3.8 对麦弗逊悬架的特殊考虑

由于麦弗逊悬架结构简单、横向布置占用空间小，在横置发动机的车辆上得以广泛应用。对这类悬架有两个特殊考虑：一是如何补偿作用到滑柱上的侧向力；二是直接连接滑柱的横向稳定杆垂向拉杆对车辆动态性能的影响。

3.8.1 麦弗逊悬架的滑柱侧向力补偿

轮胎垂向力和下球铰到车轮中心的侧向距离产生绕下球铰的力矩。为平衡该力矩，车身在塔座位置必须施加垂直于滑柱的径向力，该径向力会在减振器缸体上部的密封件和活塞上产生径向反作用力，统称为“减振柱侧向负荷”。减振柱侧向负荷会产生与之近似成正比的摩擦力，从而影响小振幅垂向输入下的行驶平顺性和减振柱的耐久性。把螺旋弹簧力的作用线从减振柱轴线向外偏移可以补偿减振滑柱侧向负荷。图3.56可用于讨论补偿减振柱侧向负荷所需偏转角度。图中角度 σ 为滑柱与垂直轴的夹角；角度 α 为主销与滑柱的夹角；角度 τ 为弹簧力作用线与主销的夹角；显然主销内倾角为（ α + σ ）；角度 β 为下摆臂与水平轴的夹角。 F _Z 为轮胎垂向力； F _S 为弹簧作用力； F _Q 为垂直于滑柱轴线的径向力； F _L 为下摆臂拉力。下球铰到车轮中心平面的距离为 b ；减振柱衬套中心点到下球铰的距离为 N ；对图3.37中作用于车轮和麦弗逊悬架系统的侧向力、垂向力以及绕下球铰的力矩求和可得以下方程：

∑ F _y =0: F _L cos β-F _S sin（ τ + α + σ ） -F _Q cos σ =0

∑ F _z =0: F _Z -F _S cos（ τ + α + σ ）+ F _L sin β + F _Q sin σ =0

∑ M _lbj =0: F _Z b-F _S N sin τ-F _Q N cos α =0

从以上方程式可以求得归一化的塔座径向力的表达式：

如果弹簧力作用线与滑柱轴线重合，即 τ = α =0，上式可以简化为式（3.15）。显然，除非下球铰位于车轮中心平面（ b =0），塔座的径向力 F _Q 必然因为垂向力 F _Z 的作用而存在。

如果允许弹簧力作用线从滑柱轴线偏转，则有可能找到最优的偏转角度，从而使得塔座的径向力为零。令式3.14的分子为0，可以求解塔座径向力为零时的弹簧力作用线偏转角度 τ 的表达式（式3.16）。可见：弹簧力作用线需要从主销轴线偏转的角度 τ 与几何参数比值 直接相关。该比值越大，需要偏转的角度 τ 越大。其他两个设计参数如主销内倾角（ α + σ ）和下摆臂的倾角 β 需要满足其他设计要求，通常不能作为可变量考虑。需要说明的是，以上分析只考虑了如何利用弹簧力作用线偏转角补偿塔座侧向力。麦弗逊悬架纵向的径向力同样会产生滑柱内部的摩擦力，因此设计过程中也应予以分析。多体动力学软件是进行这类分析最适用的工具。实现期望的弹簧力作用线偏转角通常包括：将弹簧的几何中心线偏离滑柱中心线，以及合理设计弹簧底座的形状从而使得弹簧的底部压力分布的中心偏离其几何中心位置。一般用弹簧力作用线到滑柱轴线的偏转角度（ τ + α ）作为设计要求。有专用的设备测量这个角度以确保能够得到充分的侧向力补偿。

一旦塔座的径向力 F _Q 得以降低，则麦弗逊悬架中的摩擦力可以直接减小，因为对减振器活塞杆受力分析可得：缸筒上端和活塞径向反作用力 F _C 和 F _P 都和 F _Q 成正比。

图3.57显示在其他设计参数不变的情况下，弹簧力作用线偏转角度和归一化的塔座径向力的关系。当弹簧力作用线和滑柱轴线共线时（即偏转角为零），归一化的塔座径向力为正值。随着偏转角的增加，径向力逐步线性降低为零。而太大的偏转角则会使得塔座径向力的方向变为负值，变为过度补偿。

3.8.2 连接滑柱的横向稳定杆吊杆对车辆动态性能的影响

为提高横向稳定杆的效率，通常将麦弗逊悬架横向稳定杆吊杆直接连接到滑柱上。这样可以有效提高给定稳定杆线径能够产生的悬架侧倾角刚度，进而通过在车辆转弯时减小车身侧倾，提高车辆的操纵稳定性和乘员的安全感。需要考虑的另一个因素是：稳定杆吊杆拉力引起的绕主销转动力矩的影响。该力矩会引起额外的车轮转向，从而影响侧倾转向的大小，使得总的前轴转向柔度发生变化。除对稳态操纵稳定性发生影响外，因为车身侧倾运动和车轮转向的耦合关系，可能会对车辆的瞬态响应过程发生影响，如稳态转向盘转向角输入后松手工况的超调量和收敛速度。

车辆转弯时，车身侧倾引起外侧轮胎相对车身上跳，内侧轮胎下行，稳定杆变形引起的恢复力矩使得外侧上跳的吊杆受到沿吊杆方向向下的推力，而内侧吊杆受到向上的拉力。可以把吊杆力分解为平行和垂直于主销轴线的两个分力。平行于主销轴线的分力不会产生任何绕主销转动的力矩。而当主销轴线和吊杆之间的距离不为零，垂直于主销轴线的分力会产生绕主销转动的力矩，拉着滑柱绕主销一起转动。麦弗逊悬架的减振器滑柱直接和转向节相连，因此车轮也会随着一起转动。确定稳定杆吊杆与主销的距离是问题的关键，其符号可根据对不足转向的贡献定义，与回正力矩的效果相似（图3.58）。对前外侧前车轮，拉杆力向下，定义使得外侧车轮外转的力臂长为正，产生不足转向效应；对内侧前车轮，拉杆力向上，同样定义的正距离产生向内的车轮转动，也为不足转向趋势。

图中 u 是沿主销下点到上点的单位向量； F 是右转时右侧稳定杆吊杆受到的单位力向量，方向向上； R 为从主销上点到吊杆下点的矢量。吊杆力绕主销的等效力臂 d _kp 可以根据稳定杆吊杆与主销轴线的空间位置结合相关坐标来求得（式3.17）。 d _kp 为正时表示方向与 u 相同，为不足转向趋势。

在布置上，横向稳定杆吊杆在滑柱上的安装位置与稳定杆的前后安装位置有关。既可能安装在减振器后侧也可能安装在减振器前侧。当稳定杆吊杆布置在滑柱外侧靠后时， d _kp 为正值，此时反向轮跳时外侧车轮有增加负前束，即不足转向的趋势；而当稳定杆吊杆布置在内侧靠前时，有增加过度转向的趋势。多体动力学K&C和整车操稳模拟可以证明：对定半径转向工况、转向角阶跃工况、转向角脉冲工况和转向正弦扫频工况，横向稳定杆吊杆布置位置对动态性能的影响基本可以用第5章讨论的前轴转向柔度系数的影响来解释。即当前轴转向柔度系数减小时，转向盘角输入响应增益提高，稳定性降低。

因为绕主销的力矩产生的侧倾转向与车身的侧倾运动紧密耦合，其对固定转向盘转角输入后松手工况的影响更为明显。图3.59显示稳定杆吊杆的等效力臂为负、为零和为正时对转向盘回正角度、车身横摆角速度和车身侧倾角的影响。可见，当等效力臂从正值变为负值时，转向盘角度、车身横摆角速度和车身侧倾角恢复的超调量更小，达到稳定状态的时间更快。主要原因是此时吊杆拉力起到阻碍前轮回正的作用，虽然回正的速度有所减慢，但也有效地防止了前轮快速冲过中间位置，产生反向的超调。一旦车身向另一侧侧倾，吊杆拉力的方向反转，同样起到阻碍前轮回正类似阻尼的作用，从而使得超调量更小，达到稳定状态的时间更快。

统计有代表性的对标车等效力臂长度的计算结果见图3.60。图中每个主机厂至少包括3台车的数据，可以观察不同主机厂如何控制这一参数。除雪铁龙和大众外，大部分主机厂都对吊杆等效力臂长度有较严格的控制，而且基本都在-5～15mm之间。宝马、欧宝和丰田更将这一参数控制在-5～5mm之间。唯一的例外是奥迪三台车的等效力臂长度都在25mm附近。因此可以得出结论：考虑布置的约束和对动态性能的影响，尤其是侧倾转向和车身侧倾的耦合，大部分主机厂都没有过分依赖吊杆等效力臂来满足车辆轴转向柔度和不足转向参数的设计目标。因此推荐等效力臂的长度不宜过大，设计范围应该在-5～15mm之间。