基于小型商用车的悬架系统有限元分析及总成设计

基于小型商用车的悬架系统总成设计基于小型商用车的悬架系统总成设计目录摘要3前言4第一章 悬架选型及布置71.1 悬架类型的选择71.2整车参数确定101.3硬点参数111.4零件表131.5悬架布置13第二章 垂向运动学152.1偏频的设计152.2挠度的设计162.3悬架上下跳动行程的设计162.4螺旋弹簧的设计172.4.1悬架杠杆系数的设计182.4.2弹簧刚度的设计192.4.3空载弹簧长度及弹簧上的载荷设计202.4.4弹簧在上下极限位置的长度设计202.4.5弹簧其他参数设计212.5减振器设计232.5.1减震器长度设计232.5.2前减震器阻尼力设计242.5.3前减振器其他参数设计252.5.4后减震器阻尼力设计252.5.5其他参数设计262.5.6 减震器布置272.6限位块设计27第三章 侧倾运动学293.1 横向稳定杆设计293.1.2静强度校核303.1.3稳定杆侧倾刚度计算313.2悬架侧倾刚度323.3整车侧倾角计算323.3.1侧倾中心及侧倾轴线确定323.3.2整车侧倾角计算34第四章 纵倾运动学35第五章 悬架几何学365.1四轮定位参数设计365.2导向机构设计365.3悬架几何学385.3.1前束角385.3.2外倾角395.3.3主销内倾角395.3.4主销后倾角40第六章 总结41参考文献42摘要悬架是车辆重要的组成部分，布置于轮胎与车架之间，在车辆各系统中，悬架对整车性能，平顺性及操纵稳定性的影响最为直接，其中按照车辆的自由度来划分，我们可以将车辆性能划分为垂向运动、侧倾运动、纵倾运动、横摆运动以及侧向移动及纵向移动；此外，悬架还涉及到悬架几何学跟车辆动力学，在实际的车辆研究中，对以上所述各部分都必须进行研究，本次设计就是基于以上几点，对车辆悬架进行设计和研究。关键字 弹簧、稳定杆、减震器、控制臂AbstractSuspension is an important part of the vehicle arrangement between the tire and the frame, the vehicles system, the suspension of performance, the influence of the ride comfort and handling stability is the most direct, which according to the degree of freedom of the vehicle, we can speak vehicle performance is divided into vertical movement, roll movement, trim, yawing motion and lateral and longitudinal movement; In addition, the suspension also involves the suspension geometry with the vehicle dynamics, in the study of the actual vehicle, all parts of the above research must be conducted, the design is based on the above points, for the vehicle suspension design and research.Keywords spring antiroll_bar damper control_arm前言车辆悬架的发展及运用已经有近百年的历史了，其最初被发明出来的目的就是为了让车辆在行驶的过程中，遇到凹凸不平的路面时，不会产生太过明显的颠簸，同时起初的悬架结构相当简单，对其他各方面，包括尺寸配合、结构强度和疲劳耐久等方面则没有太过苛刻的要求，而在后期的发展中，则对悬架的要求越来越高，其不仅要能够起到缓和冲击、隔离振动的功用，部分悬架零件还必须兼备导向机构的作用，比如钢板弹簧悬架的钢板弹簧，与此同时，在此期间悬架的结构也不断被改进，不断的发展，目前行业内运用到的主要悬架类型有以下几种。按照左右车轮对彼此的影响特性，可分为非独立悬架，独立悬架及半独立悬架，非独立悬架的特点是由一根刚性车轴对左右车轮进行连接，车辆行驶时，左右车轮之间会互相干扰，所以在凹凸不平的路面上行驶时，车辆的舒适性较差，同时大多数非独立悬架占用的布置空间也比较大，一般在小型乘用车中配置较少；而独立悬架刚好相反，左右车轮的运动基本是互不影响的，在凹凸不平的路面上行驶时，车辆的舒适性较好，同时所占用的布置空间较小，大多数小型车辆则比较青睐这种悬架；而半独立悬架一般是一根变形量较大的扭梁来连接左右车轮，在车辆运动过程中，由于扭梁会出现适度的扭转特性，会对左右车轮的运动造成适当的影响，但其舒适性比非独立悬架要好，同时需要的布置空间也没有那么多，成本较低，因此也被很多工程师选择在后悬架上，明显的代表则是法系的标致系列。按照导向机构的布置形式，悬架可分为横臂式悬架、纵臂式悬架及斜臂式悬架，横臂式悬架一般都是独立悬架，由于车轮运动时，悬架的导向机构带动车轮在横向平面内摆动，故成横臂式悬架，这种悬架由于受悬架几何学的影响，车轮的前束、外倾角变化较大，对轮胎寿命会有一定不同程度的影响，另外，对悬架的稳态转向也影响较大，所以在设计时，对悬架几何学的要求则比较高；同理，纵臂式悬架悬架的导向机构带动车轮在纵向平面内摆动，这种悬架的前束及外倾角在车轮运动过程中基本不会变化，悬架跳动对轮胎寿命则没有任何损伤；斜臂式悬架的导向机构基本都是斜置式，这种布置形式单独出现的较少，斜臂一般会出现在多连杆独立悬架中。按照悬架在受到路面冲击时，隔离振动的主动特性，悬架又可分为主动悬架、半主动悬架及被动悬架，对一般的车辆，在平整路面上直行时，由于没有路面冲击，悬架的软硬对车辆的舒适性几乎没有影响，甚至说车辆基本不需要隔振能力，此外在高速时，悬架越硬，车辆的稳定性越好，而在凹凸不平的路面上行驶时，由于路面对车轮的冲击较大，这是我们要求车辆有极好的隔振能力，而按照路面凹凸不平程度的大小，对悬架隔震能力的要求不尽相同，路面越为恶劣，需要的隔振能力越强；所以说对于不同的路面，我们对悬架有不同的要求，但实际上，一个传统悬架设计完成之后，其抗冲击能力基本是固定的，也就是我们俗称的软硬程度已经定了，软悬架无法隔离大振动，硬悬架无法隔离小振动，此为被动悬架，而主动悬架则会配备一系列的传感器来采集路面型号，之后将路面信号传递至控制器，控制器会自动调节悬架的抗冲击能力，即一个悬架会拥有不同的隔振能力及特性，从而影响车辆性能，此为主动悬架；而半主动悬架则同样配备了隔振能力可以变化的零件，与主动悬架的区别在于缺少了采集路面信息的传感器，车辆无法自动调节悬架的隔振能力，这种车辆一般会对悬架的隔振能力设置成不同的档位，通过人工手动选择不同的档位使车辆拥有不同的减振能力，以上为主动减震器型的主动悬架，另一种比较典型的主动悬架为空气弹簧类的主动悬架，其通过控制气囊内气体的气压，来控制悬架亦即空气弹簧的软硬，从而根据路况及形式条件来控制车辆的行驶平顺性和操控稳定性，其中，典型的代表车型是曾经的奥迪系列车型，奥迪所配备的空气弹簧主动悬架，是通过车辆的行驶速度、车辆转弯等检测传感器，来控制其所搭配的空气弹簧的软硬刚度，当车辆的形势速度较快时，车辆就会通过算法判断车辆所行驶的路面为平坦路况，此时，车辆会自动增大空气弹簧的刚度，使悬架变得比较硬，使得车辆高速行驶时，稳定性较好，避免出现“发飘”等失稳情况出现，同时，当车辆行驶速度较低时，算法就会默认车辆在颠簸路面行驶，此时，ECU控制单元会自动降低空气弹簧的刚度，使悬架变软，以获得良好的隔振能力，以使车辆具备优秀的舒适性。此外，无论悬架类型为上述何种，其都是由弹性元件、阻尼元件、导向机构和限位器，甚至，大多数悬架都会布置横向稳定器，其目的就是为了减小车辆转弯时的车身的侧倾角，增加悬架的抗侧倾能力，另外，有些情况向下，某些零件既充当弹性元件，又充当导向机构，最典型的就是钢板弹簧，在车辆驶过颠簸路面时，钢板弹簧就会配合减震器起缓冲功用，隔离路面带来的冲击和振动，另外，在车辆制动点头或加速仰头时，则控制俯仰角的大小，此为导向功用，另外，我们知道，在钢板弹簧非独立悬架中，钢板弹簧还决定着后桥（轴）的运动瞬心，亦即导向作用。以上，悬架的种类丰富多彩，其实远不止如上所述的几种，如上所出现的几种只是比较常见的几种而已，此外，不得不提的一种悬架是麦弗逊式独立悬架，其因为结构简单、成本低、占用的布置空间小和优良的悬架性能而受到大多数中低端轿车、SUV、MPV和越野车等车型前悬架的青睐，而多数中高端轿车的前悬架选双横臂或多连杆的较多，相比麦氏悬架，此类悬架的操纵稳定性则更好控制，舒适性更为优良；轻型货车一般会选择钢板弹簧悬架，其目的是使车辆具备较好的承载能力；中低端轿车和SUV后悬架多会选配扭力梁悬架，而五连杆非独立悬架自五菱宏光车型脱胎而出之后，此悬架已成为了这种小型商用车的标配，而部分越野车和SUV也有选用该悬架的，所以此次设计，基本会在如上所述的几种类型中来选择。第一章 悬架选型及布置1.1 悬架类型的选择本次悬架系统的设计，其所选用的设计对象为五座的小型商务车，对抗冲击特性明显要求不是太高，可谓一般，另外，由于车辆的用途为商务车，需要具备一定的承载能力，市场上比较常见的商用车有五菱宏光、荣光和之光系列，其悬架类型为前麦弗逊式独立悬架，后五连杆非独立悬架，宝骏730系列，其所配置的悬架类型为前麦弗逊式独立悬架，后扭力梁式非独立悬架，东风风光330，其所搭配的悬挂类型为前麦弗逊式独立悬架，后五连杆式非独立悬架，北汽银翔幻速H2，其所搭配的悬挂类型为前麦弗逊式独立悬架，后五连杆式非独立悬架，此外，还有一些市场上常见的小型商务车，如北汽昌河M50、华晨金杯750等车型，其悬架类型基本也是前麦弗逊独立悬架、后五连杆式非独立悬架，可见这类小型商务车后悬架一般都会布置成非独立悬架，目前汽车行业内，非独立悬架运用比较多的有三大类，一是以五菱宏光为代表的五连杆非独立悬架，二是以宝骏730为代表的扭力梁式非独立悬架，三是以江铃皮卡为代表的钢板弹簧非独立悬架，而此次设计则选择螺旋弹簧五连杆非独立悬架（图1），该悬架因其结构简单、承载能力好、成本低而被大多数的小型商务车所选用；而前悬架基于舒适性考虑，则可布置成独立悬架，独立悬架最通用的莫过于麦弗逊独立悬架了，其因结构简单、节省布置空间、低成本和较好的舒适性被大多数车辆所亲睐，所以此次设计将前悬架设计成麦弗逊独立悬架（图2），以上，本次设计的悬挂类型我们选择前悬架为麦弗逊式独立悬架，后悬架类型我们选择五连杆式非独立悬架。图1 五连杆非独立悬架图2 麦弗逊式独立悬架 麦弗逊悬架（MacPherson），是现在非常常见的一种独立悬架形式，大多应用在车辆的前轮。简单地说，麦弗逊式悬架的主要结构即是由螺旋弹簧加上减震器以及A字下摆臂组成，减震器可以避免螺旋弹簧受力时向前、后、左、右偏移的现象，限制弹簧只能作上下方向的振动，并且可以通过对减震器的行程、阻尼以及搭配不同硬度的螺旋弹簧对悬架性能进行调校。 麦弗逊悬架最大的特点就是体积比较小，有利于对比较紧凑的发动机舱布局。不过也正是由于结构简单，对侧向不能提供足够的支撑力度，因此转向侧倾以及刹车点头现象比较明显。下面就为大家详细的介绍一下麦弗逊悬架的构造以及性能表现。 麦弗逊式悬架是应前置发动机前轮驱动(ff)车型的出现而诞生的。ff车型不仅要求发动机要横向放置，而且还要增加变速箱、差速器、驱动机构、转向机，以往的前悬架空间不得不加以压缩并大幅删掉，因此工程师才设计出节省空间、成本低的麦弗逊式悬架，以符合汽车需求。 麦弗逊（Macpherson）是这套悬架系统发明者的名字，他是美国伊利诺伊州人，1891年生。大学毕业后他曾在欧洲搞了多年的航空发动机，并于1924年加入通用汽车公司的工程中心。30年代，通用的雪佛兰公司想设计一种真正的小型汽车，总设计师就是麦弗逊。他对设计小型轿车非常感兴趣，目标是将这种四座轿车的质量控制在09吨以内，轴距控制在274米以内，设计的关键是悬架。麦弗逊一改当时盛行的板簧与扭杆弹簧的前悬架方式，创造性地将减振器和螺旋弹簧组合在一起，装在前轴上。实践证明这种悬架形式的构造简单，占用空间小，而且操纵性很好。后来，麦弗逊跳槽到福特，1950年福特在英国的子公司生产的两款车，是世界上首次使用麦弗逊悬架的商品车。 麦弗逊式悬架由螺旋弹簧、减震器、A字形下摆臂组成，绝大部分车型还会加上横向稳定杆。麦弗逊式独立悬架的物理结构为支柱式减震器兼作主销，承受来自于车身抖动和地面冲击的上下预应力，转向节（也可说车轮，因为转向节作用于车轮）则沿着主销转动；此外，其主销可摆动，特点是主销位置和前轮定位角随车轮的上下跳动而变化，且前轮定位变化小，拥有良好的行驶稳定性。 在麦弗逊式独立悬架中，支柱式减震器除具备减震效果外，还要担负起支撑车身的作用，所以它的结构必须紧凑且刚度足够，并且套上螺旋弹簧后还要能减震，而弹簧与减震器一起，构成了一个可以上下运动的滑柱。还有一个关键部件-A字型下摆臂，它的作用是为车轮提供横向支撑力，并能承受来自前后方向的预应力。车辆在运动过程中，车轮所承受的所有方向的冲击力量就要靠支柱减震器和A字型下托臂这两个部件承担。 从上面的构造图2可以看出，麦弗逊悬架的构造其实非常简单，而这种简单带来的最大好处就是其质量很轻，并且体积很小，对于很多前置发动机前轮驱动的车辆来说，车头部分的大部分空间都要用来布置横置的发动机以及变速箱，留给悬架的空间并不大，因此麦弗逊悬架体积小质量轻的优势就会表现的非常明显。 而结构简单也是麦弗逊悬架最大的软肋。与双叉臂以及多连杆悬架相比，由于减震器和螺旋弹簧都是对车辆上下的晃动起到支撑和缓冲，因此对于侧向的力量没有提供足够的支撑力度。这样就使得车辆在转向的时候车身有比较明显的侧倾，并且在刹车的时候有比较明显的点头现象。很多采用麦弗逊悬架的小型车为了控制成本，也只能将这样的缺陷保留。虽然通过增加防倾杆能减小车辆侧倾，但是却不能根治这种情况。不过象宝马M3，保时捷911这样的高性能车型上，通过调整弹性元件以及增加拉杆等调校，麦弗逊悬架也一样可以变得非常强悍，但这也背离了麦弗逊悬架体积小，质量轻，成本低的特点。麦弗逊悬架是非常常见的悬架类型，在全球汽车市场都有非常广泛的应用。在国内市场，麦弗逊悬架也是众多车型的首选悬架，其中最新应用麦弗逊前悬架的车型有上海通用别克新君威、新君越、北京现代ix35、一汽大众高尔夫6、比亚迪F0等车型。从这我们也能看出麦弗逊悬架应用的广泛，微型车、紧凑型车、中级车以及SUV车型上，都能见到麦弗逊悬架的身影。而德国跑车的代表保时捷911也同样全系采用麦弗逊悬架，这足以表现出麦弗逊悬架应用的广泛。 螺旋弹簧五连杆非独立悬挂的结构很简单，通过一根硬轴将左右两个车轮相连，再将硬轴与车身相连。早期的整体桥采用的是钢板弹簧，现在则多数采用螺旋弹簧作为弹性元件。这种悬挂结构简单，能承受很大扭力，同时采用螺旋弹簧的整体桥悬挂具备更大的行程，在复杂的越野路面行驶时，可以让四轮获得更好的抓地力，所以延续了越野血统的车型大多依然采用后整体桥或者前后整体桥的结构，比如奔驰G系列、路虎卫士、吉普牧马人等等。硬派的城市SUV如荣威W5、长城H5、陆风X8的后悬也是采用整体桥式悬挂。硬轴加螺旋弹簧的设计，是以牧马人为代表的5连杆整体桥式悬挂设计，除了一个横向的止推杆外，硬轴两边各需要两根连杆，因此构成了5连杆。1.2整车参数确定一般在悬架设计之前，必须先完成与悬架设计相关的整车参数的确定，包括轴荷、簧载质量的质心离地高度、轮距和轴距等，本次设计所需要的整车参数见下表1，表1所示的参数参考自市场销量较好的某小型五座商务车。前后轴距/Lx2790mm轮距/B1450mm1470mm空载质量M1468kg空载轴荷m1、m2739kg729kg满载质量G2068kg满载轴荷m3、m4866kg1202kg非簧载质量m1、 m284kg116kg空载簧载质量655kg613kg满载簧载质量782kg1086kg空载簧上质量质心高度hg664mm轮胎型号205/50R16驱动形式后驱座位数无座表1 整车参数表1.3硬点参数在悬架设计之前，弹性元件与阻尼元件在设计状态下的长度需要由整车布置及悬架硬点来决定，所谓悬架硬点，指的是悬架零部件安装在车身或车架上或悬架内部零部件互相连接时的整车坐标位置；弹性元件与阻尼元件的力传递比也需要用到硬点参数来确定，另外，硬点参数与悬架几何学、车辆动力学等都是密不可分的，本次设计所用到的硬点参数如下表2XYZ前悬架减震器与车身安装点38.297-551.393538.269摆臂与车架安装前点-18.14-354.3-52.872摆臂与车架安装后点315.66-395.4-55.872摆臂与转向节连接点-6.74-661.9-54.372轮心点0-731.730减震器与转向节连接点-28.04-611.268.928弹簧上安装点32.86-554.3500.628弹簧下安装点10.86-581.3355.728稳定杆连接杆与减震器连接点-18.15-516.189251.845稳定杆连接杆与稳定杆连接点-39.925-521.7523.951稳定杆与车架连接点182.735-381-0.519转向拉杆内点-126.5-365.5-30.6转向拉杆外点-119.8-690.1-37.9后悬架纵臂与车身安装点2246.188-518-121.233纵臂与后轴连接点2800.2-518-154.348斜拉杆与车身连接点2367.77-478.184-61.595斜拉杆与后轴连接点2786.002-399.95428.886推力杆与车身连接点2927.887512-43.894推力杆与后轴连接点2930.212-503.622-48.152后减震器与车身安装点3079.444-568125.726后减震器与后轴连接点2851.178-568-176.778弹簧与车身连接点2639.212-510.578.428弹簧与纵臂连接点2662.119517.947-116.012后轮心点2797.49-739.3-56.385表2 悬架硬点参数表1.4零件表本次设计包括了前后悬架性能及零部件的简单设计，零部件的设计则依赖于悬架性能的设计，悬架系统所包括得零部件有弹性元件（弹簧）、阻尼元件（减震器）、导向机构（控制臂）、横向稳定器、限位块，本次设计所用到的零部件见下表3序号零件数量/单车前悬架1左右前减震器（包含限位块）总成22左右前螺旋弹簧23左右前下控制臂总成24前横向稳定杆15前横向稳定杆连接杆2后悬架6左右后纵臂总成27左右后斜臂总成28横向拉杆19后减震器总成210后螺旋弹簧211后限位块2表3 零件表1.5悬架布置依据硬点参数，在CATIA软件中用linestruction(线结构)代替零件，做成图3所示悬架总成布置模型，其主要的目的是为了确定车辆在设计状态（该设计为空载）下螺旋弹簧及减振器的长度匹配关系。图3 前后悬架线结构布置模型图第二章 垂向运动学所谓悬架的垂向运动学，是指悬架在竖直方向内的运动，一般车辆在通过不平滑的路面时，车轮总成会受到来自路面的冲击，其对车辆的乘坐舒适性和行驶平顺性有着至关重要的影响，一般在前期设计中，我们一般会依据前人经验通过对悬架偏频的设计控制来达到基本的舒适性和平顺性要求，另外，在垂向运动中，减振器配合弹簧，一同缓和冲击，衰减振动，另外，在悬架压缩到底之前，限位块也会起一定的缓冲作用，依据如上要求，我们对前后悬架的弹性元件（前后螺旋弹簧）、阻尼原件（前后减震器总成）和前后限位块进行设计。2.1偏频的设计偏频的概念来自于单质量单自由度系统，而单质量单自由度系统又指不包含轮胎的四分之一悬架模型，对于车辆而言，偏频是指簧上质量的振动频率，而对于偏频的大小，刘惟信、王霄峰、耶尔森.莱姆佩尔等中外著名学者或专家都进行过阐述，结果虽不尽相同，但却又相差不远，对于满载偏频，一般定义在1.4Hz左右，原因是为了使簧载质量的振动频率与人体的行走频率尽量保持一致，使得人体能更加适应车辆振动，而人体的行走频率则在11.6Hz之间，所以大多数车辆的偏频基本都在这个范围附件，对于轿车，因考虑到乘适性的要求，取偏下的范围，一般满载偏频在1.0Hz左右，而载货汽车，则考虑悬架承载能力的大小，满载偏频在1.8Hz左右；本次设计的车辆类型为军用式越野车，对于军用越野车，目前并没有明确的偏频范围规定，但是考虑到行驶路况比较差，需要的抗冲击能力较高，我们可以将偏频范围定义在轿车和货车之间，对于前悬架，设计满载偏频在1.4Hz左右，后悬架1.5Hz左右。考虑到需要较好的隔振能力，我们选取空载前悬偏频为1.6Hz，则依据公式n=12Cm，C为悬架刚度；m为空载前悬单侧簧载质量，其值为空载单边轮荷减去单边非簧载质量；前悬架刚度C1=42.n12.m1-m12=4*3.142*1.62*739-842=33.065N/mm为使前后悬架纵向角振动尽量较小，前后悬架偏频比一般在0.650.95之间，我们取空载前后悬架偏频比为0.86，则后悬架空载偏频n2为n2=1.6*0.86=1.8605Hz同理算出后悬架悬架刚度C2=42.n12.m2-m22=41.842N/mm利用上述悬架刚度利用公式n=12Cm计算出前悬架满载偏频n3=1.464Hz，后悬架满载偏频n4=1.41Hz2.2挠度的设计悬架挠度分为静挠度与动挠度，悬架静挠度是指车辆在满载位置时，车轮在竖直方向位移的变化，可通过公式f=mgC来确定，则前悬架静挠度f1=m1-m12g.1C1=739-842*9.81*133.065=97.165mm同理，算出后悬架静挠度f2=m2-m22g.1C2=71.860mm 而悬架动挠度则指的是悬架从满载到极限位置时，车轮在竖直方向位移的变化量，动挠度一般为静挠度的1/22/3，同时悬架总行程耶尔森.莱姆佩尔悬架结构及底盘力学一书中推荐不小于140mm，则我们取前悬架动挠度f3=46mm，后悬架动挠度f4=70mm，则前悬架悬架总行程f1=f1+f3=97.165+46=143.165mm同理，后悬架悬架总行程f2=f2+f4=141.86mm.2.3悬架上下跳动行程的设计前悬架空满载行程变化值1=782-7392*33.065*9.81=6.38mm后悬架空满载行程变化值2=1086-7292*41.842*9.81=41.85mm，依据耶尔森.莱姆佩尔悬架结构及底盘力学对悬架行程的要求，即满载悬架复原行程不小于50mm来满足基本的悬架舒适性要求，则前后悬架在空载位置时的上下跳动行程取值见下表4前悬架后悬架压缩86mm98mm复原57mm44mm总行程143mm142mm表4 悬架上下跳动行程表2.4螺旋弹簧的设计弹簧在悬架中最主要的功用是衰减来自车轮的冲击，同时，在车辆转弯时，还提供侧倾支撑，避免车辆出现过大的侧倾角而出现侧翻，另外，在车辆制动和点头时，又起到抗俯仰的功用，避免车辆在制动或点头时出现过大的俯仰角，使乘客不舒服；弹簧的种类比较多，有螺旋弹簧，钢板弹簧，扭杆弹簧以及空气弹簧，在乘用车中，最常见的是螺旋弹簧，相对于其他弹簧，螺旋弹簧结构简单，成本较低，所需要的布置空间小，行程较大，舒适性较好，但承载能力一般，且不如其他种类弹簧，由于以上特点，螺旋弹簧受到诸多轿车的青睐，而钢板弹簧则受到诸多商用车的青睐，本次设计前后悬架弹簧都选择螺旋弹簧，前悬架中，弹簧安装在前减震器上，即下图4，后悬架中，弹簧上端链接于车架上，下端与后纵臂连接，见下图5。 图4 前悬架螺旋弹簧布置图图 图5 后悬架螺旋弹簧布置图2.4.1悬架杠杆系数的设计一般我们所讲的悬架刚度是指弹性元件和控制臂衬套集成到车轮中心的刚度，所以螺旋弹簧的刚度与悬架刚度之间存在位移传递比与力传递比，且在多数情况下，位移传递比与力传递比近似相等，力传递比与位移传递比具体数值的确定，我们可以参考耶尔森.莱姆佩尔悬架结构及底盘力学中的计算公式，其中，麦弗逊悬架力传递比与位移传递比的计算公式为i=1+tan2-1+tan2(-1)式中：为主销后倾角，1为前悬架弹簧轴线与YZ平面夹角，为主销内倾角，1为弹簧轴线与XZ平面夹角，具体数值见下图6（注:四轮定位参数后面会进行设计，整车坐标系为标准的ISO坐标系）图6 前悬架杠杆系数计算所需参数图则前悬架杠杆系数i1=1+tan2-1+tan2-1=1+tan210.533-7.91+tan2(7.191-4.272)=1.044后悬架为纵臂式悬架，其力传递比与位移传递比的计算参考耶尔森.莱姆佩尔悬架结构及底盘力学纵臂式悬架传递比的计算公式i=ab1+tan2+tan2)式中：a为纵臂长度，b为纵臂前安装点到弹簧下安装点的距离，为弹簧轴线与YZ平面夹角，为弹簧轴线与XZ平面夹角，具体数值见下图7图7 后悬架杠杆系数参数图则后悬架杠杆系数i2=ab1+tan2+tan2) =555.001416.6731+tan27.062=1.332.4.2弹簧刚度的设计悬架刚度与弹簧刚度之间的函数关系为C=ki2+C1，k为弹簧钢度，C1为橡胶衬套所提供的刚度，一般为弹簧刚度的5%15%利用上述公式求得前弹簧刚度k1=31N/mm，后弹簧刚度k2=69N/mm，确定以上二值为前后悬架螺旋弹簧的设计刚度。2.4.3空载弹簧长度及弹簧上的载荷设计利用表2悬架硬点，提取出空载时前后悬架的弹簧长度H1=188mm,H2=197mm空载弹簧载荷F=mg*i，其中，mg为悬架单边簧上质量，i为力传递比，则前簧簧上载荷F1=m1-m12g*1.044=739-842*9.81*1.044=3354.137N后簧簧上载荷F2=m2-m22g*1.33=739-842*9.81*1.044=3999N2.4.4弹簧在上下极限位置的长度设计弹簧在上下极限位置的长度与悬架上下跳动行程相对应，对于前悬架，我们利用CATIA软件DMU运动模块搭建运动学模型图8，利用悬架行程跟弹簧行程一一对应的关系，进而确定在前悬架上下极限位置时弹簧的长度；考虑到后悬架弹簧与车轮一并跟随后纵臂绕前安装点转动，利用此特点确定在后悬架上下极限位置时弹簧的长度见图9，悬架行程见表4，前后螺旋弹簧在上下极限位置时的具体长度数值结果见表5 图8 前悬架运动学模型 图9 后悬架弹簧及减震器各位置长度图前悬架后悬架上极限长度104mm123 mm空载长度188 mm197 mm下极限长度248 mm230 mm表5 弹簧各位置对应长度表2.4.5弹簧其他参数设计参考刘惟信汽车设计，对弹簧其他参数进行设计 前簧，选取寿命约为10e+310e+6的类弹簧，优先选取中径与线径，二值的选取主要依赖经验及参考对标，取中径Dm=140mm，线径d=13.7mm，材料选55CrSiA，其力学参数如下表6材料弹性模量泊松比抗拉强度许用剪应力t55CrSiA2.06E+50.291570MPa1000MPa表6 55CrSiA的力学性能参数表弹簧工作圈数利用公式（G为剪切弹性模量，G=8.3E+4MPa）i=Gd4k.8Dm3=13.74x8.3x10431x8x1403=4.2为了防止弹簧端部在工作过程中发生并圈现象，我们选取两端内弯结构的弹簧，如下图9图10 两端内弯弹簧式样图总圈数n利用公式n=i+1.5计算，n=5.7压并高度Hs利用公式Hs=1.01d(n=1.25)=61.57248mm，弹簧无脱出风险。旋绕比C=Dm/d=140/13.7=10.22曲度系数K”利用公式K”=4C-14C-4+0.615C=4x10.22-14x10.22-4+0.61510.22=1.14各载荷对应的应力利用公式T=8PCK”d2来计算上极限应力T1=8PCK”d2=8*5958.137*10.22*1.143.14*13.72=942.29MPa1000=t空载应力T2=8PCK”d2=8*3354.137*10.22*1.143.14*13.72=530.46MPa下极限应力T3=8PCK”d2=8*1494.137*10.22*1.143.14*13.72=236.30MPa疲劳寿命利用公式nc=1.808Ke10.13，其中Ke=0.74*(T1-T3)1.48-(T1+T3)，=t0.63=10000.63=1587.3MPa则Ke=0.74*(T1-T3)1.48-(T1+T3)=0.74*(942.29-236.30)1.48*1587.3-(942.29+236.3)=0.4463 nc=1.808Ke10.13=1.8080.446310.13=4.71e+4，寿命在初始预估寿命10e+310e+6范围内，设计合理。失稳校核：为了防止弹簧在上下弹簧盘内转动出现异响等问题，我们选择两端固定的安装方式，依据GB/T1239.6，其不失稳的前提是高径比b=L/Dm5.3前簧高径比b=L/ Dm =296.2/140=2.125.3，无失稳风险 后簧的设计过程与前簧同理，具体过程不作赘述，其各项参数如下表7参数项数值备注参数项数值备注中径Dm109.5mm自有长度L255mm无脱出风险线径d14.5mm旋绕比C7.55工作圈数i5.25曲度系数K”1.196总圈数n6.75上极限应力T1996.28MPa小于t并圈高度Hs80.55无并圈风险空载应力T2437.58MPa上极限载荷P19105N下极限应力T3188.42MPa下极限载荷P21722N疲劳寿命nc1.6e+4设计合理高径比b2.33无失稳风险表7 后螺旋弹簧参数表2.5减振器设计减震器最主要的功能是配合弹簧，使车辆在不平路面出现的颠簸振动快速衰减，弹簧虽然也有衰减振动的作用，减震器与弹簧最大的区别是减震器可以做功，通过做功的形式将动能转化为热能，从而达到减震的目的，另外，在车辆转弯或俯仰时，减震器也起到减小车辆侧倾率的功用；减振器的种类比较多，可分为主动、半主动及被动减振器，可分为单筒式、双筒式减振器，也有双向作用、单向作用减振器，本次设计前后悬架都选择目前最常见的双向作用筒式减振器，其工作原理是减振器油液通过在四个减振器阀压缩阀、伸张阀、流通阀和补偿阀在储油筒内流动，继而产生阻尼力来达到缓和冲击的效果，本次设计前后悬架都选择双向作用筒式减振器。2.5.1减震器长度设计减振器在各位置长度的确定方法同弹簧是一样的，空载位置处通过硬点来提取，上下极限位置处的长度，前悬架依赖DMU运动学模型，通过减震器行程与悬架行程一一对应的关系来确定，后悬架通过纵臂的运动形式来确定，需要注意的是，为了防止在悬架上跳过程中活塞与底阀撞击，减振器最小长度一般至少比悬架上极限位置对应的减振器长度小10mm，前后悬架各位置对应的减振器长度确定方法同弹簧，具体过程不作赘述，结果见下表8前悬架后悬架对应减震器长度减振器设计长度对应减震器长度减振器设计长度上极限433mm423mm300mm290mm空载517mm517mm379mm379mm下极限577mm577mm424mm424mm表8 前后减振器在各位置时的长度尺寸表2.5.2前减震器阻尼力设计减振器在低速段一般通过流通阀与补偿阀来控制阻尼力，伸张阀与压缩阀并不打开，只有速度达到开阀速度时，卸荷阀才会打开，另外，卸荷阀打开前与打开后的阻尼力曲线斜率各自都是稳定的，开阀速度，一般都在0.10.3m/s之间，由减振器内部结构来控制，我们选取V1=0.25m/s，闭阀速度，一般选取V=1m/s，螺簧悬架相对阻尼比米奇克汽车动力学一书的推荐值通常为=0.25。减振器阻尼比通过公式=*2C*mg-mg2*i来确定，i为力传递比，前悬架在计算弹簧时已计算得知i=1.044，后悬架属于非独立悬架，减振器与后桥相连，计算原理与后弹簧相同，计算得i=1.0205，C为悬架刚度，前面已经计算出， C1=33.044N/mm，C2=41.842N/mm则前减阻尼比=*2C*mg-mg2*i=0.25*2C*739-842*9.81*1000*1.044=1717.75卸荷阀打开前的阻尼力利用公式F= V*来计算，V1=0.25m/s时的阻尼力F1=0.25*1717.75=429.4375N，卸荷阀打开后的阻尼力通过平安比（周长城悬架设计）来设计，平安比指减振器卸荷阀打开前段与打开后段阻尼比的比值，选取拉伸段1.0的平安比，压缩段0.5的平安比，则拉伸阀系工作段的阻尼比=1717.75*1=1717.75，压缩工作段阻尼比=1717.75*0.5=858.875，据此计算出前减震器在各个速度下的阻尼力见下表9V/(m/s)00.130.250.390.521.0拉伸阻尼力F/N0223.3075429.4375669.9225893.231717.75压缩阻尼力F/N0-223.308-429.438-549.68-661.334-1073.59表9 前减震器阻尼力依据表9绘制出前减震器的速度阻尼曲线见下曲线1曲线1 前悬架减震器速度阻尼曲线2.5.3前减振器其他参数设计缸桶直径的设计利用公式D=4Frp(1-2)，其中Fr为拉伸段最大阻力，依据表9中Fr=1717.75N，p为最大工作缸允许压力，取34Mpa，为连杆直径与缸筒直径之比，一般在0.40.5，据此计算前减工作缸直径D=4Frp(1-2)=4*1717.753.14*3.5*(1-0.452)=27.99mm依据QC/T 491-1999，缸径可选30m，材料选择#30钢管，此时储油桶的最大外径需小于48mm，我们取45mm，材料选择Q235钢管，防尘罩最大外径56mm，材料选取PP，活塞杆直径取一半为15mm，材料选#45，同时表面需经过镀铬处理来达到耐腐蚀性与高光滑性的目的。2.5.4后减震器阻尼力设计后减震器阻尼力设计过程与前减同理，相对阻尼比亦取=0.25，开阀速度V1=0.25m/s，闭阀速度V=1m/s，拉伸段1.0的平安比，压缩段0.5的平安比，则计算得到后减阻尼比=1827.28，0.25时的阻尼力为F1=0.25*1827.28=456.82N，拉伸阀系工作段的阻尼比=1717.75*1.0=1827.28，压缩工作段阻尼比=1827.28*0.5=913.64，计算的得到后减震器在各个速度下的阻尼力见下表10V/(m/s)00.130.250.390.521.0拉伸阻尼力F/N0237.5464456.82712.6392950.18561827.28压缩阻尼力F/N0-237.546-456.82-584.73-703.503-1142.05表10 后减震器阻尼力依据表10绘制出后减震器的速度阻尼曲线见下曲线2曲线2 后悬架减震器阻尼曲线2.5.5其他参数设计工作缸直径D=4Frp(1-2)= D=4*1827.283.14*4*(1-0.42)=26.32mm依据QC/T 491-1999，缸径可选30m，材料选择#30钢管，此时储油桶的最大外径需小于48mm，我们取45mm，材料选择Q235钢管，防尘罩最大外径56mm，基于轻量化考虑，材料选取PP，活塞杆直径取一半为15mm，材料选#45，同时表面需经过镀铬处理。2.5.6 减震器布置前减震器上端与车架连接，下端与转向节连接，具体见下图10，在前悬架中，螺旋弹簧布置在减震器上，组成了支柱式减震器总成，同时，前螺旋弹簧跟前减震器轴线偏心布置，其主要目的是减小前减震器油封处的侧向力，避免在车辆运动过程中，油封处承受过大的测量力导致减震器出现漏油问题；后减震器上端与车架连接，下端与驱动桥连接，具体见下图11。 图10 前减震器 图11 后减震器2.6限位块设计耶尔森.莱姆佩尔悬架结构及底盘力学一书推荐在悬架行程的最后3050mm需要设计限位块起缓冲及限位作用，我们选择限位块的长度为40mm，材料选择橡胶，对于橡胶材料，其最大压缩量一般取总长度的1/2，所以最大压缩量为20mm，对于前悬架，缓冲块图12设计在减震器内部，与活塞杆同轴线，空载位置与储油桶上端的间隙值t1可以通过弹簧的空载长度减去跳动上极限位置，再减去最大压缩量20mm，t1=188-104-20=64mm，后悬架，缓冲块图13设计在弹簧内部，上端与车身链接，后纵臂内设置缓冲块座以便在工作过程中与缓冲块撞击，自由长度设计为40mm，空载位置与缓冲块座的间隙值t2=197-123=54mm 图12 前悬架限位块图 图13 后悬架限位块图第三章 侧倾运动学车辆在转弯的时候，由于受到离心力的作用，会出现向弯道外侧倾斜的现象，我们称其为侧倾，日本汽车工程学会曾做过统计，车辆的侧倾增益一般约为7deg/g，而工程计算中，一般会通过0.4g的侧向强度来校核车辆的侧倾角大小，要求其值一般在1.5deg4deg范围内，其中，在侧倾运动中除了弹簧之外，另一个与之关系比较大的则是横向稳定杆。3.1 横向稳定杆设计利用悬架硬点参数确定横向稳定杆与车架的连接位置和稳定杆与稳定杆连接杆的连接位置，稳定杆连接杆另一端与减震器连接，通过控制轮胎在竖直方向的位移来起到抗侧倾的功用。3.1.1杆径与拐点设计一般来讲，大多数车辆所使用的横向稳定杆直径为1825mm之间，我们选择杆径d=22mm，拐点处一般是应力集中位置及容易疲劳破坏的位置，所以拐角一般会设计大于90deg，我们设计为104dg，材料选择比较常用的弹簧钢60Si2MnA，利用上述参数确定横向稳定杆具体形状图12，并利用CAE软件Hyperworks对静强度进行校核来验证拐点角度设计的合理性。图12 横向稳定杆3.1.2静强度校核对于横向稳定杆来说，应力最大的位置应该会出现在车轮一端上跳，一端下跳的工况中，因此，我们通过前悬架DMU模型，确定悬架行程对应的横向稳定杆端部位移，原理同确定弹簧的极限位置长度一样，结果见下表11悬架行程稳定杆端部位移压缩8682.4拉伸5755表11 稳定杆端部位移结果表利用Hyperworks对稳定杆3D数模划分网格图，由于对有限元软件的运用能力一般，此次网格的类型选择四面体网格，划分方式为自动生成，与六面体网格相比，四面体网格精度会相对差一点，但优点是网格划分相对比较简单，划分速度较快，网格划分完之后，赋予下表12所示的材料参数材料弹性模量泊松比密度拉断强度60Si2MnA2.06E+50.297.74E-91570MPa表12 60Si2MnA材料参数表与车架连接处约束123三个移动自由度，在端部加载上表所示的位移，具体见下图12，图12 稳定杆网格及约束加载模拟一端上跳，一端下跳的工况，应力云图结果见图13图13 静强度应力云图结果显示，稳定杆在工作过程中的最大应力为1431MPa，小于60Si2MnA材料的抗拉强度1570MPa，该