B13底盘计算说明书

B13底盘计算说明书编制________审核________批准________绪论B13车型是参考日本丰田的VOXY而开发的，设计底盘，我们的设计思路是：底盘的前半部分包括悬架、转向、车架基本沿用了B11底盘的成熟部分，是否可以沿用，我们做了初步的分析;后轴参考了VOXY，针对B13整车的参数，我们重新做了调整;后轴部分主要是强度问题，CAE正在做最后的分析，暂时没编入此说明中。注：此次的编制人，均是第一次编制系统的计算说明初学者，可以说，是根据自己对系统混沌的理解而简单地编制，一定存在许多错误，一些简单地错误编制者自己也知道，但是没有更多的机会、时间、经验等去修正，希望在领导的指导下，我们能对此计算说明进一步修正完善。计算说明共分四部分，如下：B13轴荷分配（整车参数）………………HYPERLINK4B13车型制动系统匹配计算书…………….HYPERLINK17B13车型悬架匹配计算书………………….HYPERLINK22B13轴荷分配B13整车参数长×宽×高4700×1820×1850轴距3000轮距（前）1550\1535（后）轮胎类型205/60R16空载质量1750空载前轴载荷比0.5543空载前轴载荷970空载后轴载荷780满载质量（8人）2350满载前轴载荷比0.4715满载前轴载荷1108满载后轴载荷1242编制：刘晓莉审核：朱小东日期：2004-12-10B13车型转向系统匹配计算书底盘部转向制动科转向组编制：周胜斌审核：2005年01月20日 B13转向系统由方向盘、转向管柱、转向万向节、转向护套、齿轮齿条式动力转向器、转向横拉杆、转向节、动力转向泵、动力转向管路、转向储液罐节及其紧固件组成，为了防止汽车正面与其他物体冲撞时转向系部件伤害驾驶员，在转向传动轴上设置有防伤机构。转向器也是采用目前在各级别轿车中广泛使用的齿轮齿条式动力转向器。B13转向系统设计说明：此车型转向系统基于B11车型的转向系统为基础，经过优化、改进、重新布置等完成。B13转向系统有关的边界条件如下：1：发动机，此车型采用2.0TCI的发动机，故与B11相比，故动力转向油泵，动力转向油管需要重新选型或布置、设计；2：制动系统：此车型制动系统前部分与转向系统的接口安装、配合尺寸和B11保持一致，故转向传动机构角传动比、断开点（OBJ）位置和B11保持一致；3：悬架系统：前悬架和制动器的接口及四轮定位的参数和B11相比，保持不变4：仪表及其横梁：此部分结构和B11完全不一样，布置时，转向管柱采用T11，故视野需要再次校核；5：前围板：此部分和B11不一样，故转向护套需要重新设计，结构采用B11护套的结构，相位角也需要重新计算6：轮罩：轮罩和B11不一致，故转向机齿条的形成（B11为146mm）是否需要改变，以获取合理的最小转弯半径7：副车架：和B11保持一致，故转向机打算沿用B11，是否可以沿用B11，需要进一步计算和验证与转向系统相关的整车参数轴距L（mm）3000轮距B（mm）1550满载前轴荷（kg）1108方向盘外径（mm）382内轮最大转角（deg）41°外轮最大转角（deg）33°主销距K与偏置距C（mm）1565.4-7.7：方向盘总圈数l(圈)3.14最小转弯半径(m)5.6m一）：Ackerman梯形分析－转向轮外轮转角－转向轮内轮转角K－两主销轴线与地面交点间距离L－汽车轴距经过使用动态模拟分析得出的AckermanRatio比较曲线和最大内、外轮转角曲线大致如下：实际的内、外轮转角关系曲线需要在阿克曼几何学和平行几何学的理论曲线之间变化二）最小最小转弯半径计算2.1按外轮最大转角=3000/sin33＋（-7.7）＝5493.23mm2.2按内轮最大转角=5837.4mm取=（5493.23＋5837.4）/2＝5665.3考虑到轮胎侧偏，最小转弯半径5.6m.转向机行程是否改变以得到更合理的最小转弯半径，需要进一步做计算和动态分析三）转向管柱和转向万向节的计算、设计和布置校核3．1：转向柱管带万向节总成传动效率的计算影响转向管柱带万向节总成效率的因素有两个转向万向节及管柱上两个轴承共四个摩擦副十字轴式万向节传动轴的传动效率与两轴的轴间角、十字轴支承的结构和材料、加工和装配精度以及润滑条件等有关，近似的可以按下式计算： 当两轴的轴夹角β≤25°时 η＝1－2βμd/Rπ 当两轴的轴夹角25°<β≤40°时 η＝1－dμ（2tan(β/2)+tan(β)）/Rπ 以上两式中： d——十字轴轴颈的直径，按8mm计算 R——十字轴中心至轴颈支承长度中点的距离，按16mm计算 μ——十字轴轴颈与轴承的摩擦系数，按0.15计算上述公式计算出来的各个十字叉万向节的传动效率分别为： η1＝0.954 η2＝0.946 转向管柱两个轴承处的传动效率η3＝η4＝0.98故转向管柱带万向节总成的总的传动效率为：＝0.954*0.946*0.98*0.98＝0.8673.2相位角的计算根据坐标点，建立admas仿真图A方向盘中心（904，-375，782.7）B上万向节叉中心点（456，-375，480.5）C下万向节叉中心点（262.2，-308.7，236.2）D转向机输入轴上任意一点（221.2，-245.8，113.3）计算可知相位角为波动最小3.3转向管柱视野与调节手柄调节范围校核（暂无，总布置做）四）动力转向机的沿用性计算B13动力转向机是否可以沿用B11的是关键（HYPERLINK有TRW的附件）B11转向机的参数4.1原地转向阻力矩的计算转向时驾驶员作用到转向盘上的手力与转向轮在地面上回转时产生的转向阻力矩有关。影响原地转向阻力矩的主要因素有转向轴的负荷、轮胎与地面之间的滑动摩擦系数和轮胎气压。计算公式如下：Mr=f(G13/P)1/2/3其中：Mr——在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩，N.mmf——轮胎与地面间的滑动摩擦系数，取0.7G1——转向轴负荷，NP——轮胎气压，Mpa因此Mr=0.7((1108×9.8)3/0.25)1/2/3=528026N.mm4.2作用在齿条上的力Fn=Mr/(L1×cos2θ*ηT)Mr——原地转向最大阻力距L1——拉杆到主销的力臂长度θ——主销内倾角ηT——梯形机构正效率，此效率一般在0.9左右在B13中L1=131.7mm因此换算到转向机出口点处的力为Fn=528026/(131.7×cos2(12.7°)×0.9)=4681N，为原地转向时转向机应输出的力。4.3作用在转向盘上的手力：方案1：Fh=MrΔβk/（ΔфRη）其中： Fh——作用在转向盘上的手力，NR——转向盘半径，mmη——转向器正效率，转向系的正效率一般在0.67~0.85.Δβk——转向节转角增量Δф——对应Δβk的转向盘转角增量因此，在没有助力转向的情况下，原地转向所需的方向盘手力：Fh=MrΔβk/（ΔфRη）=528026*(33+41)/(3.14*360*141*0.75)=329N>250N,不满足GB17675-1999标准。方案2：根据能量守恒Fh×3.14（3.14×D）＝Fn×146（齿条行程）故作用在方向盘的手力为Fh＝Fn×146/3.14（3.14×D）＝181.5N<250N故原地转向所需的方向盘手力有可能满足要求4.4转向机的阀口压力差的计算B13采用的是液压动力转向器，动力转向器应满足下述几个基本要求：eq\o\ac(○,1)运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系eq\o\ac(○,2)在减小转向时作用在方向盘上的手力的同时，还应当有合适的“路感”；eq\o\ac(○,3)工作要安全可靠，在动力部分失效后应不影响汽车的行驶安全性eq\o\ac(○,4)密封性能良好eq\o\ac(○,5)工作时没有噪声和振动eq\o\ac(○,6)工作灵敏，转动转向盘后，系统内的压力很快能增长到最高值首先我们来计算转向机最小应能满足的输出力，对转向机来说只要它输出的对主销的力矩必须能克服地面的最大阻力距，故：按照下式计算动力转向机理论输出力：Fn=P×S＋2×HT×3.14/i其中：Fn―――转向机理论输出力（N）P―――油缸内工作压力（Pa）S―――油缸有效受压面积（m2）HT―――方向盘转矩（N.m）i―――转向机传动比（m/rev）在助力原地转向的情况下，原地阻力距主要靠液压油压力提供，同时方向盘输入力矩也起部分作用，考虑发动机怠速时动力泵的输出压力，按动力转向泵的最小压力计算，即：HT=4.7N.m S=3.14（/4 i＝46.5mm/rev时因为转向机是给定的，转向油泵的参数是可以选择（调整）的，故需要计算推动转向机工作是，转阀两侧需要的压力差即△P＝（Fn－2×HT×3.14/I）/S＝（4681-635）/0.0011＝3.68×P可见此转向机能满足要求。在动力转向起作用的情况下，转向手力为Fi＝4.7/0.191=24.6N<50N满足要求4.5转向助力分析要获得满意的助力特性。助力转向液压力与方向盘输入转矩的关系按图示范围进行设计。即在方向盘小转矩输入的情况下，助力转向基本不起作用，当方向盘输入转矩达到一定值并继续加大时，对应的液压力先缓慢上升然后快速上升，当方向盘输入转矩继续上升到一定值后，液压力将不再变化（此时阀门全开）。一般经验按下表：推荐值备注低压区不助力区域(A)1.47～1.96N.m输入力矩超过1.96N.m将感觉滞重压力变化(tanα)0.2～0.27Mpa/N.m视各种车型而定点(C)3.0～4.5N.m视各种车型而定高压区额定转矩(D)3.4～5.1N.m大于5.1N.m一般认为助力效果不够轻便当前B13采用的转向机助力曲线为图示虚线，在合理范围之内，能满足要求。注：以上为设计值，实际转向手力由试验确定。五）动力转向油泵的选择油泵工作流量的选取是根据转向盘最大瞬时转速计算的，先计算出满足转向盘最大瞬时转速所需要的理论流量Q0，然后再计算出实际需要的流量Q1。对于汽车转向盘的最大转速n，轿车按1.5r/s计算，其他车辆以前均按1r/s计算，计算公式如下：Q0=60niS其中： S——油缸实际工作面积，mm2i——转向机传动比，mm/revQ1=(1.5~2)Q0+Q2其中： Q1——实际需要的流量，L/min Q2——动力转向器允许的内泄漏量(此值由厂家确定),L/min,按1L/min计算。因此，根据所选取的转向机： 油缸实际工作面积S=7.54cm 转向机传动比i=46.5mm/rev 转向盘的最大转速n=1.5r/s 故理论流量Q0=60×n×i×S=60×1.5×0.0465×0.0011×1000=4.6L/min 实际需要的流量Q1=1.8×4.6+Q2=4.4+Q2=9.28(L/min)选用的转向泵主要参数如下：理论流量7L/min最小流量大于2.7L/min(在750r/min时),实际输出流量见下图最小压力3.68Mpa最大压力8Mpa从图中可以看出选用的转向泵流量特性满足要求。此外为了防止高速转向时有发飘的感觉，转向泵在发动机转速提高时应该呈下降趋势，从流量特性来看，转向泵流量特性体现了这种要求。现在选取的转向油泵为DELPHI提供的，特性曲线为：故根据以上计算的，可以认为DELPHI现有的动力转向油泵可以满足需要 六）动力转向系统NVH的注意点一般对转向管柱的自由振动频率的要求是保证其在35Hz以上 转向助力系统包括以下部分：动力泵，管路，转向机。对NVH影响最大的是动力泵的运转噪声及输出波动所造成的管路振动，对动力泵我们要求其噪声在80dB以下，但由于动力泵的输出油压周期性的变化，这导致高压软管受其影响而可能产生共振，因此我们在设计时尽量使软管的固定支架具有较高的刚性以隔离油压周期性变化造成的振动的影响。TRW附件B13车型制动系统匹配计算书底盘部转向制动科制动组编制：耿赓审核：2005年01月10日B13制动系统设计计算说明书整车参数参数项目空载满载前轴负荷(kg)9701108后轴负荷(kg)7801242总质量G(kg)17502350重心高度hg(mm)600540轴距L(mm)3000车轮滚动半径(mm)320最大车速(km/h)170重心距前轴距离a(mm)1337.11585.5重心距后轴距离b(mm)1662.91414.5制动器结构参数项目前后制动器类型浮动盘式浮动盘式轮缸直径D(mm)5738制动盘/鼓有效半径R(mm)127.5125摩擦系数μ0．400．40机械效率0．900．90真空助力器及总泵结构参数助力器结构型式8+9''单膜片助力比5.5助力器最大行程36(18+18)mm总泵结构型式中心阀双摩片总泵总泵缸径(mm)25.4总泵第一腔排量（ml）总泵第二腔排量（ml）第一活塞行程(mm)18第二活塞行程(mm)18第二腔阀口间隙(mm)制动器总成性能计算1、动轮荷φ0.10.20.30.40.50.60.70.800.90Fz1空载100510401075111011451180121512501285满载1150.31192.61234.91277.21319.51361.81404.11446.41488.7Fz2空载745710675640605570535500465满载1199.71157.41115.11072.81030.5988.2945.9903.6861.32、制动器制动力计算前盘式制动器效能因数BF1=2μ=0.80后鼓式制动器效能因数BF2=2μ=0.80前轮制动力矩 =234.3p0(N.m)后轮制动力矩 =102.1p0(N.m)式中，p0为制动管路液压，[kg/cm2]则比例阀起作用前，制动力分配系数同步附着系数计算：ψ0＝（ψ－β2）/Xψ＝G2/Ga（ψk＝780/1750＝0.45）；（ψm＝1242/2350＝0.53）X=Hg/L（XK=600/3000=0.20）（Xm=540/3000=0.18）φ0k＝[0.45－（1－0.696）]/0.20=0.73φ0m＝[0.53－（1－0.696）]/0.18=1.26计算说明：在空载情况下，地面附着系数在φ≤0.73的路面上制动时，前轮先抱死。制动工况处于稳定状态，满足法规要求。在满载状态下，不会出现后轮先抱死情况，制动工况属于稳定状态，满足法规要求。根据法规要求：（1）利用附着系数Φ在0.2～0.8之间，前后轴曲线应在直线k=（z+0.07）/0.85以下，从上图可看出，B13制动系统满足该要求。（2）车辆处于各种载荷状态时，前轴的附着系数利用曲线应位于后轴的附着系数利用曲线之上。但制动强度在0.15～0.8之间的M1类车辆，对于Z值在0.3～0.45时，若后轴利用附着曲线位于k=z+0.05以下，则允许后轴附着系数利用曲线位于前轴附着系数利用曲线之上。从上图中可看出，B13制动系统满足该法规要求。因此，B13制动系统满足法规关于制动力在前后轴之间分配的协调性要求。3,制动减速度、制动距离及踏板力计算结果反映B13的制动性能满足法规要求，踏板力和行程都能满足要求，踏板力稍微有点大，不过都在要求范围以内。五、驻车制动计算：极限上下坡路倾角上坡时能够停驻的极限上坡角：α＝arctanφa/（L-φhg）下坡时能够停驻的极限上坡角：α＝arctanφa/（L＋φhg）路面附着系数上坡下坡空载满载空载满载0.717.9o23o15.3o18.2o0.823o26.3o17.1o20.3o手制动力计算GB12676中5.2.7.1条要求,驻车制动系必须使满载车辆停在18%的坡道上.在GB7258中6.14.3条中规定,在空载状态下，驻车制动装置应能保证车辆在坡度20%计算驻车制动装置所需的制动力矩,驻车制动力应大于下滑力,下滑力按GB7258与GB12676分别计算,并取较大者.坡度18%的角度为10.2°,坡度20%的角度为11.31°。Mm=Gm*SIN(10.2)*9.8*r*0.5=652.5N.mMk=Gk*SIN(11.31)*9.8*r*0.5=538.1N.m式中r为滚动半径,Gm为满载重,Gk为空载重,0.5为求单侧,驻车需要的制动力矩应大于652.5N.m。手制动操作力法规最大允许为400N,一般考虑一些安全裕度在设计时取150N～200N.则驻车制动装置产生的驻车制动力矩为：Mμ=F*R*Bs*η*Bj*BEF*Bg=150*0.32*0.7*6.4*19.5*0.8=3354N所以可以正常停在法规要求的坡度内。总结：B13整车制动系统符合设计要求，各性能参数均能满足法规要求。B13车型悬架匹配计算书底盘部传动行驶科悬架组编制：张政山审核：2005年01月20日B13前后悬架设计过程说明：B13是一款高级商务用车，它的参考样车是丰田的VOXY。就悬架系统来说，B13前悬架采用麦弗逊式结构，具体的布置参数跟B11一样，所以前悬架的相关特性的设计目标是接近B11。而后悬架采用扭转梁结构，后轴是经过VOXY的后轴改制而来，这主要是为了避免专利问题，但就后轴上的布置点相对于VOXY的后轴来说，基本上没改变，仅是车身上的布置点改变，所以后悬特性的设计目标是接近丰田的VOXY.下文的内容主要是在静态下从悬架的偏频，各种状态下的行程分配以及悬架零部件性能等方面对B11前悬架，VOXY后悬架以及提出的各种方案进行分析对比，从而得出B13前后悬架的初步方案。后续需要CAE对其进行更加详细的分析，包括：前后悬架运动学分析，稳态转向分析以及整车综合性能分析等，并提出更详细的改进措施。1.后悬架的设计过程：（一）SLVAX提交方案2004年3月份，设计公司提交了B13后悬的一个方案，详细如见图一。此后轴方案与VOXY后轴有本质上的区别，现对其分析。SLVAX提交方案如下：图一：根据设计公司提交的资料以及在整车坐标坐标中对其3D数据进行分析，有如下参数：空载时下跳行程为60mm,上跳行程为125mm.总行程为185mm相关的校核情况：轮心下跳行程：60.44mm减振器支座下跳行程：77.675mm弹簧支座下跳行程：62.53mm轮心到铰点距离：406.71mm减振器支座到铰点距离：522.51mm弹簧的杠杆比约为：406.5/420.61=0.97弹簧支座到铰点距离：420.61mm减振器的杠杆比约为：406.71/522.51=0.778假设B13采用SLVAX提交的方案，则有：由空载行程60.44得出弹簧变形量为62.30mm；设弹簧预变形量为20mm由空载后轴单边轮荷390Kg得到后簧此时所受的力为3707.34N,所以弹簧的刚度为K=3707.34/82.30=45.2N/mm;C)由弹簧刚度以及弹簧杠杆比得出悬架刚度K1=45.2/0.972=48N/mm;D)由后轴满载载荷1242Kg,空载载荷780Kg,非簧载质量85Kg,以及悬架刚度48N/mm得出悬架偏频：满载：1.45Hz空载：1.87Hz根据计算结果，如果采用SLVAX提交的方案，不管是空载还是满载，悬架偏频均明显偏大，舒适性不好。而如果为了保证舒适性，明显悬架空间不能满足，弹簧稳定性较差，所以此方案不可行。附：悬架偏频设计的一般要求如下：对于普通以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求在1.00～1.45，后悬架偏频要求在1.17～1.58；对于高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在0.8～1.15，后悬架偏频要求在0.98～1.30。（二）VOXY车方案根据对VOXY车后轴样件进行建模（如图二），以及VOXY整车质量和设计公司提交的相关资料进行分析：图二：图三：图三是根据后轴上各硬点，减振器，弹簧和缓冲块的有关尺寸，以及减振器弹簧的布置角度（VOXY车）得出减振器下安装点和轮心以及弹簧下安装点的运动轨迹。相关的校核情况：轮心下跳行程：减振器支座下跳行程：弹簧支座下跳行程：轮心到铰点距离：399.73mm弹簧支座到铰点距离：301.82mm自由状态下弹簧轴线与此两点间的连线夹角为80度;实际作用力臂为301.82×sin80°=297mm（图四）减振器支座到铰点距离：475.75mm空载时减振器轴线与此两点间的连线夹角为100度；实际作用力臂为475.75×sin100°=468.5mm（图三）弹簧的杠杆比：1.34减振器杠杆比：0.85VOXY车后悬架样件的相关参数：减振器：最大拉伸长度670mm压缩到底长度410mm减振器吊耳中心到外筒上端面的距离为402mm减振器行程260mm缓冲块长度50mm弹簧：自由长度：337.8mm弹簧刚度：48N/mm悬架刚度：48/1.342=26.73N/mm根据如上参数，现做如下假设(空载)：缓冲快压死时，高度为25mmVOXY车的减振器的布置角度时26度（跟SLVAX提交方案一样）VOXY车弹簧的布置角度为6度（跟SLVAX提交方案一样）后轴非簧载质量为85Kg;根据分析得出（如图三）：VOXY车的悬架行程为210mm左右，空载时下行程85mm，上行程125mm.空载时弹簧弹簧长度为260mm（变形量为77.8mm）,在上极限状态弹簧长度为168mm,弹簧变形量为169.8mm.先验证此分析的准确性：空载静态时后轴（单边）处在平衡状态，此时轮心处的载荷为320X9.8=3136N,力臂为399mm；减振器下安装点处受力为110N(气体压力，减振器为二力杆)，力臂为468.5mm；设弹簧对后轴的作用力为F，力臂为297mm；则有：297XF+110X468.5=3136X399所以F=4039N,F在弹簧轴线上的分力为4039Xcos20°=3795N(弹簧实际轴线与弹簧下安装点的力的方向夹角为20°左右，如图四所示)，而弹簧空载时变形量为77.8，弹簧刚度为48N/mm，所以，空载时弹簧所受的力为3734.4(实际测量弹簧样件变形量为75时力为3599N，变形量为80时，力为3841N)，与3795N相差很小，而且考虑到分析误差以及弹簧设计误差，表明如上对VOXY车的分析还是正确的。图四：(弹簧与后轴装配图，不考虑上安装位置)VOXY车整车质量如下：车型：TOYOTAVOXY日期：装载质量：kg参数测量值（kg）计算值（kg）→←负荷率（％）满载（方案1）整车质量19521958前轴992988后轴968970满载（方案2）整车质量21162116前轴10161014后轴10961098整备质量整车质量15201520前轴878878后轴642640备注：后备箱：方案1：满载按照55kg×8计算方案2：满载按照75kg×8计算后悬架弹性特性曲线（图五）：根据分析得出VOXY车相关行程,如图六：悬架总行程：210mm空载时（车轮）下跳行程85mm，上跳行程125mm第一满载时（车轮）下跳行程137mm,上跳行程73mm（根据受力分析）第二满载时（车轮）下跳行程160mm,上跳行程50mm（根据受力分析）图六：VOXY车在各种状态下的分析图VOXY车悬架偏频计算：空载1.562第一满载1.238第二满载1.157VOXY车阻尼特性计算：VOXY车后减振器阻尼特性（样件测量结果）如下：（因为速度都比较低，减振器的阻尼特性近似的看作线性的）速度（m/s）压缩行程（N）减振器阻尼伸张行程（N）减振器阻尼0.0521853.5582063.9620.1313502.6724293.2750.2625922.2606142.3440.3937271.8507811.9870.5248291.5829401.7941.04711911.13815881.5171.5715660.99723381.489空载(640Kg)时悬架相对阻尼（换算到车轮中心处）：速度（m/s）减振器阻尼相对阻尼减振器阻尼相对阻尼0.0523.5580.743.9620.820.1312.6720.553.2750.680.2622.2600.472.3440.490.3931.8500.381.9870.410.5241.5820.331.7940.371.0471.1380.241.5170.321.570.9970.211.4890.31满载(970Kg)时悬架相对阻尼的计算（换算到车轮中心处）：速度（m/s）减振器阻尼相对阻尼减振器阻尼相对阻尼0.0523.5580.583.9620.650.1312.6720.443.2750.540.2622.2600.372.3440.380.3931.8500.301.9870.330.5241.5820.261.7940.291.0471.1380.191.5170.251.570.9970.161.4890.19附：悬架的相对阻尼系数：Ψ=δ/[2sqrt(CxM)],[Cx为悬架刚度，M为簧载质量，δ为减振器阻尼]考虑减振器安装位置，则有：Ψ=[δ×COS2(α)]/(2λ2Msω)[λ为减振器杠杆比，ω为悬架系统固有振动频率sqrt(c/m)]根据上面计算结果，VOXY车后悬架相关参数都是在合理的范围内，B13车的后悬特性应该以VOXY车为目标。（三）B13方案B13后轴方案如下：图四：B13后轴由VOXY车改制而来，后轴上各布置点间的相对位置与VOXY车一样。相关的校核情况：轮心下跳行程：减振器支座下跳行程：弹簧支座下跳行程：轮心到铰点距离：399.73mm弹簧支座到铰点距离：301.82mm弹簧杠杆比为1.34减振器支座到铰点距离：475.75mm减振器杠杆比为0.85假设采用VOYY方案(上布置硬点也一样)B13整车参数：B11B13长×宽×高4780×1815×14404700×1820×1850轴距27003000轮距1550\1530（前）1550\1535（后）轮胎类型205/55R16205/65R15205/55R16空载质量14701750空载前轴载荷比0.60.5543空载前轴载荷882970后轴载荷588780满载质量18452350满载前轴载荷比0.5382110.4715满载前轴载荷9931108满载后轴载荷8521242空载重心高度满载重心高度486设计B13后悬架偏频（满载）为1.157空载1.49第二满载1.157则后悬架刚度为30.54N/mm所以得出空载悬架偏频：1.49后簧弹簧刚度：30.54x1.342=54.84N/mm现对后悬的特性进行初步分析：空载时，后轴处于平衡状态，后轴单边载荷为390X9.8=3822N,则有297XF+110X468.5=3822X399所以F=4961N,它在弹簧轴上的分力为4961XCOS20°=4662N所以空载时弹簧总的变形量估计为85mmB13后悬架弹性特性曲线分析如下：由于车身原因,悬架上布置硬点跟VOXY车完全不一样，弹簧比VOXY车要短，减振器上布置硬点往后移动40。现车型部给出布置硬点如下：弹簧：下安装点（2860.037，515.598，－215.945）上安装点（2881.371，515.612，7.646）减振器：下安装点（3041.755，611.723，－224.598）上安装点（3351.74，611.723，305.985）铰链与车身（2589.353，619.089，－77.26）轮心坐标：（2988.64，767.5，－95.29）运动轨迹图如下（各个状态下）：图五：根据布置硬点分析得出上图：弹簧下安装点的运动轨迹与上安装点处在同一圆（黄色的圆）上，这意味着弹簧不管在什么状态下受力情况都是一样的复杂，均受到弯矩作用，影响弹簧的寿命。理想的情况是：车轮从下极限位置到上极限位置的运动过程中，受力应越来越简单，在受力最大时应该接近与只受轴向力。因此弹簧上布置点不是最佳点。现在悬架布置硬点调整如下：弹簧：下安装点（2860.037，515.598，－215.945）上安装点（2901.371，515.612，7.646）减振器：下安装点（3041.755，611.723，－224.598）上安装点（3351.74，611.723，305.985）铰链与车身（2589.353，619.089，－77.26）轮心坐标：（2988.64，767.5，－95.29）（弹簧上安装点往后移动20mm,）假设B13的行程与VOXY车一样，后悬各点运动轨迹图如下：图六：A).绿色为下极限状态位置B).红色为上极限状态位置C).蓝色为空载时空载状态时的位置根据分析，调整后有如下结果：弹簧在上下极限的位置时轴线的夹角为10度，小于原来的14度，弹簧的受力情况也越来越简单，在满载状态下，接近仅受轴向力；分析满载时悬架的相关特性：满载静态下后轴处于平衡状态：轮心处的载荷1240/2*9.8=6076N;令弹簧下安装点的力为F;减振器内气体压力为110N;根据平衡关系有：297*F+468.5*110=6076*399所以F=7989N,它在弹簧轴线上的分力为7989*COS20°=7507N;满载时弹簧的变形量为7507/54.84=137mm,得出满载时悬架状态（黄色的线）B13满载时上行程52mm下行程158mmVOXY车第二满载时上行程：50mm下行程160mm根据对比得出B13悬架行程与VOXY车相当，比较合理。分析弹簧和减振器的基本尺寸：弹簧：A)根据布置关系得出空载时弹簧的长度为227.5mm,而此时弹簧的变形量为85mm,所以弹簧的总自由长度为312.5mm；B)上极限位置弹簧的长度为134mm;下极限位置弹簧的长度为290mm;弹簧预变形量为22.5，预定载荷1234N;为配合后轴上弹簧托盘，无效圈数以及装配面与原样件一样；弹簧中径130mm.有效圈数4.75，钢丝直径15.55mm;[K=G×d4/(8D3n)];弹簧所受最大应力为1006.9Mpa(上极限状态)，能满足要求（附：B11前簧疲劳试验最大值为918Mpa）[t=(k×F×D)/(3.14×d3);k=(4c-1)/(4c-4)+0.615/c;c=D/d];减振器：假设减振器与车身的连接尺寸与VOXY一样，采用VOXY的限位块，则有后减振器分析图：减振器最大拉伸长度682mm减振器压缩到底的时的长度406mm减振器行程682－406=276mm减振器吊耳中心到减振器外筒上端面的距离398mm若要使减振器标准话，可微调减振器外筒的长度。减振器阻尼特性的设计（速度特性－参照VOXY）:根据上诉参数设计减振器的阻尼特性(满载)：速度（m/s）平均相对阻尼伸张行程减振器相对阻尼伸张行程减振器阻尼(X1000)压缩行程减振器相对阻尼压缩行程减振器阻尼(X1000)0.050.60.685.030.523.790.10.480.564.080.42.920.30.350.42.920.32.190.60.30.362.620.241.7510.250.32.190.21.461.50.20.221.600.181.31速度(m/s)伸张行程阻尼力（N）压缩行程阻尼力(N)0.05251.5189.50.14082920.38766570.6157210501219014601.524001965减振器力－速度曲线如下：根据阻尼特性，可选择减振器外筒直径为40mm,活塞杆直径为12.4mm.(跟原样件一样)附：悬架的相对阻尼系数：Ψ=δ/[2sqrt(CxM)],考虑减振器安装位置，则有：Ψ=[δ×COS2(α)]/(2λ2Msω)3.限位块，由于只起到限位作用，沿用VOXY.后悬架相关数据整理如下：1.布置硬点：弹簧：下安装点（2860.037，515.598，－215.945）上安装点（2901.371，515.612，7.646）减振器：下安装点（3041.755，611.723，－224.598）上安装点（3351.74，611.723，305.985）铰链与车身（2589.353，619.089，－77.26）轮心坐标：（2988.64，767.5，－95.29）2.弹簧参数：A)根据布置关系得出空载时弹簧的长度为227.5mm,而此时弹簧的变形量为85mm,所以弹簧的总自由长度为312.5mm;B)上极限位置弹簧的长度为134mm;下极限位置弹簧的长度为290mm;弹簧的预压缩量为22.5mm.；预定载荷1234N弹簧刚度为54.84N/mm..弹簧中径130mm有效圈数4.75,无效圈数与VOVY样件一样钢丝直径15.55mm最大应力1006.9Mpa(上极限位置)减振器参数：连接尺寸与VOXY一样减振器最大拉伸长度682mm减振器压缩到底的时的长度406mm减振器行程682－406=276mm振器吊耳中心到减振器外筒上端面的距离398mm可以适当做微调减振器外筒直径40mm,活塞杆直径12.4mm减振器特性：速度(m/s)伸张行程阻尼力（N）压缩行程阻尼力(N)0.05251.5189.50.14082920.38766570.6157210501219014601.5240019654.限位块沿用VOXYB13前悬架计算：B13前悬架计算校核(一)有关B11/B13参数比较(设计状态)：B11B13长×宽×高4780×1815×14404700×1820×1850轴距27003000轮距1550\1530（前）1550\1535（后）轮胎类型205/55R16205/65R15205/55R16空载质量14701750空载前轴载荷比0.60.5543空载前轴载荷882970空轴后轴载荷588780满载质量18452350满载前轴载荷比0.5382110.4715满载前轴载荷9931108满载后轴载荷8521242空载重心高度满载重心高度486(二)前悬架有关参数比较以及评定如下：根据初步的设计，B13采用B11前悬架结构，即麦弗逊式独立悬架。假设B13前悬架完全沿用B11,相关