微型乘务车K61001悬架系统设计计算及运动学分析报告.doc

XXXXX报告编号：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 日期: 2010-10-07 校对: 456 日期: 2010-10-08 审核: 789 日期: 2010-10-09 批准: 321 日期: 2010-10-10 上海同济同捷科技股份有限公司2010年10月- 1 - 悬架系统设计计算报告 目 录一、悬架系统设计计算31.概述31.1任务来源31.2悬架系统基本介绍31.2.1前悬架的结构形式31.2.2后悬架的结构形式31.3计算目的42.竞品车基本参数43.竞品车悬架系统计算43.1竞品车前悬架弹簧刚度计算43.2竞品车后悬架钢板弹簧刚度53.3竞品车前悬架刚度计算53.4竞品车后悬架刚度计算73.5竞品车前后悬架偏频计算73.6竞品车侧倾计算73.6.1竞品车前悬架的侧倾角刚度计算73.6.2竞品车后悬架的侧倾角刚度计算103.6.3竞品车整车的侧倾角刚度计算103.6.4竞品车的侧倾力矩及侧倾角计算103.6.5竞品车前、后悬架轮荷转移量计算133.7竞品车整车的纵倾角刚度及抗点头率、抗仰率计算154.设计车悬架系统计算204.1设计车前后悬架偏频和刚度匹配计算204.1.1设计车前悬架刚度计算204.1.2设计车后悬架刚度计算214.1.3设计车前后悬架偏频计算214.2设计车悬架静挠度的计算224.3设计车侧倾计算234.3.1设计车前悬架的侧倾角刚度计算234.3.2设计车后悬架的侧倾角刚度计算254.3.3设计车整车的侧倾角刚度计算264.3.4设计车整车的侧倾力矩计算264.3.5设计车前、后轮荷转移量计算284.4设计车纵倾角刚度及抗点头率、抗仰率计算294.4.1设计车纵倾角刚度计算294.4.2设计车抗点头率、抗仰率计算304.5 整车姿态角计算324.6设计车减振器参数的确定335. 设计车与竞品车悬架系参数对比列表36二、悬架系统动运动学分析371概述372ADAMS模型的建立及分析内容373前悬架系统运动学仿真分析结果374前悬架系统运动学仿真分析结论40悬架系统设计计算及运动学分析报告一、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K61001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。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计算目的本项目设计车型的总质量、质量分布、轴距等参数与竞品车基本相同，因此可通过比对竞品车悬架，确定设计车的设计目标，进而确定悬架零部件的性能参数，为零部件开发提供依据。2.竞品车基本参数表1 竞品车参数列表参数竞品车质心高（mm）空载695满载750前轮距（mm）1386后轮距（mm）1408轴距（mm）2700空载质量（kg）1178满载质量（kg）1778前轴荷（kg）空载558满载707后轴荷（kg）空载620满载1071前悬架非簧载质量（kg）68.5后悬架非簧载质量（kg）132.53.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： （1） 螺旋弹簧刚度计算公式，参考汽车工程手册设计篇式中：G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；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：=32.7（N/mm） （2）3.2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：533（N/mm），在800N-2400N 范围内测量（夹紧状态下）复合刚度：786（N/mm），在5200N-7000N 范围内测量（夹紧状态下）负荷P（N）自由弧高（H）挠度（f）0104802268596453940286765076146903.3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 mm；L，下摆臂长度，358.1mm。根据简图分析可得Cs=Cs/cos2 （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*b2/a2/cos2/cos2=28.9N/mm。Lba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C=（695-556）9.8/（400.6-381.6）+（399.1-381.1）/2/2 =36.8N/mm摆臂衬套扭转刚度引起的单侧悬架线刚度为C2=C-Ck=36.8-28.94=7.86N/mm摆臂衬套扭转刚度K=（C2*Cos2）L2=7.86* Cos211.4358.1358.1=9.69105 Nmm/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。 （Hz） （4）前后悬簧载质量如下：前悬架空载簧载质量489.5kg；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0.850.95，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0.83；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： （5）式中：，横向稳定杆引起的等效单侧线刚度，单位Nmm/rad；，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；：稳定杆的截面惯性矩， ；d：稳定杆的直径，d 18mm；L176.3L294.76L2X51.46L2Y56.32L361.38L3X94.5L3Y125L469.12L4X155.88L4Y125L5122.07L5X112.64L5Y231.43S5X56.63S5Y39.64L6182L6X325L6Y55S6X169.12S6Y701 图4 前横向稳定杆结构图对第一段：M=FX T=0 U1=L10M2/2EI dx+0 W=1/2F=U 推导得：1/k1=L13/3EI=0.000139484mm/N同理可推导：1/k2 =0.001303454 1/k3 =0.0020876191/k4 =0.002601078 1/k5 =0.0045222431/k6 =0.005750441/k=1/k1+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1530。 取其中间值22.5，根据上式计算得到稳定杆的单侧线刚度为=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：，稳定杆引起的悬架单侧线刚度；，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，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=/cos2 （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)2 即 (ax)2 *cos2=( bx)2所以 =*b2/a2/cos2/cos2=43N/mm。Lba前悬架侧倾角刚度可以用下式计算得到： =（）（6）式中 ：螺旋弹簧及摆臂引起的悬架单侧线刚度，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为：=7.66107Nmm/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： （7）式中： ：后钢板弹簧刚度，单位 ：N/mm； ：后钢板弹簧间距，=1073mm；计算得：空载时=3.05107 Nmm/rad；满载时=4.49107 Nmm/rad前后悬架侧倾角刚度比空载为2.51：1，满载为1.71：13.6.3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= + ： 其中为前悬架侧倾角刚度，=7.66107 Nmm/rad；为后悬架侧倾角刚度，空载=3.05107Nmm/rad，满载=4.49107Nmm/rad。计算得：空载 = +=1.07108Nmm/rad 满载= +=1.22108Nmm/rad3.6.4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Mr与悬架总的角刚度。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=292mm。实验测量得，空载状态下，整车质心的高度=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， （8）式中：簧载质量，空载为977kg，满载为1577kg；：簧载质量质心高，单位 ：mm；：非簧载质量为201kg；：非簧载质量质心高292mm；：整车质量，空载为1178 kg，满载1778kg；：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MrI： （9）式中：侧向加速度，取0.4g；：簧载质量，空载为977kg，满载1577 kg；： 簧载质量质心高，空载778mm，满载hs=808mm；： 簧载质量侧倾中心高，h1(mm)h2(mm)L1(mm)h0(mm)空载2123281340276满载1993091597272 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；空载= 1.92106Nmm，满载=3.31106Nmm簧载质量重力引起的侧倾力矩MrII：MrII=Gsr （10）式中：r：车厢的侧倾角Gs：簧载质量的重力，空载为9574.6N，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MrIII： （11）式中：侧向加速度，取0.4g；：独立悬架非簧载质量，68.5kg；：独立悬架非簧载质量侧倾中心高， 212mm。由上式计算得到MrIII；MrIII= 2.15104Nmm汽车作稳态圆周运动时，其侧倾力矩为 MrMrI+ MrII + MrIII （12）当侧向加速度为0.4g车厢侧倾角为，它可以由下式（15）计算出： （13）计算得到的车厢侧倾角，空载为1.09，满载为1.68。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*ay （14）Fs=ms*ay （15）（16）式中 d=Hs-h，轮距为B，则 （17）式中为非簧载质量离心力引起的轮荷转移，为作用点移至侧倾中心处的簧载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，为作用在侧倾中心处的侧倾力矩所引起的轮荷转移，作用力由悬架中的弹性元件和横向稳定杆承担。 将第二项和第三项合并， （18）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）簧载质量质心高度计算： （20）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 kg前簧载质量质心高799.1mm后簧载质量质心高814.7mm轮距前1386mm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G （21）式中：z：制动强度0.5；：簧载质量，空载为977 kg，满载为1577kg；：簧载质心高，空载为778mm，满载为808mm；：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SG/C可得出：空载时，前悬架S118.9mm，后悬架S213 mm整车纵倾角为0.68/0.5g整车纵倾角刚度为5.52106Nmm/deg。满载时，前悬架S131.4mm，后悬架S214.8mm整车纵倾角为0.98/0.5g整车纵倾角刚度为6.37106Nmm/deg。3.7.2抗点头率、抗仰率计算抗点头率= （22）抗仰率= （23）式中：前、后制动器制动力分别为F1，F2，令F=F1+F2，则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。r1 5430.13C1 573.08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。图10前悬架纵倾中心r2 569.3C2 274.3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=3340/(11903+3440)=0.224抗点头率=31.8%抗仰率=41.9%满载项目单位数值C1mm573.08C2mm274.3r1mm5430.13r2mm569.3hmm750Lmm2700F1N11903F2N5733满载：f1=11903/(11903+5733)=0.675，f2=5733/(11903+5733)=0.325抗点头率=25.6%抗仰率=56.4%3.8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/mm32.7前悬架刚度C136.8后悬架刚度(空载)C2N/mm53后悬架刚度(满载）C3N/mm78空载前悬静挠度ffkmm65.18满载前悬静挠度ffmmm85.02空载后悬架静挠度frkmm45.07满载后悬架静挠度frmmm84.44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）1.090.4g加速度时整车侧倾角（满载）1.680.5g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%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。，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；L，下摆臂长度，358.1mm。根据简图分析可得Cs=Cs/cos2 （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*b2/a2/cos2/cos2=30.85N/mm。Lba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。所以，K=（C2*Cos2）L2=5.95* Cos23.34358.1358.1=7.62105 Nmm/rad4.1.2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：533（N/mm）半载刚度：713（N/mm）满载刚度：733（N/mm）复合刚度：75.53（N/mm）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： （Hz）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496.5kg；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0.850.95，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，通过下面公式计算式中fc为静挠度，单位mm；m为簧载质量,单位kg； g为重力加速度，单位。通过公式（5）（6）计算得到：空载前悬静挠度： fcfk=67.18mm 满载前悬静挠度： fcfm=87.01mm 空载后悬架静挠度：45.9mm 满载后悬架静挠度：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： （5）式中：，横向稳定杆引起的等效侧倾角刚度，单位Nmm/rad；，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：E：材料的弹性模量，取206000N/mm2；：稳定杆的截面惯性矩， ；d：稳定杆的直径，d 18mm；L156.4L299.7L2X39.9L2Y39.9L365.4L3X70.5L3Y126.9L464.1L4X135.9L4Y126.9L5125.8L5X98.6L5Y215.4S5X53.7S5Y34.9L6179L6X305.5L6Y58.4S6X169.6S6Y68.5图12 前横向稳定杆结构图对第一段：M=FX T=0 U1=L10M2/2EI dx+0 W=1/2F=U 推导得：1/k1=L13/3EI=0.0000563364mm/N同理可推导：1/k2 =0.001026862 1/k3 =0.0019555031/k4 =0.002174735 1/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1530。 取其中间值22.5，根据上式计算得到稳定杆的单侧线刚度为=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：，稳定杆引起的悬架单侧线刚度；，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；根据简图分析可得=/cos2 （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)2 即 (ax)2 *cos2=( bx)2所以 =*b2/a2/cos2/cos2=47.34N/mm。Lba前悬架侧倾角刚度可以用下式计算得到： =（）（6）式中 ：螺旋弹簧及摆臂引起的悬架单侧线刚度，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为：=8.14107Nmm/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：式中： ：后钢板弹簧刚度，空载为53 N/mm，满载为73N/mm；：后钢板弹簧间距，为1073mm。计算得：空载时=3.05107 Nmm/rad 满载时=4.2107 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= + ： 其中为前悬架侧倾角刚度，=8.14107 Nmm/rad；为后悬架侧倾角刚度，空载=3.05107Nmm/rad，满载=4.2107Nmm/rad。计算得：空载 = +=1.12108Nmm/rad 满载= +=1.23108Nmm/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Mr与悬架总的角刚度。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=292mm。实验测量得，空载状态下，整车质心的高度=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， 式中：簧载质量，空载为1001kg，满载为1601kg；：簧载质量质心高，单位：mm；：非簧载质量，空、满载均为201kg；：非簧载质量质心高，空、满载均为292mm；：整车质量，空载为1202 kg，满载为1802；：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MrI：式中：侧向加速度，取0.4g；：簧载质量，空载为1001kg，满载为1601kg；： 簧载质量质心高，空载为782mm，满载为807.5mm。： 簧载质量侧倾中心高，h1(mm)h2(mm)L1(mm)h0(mm)空载803371340208满载683191597216 图14 前悬架侧倾中心高 图15 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；空载= 2.25106Nmm，满载=3.71106Nmm簧载质量重力引起的侧倾力矩MrII：MrII=Gsr 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；：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MrIII：式中：侧向加速度，取0.4g；：独立悬架非簧载质量，空、满载均为68.5kg；： 独立悬架非簧载质量侧倾中心高，空载为80mm；满载为68mm。由上式计算得到MrIII；空载为MrIII= 5.7104Nmm；满载为MrIII= 6.0104Nmm。汽车作稳态圆周运动时，其侧倾力矩为MrMrI+ MrII + MrIII当侧向加速度为0.4g车厢侧倾角为，它可以由下式（15）计算出： 计算得到的车厢侧倾角，空载为1.24，满载为1.85。4.3.5设计车前、后轮荷转移量计算由竞品车计算可知，轮荷转移量簧载质量质心高度计算：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（N）2147.44.4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G式中： ：制动强度；：簧载质量，空载为1001 kg，满载为1601kg；：簧载质心高，空载778mm，满载为807.5mm；：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S213.4mm整车纵倾角为0.69/0.5g整车纵倾角刚度为5.56106Nmm/deg。满载时，前悬架S131.9mm，后悬架S216.4mm整车纵倾角为1.02/0.5g整车纵倾角刚度为6.21106Nmm/deg。4.4.2设计车抗点头率、抗仰率计算抗点头率=抗仰率=其中：前、后制动器制动力分别为F1，F2，令F=F1+F2，则f1=F1/F，f2=F2/F；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。图13前悬架纵倾中心图14后悬架纵倾中心空载项目单位数值C1mm605C2mm275r1mm3749r2mm569hmm700Lmm2700F1N11903F2N3340f1=11903/(11903+3440)=0.776，f2=3340/(11903+3440)=0.224抗点头率=48.3%抗仰率=41.8%满载项目单位数值C1mm605C2mm275r1mm3749r2mm569hmm750Lmm2700F1N11903F2N5733f1=11903/(11903+5733)=0.675，f2=5733/(11903+5733)=0.325抗点头率=39.2%抗仰率=56.5%4.5 整车姿态角计算忽略桥后轮压缩的高度差，则前后轮心的连线即为与地面线的平行线，根据几何关系可知，整车姿态角即为地面线与车身坐标X轴线的夹角，也即为前后轮心连线与车身坐标X轴线的夹角。设轴距为L,前轮心Z坐标为z1, 后轮心Z坐标为z2，姿态角为（设前轮点头为正），则有L/180= z1- z2z坐标空载满载前轮-11.987.86后轮-48. 49-8.77计算得空载为0.77，满载为0.354.6设计车减振器参数的确定汽车的悬架中必须安装减振装置，以便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，暂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，用相对阻尼比的大小来评定振动衰减的快慢程度。 （24）式中，为悬架阻力系数，单位 ：N/（m/s）；c为悬架系统刚度，单位 ：N/mm；ms为簧载质量，单位 ：kg.相对阻尼比的物理意义是指出减振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。减振器中的阻力F和速度v之间的关系可以用下式表示： （25）式中：为减振器阻力系数； i是常数。减振器实验参数如下，前减振器实验参数见表4，后减振器实验参数见表5：表4前减振器实验参数活塞速度（m/s）0.010.10.30.61.0复原行程阻尼力（N）2204708404012001520压缩行程阻尼力（N）16022035035490630表5 后减振器实验参数活塞速度（m/s）0.010.10.30.61.0复原行程阻尼力（N）2254809209216402000压缩行程阻尼力（N）17024054054615850活塞速度为0.3m/s时有如下结果，见表6表6 减振器参数表阻力值F（N）阻力系数（N/（m/s）压缩拉伸阻尼比前减振器压缩行程3501166.70.42复原行程8402800平均5951983后减振器压缩行程54018000.59复原行程920 3070平均7302433当减振器安装在悬架中与垂直线成一夹角时，此时的相对阻尼比可以用下式表达： （26）式中： 表示悬架系统的偏频，单位 ：Hz；表示悬架系统的簧载质量，单位 ：kg； 为常数，为减振器的杠杆比； 为减振器的空间安装角，前减振器为6.74，后减振器为12.56； 为悬架阻尼系数，单位 ：N/（m/s）.下面以空载状态分别对前后悬架的相对阻尼比进行计算前悬架的减振器安装如图8所示：图15前悬架的减振器安装图在上图中，车轮处的阻尼力始终随减振器运动，因此此处不存在杠杆比，只是减振器有一个6.74的空间安装角。计算得到前悬架的相对阻尼比空载为0.325，满载为0.286，前悬架单边阻力系数由公式（17）