微型乘务车K61001悬架系统设计计算及运动学分析报告2010

1、微型乘务车 K61001 悬架系统设 计计算及运动学分析报告 2010编号： AM81-DP-002悬架系统设计计算及运动学分析报告项目名称： K61001 微型乘用车项目代码： _AM-81 _编制 : 123校对 : 456审核 : 789批准 : 321日期 : 2010-10-07 日期 : 2010-10-08 日期 : 2010-10-09 日期 : 2010-10-10上海同济同捷科技股份有限公司2010年 10 月悬架系统设计计算报告目录一、悬架系统设计计算 错. 误！未定义书签。1. 概述 错. 误！未定义书签。1.1 任务来源 错. 误！未定义书签。1.2悬架系统基本介绍

2、错. 误！未定义书签。1.2.1前悬架的结构形式 错. 误！未定义书签。1.2.2后悬架的结构形式 错. 误！未定义书签。1.3 计算目的 错. 误！未定义书签。2. 竞品车基本参数 错. 误！未定义书签。3.竞品车悬架系统计算 1.3.1 竞品车前悬架弹簧刚度计算 1.3.2 竞品车后悬架钢板弹簧刚度 1.3.3 竞品车前悬架刚度计算 2.3.4 竞品车后悬架刚度计算 3.3.5 竞品车前后悬架偏频计算 3.3.6 竞品车侧倾计算 4.3.6.1 竞品车前悬架的侧倾角刚度计算 4.3.6.2 竞品车后悬架的侧倾角刚度计算 7.3.6.3 竞品车整车的侧倾角刚度计算 7.3.6.4 竞品车的侧

3、倾力矩及侧倾角计算 8.3.6.5 竞品车前、后悬架轮荷转移量计算 1.13.7 竞品车整车的纵倾角刚度及抗点头率、抗仰率计算 1. 34.设计车悬架系统计算 1.9.4.1 设计车前后悬架偏频和刚度匹配计算 1.94.1.1 设计车前悬架刚度计算 1.9.4.1.2 设计车后悬架刚度计算 2.0.4.1.3 设计车前后悬架偏频计算 2.1.4.2 设计车悬架静挠度的计算 2.1.4.3 设计车侧倾计算 2.2.悬架系统设计计算报告4.3.1 设计车前悬架的侧倾角刚度计算 2.2.4.3.2 设计车后悬架的侧倾角刚度计算 2.4.4.3.3 设计车整车的侧倾角刚度计算 2.5.4.3.4 设计

4、车整车的侧倾力矩计算 2.5.4.3.5 设计车前、后轮荷转移量计算 2.8.4.4 设计车纵倾角刚度及抗点头率、抗仰率计算 2.94.4.1 设计车纵倾角刚度计算 2.9.4.4.2 设计车抗点头率、抗仰率计算 2.9.4.5 整车姿态角计算 3.2.4.6 设计车减振器参数的确定 3.2.5. 设计车与竞品车悬架系参数对比列表 3.6二、悬架系统动运动学分析 3.9.1 概述 3.9.2ADAMS 模型的建立及分析内容 3.9.3前悬架系统运动学仿真分析结果 4.04前悬架系统运动学仿真分析结论 4.3上海同济同援科技匮皤有限公司 TJ nnova Engifteedng & Techno

5、logy Cc.,Ltd,悬架系统设计计算及运动学分析报吿、悬架系统设计计算1 概述1.1任务来源根据新车设计开发项目协议书一K6io(n车型设计开发内容，悬架系统参考样车进 行优化设计。1.2悬架系统基本介绍该款车型前悬架采用麦弗逊式独立悬架，后悬架采用纵置钢板弹簧，前端固定，后端 摆动式。121前悬架的结构形式图1前悬架结构形式122后悬架的结构形式悬架系统设计计算报告1前悬架非簧载 质量（ kg）68.5后悬架非簧载 质量（ kg）132.5悬架系统设计计算报告3. 竞品车悬架系统计算 3.1 竞品车前悬架弹簧刚度计算螺旋弹簧为近似圆柱螺旋弹簧，刚度计算公式为：CsGd48D3n式中：G

6、 为弹性剪切模量（按 60Si2Mn），G= 83000N/mm2；d 为螺旋弹簧簧丝直径， 前螺旋弹簧簧丝直径 d=12mm；D 为螺旋弹簧中径， D=106mm 。n 为弹簧有效圈数。弹簧端部切断处理，判断螺旋弹簧有效圈数为 5.6 圈，即 n=5.6螺旋弹簧刚度：42）Gd 4Cs 3 =32.7（ N/mm）8D 3n3.2 竞品车后悬架钢板弹簧刚度 根据配套厂提供的钢板弹簧和技术数据： 主簧刚度： 53 3（N/mm ），在 800N-2400N 范围内测量（夹紧状态下） 复合刚度： 78 6（N/mm ），在 5200N-7000N 范围内测量（夹紧状态下）负荷 P（N）自由弧高（

7、 H）挠度（f）0104 80226859 645螺旋弹簧刚度计算公式，参考汽车工程手册设计篇悬架系统设计计算报告394028 676507614 6903.3 竞品车前悬架刚度计算竞品前悬架为麦弗逊独立悬架，简化后如图 3所示。螺旋弹簧引起的前悬架单侧线刚度 Ck 计算如下：其中： Cs，螺旋弹簧等效到减振器中心线在 YOZ 平面投影线的刚度； ，弹簧中心线与减振器中心线在 YOZ 平面投影线的夹角， 6.03 ； ，车轮中心和瞬心连线与水平面夹角， 8.88 。，下摆臂与水平面夹角， 11.4 ； a，车轮中心至瞬心距离， 2139.1mm； b，减振器上安装点至瞬心距离， 1974.6

8、mm；L，下摆臂长度， 358.1mm。 根据简图分析可得2Cs =C/scos2 (3)设 F 是地面作用力在车轮中心沿瞬心和车轮中心连线的垂线方向的增量，并且设 x 为瞬心 旋转虚位移，根据虚功原理：axF=( bx)2Cs 即 (ax)2 Ck*cos2 =( bx)2Cs所以 Ck=Cs*b 2/a2/cos2/cos2=28.9N/mm。图 3 前悬架简化示意图 参考竞品车刚度实验数据，前悬架单侧刚度 (399.1-381.1)/2/2 =36.8N/mmC= ( 695-556) 9.8/ ( 400.6-381.6) +悬架系统设计计算报告摆臂衬套扭转刚度引起的单侧悬架线刚度为

9、C2=C-Ck=36.8-28.94=7.86N/mm摆臂衬套扭转刚度 K= ( C2*Cos2) L2=7.86* Cos211.4 358.1 358.1=9.69 105Nmm/rad其中， 为摆臂和水平线的夹角， L 为摆臂球销中心到扭转中心线的距离3.4 竞品车后悬架刚度计算由配套厂提供的板簧数据及竞品车实验数据可知：空载状态时，后悬架刚度为 106（N/mm ），满载状态时，后悬架刚度为 156（N/mm ）。3.5 竞品车前后悬架偏频计算悬架系统将车身与车轮弹性地连接起来， 由此弹性元件与它所支承的质量组成的振动 系统决定了车身的振动频率，这是影响汽车行驶平顺性的重要性能指标之一

10、。n 1 C （Hz ） （4）2 m前后悬簧载质量如下：前悬架空载簧载质量 489.5kg；悬架系统设计计算报告后悬架空载簧载质量 487.5kg；前悬架满载簧载质量 638.5kg；后悬架满载簧载质量 938.5kg； 代入样车空、满载前、后轴荷得：前悬空载偏频 n1e =1.95Hz；后悬空载偏频 n2e =2.35Hz；前悬满载偏频 n1f = 1.71Hz；后悬满载偏频 n2f =2.05Hz； 悬架的偏频直接关系到静挠度，影响着整车的行驶平顺性。一般希望前后悬架的偏频 应当接近，并且两者之比约为 0.85 0.95，这样有利于防止车身产生较大的纵向角振动。 依次校核竞品车空载时前后

11、悬架的偏频比为 0.83，满载时前后悬架的偏频比为 0.83； 3.6 竞品车侧倾计算3.6.1 竞品车前悬架的侧倾角刚度计算计算侧倾时，单侧悬架线刚度 Crf由两部分共同作用， 即螺旋弹簧及摆臂引起的线刚度与横向稳定杆引起的线刚度：rf Cbw Ccf5)式中： Cbw ，横向稳定杆引起的等效单侧线刚度，单位 Nmm/rad；Ccf ，螺旋弹簧及摆臂引起的单侧线刚度，单位 Nmm/rad横向稳定杆的角刚度可用虚功原理计算 , 参数见下，具体参数值可见横向稳定杆简图：E：材料的弹性模量，取 206000N/mm2；d4I ：稳定杆的截面惯性矩， I d mm4；64d：稳定杆的直径， d 18

12、mm；L176.3L294.76L2X51.46L2Y56.324悬架系统设计计算报告L361.38L3X94.5L3Y125L469.12L4X155.88L4Y125L5122.07L5X112.64L5Y231.43S5X56.63S5Y39.64L6182L6X325L6Y55S6X169.12S6Y70图 4 前横向稳定杆结构图对第一段： M=FX T=0U1=L10M 2/2EI dx+0W=1/2F=U3推导得： 1/k1=L 13/3EI=0.000139484mm/N同理可推导：1/k2 =0.00130345411/k4 =0.0026010781/k3 =0.002087

13、6191/k5 =0.0045222431/k6 =0.005750441/k=1/k 1+1/k2+1/k3+1/k4+1/k5+1/k6=0.016404318得 k=60.96N/mm由于连接处橡胶件的变形等，稳定杆的线刚度会减小约15 30。 取其中间值悬架系统设计计算报告22.5，根据上式计算得到稳定杆的单侧线刚度为 Cbf =k(122.5)=47.24N/mm。 前悬架为麦弗逊独立悬架，简化后如图 3 所示。稳定杆引起的前悬架单侧线刚度可计算如 下： 其中： Cbw，稳定杆引起的悬架单侧线刚度；Cbf ，稳定杆等效到减振器中心线在 YOZ 平面投影线的刚度； ，减振器中心线与其在

14、 YOZ 平面投影线的夹角， 3.36 ； ，车轮中心和瞬心连线与水平面夹角， 8.88 。a，车轮中心至瞬心距离， 2139.1mm； b，稳定杆拉杆上球销点在减振器上安装点和瞬心连线上投影点到瞬心的距离，1922.8 mm；根据简图分析可得2Cbf =Cbf /cos (3)设 F 是地面作用力在车轮中心沿瞬心和车轮中心连线的垂线方向的增量，并且设 x 为瞬心 旋转虚位移，根据虚功原理：2 2 2 2axF=( bx)2 C bf 即 (ax)2 Cbw*cos2=( bx)2 C bf 所以 Cbw=Cbf *b 2/a2/cos2/cos2 =43N/mm。前悬架侧倾角刚度 C rf

15、可以用下式计算得到：悬架系统设计计算报告Crf B2 / 2CbwCcf)B2/ 26)式中 Ccf ：螺旋弹簧及摆臂引起的悬架单侧线刚度， Ccf 36.8N/mm；B ：前轮距， B=1386mm；根据公式( 6)计算得到前悬架的侧倾角刚度 C rf 为：C rf =7.66 107Nmm/rad 。3.6.2竞品车后悬架的侧倾角刚度计算后悬架为钢板弹簧结构。为非独立的悬架结构，其角刚度可用下式表达：C rr 1Csrb227)式中： Csr ：后钢板弹簧刚度，单位 ： N/mm；b ：后钢板弹簧间距， b =1073mm；计算得：空载时 C rr =3.05 107 Nmm/rad；满载

16、时 C rr =4.49 107 Nmm/rad前后悬架侧倾角刚度比空载为 2.51：1，满载为 1.71：1 3.6.3竞品车整车的侧倾角刚度计算在侧倾角不大的条件下，车身侧倾单位角度所必需的侧倾力矩称为侧倾角刚度。整车 侧倾角刚度为前、后悬架侧倾角刚度之和。整车侧倾角刚度设为 C = C rf +C rr ： 其中 C rf 为前悬架侧倾角刚度， C rf =7.66 107 Nmm/rad；C rr 为 后 悬 架 侧 倾 角 刚 度 ， 空 载 C rr =3.05 107Nmm/rad ， 满 载C rr =4.49 107Nmm/rad。计算得：空 载 C = C rf + C r

17、r =1.07 108Nmm/rad满 载 C =8C rf +C rr =1.22 108Nmm/rad悬架系统设计计算报告3.6.4竞品车的侧倾力矩及侧倾角计算当汽车作稳态圆周行驶时， 车厢侧倾角决定于侧倾力矩 M r与悬架总的角刚度 C 。在 侧向加速度为 0.4g 的情况下。并且假定满足以下条件： 设定坐标原点为两前轮接地点中心， 非簧载质量的质心位于车辆的纵向平面上，并且与车轮中心等高，其高度方向值 hf =292mm。实验测量得，空载状态下， 整车质心的高度 hz =695mm，假定簧载质量质心位于车辆纵向平面上，各个质心高度对原点保持力矩的平衡，mshs mf hf mhz （8

18、）式中： m s：簧载质量，空载为 977kg，满载为 1577kg；hs ：簧载质量质心高，单位 ：mm；mf ：非簧载质量为 201kg；hf ：非簧载质量质心高 292mm；m ：整车质量，空载为 1178 kg，满载 1778kg；hz ：整车质心高，空载为 695mm，满载 700mm。由公式（ 11）可以求得簧载质量质心高度，空载为 778mm，满载为 808mm整车侧倾力矩主要由下列三部分组成： 簧载质量离心力引起的侧倾力矩 M rI：M rI ayms hs h0 （9）式中： ay ：侧向加速度， ay取 0.4g；ms ：簧载质量，空载为 977kg，满载 1577 kg；

19、hs： 簧载质量质心高，空载 hs 778mm，满载 hs=808mm；h0 ： 簧载质量侧倾中心高，h1(mm)h2(mm)L1(mm)h0(mm)空载2123281340276满载1993091597272悬架系统设计计算报告图 6 前悬架侧倾中心高 图 7 后悬架侧倾中心高图 8 整车侧倾中心高 带入值由上式（ 12）计算得到 M rI ； 空载 M rI = 1.92 106Nmm，满载 M rI =3.31 106Nmm 簧载质量重力引起的侧倾力矩 MrII ：悬架系统设计计算报告M rII =G s hs h0 r （10）式中： r：车厢的侧倾角Gs：簧载质量的重力，空载为 95

20、74.6N，满载为 15454.6N； hs：簧载质量质心高，空载为 778mm，满载为 808mm。 独立悬架非簧载质量离心力引起的侧倾力矩M rIII ：M rIIIaymf 1 h0f 1 r （11）式中： ay ：侧向加速度， ay取 0.4g；mf 1 ：独立悬架非簧载质量， 68.5kg；h0f 1：独立悬架非簧载质量侧倾中心高，h0 f 1 212mm。由上式计算得到 M rIII ；4M rIII = 2.15 10 Nmm 汽车作稳态圆周运动时，其侧倾力矩为M r M rI+ M rII + M rIII （ 12）当侧向加速度为 0.4g车厢侧倾角为 r ，它可以由下式（

21、 15）计算出：13)M rI M rIII C Gs hs h010计算得到的车厢侧倾角，空载为 1.09 ，满载为 1.68悬架系统设计计算报告3.6.5 竞品车前、后悬架轮荷转移量计算图 9 汽车左转侧倾时受力分析简图图中 Gu、Gs 分别为非簧质量和簧载质量的质心位置R 为侧倾中心位置Hu 、Hs、h 分别为非簧载质量质心、簧载质量质心和侧倾中心高度。Fu、Fs、Wu、Ws 分别为非簧载质量和簧载质量所受的离心力和重力Ms 为 Fs、Ws 向侧倾中心移动带来的侧倾力矩FT 为左右轮荷转移量汽车在横向加速度 ay 的作用下，簧载质量的侧倾角为 ，容易得到图中各力和力 矩的大小为Fu=mu

22、*a y (14)Fs=ms*a y (15)16)17)M s FsdcosWsdsinmsaydcos m sgdsin(Fu* Hu Fs* h Ms)B式中 d=Hs-h，轮距为 B，则muayHu msayh msayd cosmsgd sin11悬架系统设计计算报告式中 muayHu 为非簧载质量离心力引起的轮荷转移， msayh为作用点移至侧倾中心处的簧载 BB质量离心力引起的轮荷转移，作用力由悬架中的导向传力杆系传递，msayd cos msgd sin 为作用在侧倾中心处的侧倾力矩所引起的轮荷转移，作用力由悬架B中的弹性元件和横向稳定杆承担。将第二项和第三项合并，msayh

23、msayd cos msgd sinmsay(h dcos ) msgd sin18)B B B B 这也就是簧载质量离心力及由于侧倾后重力偏离对称中心面所引起的轮荷转移，若角度足够小，近似有 cos=1，sin =，0 则19)msayHsFTB20)簧载质量质心高度计算：mgh msghs mf ghf前后悬所需计算参数如下：空载前簧载质量489.5kg后簧载质量487.5 kg前簧载质量质心高751.4mm后簧载质量质心高804.5mm满载前簧载质量638.5 kg后簧载质量938.5 kg12悬架系统设计计算报告前簧载质量质心高799.1mm后簧载质量质心高814.7mm轮距前1386

24、mm后1408mm计算得， 0.4g 侧向加速度下，轮荷转移量：空载前1040.3 N后1092 N满载前1443.1N后2128.7 N3.7 竞品车整车的纵倾角刚度及抗点头率、抗仰率计算3.7.1纵倾角刚度计算在制动强度 z0.5 时，当车辆发生纵倾时，前后悬架受力的变化量相当于轴荷转移量GGzgmshsL21)式中： z：制动强度 0.5；ms ：簧载质量，空载为 977 kg，满载为 1577kg；h s ：簧载质心高，空载为 778mm，满载为 808mm；L ：整车轴距，值为 2700mm.计算得到轴荷转移量，空载为 1390.5N，满载为 2312.5N； 前后悬架变形由公式 S

25、G/C可得出：空载时，前悬架 S118.9mm，后悬架 S213 mm整车纵倾角为 S1 S2 360 0.68 /0.5gL2整车纵倾角刚度为 K G L 5.52 106Nmm/deg。 满载时，前悬架 S131.4mm，后悬架 S214.8mm整车纵倾角为 S1 S2 360 0.98 /0.5gL2 G L6整车纵倾角刚度为 K G L 6.37 106Nmm/deg。 133.7.2抗点头率、抗仰率计算悬架系统设计计算报告22)抗点头率 = C1Lf1 100%hr1抗仰率 = C2Lf 2 100% （23）hr2式中：前、后制动器制动力分别为 F1， F2，令 F=F1+F2，则

26、 f1=F1/F ，f2=F2/F，f1 为制动力 分配系数；C1，C2分别为前、后纵倾中心离地高度；r1，r2 分别为前、后纵倾中心距前、后轮接地点的水平距离；h 为汽车质心高度；L 为汽车轴距。下图为作图法得到的前后纵倾中心高度与距前、后轮接地点距离。空载与满载的 C/r 值变化不大，可认为不变。r1图 10 前悬架纵倾中心悬架系统设计计算报告图 11 后悬架纵倾中心空载项目单位数值C1mm573.08C2mm274.3r1mm5430.13r2mm569.3hmm695Lmm2700F1N11903F2N3340空载：f1=11903/(11903+3440)=0.776， f2=334

27、0/(11903+3440)=0.224抗点头率 =C1Lf 1 100%hr1573.08 2700 0.776695 5430.13100% 31.8%项目单位数值抗仰率= C2Lf 2 100% hr2274.3 2700 0.224695 569.3100% =41.9%满载15悬架系统设计计算报告C1mm573.08C2mm274.3r1mm5430.13r2mm569.3hmm750Lmm2700F1N11903F2N5733满载：f1=11903/(11903+5733)=0.675，f2=5733/(11903+5733)=0.325抗点头率 =C1Lf1 100%hr1573

28、.08 2700 0.675 100% 25.6%750 5430.13抗仰率=Ch2Lr2f2 100% 274.37502705069.30.325 100% 56.4%16悬架系统设计计算报告173.8 竞品车计算结果汇总表 2 竞品车计算汇总：输出参数代 号单位竞品车空载前偏频n1eHz1.95空载后偏频n2eHz2.35空载前后偏频比0.83满载前偏频n1fHz1.71满载后偏频n2fHz2.05满载前后偏频比0.83螺旋弹簧计算刚 度sN/m m32.7前悬架刚度C136.8后悬架刚度 （空 载）C2N/m m53后悬架刚度 （满 载）C3N/m m78空载前悬静挠度ffkmm65

29、.18满载前悬静挠度ffmmm85.02空载后悬架静挠 度frkmm45.07满载后悬架静挠frmmm84.44度前后侧倾角刚度 比（空载 /满载）2.51/1.710.4g加速度时整 车侧倾角（空载）r1.090.4g加速度时整 车侧倾角（满载）r1.680.5g加速度时整 车纵倾角（空载）0.680.5g加速度时整 车纵倾角（满载）0.98整车姿态角（空 载/满载）/抗点头率 （空载 / 满载）48.3%/39.2%抗仰率 （空载/满 载）41.8%/56. 5%悬架系统设计计算报告18悬架系统设计计算报告4.设计车悬架系统计算 4.1 设计车前后悬架偏频和刚度匹配计算表 3 设计车整车参

30、数与竞品车对比表参数K61001竞品车质心高（ mm）空载700695满载750750前轮距（ mm）13911386后轮距（ mm）14081408轴距（ mm）27002700空载质量（ kg）12021178满载质量（ kg）18021778前轴荷（ kg）空载572558满载722707后轴荷（ kg）空载630620满载10801071前悬架非簧载质量（ kg）68.5（参照样车估算）68.5后悬架非簧载质量（ kg）132.5（参照样车估算）132.54.1.1 设计车前悬架刚度计算为优化悬架跳动时轮距变化量，设计车前悬架在竞品车前悬架基础上摆臂衬套下移50mm，同时悬架整体单边外

31、移 7.5mm，以增大轮距。前滑柱总成沿用竞品车。 螺旋弹簧引起的前悬架单侧线刚度 Ck 计算如下：其中： Cs，螺旋弹簧等效到减振器中心线在 YOZ 平面投影线的刚度； ，弹簧中心线与减振器中心线在 YOZ 平面投影线的夹角， 6.03 ； ，车轮中心和瞬心连线与水平面夹角， 2.04 。19，下摆臂与水平面夹角， 3.34 ； a，车轮中心至瞬心距离， 3967.59mm； b，减振器上安装点至瞬心距离， 3828.34 mm；悬架系统设计计算报告L，下摆臂长度， 358.1mm。 根据简图分析可得2x 为瞬心Cs =C/scos2 (3)设 F 是地面作用力在车轮中心沿瞬心和车轮中心连线

32、的垂线方向的增量，并且设 旋转虚位移，根据虚功原理：axF=( bx)2Cs 即 (ax)2 Ck*cos2 =( bx)2Cs所以 Ck=Cs*b 2/a2/cos2/cos2=30.85N/mm。20图 3 前悬架简化示意图调整摆臂衬套扭转刚度，使设计车刚度与竞品车相同。即C=36.8 N/mm摆臂衬套扭转刚度引起的单侧悬架刚度 :C2=C-Ck =36.8-30.85=5.95 N/mm其中， 为摆臂和水平线的夹角， L 为摆臂球销中心到扭转中心线的距离。2 2 2 5所以，K=(C2*Cos2)L2=5.95* Cos23.34 358.1 358.1=7.62 105 Nmm/rad

33、4.1.2设计车后悬架刚度计算在竞品车板簧基础上，增加板簧弧高及各片长度，设计车板簧刚度参数如下：空载刚度：53 3（ N/mm ）半载刚度：71 3（N/mm）满载刚度：73 3（ N/mm ）复合刚度：75.5 3（N/mm ）悬架系统设计计算报告4.1.3 设计车前后悬架偏频计算悬架系统将车身与车轮弹性地连接起来， 由此弹性元件与它所支承的质量组成的振动 系统决定了车身的振动频率，这是影响汽车行驶平顺性的重要性能指标之一。悬架偏频计算如下：n 1 C （Hz ）2 m设计车悬簧载质量如下：前悬架空载簧载质量 504.5kg；前悬架满载簧载质量 653.5kg；后悬架空载簧载质量 496.

34、5kg；后悬架满载簧载质量 947.5kg；代入样空、满载轴荷得：前悬空载偏频 n1e =1.92Hz；后悬空载偏频 n2e =2.33Hz；前悬满载偏频 n1f = 1.69Hz；后悬满载偏频 n2f =1.98Hz； 悬架的偏频直接关系到静挠度，影响着整车的行驶平顺性。一般希望前后悬架的偏频 应当接近，并且两者之比约为 0.85 0.95，这样有利于防止车身产生较大的纵向角振动。依次校核竞品车空载时前后悬架的偏频比为 0.83，满载时前后悬架的偏频比为 0.85； 4.2 设计车悬架静挠度的计算静挠度也是表征悬架性能的参数，通过下面公式计算f c mg C式中 fc为静挠度，单位 mm；m

35、 为簧载质量 ,单位 kg； g 为重力加速度，单位 m/s2 通过公式（ 5）（6）计算得到：空载前悬静挠度：fcfk= m 1 空 g C =67.18mm满载前悬静挠度：fcfm= m 1满 g C =87.01mm21空载后悬架静挠度： fcrk m2空 g C 2 45.9mm悬架系统设计计算报告满载后悬架静挠度：crm 76 (m2满g 2 3940) C 2 85.63 mm。4.3 设计车侧倾计算4.3.1设计车前悬架的侧倾角刚度计算前悬架的侧倾角刚度 C rf 由两部分共同作用，即螺旋弹簧引起的侧倾角刚度与横向稳定杆引起的侧倾角刚度：C rf C bw C cf （ 5）式中

36、： C bw ，横向稳定杆引起的等效侧倾角刚度，单位 Nmm/rad ；C cf ，螺旋弹簧引起的侧倾角刚度，单位 Nmm/rad 。横向稳定杆的角刚度可用虚功原理计算 , 参数见下，具体参数值可见横向稳定杆简图：2E：材料的弹性模量，取 206000N/mm2；d4I ：稳定杆的截面惯性矩， I d mm4 ；64d：稳定杆的直径， d 18mm；L156.4L299.7L2X39.9L2Y39.9L365.4L3X70.5L3Y126.9L464.1L4X135.9L4Y126.9L5125.8L5X98.6L5Y215.4S5X53.7S5Y34.9L6179L6X305.5L6Y58.

37、4S6X169.6S6Y68.522悬架系统设计计算报告图 12 前横向稳定杆结构图对第一段： M=FX T=0U1=L10M 2/2EI dx+0W=1/2F=U3推导得： 1/k1=L 13/3EI=0.0000563364mm/N同理可推导： 1/k2 =0.0010268621/k3 =0.0019555031/k4 =0.0021747351/k5 =0.0042737441/k6 =0.0053961941/k=1/k1+1/k2+1/k3+1/k4+1/k5+1/k6=0.014883375得 k=67.19N/mm由于连接处橡胶件的变形等，稳定杆的线刚度会减小约15 30。 取

38、其中间值22.5，根据上式计算得到稳定杆的单侧线刚度为 Cbf =k（122.5） =52.07N/mm。 前悬架为麦弗逊独立悬架，简化后如图 3 所示。稳定杆引起的前悬架单侧线刚度可计算如 下：其中： Cbw ，稳定杆引起的悬架单侧线刚度；Cbf ，稳定杆等效到减振器中心线在 YOZ 平面投影线的刚度；，减振器中心线与其在 YOZ 平面投影线的夹角， 3.36 ； ，车轮中心和瞬心连线与水平面夹角， 2.04。a，车轮中心至瞬心距离， 3967.59mm； b，稳定杆拉杆上球销点在减振器上安装点和瞬心连线上投影点到瞬心的距离，3776.54mm；23悬架系统设计计算报告3)根据简图分析可得x

39、 为瞬心Cbf =Cbf /cos设 F 是地面作用力在车轮中心沿瞬心和车轮中心连线的垂线方向的增量，并且设 旋转虚位移，根据虚功原理：2 2 2 2axF=( bx)2 C bf 即 (ax)2 Cbw*cos2=( bx)2 C bf 2 2 2 2所以 Cbw=Cbf *b 2/a2/cos2/cos2 =47.34N/mm。前悬架侧倾角刚度 C rf 可以用下式计算得到：C rfCrf B2 / 2CbwCcf)B2/ 2 (6)式中 Ccf ：螺旋弹簧及摆臂引起的悬架单侧线刚度， Ccf 36.8N/mm；B ：前轮距， B=1391mm； 根据公式( 6)计算得到前悬架的侧倾角刚度

40、 C rf 为：7C rf =8.14 10 Nmm/rad。4.3.2设计车后悬架的侧倾角刚度计算后悬架机构同竞品车为钢板弹簧结构。如前所述用下式计算：24悬架系统设计计算报告Csrb2式中： Csr ：后钢板弹簧刚度，空载为 53 N/mm，满载为 73N/mm；b ：后钢板弹簧间距，为 1073mm。计算得：空载时 C rr =3.05 107 Nmm/rad 满载时 C rr =4.2 107 Nmm/rad前后悬架侧倾角刚度比空载为为 2.67:1，满载为 1.94:1。4.3.3设计车整车的侧倾角刚度计算在侧倾角不大的条件下，车身侧倾单位角度所必需的侧倾力矩称为侧倾角刚度。整车 侧

41、倾角刚度为前、后悬架侧倾角刚度之和。整车侧倾角刚度设为 C = C rf +C rr ： 其中 C rf 为前悬架侧倾角刚度， C rf =8.14 107 Nmm/rad ；C rr 为 后 悬 架 侧 倾 角 刚 度 ， 空 载 C rr =3.05 107Nmm/rad ， 满 载 C rr =4.2 107Nmm/rad。计算得：8空 载 C = C rf + C rr =1.12 108Nmm/rad满 载 C =C rf +C rr =1.23 108Nmm/rad4.3.4设计车整车的侧倾力矩计算当汽车作稳态圆周行驶时， 车厢侧倾角决定于侧倾力矩 M r与悬架总的角刚度 C 。在

42、 侧向加速度为 0.4g 的情况下。并且假定满足以下条件： 设定坐标原点为两前轮接地点中心， 非簧载质量的质心位于车辆的纵向平面上，并且与车轮中心等高，其高度方向值 hf =292mm。实验测量得，空载状态下， 整车质心的高度 hz =700mm，假定簧载质量质心位 于车辆纵向平面上，各个质心高度对原点保持力矩的平衡，mshs mf hf mhz式中： ms ：簧载质量，空载为 1001kg，满载为 1601kg；25悬架系统设计计算报告hs ：簧载质量质心高，单位： mm；mf ：非簧载质量，空、满载均为 201kg；hf ：非簧载质量质心高，空、满载均为 292mm；m ：整车质量，空载为

43、 1202 kg，满载为 1802；hz ：整车质心高，空载为 700mm，满载为 750mm。由公式（ 11）可以求得簧载质量质心高度 hs，空载为 782mm，满载为 807.5mm整车侧倾力矩主要由下列三部分组成： 簧载质量离心力引起的侧倾力矩 M rI：M rI ayms hs h0式中： ay ：侧向加速度， ay取 0.4g；ms ：簧载质量，空载为 1001kg，满载为 1601kg；hs ： 簧载质量质心高，空载为 782mm，满载为 807.5mm。h0 ： 簧载质量侧倾中心高，h1(mm)h2(mm)L1(mm)h0(mm)空载803371340208满载683191597

44、21626悬架系统设计计算报告图 15后悬架侧倾中心高图 8 整车侧倾中心高图 14 前悬架侧倾中心高带入值由上式（ 12）计算得到 M rI ；空载 M rI = 2.25 106Nmm，满载 M rI =3.71 106Nmm 簧载质量重力引起的侧倾力矩 MrII ：M rII =G s hs h0 r式中： r：车厢的侧倾角Gs：簧载质量的重力，空载为 9809.8N，满载为 15689.8N；hs ：簧载质量质心高，空载为 782mm，满载为 807.5mm。 独立悬架非簧载质量离心力引起的侧倾力矩 M rIII ：M rIIIaymf 1 h0f1r式中： ay ：侧向加速度， ay

45、取 0.4g；mf 1 ：独立悬架非簧载质量，空、满载均为 68.5kg；27h0 f 1 80mm；满载为 h0 f1悬架系统设计计算报告h0f 1： 独立悬架非簧载质量侧倾中心高，空载为68mm。由上式计算得到 M rIII ；空载为 M rIII = 5.7 104Nmm；满载为 M rIII = 6.0 104Nmm。 汽车作稳态圆周运动时，其侧倾力矩为M rMrI+ MrII + M rIII 当侧向加速度为 0.4g车厢侧倾角为 r ，它可以由下式（ 15）计算出：M rI M rIII rC Gs hs h0计算得到的车厢侧倾角，空载为 1.24 ，满载为 1.85 。284.3

46、.5 设计车前、后轮荷转移量计算由竞品车计算可知，轮荷转移量msayHsFTB簧载质量质心高度计算： mgh msghs mf ghf前后悬所需计算参数如下：空载前簧载质量（ kg）504.5后簧载质量（ kg）496.5前簧载质量质心高 （mm）755.40后簧载质量质心高 （mm）808.89满载前簧载质量（ kg）653.5后簧载质量（ kg）947.5前簧载质量质心高 （mm）798.00后簧载质量质心高 （mm）814.05轮距前(mm)1391后(mm)1408计算得， 0.4g 侧向加速度下，轮荷转移量：空载前（ N）1074后（ N）1118.12满载前（ N）1469.6后（

47、 N）2147.4悬架系统设计计算报告4.4 设计车纵倾角刚度及抗点头率、抗仰率计算4.4.1设计车纵倾角刚度计算在制动强度 z0.5 时，当车辆发生纵倾时，前后悬架受力的变化量相当于轴荷转移量GG zgmLshs式中： z ：制动强度；m s ：簧载质量，空载为 1001 kg，满载为 1601kg；hs ：簧载质心高，空载 778mm，满载为 807.5mm；L ：整车轴距，值为 2700mm.通过公式（ 16）计算得到的轴荷转移量，空载为 1420.6N，满载为 2346.2N； 前后悬架变形由公式 SG/C可得出：空载时，前悬架 S119.3mm，后悬架 S2 13.4mm整车纵倾角为 S1 S2 360 0.69 /0.5gL2 G