实例-悬架系统设计计算报告分解

1、编号：悬架系统设计计算报告项目名称：国内某车型项目代码：007编制：日期：校对：日期：审核：日期：批准：日期：汽车设计有限公司2011年11月目次1 概述21.1 任务来源21.2 悬架系统基本介绍21.2.1 前悬架的结构形式21.2.2 后悬架的结构形式21.3 计算的目的32 悬架系统设计的输入条件33 悬架系统偏频的选取及悬架刚度计算34 弹簧计算54.1 弹簧刚度的计算54.2 前螺旋弹簧钢丝直径的计算85 悬架系统静挠度计算96 悬架侧倾角刚度计算96.1 前悬架侧倾角刚度计算96.2 后悬架侧倾角刚度计算116.3 整车侧倾角刚度计算126.4 整车的侧倾力矩136.5 整车的纵

2、倾计算156.5.1 纵倾角的计算157 减振器参数的确定167.1 减振器阻尼系数的确定168 参数列表18参考文献21悬架系统设计计算报告1概述1.1 任务来源根据新车设计开发项目协议书-007项目设计开发的规定，悬架系统参考样车进行逆向设计。1.2 悬架系统基本介绍该款车前悬架采用麦弗逊式独立悬架，后悬架采用整体式驱动桥钢板弹簧非独立悬架。1.2.1 前悬架的结构形式图1前悬架结构形式1.2.2 后悬架的结构形式图2后悬架结构形式1.3 计算的目的通过计算，求得反映其悬架系统性能的基本特征量，为零部件开发提供参考。计算内容主要包括悬架刚度、偏频、静挠度、动挠度、侧倾刚度和减振器阻尼等。2

3、悬架系统设计的输入条件表1悬架参数列表CA07标杆车质心高（mm空载695695半载743743750750前轮距（mm14151386后轮距（mm14301408轴距（mm26502700空载质量（kg）11941180满载质量（kg）18641850前轴何（kg）空载550560半载628642669682后轴荷（kg）空载644620半载90687811951181前悬架非黄载质里（kg）8080后悬架非簧载质量（kg）1201203悬架系统偏频的选取及悬架刚度计算前后悬架固有频率的匹配应合理，对乘用车，要求前悬架固有频率略低于后悬架的固有频率，还要不允许悬架撞击车架（或车身）。由标杆车

4、试验数据得出（表2）:表2标杆车悬架刚度试验表试星试验结果上修kf)前轴轮背上打轮ft敦轮后轴轮荷*后轮方后轮轮荷礴nm)AMtk1二度8TTTmJ轮荀-kgj唠(nm)轮荷_tltg)砌1mm卜悬架m度如戟空袅117655627440062&2399.162031341S.8307422510012765弊2973955如3M86驾J43415.233541S0225140364，3233s89388.67583阱4DS,63744B330014793463S4.S5473S33736映4066通409940015so硼刈3SI.6M93S1.18544s397.7437402.552517

5、06M3381S3S171017S12386.85053兜360017S1716充3376.S湖376.21M55403S42525386.S725190674：372373.53721115S58337555753793in裁6001781715356377.0皆9376.S10665363S1.15303S6052517066923423S272503S1510U5103S505043SS.1400157S69：3463S19352379.7S80444395.043639S2300:1477砌5453S07250375,57S2双401.73SS4065|22514026423193S7

6、.3J233StS7603S3W?中40S410012765812SS395.5396695351409.6344414.0空城117455J273399.0：S239so619314416.53054195j由于左、右轮载做实验时存在误差，现取其平均值计算载荷，高度变化值。由上表取值：前轴荷为556kg,后轴荷为620kg。前轴荷为689kg,后轴荷为1017kg。分别取对应载荷左右高度差平均值的差值得：前轴荷变化&689-556=133kg,位移为399.85-381.75=18.1mm;后轴根化&1017-620=397kg,位移为420.65-389.55=31.1mm;故前悬架刚度为

7、：(133/2X9.81)/0.0181=3.61X104N/m后悬架刚度为：(397/2X9.81)/0.0311=62.5X104N/mn庐(H02%m(1)代入样车空、满载前、后簧上质量得：前悬空载偏频小空=1.38Hz;后悬空载偏频n2空=1.78Hz;前悬半载偏频ni半=1.27Hz;后悬半载偏频n2半=1.45Hz;前悬满载偏频n1满=1.22Hz;后悬满载偏频n2满=1.33Hz;标杆车：空载时前后悬架的偏频比为0.78,半载时前后悬架的偏频比为0.88,满载时前后悬架的偏频比为0.92。以上可以看出，标杆车的偏频并不好，需要优化；选取CA07的前悬架半载偏频m半=1.56Hz,

8、后悬半载偏频n2半=1.85Hz,满载偏频n2满=1.70Hz；代入方程（1）,并除去非簧载质量前悬80kg,后悬120kg,CA07W、后悬悬架刚度分别为：0=32.22X104N/m；G=83.66X104N/m；代入方程（1）,CA071、后悬空、半、满载偏频为：前悬空载偏频门1空=1.32Hz;后悬空载偏频n2空=1.97Hz;前悬半载偏频n1半=1.22Hz;后悬半载偏频n2半=1.64Hz;前悬满载偏频n1满=1.18Hz;后悬满载偏频n2满=1.40Hz;以上计算参数汇总见表3。表3计算参数汇总计算项目CA07计算结果标杆车前悬架偏频（Hz）空载1.321.38半载1.221.2

9、71.181.22后悬架偏频（Hz）空载1.971.78半载1.641.451.401.33空载偏频比0.670.78半载偏频比0.740.88满载偏频比0.840.92前悬架刚度（N/mm32.2236.01后悬架刚度（N/mm83.6662.554弹簧计算1.1 弹簧刚度的计算车轮与路面接触点和悬架弹簧的安装点不同，但在悬架杆系中具有一定的几何关系，因此，悬架刚度和弹簧刚度存在一定得比例关系，也就是说，悬架刚度和弹簧刚度存在一定得传递比，如图3所示：图3传递比示意图iy=Fw/Nv，h=b/a(2)ix=f/fF=b/a(3)式中：ix行程传递比iy力传递比Fw弹簧力f车轮行程fF弹簧行程

10、通过上述公式可以求得弹簧刚度（悬架刚度前面已计算得到）CF：Cf=Fw/fF=Nv,h*iy*ix/fCv,h=Nv,h/fCf=Cv,h.iy(5)式中:图4麦弗逊悬架传递比示意图经过推导，麦弗逊悬架传递比为i=1/(cos(6。IX其中：&o=9,431a=3.678R。=21.813mmC+o=621754mmB:11.55二194.625mm6）、代入公式（2）计算得出前悬架弹簧刚度为:Cs=（Ci/2）XixXiy=32.2N/mm；图5后悬架半载刚度计算示意图参照图5所示后悬架刚度计算示意图，计算后钢板弹簧的刚度根据CA07车型需要，后悬架采用变刚度钢板弹簧：CS2=C2/2Cs2

11、=52.8N/mm（空、半载）59N/mm（满载）77N/mm（副簧完全工作）4.2前螺旋弹簧钢丝直径的计算根据刘惟信主编的汽车设计，弹簧的刚度计算公式:Cs篇（8）式中：G弹簧材料的剪切弹性模量，7.9X104MPa；i弹簧工作圈数，8.5圈;Dm弹簧中径，91mmd弹簧簧丝直径将以上数值代入公式得：d=12mm5悬架系统静挠度计算理论研究和使用经验证明：汽车前、后悬架与其簧载质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车平顺性的主要参数之一。现在汽车的质量分配系数e=p2/ab=0.81.2,可以近似的认为c=1。这样，前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。此时，前、后部分车身的振动频率(亦称偏

12、频)可表示为：1Ci1c2ni=n2=2Vm1,271Tm2；(9)而悬架的静挠度与簧载质量和悬架刚度的关系为：fc=mg/C1,fc2=mg/C2；(10)(11)1三5/%；%,电三5/、fU(g取981cm/s2);式中：nbn2为前、后悬架的偏频；fc1,fc2为前、后悬架在簧载质量m、m作用下的静挠度;C1,C2为前、后悬架的刚度。由式(11)计算静挠度，见表4:表4静挠度值汇总项目CA07标杆车前悬空载/(mm)14.413.05前悬半载/(mm)16.7915.41前悬满载/(mm)18.0416.69后悬空载/(mm)6.427.89后悬半载/(mm)9.2711.96后悬满载

13、/(mm)12.6814.15空载前后挠度比值2.241.65半载前后挠度比值1.811.29满载前后挠度比值1.421.186悬架侧倾角刚度计算悬架的侧倾角刚度是指簧载质量产生单位侧倾时悬架给车身的弹性回复力矩，悬架侧倾角刚度的大小对车身侧倾角有很大影响，总体设计中要求在侧倾惯性力等于0.4倍车重时，乘用车车身侧倾角小于4。6.1前悬架侧倾角刚度计算前悬架的侧倾角刚度C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：CfCCW+C(12)式中：。，横向稳定杆引起的等效侧倾角刚度，N-mm/rad;C*f,螺旋弹簧引起的侧倾角刚度，N-mm/rad忽略衬套影响时，横向

14、稳定杆的角刚度计算可根据下面的公式，具体参数见图6:3EIL2C婀=-33l22i(13)2iLi-a3+(a+b)+4L2(b+c)一2206000N/mg（根据惯用材料代入）,冗d44I=mm6418mmE:材料的弹性模量，取:稳定杆的截面惯性矩，d:稳定杆的直径，d=由图6可得：L=1049mm；Li=155.6mm；L2=127.7mma=102mmb=39.4mmc=382.3mm图6稳定杆刚度计算示意图根据式(13)计算得到稳定杆的角刚度为4.31x107Nmm/rado横向稳定杆作用的角刚度受摆臂的作用的杠杆比和连接处的橡胶变形两个外界条件影响。由于连接处橡胶件的变形等，稳定杆的

15、侧倾角刚度会减小约15%30%取其中间值22.5%。因此，横向稳定杆作用的等效侧倾角刚度C0f为:Co=C*(122.5%)=3.34x107N-mm/rad前悬麦弗逊式悬架可以用图7表示，其侧倾角刚度可以用式(14)计算得到:(14)=3.08X107N-mm/rad其中：U=1602.421mmP=1716.157mmK=740.743mm图7前悬架侧倾角刚度示意图6.2后悬架侧倾角刚度计算后悬架为钢板簧式非独立悬架，如图8示:图8后悬架纵置钢板弹簧式非独立悬架侧倾刚度为:(15)Cs2为单边弹簧刚度为77N/mm,q为钢板弹簧1/2中心距为547.3mm根据公式(8)计算得到后悬架的侧倾

16、角刚度C；rr为:cO=4.62x107N-mm/rad6.3整车侧倾角刚度计算整车侧倾角是和汽车操纵稳定性及平顺性有关的重要参数。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:CC=CF+C：.：rr=6.42X107+4.62X1078-.=1.1x10Nmm/rad其中CG为前悬架侧倾角刚度，CGf=6.42x107N-mm/radC为后悬架侧倾角刚度，CC6时，即前悬架侧倾角刚度大于后悬架侧倾角刚度，有利于汽车的不足转向特性，符合设计要求。6.4整车的侧倾力矩mshsmfhf=mhzs簧载质量;s簧

17、载质量质心高;mf非簧载质量;非簧载质量质心高；前215.37mm后256.94mmhz整车质心高；由公式（11）可以求得簧载质量半载状态下的质心高度hs=817.47mm整车侧倾力矩主要由下列三部分组成：1、簧载质量离心力引起的侧倾力矩MrI：M中I=aymshc(17)式中:ay侧向加速度，为取4m/s2;ms簧载质量,hc簧载质量质心至侧倾轴线距离，半载状态下hc=601.46mm如图8作图所示。由上式计算得到MrI；6Mbn=3.25X10NJ-mm2、簧载质量重力引起的侧倾力矩Mb川：Mn=GshcGr(18)式中：“车厢的侧倾角,Gs簧载质量的重力;hc=601.46mm3、非簧载

18、质量的离心力引起的侧倾力矩Mbrill(19)式中:Fuy非簧载质量所受的离心力;ho等效非簧载质量侧倾中心高;r车轮滚动半径，取292mm下面分别对前后悬架分别计算：对于前悬架ho为215.37mm其结果可以在数模中几何作图求得。同理可计算得到后悬架ho为256.94mm图9质心距侧倾轴线距离总的非簧载质量引起的侧倾力矩为3.89x104Nmm图10前悬架等效非簧载质量侧倾中心高图11后悬架等效非簧载质量侧倾中心高汽车作稳态圆周运动时，其侧倾力矩为MG=M6i+M6n+Mii(20)当侧向加速度为4m/s2车厢侧倾角为r,它可以由下式(21)计算出：=蛆：匚5_匕山CGGshc(2计算得到的

19、CA07在4m/s2侧向加速度下车厢侧倾角为1.84,满足要求6.5整车的纵倾计算6.5.1 纵倾角的计算纵倾示意图如下图12:图12整车纵倾示意图在制动强度z=0.5时，当车辆发生纵倾时，前后悬架的受力的变化量相当于轴荷转移量Gmzghg(22)G二gL式中:m-hgL-制动强度,z=0.5;满载簧载质量，m=1664kg；-簧上质心高，hg=743mm（满载）；轴距，L=2850mm重力加速度，取g=9.81m/s2;所以：G=2148.3NS-不前后悬架单边变形由公式2C（C为单边悬架刚度）可得出:前悬架Si=37.2mm后悬架G=13.9mm.SiS2u=整车纵倾角为L=1.037减振

20、器参数的确定7.1减振器阻尼系数的确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，以方便对减振器参数的计算。汽车车身和车轮振动时，减振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振动阻尼，将振动能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到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。减振器的性能常用阻力一位移特性和阻力一速度特性来表示。阻力一位移特性是表示减振器在压缩和伸张行程中的阻力变化特性。阻力一速度特性用来反应振动速度变化时减振器阻力

21、的变化规律。阻力一位移特性如图13a所示可以直接量出伸张或压缩时的最大减振器阻力值以及减振器一个全行程所做的功（有封闭线以内的面积测出），亦称为减振器的示功图。减振器中的阻力F和速度v之间的关系可以用下式表示：F=V(23)式中：6为减振器阻尼系数；1 是常数，常用减振器的i值在卸荷阀打开前等于1。F与v成线性关系，称为线性阻尼特性。阻力一速度特性如图13b所示可视为四根近似直线的线段组成。在卸荷阀打开前那段线段的斜率就是阻尼系数。压根据汽车理论的介绍，带线性阻尼减振器的质量悬架系统作自由衰减振动时，评定振动衰减快慢程度的是一个称为相对阻尼比的数值。相对阻尼比的物理意义是指出减振器的阻尼作用在

22、与不同刚度和不同质量的悬架系统匹配时，V会产生不同的阻尼效果。相对阻尼比的表达式为：巾=2标(24)式中：Gm6分别为悬架系统的刚度、簧载质量和阻力系数。当减振器安装在悬架中与垂直线成一夹角时，此时的相对阻尼可以用下式表4一mni2o=2.达：cosa(25)式中：n表小悬架系统的偏频；m表示悬架系统的簧载质量；i为常数，为减振器的杠杆比；为减振器的空间安装角，测取数模数值得前减振器为7.10,后减振器为12.280;为减振器阻尼系数。根据公式(24)可计算样车在半载状态前、后悬架的阻尼。由于前、后悬架减振器的杠杆比i=1,标杆车参数也前=0.3;巾后=0.3。将数值代入公式(25)可得悬架的单边平均阻尼系数为6前=1794.75N/(m/s)6后=2974.75N/(m/s)通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼比取得小些，伸张行程时的相对阻尼比取得大些，一般把减振器拉伸和压缩阻力按照8:26:4的比例分配，这样，既可以保证整车的平顺性又不降低操纵稳定性。参考标杆车数据，确定CA07设计车前后悬架压缩过程与拉伸过程相对阻尼比的比值分别为：0.45和0.50。根据设定的压缩拉伸阻尼系数比，进一步得出对于前减振器压缩与拉伸的阻力系数分别为：807.64N/(m/s)和987.12N/(m/s)