同捷汽车悬架设计作业指导书-

1、上海同济同捷科技股份有限公司文件名称:汽车悬架系统设计作业指导书文件编号:YJY·P·0014·A1-2004 归口部门:研究院文件版本号: A1 页码: 1/46文件编号:YJY· P·0014·A1-2004文件名称:汽车悬架系统设计作业指导书编制:日期:审核:日期:批准:日期:发布日期:年 月 日 实施日期:年 月 日前言为使本公司汽车悬架设计规范化,参考国内外汽车悬架设计的技术要求,结合本公司已经开发车型的经验,编制本汽车悬架设计指导书。意在对本公司设计人员在悬架设计的过程中起到一种指导操作的作用,让一些不熟悉或者不太熟悉悬架

2、设计的员工有所依据,在设计的过程中少走些弯路,提高汽车悬架设计的效率和精度!本作业指导书将在本公司所有车型悬架开发设计中贯彻,并在实践中进一步提高完善。本标准于2004年XX月XX日起实施。本标准由上海同济同捷科技股份有限公司技术总监室提出。本标准由上海同济同捷科技股份有限公司技术总监室负责归口管理。本标准主要起草人:张天顺21. 悬架系统设计流程 3 42. 悬架设计的基本要求:2.1悬架设计应满足技术协议中相关要求。2.2悬架设计应执行国家标准和企业标准。2.3悬架设计应符合总布置方案和结构尺寸应满足设计硬点要求。2.4产品设计中贯彻系列化、标准化、通用化。2.5产品设计中应考虑到加工、装

3、配、安装调试、维修的方便性和经济性。2.6借用件中逆向测绘的孔径及位置尺寸要圆整,公差和形位公差标注正确。3. 任务分析3.1 悬架明细表一套(借用件明细表一套;标准件明细表一套;设计件明细表一套;3.2 悬架爆炸图一套;3.3前后悬架完整装配数模一套;3.4技术报告:3.4.1 悬架选型报告;3.4.2悬架刚度与阻尼匹配报告;3.5悬架图纸一份。4. 设计要点4.1 引用标准4.1.1汽车悬挂系统的固有频率和阻尼比测定方法,见GB/4783-19844.1.2汽车平顺性名词术语和定义,见GB/4971-19854.1.3汽车平顺性脉冲输入行驶实验方法,见GB/5902-19864.1.4汽车

4、平顺性随机输入行驶试验方法,见GBT/4970-19964.1.5汽车操纵稳定性试验方法,见 GB/T-6323.1-1994GB/T-6323.1-1994GB/T-6323.3-1994GB/T-6323.4-1994GB/T-6323.6-19944.1.6汽车操纵稳定性指标限值与评价标准,见GB/T13047-91564.1.7汽车悬架用螺旋弹簧 台架试验方法,见JB-3824-1984 4.1.8关于标准转号的说明, 见QCT-491-1999 QCT-545-1999 4.1.9汽车产品零部件编号规则, 见QCT-265-1999 4.2设计参数 4.3悬架定位参数状态序号项 目(

5、以某项目为例-空载轮距(mm1525 主销后倾角(° 2°21 主销内倾角(° 10°53 外倾角(° -24 1前轮 定位参数前束(° -15 轮距(mm 1520 外倾角(° -1°34 2后轮定位参数前束 (°-373 轴距(mm 24805. 系统设计 5.1常用的悬架型式: 5.1.1麦弗逊悬架5.1.2 双横臂悬架 5.2 定位参数: 5.2.1轴距L : 5.2.1.1定义从前桥轴心至后桥轴心测得的距离5.2. 1.2性能影响对行使性有决定性的影响。5.2.1.3轴距的选择与汽车长度相比,大

6、的轴距可以使乘客合理的安置在车桥之间,从而减小负荷对载荷分配的影响。并且车身的前悬部分和车身的后悬部分都较短,使纵倾振动8的趋势下降,这样可以采用较软的弹簧,提高行使平顺性。相反,轴距较短则使转弯轻便,即同样的转向轮转角下,转弯直径较小。在前轮驱动型式的车辆中优先采用较长的轴距。对于标准驱动形式的轿车来说,轴距较长就要求万向节轴分段,比值K1可以作衡量依据。在现在轿车中这个值为:60.01=车辆长度轴距k汽车越小,K1值应越大。轴距一般在L=2150-3070之间。 5.2.1.4参考数据项 目 参考车型 样车数据(mmAm-10 中华 2790 Am-11 丰田rav4 2480 Am-12

7、 丰田花冠 2603 Am-13雷诺26855.2.2轮距: 5.2.2.1定义:车轮接地点的间距。5.2. 2.2性能影响前轮距bV 和后轮距bh ,对汽车的曲线行使性能和侧倾具有决定性的影响。5.2.2.3轮距的选择轮距应尽可能大,但其与汽车宽度的比值不能超过一个给定值。目前轿车的的轮距为bv ,h=1205-1550。比值kB 可作为衡量宽度利用率的参数,它尽可能大:86.081.0=车辆宽度轮距B k5.2.2.4参考数据项 目 参考车型 样车数据(mm Am-10中华1565/1560Am-11 丰田rav4 1525/1520Am-12 丰田花冠Am-13 雷诺1506/1506(

8、1514/15145.2.3主销内倾角:5.2.3.1定义:主销内倾角是指主销轴线与汽车纵向中心平面之间的夹角。主销偏移距是指主销轴线与路面的交点至车轮中心平面之交线NN距离rs。5.2. 3.2性能影响影响转向回正力矩的大小。5.2. 3.3主销内倾角的选择在现代轿车中,它们的取值如下:=11°14°30通常情况下rs=-18+30mm5.2. 3.4参考数据项目参考车型样车数据Am-10 中华(虚拟主销Am-11 丰田rav4 10°53Am-12 丰田花冠10°35Am-13 雷诺10°25´5.2.4主销后倾角:5.2.4.1

9、定义:主销后倾角是指主销轴线EG在x z平面上的投影与过车轮中心的垂直线之间的夹角。或者用地面上点K和N之间的静力表示,称之为主销后倾拖距nk。9 105.2. 4.2性能影响影响直线行驶性能。5.2.4.3主销后倾角的选择轿车主销后倾角一般为0.53°5.2.4.4参考数据项目参考车型样车数据Am-10 中华(虚拟主销Am-11 丰田rav4 2°21Am-12 丰田花冠2°59Am-13 雷诺5°23´5.2.5车轮外倾角:5.2.5.1定义:外倾角是指车轮中心平面和道路平面垂直线之间的夹角。如果车轮上部向外倾斜,外倾角取正值。5.2. 5

10、.2性能影响使车轮尽可能垂直于稍许有点拱形的路面滚动,并使磨损均匀和滚动阻力小。5.2.5.3车轮外倾角的选择轿车的前轮通常设计得具有微小的正外倾角,外倾角值为:= 5' 10 即约0.1为了获得良好的轮胎转弯侧偏性能,目前轿车空载时前悬架基本上具有微小的正外倾角,而加载状况下则取有轻微的负值外倾角。后轮一般为负的外倾角,大小为-1º-1º30'。5.2.5.4参考数据样车数据项目参考车型前轮后轮Am-10 中华+0º28' -0º50'Am-11 丰田rav4 -24 -1°3411Am-12 丰田花冠-0&#

11、176;08 -1°30Am-13 雷诺'+0°11 -1°24´5.2.6前束(后束:5.2.6.1定义是指在静止的汽车上(参考状态下汽车纵向中心平面和地面静态前束角V的交线之间的角度。如果车轮的前部靠近汽车纵向中心平面,则前束为正值;反之则为负值(也称为后束角。静态总前束角是左右车轮前束角之和。前束可用角度或长度表示12如果前束用长度(mm表示。那么前束是指差值V=B-C即左右车轮轮辋边缘后部间距大于前部的余量。前束应在空载时车轮停在直线行使位置的状态下,在车轮中心高度上测量。V 和车桥上的两个车轮有关。在用角度表达的形式下,车轮前束角v与车

12、轮侧偏角相当。 前束V是指B-C的差值,单位为mm,在车轮中心高度处的轮辋边缘上5.2.6.2性能影响为了达到确定的行使性能所需要的。减少由于轮胎外倾引起的滚动阻力加大以及直线行使能力损害。5.2.6.3前束的选择一般前束的选择对应于车轮外倾角的选择,正的车轮外倾角对应于正前束,负的外倾角对应于负前束(即后束。现在的轿车设计中,前悬架车轮外倾角有减小的趋势,接近于0°,随着车轮外倾角的变化,前轮前束也有减小的趋势,取值接近于0°。5.2.6.4参考数据样车数据项目参考车型前轮后轮Am-10 中华+5' +4'Am-11 丰田rav4 -16´ -5

13、´Am-12 丰田花冠8 -4Am-13 雷诺-5 205.2.7 定位参数的测量:1314悬架定位参数一般用四轮定位仪测量。 在测量中应注意以下几点: a .测量的状态,空载或者是满载; b .在四轮定位仪上进行车轮的调正;c .一次测量完成后,将测量车辆驶离试验台,开出去转一圈后再重复测量一次,两次的定位参数试验值误差不超过10。5.3 悬架刚度5.3.1 对弹性元件的要求公路车辆的弹性元件及阻尼元件主要影响车辆的下述性能:a.行驶平顺性;b.行驶安全性;c.操纵稳定性;d.车身的侧倾。弹性元件设计得愈软,车身的侧倾就愈大。采用低刚度(符号Cv,h 和大行程的弹簧,是获得良好的行

14、驶平顺性,降低纵倾振动和增大车轮的地面附着性的前提。后者还满足了对行驶安全性的要求。但总的弹性特征还取决于一些其它的因素以及与各构件的共同作用。主要是:a. 车辆总质量;b. 轴荷分配;c. 弹簧的结构型式和布置形式;d. 横向稳定杆;e. 支座件;f. 减振器及其支承;g. 非簧载质量;h. 发动机的悬置结构型式; i. 轴距; j. 轮距; k. 轮胎。 5.3.2 质量、振动频率和弹簧刚度为了确定振动频率和弹簧刚度,必须要知道在设计位置和额定总质量(下标Z 为额定下的前桥轴载质量m vt (及m vz 和后桥轴载质量m ht (及m hz 。大部分情况下先得出满载状态下的后桥轴载质量m

15、hz ,然后据此由额定总质量m gz 得出前桥轴载质量m vbe (下标be 为加载状态: hz gz vbe m m m = (kg(5.3.1根据轴载质量和非簧载质量(折算在整根车桥上m uv 和m uh 可算出车身(车体分配在前后车车桥(折算到单侧车轴上的质量m lwv 和m lwh:152uv v lwv m m m =,2uhh lwh m m m = (5.3.2及5.3.3 非簧载质量包括车轮质量和车轮转向节质量。后者可以是二个回转轴承和转向主销质量,但在非独立悬架中则是包括差速器在内的车桥整体总质量。此外还有那些车桥与车身或车架之间的连接构件的质量的一半。这些构件是:a .摆臂

16、; b .驱动半轴; c . 横向推力(Panhard 杆;d .钢板弹簧或螺旋弹簧、扭杆弹簧等;e .万向节轴; f . 减振器;g .转向横拉杆等。它们的另一半质量应计入车身质量中。扭杆弹簧是固定在车身底板上的,它的质量也算 是簧载质量。用于非驱动桥的独立悬架,非独立悬架和复合式悬架折算在整根车桥上的质量(根据车辆和轮胎的大小不同为:kg m h uv 9050,=用于驱动桥的独立悬架稍重些,相应质量为:kg m h uv 9050,=用于驱动桥的非独立悬架的质量还要包括差速器在内:kg m h uv 140100,=为了进行悬架设计,必须知道悬架刚度c v,h 。在设计图纸上,刚度作为测

17、量值,其单位为N/mm 。相反,在所有的计算中,刚度的单位为N/m 。不了解这个规定,就可能产生位置误差。只要列出尺寸链方程,即可察觉这点。按国际单位,计算圆频率的公式如下(图5.3.3:m c=kg m N 以1N=12s mkg 代入,其单位为: 12=s kgm s mkg 为了得到在研究弹簧时使用的振动频率,将圆频率n v,h 乘以系数:60/2=9.55 (s/min对于车身而言,在忽略阻尼以及支座与轮胎的影响时,可把公式表达(带下标为:hlwv hv h v m c n ,55.9= (min -1 (5.3.4 在计算一侧车桥(前和后的振动频率时,应采用单位为N/m 的轮胎刚度c

18、 Rv,h 和一半的车16桥质量,单位为kg :2/,h uv h luv m m = (5.3.5轮胎在滚动时,其刚度会增大,应采用系数k F 来加以修正,大致为:当速度为120km/h 时,k F =1.04,速度每增加30km/h ,刚度增大1%。于是车轮振动频率的计算式为(图5.3.4:hluv hv h Rv F h nv m c c k n ,55.9+=(min -1(5.3.6 图5.3.3 在简单的振动系统中,车身振动频率n v ,h (前和后的大小取决于车身分配在前后车桥上的质量m 1wv ,h 和弹簧刚度弹簧特性呈线性时,弹簧刚度等于力除以位移:C v ,h =F/S 。

19、弹簧特性呈非线性时,弹簧刚度为在一个极小的位移s 下力的变化量F :C v ,h =F/S (亦见图5.3.7图 5.3.4 车轮振动频率n Rv ,h是一侧车桥质量m 1wv ,h 、车身弹簧刚度C v ,h 、轮胎刚度C Rv ,h 和阻尼系数K v ,h 的函数。行驶车速也对它有附加影响在采用钢制弹簧的轿车中,车轮中心垂直振动频率为:前:n v =60/min80/min后:n h =70/min90/min出于平顺性要求,应力求使n v 60/min 。这在中低档轿车的前悬架中可以办到。相反,只有当汽车装有水平调节装置时,才可在后悬架中达到这一要求。由于在乘坐1人和满载状态下,车轮载荷

20、不同(图5.3.5和5.3.6,从而难以将弹簧设计得很软。根据设计规定的振动频率n v ,可通过改写后的式5.3.4来计算悬架刚度c v,h :h lwv h v h v m n c ,2,011.0= (N/m (5.3.7式中振动频率单位为min -1,质量单位为kg 。 图5.3.4a Renault 牌轿车前轮弹簧的特性曲线纵坐标为轮荷(单位kg ,横坐标为车轮跳动量(单位mm 图示的弹簧特性较软,故需要有限位块。如果缺少拉伸行程限位块,则前轮有可能从零位置(汽车中乘坐3名质量为68kg 的乘员时的位置下落距离s 0=308。如果没有辅助弹簧,车桥将在F Fmax =3.32的力作用下

21、碰撞限位块。限位块受到的剩余力(单位KN 在图中标出。从图中可见,由于辅助弹簧的作用,特性曲线斜率递增。如果限位块布置在减振器内,悬架的变形也计入在特性曲线中。车身弹簧刚度为:c vt =s F =207.061.132.3c vt=8.26kN/m=8.3N/mm用一辆前轮驱动型式车辆的前轮弹簧为例,给出了相应于下限的载荷状态(即仅乘坐1人下的数据:前桥轴荷质量m v=500kg非簧载质量m uv=80kg设计振动频率n v=60/min根据式5.3.2和5.3.7:m lwv=(500-80/2=210kg011.02=602108316c N/m c v=8.3N/mm=v图5.3.4a

22、所示为了通过计算得出的悬架弹性特性曲线。图中以零位置(即车中乘坐3人时的位置为分析原点,纵坐标为轮荷,横坐标为测出的弹簧行程。从中可分析车轮接地点上的载荷变化。反之,根据已知的悬架弹性特性曲线,亦可得到不同加载状态下的弹簧刚度。当曲线在常用行程内延长,即可得到端点出的载荷差(在此为338.5 kg和164 kg。将其乘以9.81,并除以通过总行程(s g=207mm,便可得出弹簧刚度。在图下面列出的公式中的力的单位为kN.。当特性曲线呈非线性时,需在曲线上对应所考虑的载荷状态的点处作切线,才能得载荷对位移的导数值。图5.3.7举出了一个有关设计质量下的例子。根据弹簧刚度、轴荷质量及预估的车桥质

23、量可以计算出振动频率。其精度大都高于有振荡试验得出的结果,因为大部分汽车都带有导向式弹簧柱或减振器柱,由于在这些构件中存在内摩擦,所以很难得到正确的结果。6.零部件设计6.1. 螺旋弹簧设计 6.1.1设计要点:在三维设计过程中,弹簧应建立自由状态、预紧状态和设计状态的数模。在弹簧零件图纸上亦应表示出这几种状态的长度尺寸。注意弹簧的型式:圆柱形、锥形、鼓形等轴距及不等轴距的螺旋弹簧。另外还应清楚以下几个要点:6.1.1.1端部型式:6.1.1.2总圈数:6.1.1.3有效圈数:6.1.1.4旋向:左旋或右旋6.1.1.4中径:6.1.1.4簧丝直径:6.1.1.5技术要求:表面不允许有裂纹,脱

24、碳;划伤,麻点,斑痕,氧化皮,锈蚀,分层等缺陷;成品喷丸处理,表面覆盖率要求96%以上;成品作强压处理,永久变形试验,探伤试验;热处理硬度一般为HRC40-45;其余按JB3823-84执行。6.1.2刚度计算公式:通常使用的圆柱螺旋弹簧设计公式是在假设螺旋角0的情况下推导得出 的,因而这些公式只适用于螺旋角较小的情况。43384Gdn FD GI nFD f p = 38dFD K= 式中:n :弹簧的有效圈数;D :弹簧的中径;d :弹簧材料的直径;G :弹簧材料的切变模量;C :旋绕比,dD C /=; K :曲度系数,或应力修正系数,常使用公式C C C K 615.04414+=计算

25、。 根据这两个公式,就可以计算小螺旋角圆柱螺旋弹簧的弹簧刚度、有效圈数和变性能等的计算公式了。 对于工程使用的大螺旋角压缩螺旋弹簧的变形f 计算可使用下式:+=EI GI n FD f p 223sin cos cos 4 对于一般的圆形截面材料极惯性矩32/4d I p =,惯性矩64/4d I =代入上式得:+=cos sin 2cos 8243E G Gd n FD f F : 作用于弹簧的轴向载荷;D : 弹簧中径;n : 弹簧有效工作圈数;: 弹簧螺旋角;d : 簧丝直径;E : 弹簧材料的弹性模量;G : 弹簧材料的切变模量;38dFD K= 根据这两个公式,就可以计算小螺旋角圆柱

26、螺旋弹簧的弹簧刚度、有效圈数和变性能等的计算公式了。 6.1.3设计校核:6.1.4试验描述:检查试验样件的完好性;参考JB3824汽车悬架用螺旋弹簧 台架试验方法确定试验;根据弹簧的工作负荷高度及工作变形量确定试验的行程,确定的试验行程必须大于工作变形量且小于压并行程;依照确定的试验行程对弹簧预压缩三次后,由自由高度起至试验行程止绘制静刚度曲线(位移-力,重复两次,两次试验的曲线必须较好地重合在一起,误差不大于2%;6.1.5参考数据:6.1.5.1一般使用材料:60Si2CrA(GB/T1222-84;冷卷油淬火钢丝 SAE 9254V SWI2006.1.5.2螺旋弹簧刚度:轿车悬架螺旋

27、弹簧的刚度一般为2040N/mm。6.2 减振器设计 6.2.1设计要点:在三维设计过程中,减振器应建立自由状态、预紧状态和设计状态的数模。在减振器零件图纸上亦应表示出这几种状态的安装尺寸。另外还应清楚以下几个要点:6.2.1.1结构型式:减振器有单筒减振器、双筒减振器;有充气式或充液式。6.2.1.2总行程:根据减振器在悬架中安装位置和安装型式的不同,设计减振器的总行程。6.2.1.3 阻尼系数悬架的相对阻尼系数一般为0.250.35之间。考虑内摩擦的大小选定其具体设计值。6.2.3试验描述:a依照QC/T545的要求进行示功试验,并绘制示功图;b依照QC/T545的要求进行速度特性试验,绘

28、制速度特性曲线。可协商确定采用方法(直接记录法,多工况合成法,确定采用的试验速度;c标定行程;d卸荷速度及压力;e试验单位建议的项目其他:针对具体送检样件应注明状态(如充气式减振器应标记压力;提供曲线数据,并标记极值。6.2.4参考数据减振器在侧向力100kg;温度80±5°,500万次试验后,其衰减率不超过20 %,6.2.4.1 减振器速度-阻力曲线 6.2.4.2 减振器示功图 6.3. 缓冲块设计(行程限位块缓冲块,也称为行程限位块,它的主要作用为限制车轮的上跳行程,防止减振器限位(超载失效,长的缓冲块也起辅助弹簧的作用,通过将具有线性的钢制弹簧与具有递增特性的辅助

29、弹簧进行组合,可在设计中获得所需的弹性特性曲线。 6.3.1设计要点:6.3.2计算公式:6.3.3设计校核:6.3.4试验描述:依照确定的试验行程对缓冲块预压缩三次后,由自由高度起至最大试验行程止绘制静刚度曲线(位移-力;在试验过程中观察显示器上的试验曲线变化,在曲线经过斜率变化较大的一段到显著变化的一段时停止(一般是缓冲块压缩到1/22/3处;重复两次,两次试验的曲线必须较好地重合在一起,误差不大于2 %;改变加载速度;重复一次上述试验。6.3.5参考数据6.3.5.1 一般使用材料:聚氨脂,天然橡胶,丁晴橡胶6.3.5.2 缓冲块刚度曲线: 6.3.5.3 对于减振器上安装座,一般在&#

30、177;5mm内,其刚度为714±69N/mm;到10mm时为其拐点受力为11000N。其曲线趋势如同缓冲块,在整车状态设计中应考虑到这一点。(此经验来自R11项目6.3.5.3 技术要求台架试验,40万次后,区域偏移3mm;寿命10万公里(一般汽车上的零部件寿命要求都是如此,例如稳定杆、弹簧;6.4 稳定杆设计 6.4.1设计要点:设计稳定杆时,除了稳定杆的刚度需匹配外,还特别要注意稳定杆行程也应匹配、校核,保证在悬架上跳极限、下跳极限位置时有足够的转角行程。6.4.2横向稳定杆的侧倾角刚度C b 计算公式: (+=c b L b a L a L EIL C b 222331242

31、23式中:644d I f =E 为弹性模量 E=206000 N/mm 26.4.3设计校核:6.4.4试验描述:6.4.5参考数据6.4.5.1 一般使用材料:65Mn GB/T1222-1984;55Cr36.4.5.2 技术要求稳定杆安装长度公差±1;两端吊杆安装孔长度公差±1;去除锐角、飞边、毛刺;尺寸公差按GB/T1804-m ;角度公差按GB/T1804-m ;热处理硬度HRC4348;表面喷丸强化处理;表面喷涂黑漆按QC/T484-1999汽车油漆涂层的TQ6执行;寿命在10万公里以上。6.4.5.3 稳定杆的扭转刚度:6.5 稳定杆吊杆的设计 6.5.1设

32、计要点:设计时应校核稳定杆吊杆的长度,是否符合稳定杆转角行程的需要;稳定杆球头转角行程是否符合稳定杆转角行程的需要;球头脱出力是否符合设计需要;球头螺纹规格是否与选择的标准件匹配;6.5.4试验描述:6.5.5参考数据球头脱出力一般大于980N;球头销的一般使用材料:40Cr GB3077、45#;球头尺寸公差(-0.05 ,0卡簧的一般使用材料:65Mn 厚1.0宽1.5的扁钢丝底盖的一般使用材料:20# GB710-88;油杯(外护罩的一般使用材料:黑色耐油橡胶;球头腔应填充适量油脂,连接处牢固可靠,保证无任何润滑油脂泄漏。球头销在球头腔内应转动自如,扭转力矩为13N.m。6.6 稳定杆支

33、架总成设计 稳定杆支架总成,一般由稳定杆支架和稳定杆安装衬套组成6.6.1 稳定杆支架6.6.1.1设计要点稳定杆支架一般具有两个安装孔,其中一个圆孔,一个长孔,孔间距的公差为±0.5;表面镀锌。一般使用材料为 08F GB/T699-1988 板厚2.03.0 GB/T907-19886.6.2 稳定杆安装衬套一般使用材料为 NR(天然橡胶 natural rubber,SBR6.7 摆臂设计 6.7.1设计要点如果摆臂为钣金焊接件,应注意在上板和下板搭边预留0.51.0mm的焊接间隙,当借用样车摆臂,进行逆向建模时,应注意基准孔,基准面的选择、圆整。在悬架上跳极限与下跳极限位置校

34、核摆臂球销的最大摆角。除此之外,还应注意摆臂后衬套的安装角度(尤其是带方向孔。6.7.2设计经验摆臂的柱铰一般径向刚度为810KN/mm;球铰根据与摆臂的相对位置的,不同,其径向刚度也不同,具体数值要根据摆臂在安装关系与尺寸确定。附录一:某项目的刚度阻尼计算一、整车参数:空载满载整车整备质量 1291Kg最大总质量 1696Kg前轴荷717 Kg 818 Kg后轴荷 574878KgKg前悬架非簧载质量 113kg后悬架非簧载质量 106.3kg 悬架悬架线刚度的确定:悬架偏频的选取悬架系统将车身与车桥弹性的连接起来,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固有频率,这是影响汽车

35、行驶平顺性的重要性能指标之一.人体所习惯的垂直振动频率是步行时身体上下运动的频率,约为11.6Hz,所以车身固有频率应当尽可能地处于或接近这一频率范围.前后悬架固有频率的匹配应合理,对轿车,要求前悬架固有频率略低于后悬架的固有频率,还要尽量避免悬架撞击车架(或车身.参考常规,选取空载时前悬架的偏频n fe为1.30Hz.根据力学分析,如果将汽车看成一个在弹性悬架上作单自由度振动的质量,则悬架系统的固有频率为mCn =21 (1式中n 为偏频,C 为悬架刚度,m 为簧载质量选定偏频后,根据公式(1可以推导出前后悬架的线刚度计算公式.m n C 224=(2其中n fe =1.3Hz ,m fe

36、=(717Kg/2-(113 Kg /2=302Kg 计算得到前悬架的线刚度为: C f =20.2N/mm此时根据公式(1校核满载时前悬架的偏频: 满载时前悬架的簧载质量为m ff =(818Kg/2-(113Kg/2=352.5Kg ;由此得到满载时前悬架的偏频为n ff =1.2Hz.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0.850.95,这样有利于防止车身产生较大的纵向角振动.为平衡各种状态下的性能,选取满载时的偏频比为0.95,此时,后悬架的满载偏频为n rf =1.27Hz.后悬架的簧载质量为m rf =(878Kg/2

37、-(106.3Kg/2=385.85Kg 根据公式(2计算出后悬架的线刚度为:Cr=24.4 N/mm空载时后悬架的簧载质量为m re=(574Kg/2-(106.3Kg/2=233.85Kg 由公式(1可以进一步求出后悬架空载时的偏频:n re=1.63Hz 校核空载时前后悬架的偏频比为:0.8,可以满足要求.所以上述参数选取符合要求。弹簧刚度的确定根据前悬架的结构形式,可以确定螺旋弹簧刚度和悬架线刚度之间的相对关系.在悬架运动过程中,当前减振器立柱总成缩短20mm 时,测量得到车轮中心在Z方向上移动20.8mm,而螺旋弹簧刚度与悬架线刚度的比值为两者位移比值的平方1.08,由此计算得到的螺

38、旋弹簧刚度为k f=21.8N/mm.前悬架的结构形式如下图所示: 图1 前悬架结构简图后悬架的结构形式如下: 后悬架为三连杆式,通过杠杆比计算,得出螺旋弹簧刚度与悬架线刚度的比值为杠杆比的平方 1.7,由此计算得到的螺旋弹簧刚度为r k =41.5N/mm.悬架的侧倾角刚度悬架的侧倾角刚度是指车身侧倾时受到的悬架的弹性恢复力偶矩,常用等效弹簧的概念分析.整车的侧倾角刚度等于前后悬架的侧倾角刚度之和,下面分别对前后悬架进行分析,并且不考虑导向杆系中铰接点处弹性衬套的影响.1、前悬架的侧倾刚度前悬架的侧倾角刚度由两部分起作用即弹簧与横向稳定杆rf K =bf C +cf Cbf C 横向稳定杆作

39、用的侧倾角刚度 cf C 螺旋弹簧部分引起的侧倾角刚度1 横向稳定杆侧倾角刚度图2 后悬架结构简图(4(223C 2223312c b L b a L a L EIL bf += E 材料的弹性模量,E=2.06×105 N/mm2 I 稳定杆的截面惯性矩,644D I =,mm 4;D 稳定杆的直径,D=22mm;由图可以计算出rad mm N bf /1069.2C 7×=由于前横向稳定杆与立柱连接,且其布置角接近水平故它的杠杆比约为1,其连接件是橡胶元件,所以实际刚度一般比理论值减小20%左右则(rad mm C bf /N 10152.2%2011069.277&#

40、215;=××= 2螺旋弹簧部分引起的侧倾角刚度cf C 前悬架采用的是滑柱连杆式 22C ××=f ff f cfa db K f K 前螺旋弹簧刚度,21.8N/mm;由数模作出f a =5938.4mm;f b =5710.3; f d =766.7mmrad mm N cf /1037.2C 7×= rf K =bf C +rad mm N cf /105.4C 7×=2、后悬架的侧倾刚度后悬架的侧倾角刚度也由两部分起作用即弹簧与横向稳定杆rr K =br C +cr Cbr C 横向稳定杆作用的侧倾角刚度 cr C 螺旋弹簧

41、部分引起的侧倾角刚度2 横向稳定杆侧倾角刚度 (4(223C 2223312r r r r r r r r rbr c b L b a L a L EIL +=E 材料的弹性模量,E=2.06×105 N/mm2 I 稳定杆的截面惯性矩,644r D I =,mm 4;D r 稳定杆的直径,D r=20mm; 由图可以计算出rad mm N br /104.4C 7×=由于该车的后横向稳定杆与横拉杆连接支架连接,根据连接关系得杠杆比为0.5,并且其连接件是橡胶元件,所以实际刚度一般比理论值减小20%左右则radmm N C br /107.1%201(5.0104.477&

42、#215;=×××=2螺旋弹簧部分引起的侧倾角刚度cr C 该车的后悬架部分可看作为斜置单臂式 222C ×××=f F r r crf f k d r k 后螺旋弹簧刚度,41.5N/mm;由数模作出F f =347.3mm; L f =571.9mm;r d =801.3mm;rad mm N cr /102C 7×=rr K =br C +rad mm N cr /107.3C 7×=整车侧倾刚度为前后悬架侧倾刚度之和,则整车侧倾刚度rad mm N K K K rr rf /102.87×=+=整车侧倾角=k h a m o s