u/2 )； 和横向力S1=Nv，考虑变化后角度、0 (图17 )，可以用作图法或算法决定力b、Ax、Ay。 此时的距离o的值(从杆导向件到减震器支撑点的距离)减少为o=o-f1cos0。 即使力增加，力矩MK=AXO也不超过继续力矩。 3 )初速V=10km/h时车轮的锁定制动器在这种情况下，作用于减震器的载荷与超过铁路叉的载荷大致相同，请参照图17。 从、35、36、37以及图18的后视图可以看出，当旋转力臂(擦除半径或Scrubradius )为正值时，制动力LB的实际作用点距离地面为a-b值，并且aB=R0cos0sin00。 其制动力为lb。 在转动臂为负值的情况下，制动力LB的实际作用点为距离地面ab的值，ab=r0cos0sin0，制动力为lb。 液压缓冲器杆截面c上的力矩Mk在合力Az和Ax中产生。 垂直输出nv的最大值被用于计算Az和Ax。 结果是az=lb (rz0cos0 sin0 )/(co ) cos0 ax=nv (r0DTG0 )/(co )，38，纵力为驱动力，在有主销后倾角的情况下，可以用同样的分析方法计算，但是驱动力LA和制动力lb的方向相反，需要考虑后倾角的影响。 以上许多章节在汽车麦克弗森悬架的受力分析和各种情况下，对弹簧、减震杆、下臂球销等载荷和弯矩进行了详细的分解和计算。 以下，以某轿车的前悬架为例进行管理(参照附件)。 39附件：轿车前