麥弗遜前懸架硬點布置分析

韋仲寧，林明，楊魏綺

(廣西艾盛創制科技有限公司，廣西柳州 545006)

0 引言

在汽車設計中，因麥弗遜懸架體積比較小，有利于緊湊的發動機艙布置。其中，麥弗遜式懸架的主要結構是由螺旋彈簧加上減振器以及A字下擺臂組成。麥弗遜懸架應用廣泛，微型車、緊湊車、中級車以及SUV車型上都能見到麥弗遜懸架的身影。因而，未來汽車將采用整體模塊化的研發設計思路。

其中，底盤平臺的正向布置與模塊化架構，將涉及到底盤基本參數的選擇與確定：底盤懸架總成、子系統甚至零部件的模塊化架構策略，底盤系統硬點的正向布置，底盤運動校核等方面內容。本文作者將以麥弗遜懸架的正向設計探討底盤平臺模塊化架構及相關問題。

1 基準的確定

1.1 坐標確定

根據整車坐標系定義及前輪距Df，分別得到左前輪中心點TL坐標(0，-Df/2，0)、右前輪中心點TR坐標(0，Df/2，0)。根據車輪(輪胎、輪輞)、車輪偏距ET、制動盤厚度及驅動半軸等，大致確定擺臂外球銷點G的YZ坐標，見圖1。要求擺臂球銷到驅動軸間隙s1在8 mm以上，制動盤到擺臂間隙s2在12 mm以上(如有制動防塵板，則制動器與防塵板之間間隙要求大于6 mm，防塵板與擺臂間隙要求大于7 mm)。在空間允許范圍內，盡可能地將擺臂球銷往外布置。

圖1 左擺臂外點間隙

1.2 主銷布置

1.2.1 主銷內傾角

如圖2(a)所示，在過車輪中心點TL的YZ平面上，作線段TLB(長度等于車輪靜半徑)，TLB與Z軸夾角為車輪外傾角(參考值-1°～1°)，點B即為車輪接地點，TLB為車輪中心平面與YZ平面交線。過點B作平行于Y軸線段BC，長度為在地面上的主銷偏移距(參考值-18～+30 mm)，點C即為主銷與地面交點在YZ平面的投影點。連接CG，CG與Z軸夾角即為主銷內傾角(11°～15°)。輪心處的主銷偏移距rw(參考值50～60 mm)，最大值不能超過75 mm。

1.2.2 主銷后傾角

如圖2(b)所示，在過車輪中心點TL的XZ平面上，做豎直向下線段BTL，BTL長度等于車輪靜半徑。以B為起點作平行于X軸直線BC，即為在地面上的主銷后傾角偏距(參考值11～25 mm)，點A即為主銷與地面交點在XZ平面的投影點。連接ATL，ATL與Z軸的夾角即為主銷后傾角(參考值2°～6°)。主銷后傾角應該考慮地面線的影響(輪心處的主銷后傾角偏距很小，甚至為0)，ADAMS里面卻沒有考慮地面線。

圖2 主銷內傾角、主銷后傾角

1.2.3 擺臂球銷點G、減振器硬點確定

過GC做過X軸的拉伸平面、過GA做過Y軸的拉伸平面，兩平面的交線L即為主銷軸線。此時可以在直線L上選擇擺臂外球銷點G的位置，從而確定點G的坐標。減振器上點(Top_mount，簡稱點T)就落在主銷軸軸線上，根據定義的輪心到減振器上點在Z軸方向距離，確定減振器上點位置(考慮空載時彈簧長度、滿載時彈簧下座與輪胎間隙，該間隙要求在15 mm以上)。減振器在車輛的橫向平面(YZ面)是傾斜的(主銷內傾)，這對側傾中心有影響，在減振器與輪胎的間隙要求15 mm以上時，將減振器盡量靠近車輪。減振器在車輛的縱向平面存在一定的傾角(主銷后傾角)，這個傾角對車輛縱傾中心有影響，可以限制轉向軸(傾角)在一定的位置上。在布置麥弗遜懸架時，在側視圖上要求減振器軸線、彈簧軸線與主銷軸線重合，主銷軸線盡可能靠近輪心點，如圖3所示。

圖3 減振器軸線、彈簧軸線與主銷軸線側視圖

根據減振器與輪心的位移傳動比i、減振器儲油筒大小、減振器與輪胎間隙要求、驅動半軸包絡，確定減振器下點位置。圖4所示為麥弗遜懸架減振器傳動比簡圖。

圖4 減振器杠桿比

i=L/(Wcosσ)

(1)

式中：σ為減振器軸線與主銷軸線夾角；W為減振器下安裝點到極心的距離；L為輪心在地面垂直投影到極心的距離。

對于減振器傳動比i的取值范圍一般為0.85～0.98，精確值可以用ADAMS軟件計算仿真得到。

1.3 整車中心

1.3.1 側傾中心

根據側傾中心高度確定等效擺臂內點D。側傾中心是指通過車輪中心的橫向垂直平面上的一點，在這點上給車身施加一個側向力，可以不產生側傾角運動。麥弗遜式懸架的側傾中心可通過圖解法獲得(見圖5)。在布置時，通過側傾中心高度反推出等效擺臂內點，再根據縱傾中心確定擺臂前、后內點位置。

圖5 麥弗遜懸架側傾中心的確定

麥弗遜懸架的側傾中心如圖5所示，利用作圖法得出：從懸架與車身的固定連接點T作減振器軸線TG的垂直線TP，并將等效擺臂線GD延長，兩條直線的交點即為極心P。將點P與車輪接地點N連線，與左右中軸線的交點W，即為側傾中心。

在布置時，已知減振器上點T、擺臂外點G，由圖5可知擺臂前、后內點連線上的擺臂等效內點D落在直線GP上，則麥弗遜懸架側傾中心的高度hw為

(2)

等效擺臂的長度受大梁、副車架等位置的限制。具體設計擺臂時，在滿足布置要求的前提下，應盡可能加長擺臂長度。擺臂越長，輪距Df變化越平緩，即車輪跳動時輪距變化越小，越有利于提高輪胎壽命。同時主銷內傾角、車輪外傾角和主銷后傾角等的變化規律也都與輪距類似，前輪定位參數變化越小，將越有利于提高汽車的操縱穩定性。

圖6為某車型前懸麥弗遜懸架實測參數輸入的計算結果。圖中的幾組曲線是擺臂長度L取不同值的懸架運動特性。

圖6 麥弗遜懸架運動特性

1.3.2 縱傾中心

麥弗遜的縱傾中心可由點T作減振器軸線垂直線。該垂線與擺臂前、后內點連線延長線的交點O即為縱傾中心(見圖7)。

圖7 麥弗遜的縱傾中心

在給定縱傾中心O位置時，結合已知的減振器上點T、擺臂外點G、等效擺臂內點D，可以通過圖8方式確定擺臂前、后內點。

圖8 運動瞬心

麥弗遜懸架的擺臂前、后內點連線與主銷后傾角的匹配，影響汽車的縱傾穩定性。圖8中，點O′為汽車縱向平面內懸架相對于車身跳動的運動瞬心。當擺臂前、后內點連線與地面形成的夾角-β′等于靜平衡位置的主銷后傾角γ時，擺臂前、后內點連線正好與主銷軸線垂直，運動瞬心交于無窮遠，主銷軸線在懸架跳動時作平動。因此，γ值保持不變。

當β′與γ的匹配使運動瞬心O′交于前輪后方時[見圖8(a)]，在懸架壓縮行程中，γ有增大的趨勢。當β′與γ的匹配使運動瞬心O′交于前輪前方時[見圖8(b)]，在懸架壓縮行程中，γ有減小的趨勢。

為了減小汽車制動時的縱傾，一般希望在懸架壓縮行程主銷后傾角γ有增加的趨勢。因此，在設計麥弗遜懸架擺臂前、后內點時，應選擇參數β′能使運動瞬心O′交于前輪后方，并略為高于輪心，起到較好的抗點頭作用，如果太高也不好，縱向舒適性會變差，沖擊感會放大。

2 轉向布置

2.1 轉向斷開點選定

麥弗遜懸架的轉向梯形為斷開式，它的優點是與前輪懸架配合，能夠保證一側車輪上、下跳動時，不會影響另一側車輪。

轉向拉桿外點可根據轉向拉桿外球銷與輪輞之間間隙確定(全轉向時拉桿球銷到輪輞、平衡塊等距離在10 mm以上)，通過麥弗遜懸架圖解法確定拉桿內點位置，如圖9所示。

圖9 轉向斷開點的確定

具體方法如下：

(1)作減振器軸線TG的垂直線TP，延長GD交TP于點P；

(2)過點G作GH平行于TP，連接TD并延長交GH于點H；

(3)作直線PQ，使夾角∠QPH=∠TPS；

(4)連接SG并延長交直線PQ于點K，連接KD并延長交直線SP于點N，點N便是轉向橫拉桿內點(斷開點)的理想位置。

利用圖解法能確定轉向拉桿內點橫向、高度(Y、Z)坐標值。轉向拉桿內點的縱向(X)坐標，可通過轉向拉桿軸線與轉向器軸線，在全轉向時所形成的銳角不小于5°來確定(考慮間隙要求，運動件與轉向器間隙在15 mm以上)。轉向拉桿內、外點的位置對阿克曼百分比的影響特別敏感，因此在布置轉向拉桿內、外點時需要反復驗證、校核。

2.2 轉彎校核

汽車轉彎時理論上要求4個車輪的平面垂線都相交于一點M(見圖10)，這時在車身內外側的前輪上出現不同的轉向角δi和δAa。若已知內側車輪轉向角δi，即可以算出外側車輪的理論值。

(3)

式中：L為軸距；J為兩主銷軸線延長線與地面交點之間的距離，J=bv-2rs，計算J時，注意主銷偏移距rs有正負之分。

已知ΔδAa可通過公式算出理論轉彎直徑Ds，即外輪以最大的轉向角轉彎時經過的圓弧直徑。在設計時汽車的轉彎直徑應盡可能的小，使得轉彎及停車方便(轉彎直徑受軸長短距影響)。

(4)

圖10 車輪內、外轉角之間的關系

以上公式計算出的結果均為理論值，實車計算的值都會比理論值大，因此有了阿克曼百分比Δδ

(5)

阿克曼百變比Δδ的范圍一般為55%～70%，如果阿克曼百分比過小，將會導致車輛低速回正很差。

2.3 齒條行程

在確定轉向拉桿內、外點，已知最大內、外輪轉角的情況下可以通過作圖方法(見圖11)得出齒條行程大小。

圖11 內外輪轉角確定齒條行程

假設左右車輪轉向時，轉向拉桿SN與OM長度不變。齒條NM長度不變，只能左右移動。分別向右、向左全轉向得出齒條位置N1M1與N2M2。則2倍N1N2或2倍M1M2的距離就是齒條行程。在實車中由于轉向拉桿是空間傾斜且車輪是與主銷軸線旋轉，因此作圖法得到的齒條行程與實際存在一定誤差。在設計時可借用UG/Motion、ADAMS等軟件來確定齒條行程。

3 螺旋彈簧布置

對于麥弗遜懸架來說，減振器上支點作用力方向與減振器軸線不重合，從而形成對減振器活塞桿的側向彎曲載荷，引起減振器外筒與活塞桿導向套間的內部摩擦。當活塞改變運動方向時內部摩擦力的方向也將改變，這將導致力的突變，并將沖擊傳遞到車身，從而影響了整車的平順性能。

為解決減振器受力問題，彈簧的布置方式尤為重要。彈簧布置形式可以采用彈簧軸線與減振器軸線偏移一定距離、傾斜彈簧軸線與減振器軸線形成一定夾角的方法，削減及消除減振器活塞桿與導向套的摩擦。即布置彈簧時軸線盡量趨向減振器上支點作用力方向，盡可能使螺旋彈簧完全承受力。

在麥弗遜懸架中，彈簧上點一般在減振器軸線上，彈簧上點到減振器上支撐點T的距離由減振器上安裝襯套及軸承大小等決定。確定彈簧上點后，根據給定空載時彈簧長度及懸架受力情況來確定彈簧下點，空載時彈簧長度一般為150～220 mm(空載彈簧長度不是彈簧自由長度)。

4 橫向穩定桿布置

穩定桿布置時要求穩定桿結構形式盡可能簡單化，原因是不同結構形式的穩定桿在計算扭轉剛度時都是不一樣的，且結構越復雜，理論計算出的扭轉剛度與實際剛度相差越大。實車穩定桿為避讓其他零件，通常做成比較復雜的結構形狀。為簡化計算，一般認為橫向穩定桿是等臂梯形，且假定在車身側傾時其力臂無變化。

麥弗遜懸架的穩定桿拉桿位置，會影響輪跳的懸架運動學特性，一般用UG/Motion、ADAMS進行拉桿運動包絡分析。穩定桿具體的剛度計算用CAE進行模擬更加準確。

5 驅動軸布置

驅動軸內點主要由主減速器位置決定，驅動軸外點到車輪中心點在輪心平面的軸線距離要求為50～60 mm，最大不能超過75 mm(與輪心處的主銷偏移距相關)。在布置驅動軸時，要求驅動軸內點在外點前，在俯視圖中驅動軸與汽車橫向軸線夾角一般在1°～2°之間，且驅動軸在空間上與整車橫向軸線夾角小于6°。驅動軸工作角度過大主要影響：

(1)直接影響左右外球籠壽命(工作角度增加，球籠壽命減小)；

(2)導致內球籠軸向力增大，振動加大，NVH變差；

(3)夾角越大，三銷節軸向滑移量越大，三銷節磨損加劇，壽命降低、NVH越差。

6 布置校核

根據所得的硬點坐標值建立UG運動仿真模型，運用UG運動仿真模型可以檢驗輪心在X、Y方向的位移變化量(即輪距變化量)，及外傾角、前束角變化量是否在合理范圍內。若達不到要求，需重新調整硬點直至達到要求。通過建立ADMAS動力學模型進一步驗證動力性能，直至性能達到要求。

表1為麥弗遜懸架布置校核情況。

表1 麥弗遜懸架布置校核

基于布置硬點繪制零件結構，要求各零件間安裝連接及拆裝方便，并檢查懸架上下跳及上下跳全轉向時各部件間的間隙是否符合要求。若性能達到要求但間隙不符合，則可犧牲部分性能使間隙達到要求。

7 底盤模塊化應用

底盤模塊化設計是在一定范圍內對底盤相同功能、不同性能、不同規格的零部件進行功能分析的基礎上，劃分并設計出一系列功能模塊，通過功能模塊的選擇和組合構成不同的底盤產品，以滿足市場的不同需求。文中以發動機橫置布置的麥弗遜懸架為例，描述前懸系統模塊化布置架構。

圖12為某乘用車平臺的前懸系統模塊，該平臺前懸系統采用模塊化設計，適用于轎車、MPV、SUV等幾款車型。該模塊可以容納1.0、1.2 L渦輪增壓發動機，1.2、1.5 L發動機，并配備了4款普通變速器、2款手自一體變速器，適用4款不同型號車輪，以滿足不同車型的要求。

圖12 某乘用車前懸系統模塊

該模塊左右大梁之間用于容納幾款發動機，因此共用的前大梁主體必須按照尺寸最大的動力總成進行布置，并充分考慮其他幾款動力總成的空間需求。由于該模塊配備了不同型號車輪，在車輪轉角相同的情況下，轉向時車輪的運動空間需求不同，限制了大梁Y向間距，因此在Y向空間受限情況下，允許轉向器采用不同的齒條行程，得到不同的車輪轉角，滿足車輪的運動空間要求。

圖13為該麥弗遜懸架模塊架構。

圖13 前懸麥弗遜懸架系統

其主要特點為：

(1)車輪安裝面相同，但采用了不同的車輪及車輪偏距ET(35～50 mm)，使得輪距也產生了變化，從而在一定程度上滿足不同車型車寬的要求。但由于車輪偏距限制，這種架構方案的輪距變化范圍不大，同時由于車輪寬度變化也不大，因此車寬的變化也受到限制，但為了使得輪距得到更大的變化，可以在A-A處截斷拉開，但需要注意由此引起的側傾中心的變化。

(2)該麥弗遜懸架模塊采用了相同的輪轂軸承、轉向節，因此制動器、車輪的安裝尺寸需要保持一致，同時值得注意的是車輪中心與輪轂軸承中心之間的偏置距與輪轂軸承壽命之間的關系。

(3)制動器跟整車的制動匹配相關，穩定桿與整車的側傾控制相關，彈簧與整車姿態、車輛軸荷相關，橡膠襯套等均需要做出相應的更改調整，但其安裝尺寸盡量保持一致。

(4)驅動軸主要是由所配備的動力總成所決定。

(5)由于不同車型駕駛員位置及坐姿不同，造成方向盤的位置不相同，該模塊通過轉向傳動軸巧妙的布置設計，實現了轉向器及轉向管柱共用，最大限度地實現了模塊化設計。

8 結論

文中對麥弗遜懸架平臺化進行研究與分析，提出開發車型采用整體模塊化設計思路，并根據所搭建的不同底盤，滿足整車設計的各種參數。同時在早期評估底盤設計的潛在風險，并制定相對應的解決方法。縮減了新車型的底盤開發周期，保證了資源。