悬架专业系统设计计算报告

1、word可编辑悬架专业系统设计计算报告.word可编辑编号: - DPJS-008 悬架系统设计计算报告工程名称：A级三厢轿车设计开发工程代号： 日期： 校对： 日期： 日期： 日期：2022年03月目 录1 系统概述1 系统设计说明1 系统结构及组成1 系统设计原理及标准22 悬架系统设计的输入条件23 系统计算及验证3 前悬架位移与受力情况分析3 后悬架位移与受力情况分析7 悬架静挠度的计算10 侧倾角刚度计算10 侧倾角刚度校核13 侧翻阀值校核15 纵向稳定性校核15 减震器参数确实定164 总结 18参 考 文 献20.word可编辑1 系统概述1.1 系统设计说明悬架是汽车上重要总

2、成之一，它传递汽车的力和力矩、缓和冲击、衰减振动，确保汽车必要的行驶平顺性和操纵稳定性。根据工程要求，需要对前后悬架的特征参数进行计算与较核，在确保悬架系统满足必要功能的同时，使悬架的各特征参数匹配合理，且校核其满足通用汽车的取值范围。1.2 系统结构及组成该款车型前悬架采用麦弗逊式独立悬架，该悬架上端螺旋弹簧直接作用于前减振器筒体之上，与前减振器共同组成前支柱总成，一起传递汽车所受力和力矩，并衰减汽车的振动。下部三角形的摆臂通过橡胶衬套对称安装于副车架的两侧，通过副车架与车身牢固的连接在一起。前支柱与摆臂总成特定的匹配关系确保了整个悬架系统固有的使用特性，使其满足实际设计的各项要求，其结构简

3、图如图1所示。图1 前悬架结构形式后悬架采用复合纵臂式半独立悬架，为经济型车型应用最为普遍的一种悬架结构，其显著特点是结构简单，本钱低，使用可靠，侧倾性能优良。中间工字形的扭转梁在传递汽车所受纵向力的同时，也为后螺旋弹簧与减振器提供了必要的安装空间，同时通过自身的扭转刚度保证了后悬架具有优良的侧倾特性。扭转梁前安装点通过各向异性的橡胶衬套弹性的与车身相连，既具有良好的隔振性能又防止了汽车由于前后轴转向而产生的过多转向特性。其结构简图如图2所示。图2 后悬架结构形式1.3 系统设计原理及标准LF7133前后悬架的设计是以标杆车为依托，根据标杆车悬架系统根本参数的检测，通过计算，求得反映其悬架系统

4、性能的根本特征量，在保持整车姿态与标杆车一致的前提下，依据标杆车的悬架特征量对LF7133车型悬架参数进行设计。在确保各参数与标杆车保持根本一致的情况下进一步校核各设计参数，使其满足通用汽车的设计取值范围，从而确定零部件制造的尺寸参数，为零部件开发提供设计依据。计算与校核的特征量主要包括悬架刚度、偏频、静挠度和阻尼等。2 悬架系统设计的输入条件整个计算过程中，除了标杆车的整车姿态以外，其余参数列入下表所示：表1 悬架参数列表车型LF7133设计值标杆车数据质心高mm空载450430满载511491前轮距mm1465设计值1465空载后轮距mm1460设计值1460空载轴距mm2550设计值25

5、50空载空载质量kg11001070满载质量kg14751445前轴荷kg空载676642满载788735后轴荷kg空载424428满载687710前悬架非簧载质量kg后悬架非簧载质量kg3 系统计算及验证3.1 前悬架位移与受力情况分析通过对标杆车的特征检测，在参照标杆车整车姿态与悬架安装点的前提下，根据三维逆向设计数据的运动分析可知，所设计车型的螺旋弹簧中心点和车轮中心点在不同姿态下的行程如下：表2 前悬架位移弹簧行程mm车轮中心行程mm备注空载满载空载反跳1). 空载悬架位移与受力情况分析悬架在空载情况下，其受力简图如下：图3 前悬架刚度空载下计算示意图根据图3 空载受力平衡，弹簧在空载

6、时的载荷值Fxk可由下式求出： N其中：GFk：前轮空载地面对与簧上质量的作用力；= N：车轮中心与弹簧受力点力比为；另：为计算空载情况下悬架的刚度，车轮中心与弹簧受力点位移比可在此一并计算出，即为：=2). 满载悬架位移与受力情况分析悬架在满载情况下，其受力简图如下：图4 前悬架刚度满载下计算示意图根据图4 空载受力平衡，弹簧在满载时的载荷值Fxm可由下式求出： N其中：GFm：前轮满载地面对与簧上质量的作用力；= N：车轮中心与弹簧受力点力比为；另：为计算空载情况下悬架的刚度，车轮中心与弹簧受力点位移比可在此一并计算出，即为：=3). 螺旋弹簧刚度计算车辆在从空载在满载运动过程中，螺旋弹簧

7、的刚度可近似为线性刚度，那么前螺旋弹簧刚度可由其空满载所受作用力的变化量和变化位移直接求出，带入上面所计算出的弹簧载荷值可得：= N/mm，与设计值有所差异，主要时由于LF7133与标杆车在整车载荷上有相应的变化。LF7133前轴空满载的载荷均较标杆车高，故而弹簧刚度需要适当提高。4). LF7133前螺旋弹簧参数确实定考虑到整个前悬架系统在整车的布置情况，前螺旋弹簧中径、有效圈数均采用标杆车参数，仅对钢丝直径进行调整，即： mm式中： G ：为弹性剪切模量79000 N/mm2Cs1 ：为螺旋弹簧刚度 D1 ：为前螺旋弹簧中径 mmn ：为弹簧有效圈数 ，。5). 前悬架固有频率的计算悬架系

8、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。前悬架固有频率： Hz式中： m1 ：前悬架簧上质量空载质量 m1 =；满载质量 m1 =；C ：前悬架刚度，具体计算如下。设悬架单边的刚度为Ck，弹簧受力与位移为Fx、x。根据悬架受力和位移情况，可将悬架的刚度通过一定的比例关系换算到螺旋弹簧处予以数值计算，那么空载时前悬架刚度： N/mm同理可设悬架单边的刚度为Cm，那么满载时悬架刚度： N/mm将各参数带入上式可得：空载偏频：n=Hz满载偏频：n=Hz由于前悬架刚度在运动过程中会发生变化，对标杆车前悬架刚

9、度进行试验， N/mm，空满载频率为别为：、。LF7133设计悬架空满载频率与其相当接近，可见LF7133前悬架固有频率取值比拟合理。3.2 后悬架位移与受力情况分析后悬架采用复合纵臂式半独立悬架。参照标杆车对后悬架姿态及安装点参数确定后，通过对设计数模运动分析，可以得出车轮中心空满载行程为：，弹簧空满载行程：。1). 空载悬架位移与受力情况分析该类型悬架在空载状态下，受力情况可简化如下：图5 空载后悬受力简图根据简图5，后螺旋弹簧提供弹性力的大小取决于汽车后部质量的分布以及车轮受力点与弹簧作用点的传递比，后部质量分布可由后轴轴荷和簧载质量分配关系直接进行量化。那么后螺旋弹簧所提供的弹性力为：

10、 =其中：GRk：后轮空载下簧上质量分布的作用力；= N：弹簧与车轮中心受力点传递比；a ：空载弹簧轴线与弹簧旋转力臂的夹角 a=°；b：空载车轮支持力与旋转力臂夹角 b=°；2). 满载悬架位移与受力情况分析该类型悬架在满载状态下，受力情况可简化如下：图6 满载后悬受力简图同理弹簧满载时的作用力： = N其中：GRm：后轮满载时簧上质量分布的作用力；= N：弹簧与车轮中心受力点传递比为；a ：满载弹簧轴线与弹簧旋转力臂的夹角 a=°；b：满载车轮支持力与旋转力臂夹角 b=°；3). 螺旋弹簧刚度计算后悬在空满载情况下弹簧形变s，由前知s=。弹簧刚度近似

11、认为线性变化，那么螺旋弹簧刚度：=，由于标杆车后轴载荷与LF7133相当接近，故此弹簧设计刚度值应与标杆车值相当接近，计算所得设计数据是合理的。4). LF7133后螺旋弹簧参数确实定：考虑到整个后悬架系统在整车的布置情况，后螺旋弹簧中径、有效圈数均采用标杆车参数，仅对钢丝直径进行调整，即：式中： G ：为弹性剪切模量79000 N/mm2Cs2 ：为螺旋弹簧刚度 N/mmD2 ：为前螺旋弹簧中径 mmn ：为弹簧有效圈数 ，5). 后悬架固有频率的计算后悬架固有频率： Hz式中： m1 ：后悬架簧上质量空载质量m1 = kg；满载质量m1 = kg；C : 后悬架刚度；设悬架单边的刚度为Ck

12、，弹簧受力与位移为Fx、x，弹簧刚度Cs2=Fx / x。根据悬架受力和位移情况，可将悬架的刚度通过弹簧与车轮中心受力点传递比换算到螺旋弹簧处予以数值计算，那么空载时前悬架刚度： N/mm满载时后悬架刚度： N/mm将各参数带入上式可得：空载偏频：n=Hz满载偏频：n=Hz由于后悬架刚度在运动过程中会发生变化，对标杆车后悬架刚度进行试验， N/mm，空满载频率分别为：、。LF7133悬架空满载频率与其相当接近且空满载状态下变化更小，可见LF7133后悬架固有频率取值比拟合理。前后悬架空满载时固有频率的比值为：、 ，较标杆车前后悬架频率比值：、 ，故此LF7133悬架频率参数满足设计要求。3.3

13、 悬架静挠度的计算静挠度也是表征悬架性能的重要参数，通过下面公式计算式中：fc ：为静挠度，单位mm；M ：为簧上质量,单位kg； g ：为重力加速度，单位。通过公式上述计算公式计算得到：前悬架静挠度：；后悬架静挠度:。由此看出，LF7133前后悬架静挠度比拟接近，且前悬静挠度大于后悬，其前后静挠度之比为fc前/fc后=，有利于汽车加速时降低车身振动和防止悬架的共振以及车身产生较大的纵向角振动。3.4 侧倾角刚度计算1). 前悬架的侧倾角刚度前悬架的侧倾角刚度由两局部共同作用，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：式中：横向稳定杆引起的等效侧倾角刚度，单位N·mm/

14、rad；：螺旋弹簧引起的侧倾角刚度，单位 N·mm/rad。以下分别计算两项角刚度值。a). 横向稳定杆引起的等效侧倾角刚度计算横向稳定杆的角刚度计算可根据下面的公式，具体参数可见横向稳定杆简图：图7 前横向稳定杆结构简图式中： E：材料的弹性模量，取206000N/mm2；数据来源于 汽车设计 刘惟信：稳定杆的截面惯性矩， ；d：稳定杆的直径，d 23mm； L：由图3-2可得，L ；L1：由图3-2可得，L1；L2：由图3-2可得，L2335mm；a：由图3-2可得，a；b：由图3-2可得，b80mm；c：由图3-2可得，c。×107 N·mm/rad。由于连

15、接处橡胶件的变形等，稳定杆的侧倾角刚度会减小约1530数据来源于 汽车设计 刘惟信。 ，那么减小后的稳定杆角刚度为：=×1=×107 N·mm/rad由于横向稳定杆和车轮处的侧倾角刚度有如下关系：那么由稳定杆所引起的作用在车轮处的等效侧倾角刚度为：=×107 N·mm/rad式中： B ：满载轮距， B1468mm；fb/fw ：稳定杆连接点与车轮中心位移比，；b). 螺旋弹簧引起的侧倾角刚度计算LF7133麦弗逊式独立悬架受力示意图，其侧倾角刚度可以用下式计算得到： =×107 N·mm/rad其中：CSF ：前悬架满载单

16、边刚度，CSF =s ：满载时左右弹簧安装点轮距，s1091mm；将上述两计算值带入前悬架的侧倾角刚度计算公式，那么前悬架的侧倾角刚度可计算为：=×107 N·mm/rad。2). 后悬架的侧倾角刚度对于后悬架在车身侧倾时，作为整体式的后扭转梁发生扭转变形，连同后螺旋弹簧的回复力共同产生侧倾角刚度。可用下面的公式表达：式中： ：后扭转梁扭转引起的侧倾角刚度；：螺旋弹簧局部引起的侧倾角刚度；a). 后螺旋弹簧引起的侧倾角刚度计算后螺旋弹簧局部引起的侧倾角刚度可以根据单纵臂式悬架的计算公式得出：=×107 N·mm/rad式中 ： ：后悬架单边满载刚度，s

17、：后螺旋弹簧安装距离，s mm；b). 后扭转梁引起的侧倾角刚度计算由通过试验得出后轴扭转梁及其他弹性元件的平均刚度： N/mm。那么后扭转梁扭转时引起的侧倾角刚度为： ×107N·mm/rad其中： L ：后扭转梁制动底板安装点距离，L=1408mm；Ka：后扭转梁平均刚度，试验得Ka=；将上述后扭转梁与螺旋弹簧引起的侧倾刚度带入计算，可得后悬架侧倾角刚度： ×10 N·mm/rad3). 整车的侧倾角刚度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 ： = +=&#

18、215;107N·mm/rad其中： ：为前悬架侧倾角刚度，=×107 N·mm/rad； ： 为后悬架侧倾角刚度，=×107N·mm/rad；/=，且前悬架侧倾角刚度大于后悬架侧倾角刚度，有利于汽车的缺乏转向特性。3.5 侧倾角刚度校核对于汽车侧倾角一般情况下在转弯时，要求其车身的倾角不大于6°。 横向加速度时，侧倾力矩为Mr，那么其中： 悬挂质量离心力引起的侧倾力矩=×106N·mmFsy ：悬挂质量离心力， NMbm ：悬挂质量， Kgay ：设定横向加速度， h ：悬挂质量质心到侧倾轴线距离，=382mmh

19、1 ： 前侧倾中心离地高度， h1 =132mmh2 ： 后侧倾中心离地高度， h2 =125 mmhs ： 满载悬挂质心离地高度，hs =511mmas ：悬挂质心至前轴距离， as =1186mmbs ：悬挂质心至后轴距离， bs =1358mmL ： 满载汽车轴距， L =2544mm由于车身的侧倾，导致悬挂质量重力引起一定的侧倾力矩，该力矩也是整车侧倾力矩的组成局部之一。即：r ： 悬挂质量侧倾角度。Gs ：悬挂质量产生的重力， Gs = Mbmg 另外：独立悬架非悬挂质量离心力也会产生侧倾力矩：=×106N·mmFuy ：独立悬架非悬挂质量产生的离心力， NM下m

20、 ： 独立悬架非悬挂质量， Kgh0 ： 前等效侧倾中心高度， h0 =132mmr ： 轮胎滚动半径， r =293 mm 车身侧倾角是在侧倾力矩的作用下，克服侧倾刚度所侧倾的一定角度，即：由以上式，带入侧倾刚度C=×107N·mm/rad值可得，：= rad° 6°故此LF7133侧倾角刚度在通常车型选用范围之内。3.6 侧翻阀值校核汽车侧翻是指汽车在行驶过程中，绕其纵轴线转动90度或更大的角度，以至车身与地面相接触的一种极其危险的侧向运动。本计算说明书仅校核汽车在大附着率地面转弯行驶时，在横向加速度的作用下，使得内侧车轮垂直支持力为零的一种状态。对

21、于车辆侧滑遭遇障碍物所引起的侧翻视为一种非正常驾驶工况，可不予考虑。图8 汽车侧倾简图在良好路面上行驶时，汽车侧倾物理模型如上图所示，侧翻阀值：=式中 ： B ：轮距，考虑侧滑先后顺序，取小值满载后轮距 B =1460mmhg ：满载质心高度， hg =511mmR ：满载侧倾柔度， R=1/C=×10-8 hr ：侧倾中心高度， hr = hg h= 129 mm由于侧偏过程中轮胎弹性变形，使轮胎接地中心向内偏移，轮距减小，这使侧倾阀值将减少5%，故汽车侧翻阀值为：×1 5%=。显而易见，满足设计要求。3.7 纵向稳定性校核汽车在制动或加速行驶时，由于惯性力的作用会造成轴

22、荷的转移，并伴随前后悬架的变形，表现为制动时的前部下沉和加速时的前部上抬现象，设计中以抗前俯率和抗后倾率来表征该特性。对于乘用车其值一般取50%70%。制动时的抗前俯率：=43%式中： e1 ：前纵倾中心离地高度， e1 =460mm ：制动力分配系数， = L ：满载轴距， L =2544mmd1 ：前纵倾中心离前轴距离， d1 =3967mmh ：满载质心高度， h =511mm驱动抗后倾率：=58%式中： e1 ：前纵倾中心离地高度， e1 =460mm ：制动力分配系数， =L ：满载轴距， L =2544mmd1 ：前纵倾中心离后轴距离， d1 =3967mmh ：满载质心高度， h

23、 =511mm3.8 减震器参数确实定汽车的悬架中安装减振装置的作用是衰减车身的振动保证整车的行驶平顺性和操纵稳定性。下面仅考虑由减振器引起的振动衰减，不考虑其他方面的影响，以方便对减震器参数的计算。汽车车身和车轮振动时，减震器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了阻尼力，吸收悬架垂直振动的能量，并转变为热能，散发到周围的空气中去，到达迅速衰减振动的目的。汽车的悬架有了阻尼以后，簧载质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼比来评定振动衰减，相对阻尼比的物理意义是指出减震器的阻尼作用在与不同刚度和不同质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。减震器中的阻力F和速度v之间的关系可以用下式表示：式中： ：为减震器阻尼系数；i ：是常数，i =1；以下是LF7133车型前后减震器阻力速度特性曲线： CPCP 图9 减振器特性曲线图根据上图曲线， m/s时，以空载状态分别对前后悬架的相对阻尼比复原行程的阻力值与压缩行程的阻力值之比进行计算:表3 减振器参数阻力值 FN阻尼系数N/m/s压缩拉伸阻尼比前减震器压缩行程复原行程平均后减震器压缩行程复原行程平均前悬架的减震器安