微型轿车悬架系统设计(计算部分).doc

微型轿车前独立悬架设计目录1 绪论.11.1课题背景及研究意义.11.2课题来源、要求和研究方法.21.2.1课题来源和要求.21.2.2研究方法.21.2.3研究目的和主要内容.21.3 原型车的麦弗逊式悬架.31.3.1麦弗逊式悬架的特点.31.3.2麦佛逊式悬架的经济性分析.32 麦佛逊式悬架的设计计算.52.1悬架的总体布置方案和相关参数的计算.52.1.1悬架的总体布置方案.52.1.2麦弗逊悬架的结构分析.62.1.3悬架总体参数的计算.62.2 螺旋弹簧的设计计算.72.2.1螺旋弹簧材料的选择.72.2.2弹簧的受力及变形.72.2.3弹簧几何参数的计算.102.2.4计算结果的处理.112.3横向稳定杆的设计计算.132.3.1横向稳定杆的作用.132.3.2横向稳定杆的设计计算.132.4减震器的设计与选型.152.4.1减振器类型的选择.152.4.2主要性能参数的选择.162.4.3主要尺寸的确定.172.4.4计算结果的处理.17湖南大学毕业设计（论文） 第 2 页2.5弹簧限位缓冲块的设计.173 麦佛逊式悬架导向机构的仿真与优化.203.1 独立悬架导向机构.203.2 麦弗逊式悬架系统物理模型的建立.203.3 导向机构运动学分析.213.3.1 数学准备.213.3.2导向机构运动学计算.233.4 基于MATLAB软件的运动特性仿真分析.263.4.1实际问题中的悬架参数.263.4.2 MATLAB仿真程序的建立.273.4.3仿真结果及分析.283.5 基于MATLAB软件转向横拉杆断开点的优化计算.313.5.1麦佛逊式悬架导向机构对转向梯形的影响.313.5.2麦弗逊悬架转向横拉杆断开点位置的优化.323.5.4优化结果分析.364 关键零部件的校核.384.1 螺旋弹簧的强度校核.384.2 横向稳定杆的强度校核.391绪论1.1课题背景及研究意义悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架（或车身）与车轮弹性地连接起来。悬架需要传递作用在车轮和车身之间的一切力和力矩，缓和路面传给车身的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，使汽车获得高速的行驶能力和理想的运动特性。悬架对于整车的意义重大。1鉴于悬架设计在汽车特别是在轿车总成开发中的重要地位，天津夏利汽车公司一直非常重视悬架总成的设计开发。悬架本身的性能特点、与整车的匹配关系等直接决定了汽车的行驶平顺性、操纵稳定性和乘坐舒适性，进而影响着整车的档次和价格。因此，对悬架的研究有着重要的实用意义。本论文是基于某车的改型总体方案要求进行的，与生产实际结合较紧密。通过对悬架系统中重要零部件的设计、计算和校核；各定位参数涵义及其对整车动力学性能影响的分析，初步达到介绍悬架设计全过程目的，具有很强的操作性，能够为夏利轿车的生产实际提供一定意义上的指导。1.2课题来源、要求和研究方法1.2.1课题来源及要求本课题来源于生产实际设计微型轿车的悬架系统。在此设计中需要完成悬架中关键零部件的设计计算和校核、减振器的选型、导向机构的仿真等。另外，设计还需包括悬架系统部分零件的二维零件图、装配图和三维装配图的绘制。本设计从生产实际中来，因此，设计的方法和结果应对生产实际具有一定的指导作用。1.2.2研究方法在设计时首先考虑改型车的总体方案要求，在借鉴原型车悬架系统结构的基础上，提出改型车悬架系统的总体方案。接着，根据悬架总体方案，进行悬架系统各零部件的设计计算，在计算时应重点计算对悬架整体性能影响较大的零部件如：螺旋弹簧、横向稳定杆、减振器等。然后，运用CAD工具进行悬架系统的实体建模和二维零件图的绘制；最后，利用计算机仿真手段对悬架系统的运动学特性进行仿真分析。1.3研究目的和主要内容本文的研究对象是微型轿车悬架系统。通过对悬架弹性元件的计算、分析，导向机构的仿真和优化，可以验证悬架中关键零部件的可行性，掌握悬架的适用范围和使用条件，改善整车的行驶平顺性和操纵稳定性。在此基础上文章还进一步提出和悬架性能有着密切关系的转向横拉杆断开点位置的优化方案，并对仿真结果进行了剖析。具体内容包括：（1）根据原型车的设计要求和布置方案对悬架中的弹性元件、减振器、缓冲限位块等重要零部件进行了设计计算和可行性校核；（2）运用空间坐标变换理论和空间刚体运动学原理，通过对悬架的简化和抽象，将实物模型转成可供分析和研究的物理模型和数学模型；（3）运用MATLAB软件的混合编程工具对建立的数学模型进行封装，对得到的悬架性能评定参数：车轮外倾角、主销后倾角等车轮定位参数讨论分析，并以此为根据来评定所设计悬架的性能；（4）提出转向横拉杆断开点位置的优化设计方案，运用MATLAB软件加以实现，通过优化前后干涉量与车轮跳动量关系曲线的对比分析，提出断开点位置的改进方案。1.3 原型车的麦弗逊悬架原型车的悬架结构形式为麦弗逊式。从其和整车的匹配效果来看，麦弗逊式独立悬架较为出色地完成了所承担的任务，能够充分发挥自身的优点；从经济性的角度来看，装有麦式悬架的整车能够适应市场需要，市场反映良好，这在我国的出租车市场上得到了充分的体现。当然，这两种表现都和麦弗逊式独立悬架的特点密不可分。1.3.1麦弗逊式悬架的特点麦弗逊悬架一般用于轿车的前轮。与其它悬架系统相比，麦弗逊式悬架系统具有结构简单，紧凑，占用空间少，性能优越等特点。麦式悬架还具有较为合理的运动特性，能够保证整车性能要求24􀀀。虽然麦弗逊悬挂在行车舒适性上的表现令人满意，其结构简单体积不大，可有效扩大车内乘坐空间，但也由于其构造为滑柱式，对左右方向的冲击缺乏阻挡力，抗刹车点头等性能较差。1.3.2麦佛逊式悬架的经济性分析自20世纪30年代美国通用汽车的一名工程师麦弗逊（McPherson）发明了麦弗逊式悬架以来，麦弗逊式独立悬架已成为使用量最多的悬架结构形式之一5。从宝马M3，保时捷911等高性能车，到菲亚特STILO，福特FOCUS和国产的夏利、哈飞面包车等前悬挂采用的都是麦弗逊式悬架。麦弗逊式悬架的有效性和经济型已经得到了无数事实的佐证。随着世界能源的日益匮乏，微型汽车和节能汽车已成为世界汽车工业发展的一个重要方向，小排量汽车和经济型汽车的推广势必会带来麦弗逊式独立悬架更为广泛的运用，麦弗逊式悬架的经济性也将得到充分的体现。麦弗逊式悬架最大的设计特点就是结构简单，结构简单能带来两个直接好处是：悬挂质量轻和占用空间小。我们知道，汽车的质量是影响汽车燃油经济性的一个关键因素，减轻悬架的质量进而减轻整车的质量就可以有效地降低汽车的油耗，从而达到减少能源消耗和降低使用成本的目的；同样，由于麦式悬架有着结构紧凑、占用空间小等结构特点，这就使汽车的前置前驱式布置方案（FF）成为可能。这样，不仅省去了采用前置后驱式布置（FB）时所使用的驱动轴，减轻了汽车的质量降低了油耗，还缩小的整车的尺寸，便于汽车向着微型化方向发展。当然，和其它结构形式的悬架相比从使用经济性角度来讲，麦弗逊式悬架也存在一定的不足。我们知道，悬挂属于运动部件，在汽车运行过程中，悬架将要承受来之路面和车身各个方向的力和力矩。对于麦弗逊式悬架这些冲击载荷将完全由减振器支柱和下摆臂来承受，所以这些部位较易发生几何变形，进而使零件损害造成悬架的失效。2麦弗逊式悬架的设计计算2.1悬架的总体布置方案和相关参数的计算原始参数：整备质量m0968kg轮距前/后1295/1260mm轴距2340mm2.1.1悬架的总体布置方案此改型车是一款小排量的微型轿车，总体参数要求见表2.1。从表中给出的数据来看，改型车在轴荷、车轮定位参数都和原型车不同，但变化不大。鉴于设计时间、经济性以及麦弗逊式悬架特点方面的考虑，改型车的前悬架仍采用麦弗逊式悬架（结构如图2.1所示），但需要对其相关零部件重新进行计算和选择，同时还需对它的可行性进行仿真和校核。在空载的状态下，其前后轴荷分配为66%和34%，即空载时前轴轴荷为639kg；在满载状态下，其前后轴荷分配为60%和40%，即满载时前轴轴载即设计状态下的前轴轴荷为710kg；对于轿车驱动桥，采用独立悬架的非悬挂质量为，在本设计中，可取其非悬挂质量即前桥左右悬架的总质量为mu=73kg；对普通及以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求在，故该车型前悬架设计偏频选为n1=1.31Hz，参照奇瑞QQ的参数选取前悬架的车轮定位参数。设计参数设定设计状态下的前轴轴荷m1710kg空载时的前轴轴载m1'639kg前桥左右悬架的总质量mu73kg前悬架的设计偏频n11.31Hz主销内倾角14°主销后倾角2°20'车轮外倾角20'图2.1左前悬架结构2.1.2麦弗逊悬架的结构分析麦弗逊悬架由多个零件组成，故在悬架机构分析中采用空间机构分析法对其进行分析。在运用此方法进行分析时，将悬架总成中的构件等效成刚体来研究悬架系统的空间运动。图2.2是1/2麦弗逊式悬架的等效机构图，借助图中所示的等效方式，我们可以清楚地看出悬架摆臂和转向节之间的连接通过球副来等效；减振器外套筒和活塞的联接方式被等效成一个移动副；减振器的上支点和车身的联接被等效成一个转动副。这样，麦弗逊式悬架被抽象成一个封闭的空间机构。通过图示的等效方案可以使我们对悬架系统的分析变得简单，且不会在很大程度上影响分析的结果。图2.2 麦弗逊悬架的等效机构图2.1.3悬架总体参数的计算在设计时首先对悬架总体参数进行计算，如悬架的刚度、悬架的挠度等，这样，在下文对零部件的计算时，就可以以悬架的总体参数为依据，根据悬架的结构参数求出相关零部件的受力、刚度等参数。1.悬架的刚度根据设计要求给定的设计状态下的轴荷及簧下质量，可求得前悬架单侧的簧上质量ms, （2.1）于是，前悬架的刚度C为 2.悬架的静挠度悬架的静挠度fc1和悬架刚度之间有如下关系：代入数值得：，取3. 悬架的动挠度 悬架的动挠度是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形(通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3)时，车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对轿车，取7090mm；对大客车，取5080mm；对货车，取6090mm。为了防止汽车在坏路面上行使驶时悬架经常碰撞到缓冲块，悬架必须有足够大的动挠度。从结构和使用要求上来考虑选此悬架的动挠度fd=80mm。2.2 螺旋弹簧的设计计算2.2.1螺旋弹簧材料的选择螺旋弹簧作为弹性元件的一种，具有结构紧凑、制造方便及高的比能容量等特点，在轻型以下汽车的悬架中运用普遍6。根据夏利汽车工作时螺旋弹簧的受力特点和寿命要求（可参考下文的计算分析），选择60Si2MnA为簧丝的材料，以提高弹簧在交变载荷下的疲劳寿命。2.2.2弹簧的受力及变形根据悬架系统的装配图(1号图纸)，对其进行结构分析、计算可以得出平衡位置处弹簧所受压缩力P与车轮载荷N的关系式： （2.3）式中，为车轮外倾角，为减振器内倾角，为主销轴线与减振器的夹角式中角度如图2.3所示。 1.弹簧所受的最大力取动荷系数k=1.7，则弹簧所受的最大力为： （2.4） 图2.3 弹簧安装角度示意图2.车轮到弹簧的力及位移传递比车轮与路面接触点和零件连接点间的传递比既表明行程不同也表明作用在该二处的力的大小不同。弹簧的刚度Ks与悬架的线刚度K可由传递比建立联系6： 利用位移传递比i便可计算出螺旋弹簧的刚度K Ks= （2.5） xxsN'fii （2.5）其中分数N代表悬架的线刚度。从而，得到如下关系式：Ks= K ixi fhv/,'xy当球头支承B由减振器向车轮移动t值时，根据文献7，悬架的行程传递比及力的传递比为（其中的参数说明详见图2.4）： （2.6） （2.7）图2.4 悬架受力和位移比分析代入数值可得到i1.002 i1.146。所以，位移传递比ii为1.148 xxyy3.弹簧在最大压缩力作用下的变形量由夏利轿车前悬给定的偏频f1.31Hz，可得到了汽车悬架的线刚度： （2.8） 于是可得出弹簧的刚度Ks： （2.9）进而可得到弹簧在最大压缩力作用下的变形量F： （2.10）所以，弹簧所受最大弹簧力和相应的最大变形为：2.2.3弹簧几何参数的计算根据已求得的弹簧所受的最大力和相应的变形进行弹簧的设计。1. 弹簧的材料许用应力根据其工作条件已经选择簧丝材料60Si2MnA。材料的性能参数如表2.2所示表2.2 60Si2MnA 性能参数 2. 选择弹簧旋绕比： 旋绕比（弹簧指数）影响着弹簧的加工工艺，当旋绕比过小时将给弹簧的制造带来困难。一般的选择范围是C=48,这里初选旋绕比C=8。3. 计算钢丝直径d （2.11） 4. 弹簧中径D2选择5. 弹簧圈数n选择 （2.12） 选n=6圈两端均选0.75圈支承圈，则弹簧总圈数为：n1=n+n2=6+1.5=7.5圈6 .弹簧的工作极限变形 （2.13）工作极限载荷： （2.14）7、弹簧的几何尺寸自由高度H0进而需将原有弹簧座的尺寸作相应的改变（实际尺寸根据弹簧的外径尺寸而定）。内径D1： D1=D2-d=90-10.5=89.5mm2.2.4计算结果的处理上述对螺旋弹簧的计算的结果如下表2.3所示表2.3 螺旋弹簧的参数自由高度H0370mm弹簧圈数n7.5圈螺旋角8.89度内径D189.5mm外径D100.5mm节距t44.2mm在AUTOCAD软件环境下绘制螺旋弹簧的工程图（如图2.5）所示。为了改善弹簧在安装后的受力状况，螺旋弹簧的两端需作端平处理，在装配时此处的配合精度选为七级精度，又因为弹簧的外径为100.5mm，根据文献18，粗糙度值选为3.2。图2.5 螺旋弹簧的零件图进而可根据螺旋弹簧二维图在UG软件的三维建模环境下建立零件的三维模型如图2.所示。图2.6 基于UG软件的螺旋弹簧三维零件图2.3横向稳定杆的设计计算2.3.1横向稳定杆的作用汽车在高速行驶时，车身会产生很大的横向倾斜和横向角振动。因此，悬架中需添设横向稳定杆9。采用横向稳定杆除了可减轻车身倾斜外，还会影响汽车的操纵稳定性。主要包括以下两点：（1）前悬架中采用较硬的横向稳定杆有助于汽车的不足转向性，并能改善汽车的蛇形行驶性能；（2）增大后悬架的稳定性，会使前轮驱动汽车具有中性转向性能，使后轮驱动车具有更大的过度转向性。2.3.2横向稳定杆的设计计算此微型轿车采用的前置前驱（FF）方案，因此汽车总布置对空间的要求比较严格，可利用的空间不大。基于这样的布置要求和使用条件，这里选用型稳定器确定横向稳定杆杆径d0的公式如下： （2.15） 各参数的含义如图2.6所示，其数值可参考横向稳定杆的零件图。于是可以求的横向稳定杆的杆径d0=20.9,选择整数标准值d1=21mm,横向稳定工程图（如图 2.7）所示。为了使横向稳杆的形状应由它的空间布置要求来定。在AUTOCAD软件环境下绘制螺旋弹簧的定杆在拐角处的半径值不至于过小，此处取最小半径R18mm。由上述的计算结果和二维零件图，可利用UG软件的建模环境建立横向稳定杆的三位模型如图2.8所示。图2.9 基于UG软件的横向稳定杆三维图2.4减震器的选型与设计2.4.1减振器类型的选择微型轿车的工作工况一般为城市道路工况，总体来说，它所行驶的路面较为平缓。悬架的减振器在这样的路面上工作时，振动的幅值不大，但频率较高。所以，在此设计方案中选用液力式减振器如图2.10所示。使用液力减振器后，当车架与车桥作往复相对运动时，减振器能够通过内部粘性油液的流动，将车身和车架的振动能量转化为热能，最终散到大气中，从而达到使振动迅速衰减的目的。图2.10 夏利轿车减振器的三维模型图2.4.2主要性能参数的选择减振器的主要性能参数主要有两个：相对阻尼系数和阻尼系数。它们决定了减振器的阻力位移特性和阻力速度特性8。1.相对阻尼系数的选择在选择相对阻尼系数时，应考虑到：取得大虽然能使振动迅速衰减，但会把较大的不平路面的冲击力传到车身；另一方面，取得过小又会使振动衰减慢，不利于行驶平顺性。由前面的计算得知螺旋弹簧的刚度为21N/m、汽车悬架的偏频为1.31HZ，为了使减振器和螺旋弹簧有较好的匹配关系，在考虑型车设计要求的情况下，本车的相对阻尼系数拟选为：=0.324，这样能够让悬架发挥其较佳的性能。2.减振器的阻尼系数减振器的阻尼系数不仅与非簧载质量和悬架刚度有关，还与相对阻尼系数有关。 （2.16）微型轿车中减振器安装在悬架中与垂直线成5度的夹角，则此时的阻尼系数应根据减震器的布置特点确定： （2.17）3.最大卸荷力的确定0F为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度x （2.18）式中，为卸荷速度一般为0.150.30m/s，A为车身振幅，取40mm；w为悬架振动固有频率。由悬架结构总体布置方案知a201mm n=212mm取伸张行程的阻尼系数，在伸张行程的最大卸荷力 （2.19）2.4.3主要尺寸的确定1.筒式减振器工作缸直径D的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D为： （2.20）式中，pap最大允许压力，取3M；0.48 为连杆直径与缸筒直径之比，取根据求得的工作缸直径，查汽车筒式减振器的有关国标(JB145985)，就可以就近选用一个标准尺寸。这里我们选用的工作缸直径D=25mm。2.储油筒的确定一般Dc=(1.351.5)D=35.5mm，壁厚取2mm，材料选用20号钢。2.4.4计算结果的处理上述的计算结果如表2.4所示，减振器的装配简图如图2.11所示表2.4 减振器的参数阻尼系数2054最大允许压力3MP工作缸直径D25mm储油桶直径35.5mm连杆与缸筒直径之比0.48壁厚2mm待添加的隐藏文字内容1图2.11 夏历轿车减振器结构简图鉴于减振器对污染、磨损等的敏感性，在绘制装配图时是根据减振器的使用条件的要求注明了技术要求（可参考减振器的零件图），零件配合处的粗糙度Ra值选为0.16um。2.5弹簧限位缓冲块的设计在夏利汽车的前悬中，因结构的限制，导向臂和转向拉杆间的转角被限制在±范围内。如果悬架行程增大，这些角度将可能超出规定值，此时，零件会因为冲击而发出噪声，铰接的销轴也将承受弯曲载荷，具有断裂的危险。因此，悬架中要设置弹簧限位缓冲块。013夏利汽车前悬的垂直刚度为21.6N/m，这就意味着悬架被设计得非常软，当然，这样有利于提高汽车的平顺性和舒适性，但同时却增加了螺旋弹簧达到压缩极限的可能性。因此，为了解决这种矛盾，就需要选择合适的缓冲块阻尼。根据约森·赖姆佩尔.著的悬架元件及底盘力学，在此夏利轿车前悬的设计中，选择缓冲快的阻尼为1100。另外，轿车内噪音水平跟悬架系统零件的共振频率和路面噪音的频率有关。选用夏利轿车用缓冲块的工作频率为60Hz左右，这样离路面噪音的频率（1520Hz)较远，这样可以显著减少轿车内的噪音，为车内提供更加安静的环境。3 麦弗逊式悬架导向机构的仿真与优化以上的分析中已经给出夏利轿车前悬的结构形式，即麦弗逊式独立悬架。其运动特性关系到整车的操纵稳定性、舒适性、转向轻便性等性能。因此 ,对其运动情况进行精确分析可提高系统设计水平,进而改善整车性能。3.1独立悬架导向机构当车轮受到路面的作用力而上下跳动时，导向机构也将随之上下跳动。在此过程中将不可避免的引起轮距、主销倾角、侧倾中心和纵倾中心等车轮定位参数的变化。因此，在夏利轿车的设计时应重点注意以下几点要求1：（1）形成恰当的侧倾中心和侧倾轴线和纵倾中心；（2）保证车轮定位参数以及车轮跳动时的变化满足要求；本章限于篇幅和设计任务的要求重点讨论悬架工作时（上下跳动时）车轮定位角的变化及对整车性能的影响。3. 2 麦弗逊式悬架系统物理模型的建立在建立悬架系统的数学模型之前首先需要建立悬架系统的物理模型，通过将图3.1为微型轿车的部分实体模型悬架的实体模型（图3.1为夏利轿车的部分实体模型的）抽象为物理模型，我们可以很直观的了解悬架系统在工作过程中各构件的运动情况和各关键点之间的相对位置关系。图3.2 微型轿车前悬架的运动学模型如图3.2 所示，L为悬架下摆臂轴线在空间中的抽象，A1B1为下摆臂，EF为转向横拉杆，A4为减振器和车身的上联接点，B1为下摆臂外球销位置，T为减振器的下支点，E为转向节臂的外端点，F为横行稳定杆的断开点，D为车轮的转动中心，C为车轮与地面的接触点。3.3 导向机构运动学分析3.3.1 数学准备（1）直线与x、y、z轴正方向的夹角分别是： （3.1）图3.3空间坐标系中的方向余弦（2）已知两点A,B在空间坐标系中的坐标为：可根据确定A 、B的坐标和相关理论确定直线AB的方向余弦。直线AB的方向余弦为： U=Ux,Uy,UzT （3.2）（3）已知空间某一直线L的投影角，确定该直线的方向余弦。空间直线L在XOY平面内的投影角为，在XOZ平面内的投影角为 （3.3） （4）线段OB绕其轴线L摆动了角，确定摆动后点的坐标：已知空间轴线L的方向余弦u=ux,uy,uzT；点O,B的初始坐标分别为：O=Xo,Yo,ZoT，B=XB,YB,ZBT,摆动角度后，点B的坐标为：B=Q(B-O)+O （3.4）式中坐标变换矩阵为：3.3.2导向机构运动学计算当车轮跳动时，摆臂绕其轴线旋转（设下摆臂向上摆动角），其正、负号由右手法则确定。根据空间机构学原理，悬架各点运动后的坐标可通过下述方法加以确定：1.摆臂的摆动轴线已知摆臂上两点的坐标M、N，利用投影关系可以求得摆臂线L在XOY平面和XOZ 平面与X轴的夹角分别、，如图。图3.4 摆臂绕主销的转动图 （3.5） 2. 求得连体坐标系下各点的坐标A4'=0,-2O4Asin,2O4AcosT; O2'=0,0,0T;另外可以查零件图得到 P点的连体坐标P和减振器的内倾角的大小。3.确定摆动轴线的方向余弦 （3.6）4.确定B1点摆动后的坐标B点在整车的坐标系X-Y-Z的位置坐标可以认为是由0点建立坐标系X'-Y'-Z'来相对计算。B1可以认为是BO杆绕坐标系X'-Y'-Z'的任意轴的旋转一定角度的得到的(在汽车的悬架结构中，正是摆臂BO绕摆臂轴的中心线M-N上下摆动。如图3.5所示。图3.5 B点的坐标变换图 （3.7）矩阵Q的欧拉参数分别为：5.确定其余各点摆动后的坐标图3.6 车轮绕主销转动时空间坐标系的旋转B1A4TEO2DC可看作刚体，根据图3.6所示的坐标转换原理，刚体运动后的实际位置，可以看作由图3.1所示的初始位置，先绕Y轴正转1角后绕X轴正转2角，这样保证了车轮无绕主销轴线的偏转。两次旋转后，B1,A4点的坐标为： （3.8） （3.9） Qx的欧拉参数为： q0=cos(2/2);q1=sin(2/2);q2=0;q3=0Qy的欧拉参数为： q0=cos(1/2);q1=0;q2=sin(1/2);q3=0(1)-(2)整理得，并设 d=A4T, t=B1T另设， p1=dcos+tsin,p2=(dcos-tsin)cos1得到，O2点的坐标为：O2=B1-QxQyB1 （3.10）E点的坐标为： E=QxQyE+O2 （3.11）C点的坐标为： C=QxC+O2 （3.12）D点的坐标为： D=QxD+O2 （3.13）6.前轮定位参数主销后倾角:tan(4)(4)XAXTZAZT= （3.14）主销内倾角:tan(4)(4)YAYTZAZT= （3.15）车轮外倾角:tan()()YCYDZCZG= （3.16） （3.17）4 关键零部件的校核