悬架系统设计计算报告

编号 DPJS 008 悬架系统设计计算报告悬架系统设计计算报告 项目名称 A 级三厢轿车设计开发 项目代号 编制 日期 校对 日期 审核 日期 批准 日期 2011 年 03 月 悬架系统设计计算报告 目目 录录 1 系统概述 1 1 1 系统设计说明 1 1 2 系统结构及组成 1 1 3 系统设计原理及规范 2 2 悬架系统设计的输入条件 2 3 系统计算及验证 3 3 1 前悬架位移与受力情况分析 3 3 2 后悬架位移与受力情况分析 7 3 3 悬架静挠度的计算 10 3 4 侧倾角刚度计算 10 3 5 侧倾角刚度校核 13 3 6 侧翻阀值校核 15 3 7 纵向稳定性校核 15 3 8 减震器参数的确定 16 4 总结 18 参 考 文 献 20 悬架系统设计计算报告 1 1系统概述 1 1系统设计说明 悬架是汽车上重要总成之一 它传递汽车的力和力矩 缓和冲击 衰减振动 确 保汽车必要的行驶平顺性和操纵稳定性 根据项目要求 需要对前后悬架的特征参数 进行计算与较核 在确保悬架系统满足必要功能的同时 使悬架的各特征参数匹配合 理 且校核其满足通用汽车的取值范围 1 2系统结构及组成 该款车型前悬架采用麦弗逊式独立悬架 该悬架上端螺旋弹簧直接作用于前减振 器筒体之上 与前减振器共同组成前支柱总成 一起传递汽车所受力和力矩 并衰减 汽车的振动 下部三角形的摆臂通过橡胶衬套对称安装于副车架的两侧 通过副车架 与车身牢固的连接在一起 前支柱与摆臂总成特定的匹配关系确保了整个悬架系统固 有的使用特性 使其满足实际设计的各项要求 其结构简图如图 1 所示 图 1 前悬架结构形式 后悬架采用复合纵臂式半独立悬架 为经济型车型应用最为普遍的一种悬架结构 其显著特点是结构简单 成本低 使用可靠 侧倾性能优良 中间工字形的扭转梁在 传递汽车所受纵向力的同时 也为后螺旋弹簧与减振器提供了必要的安装空间 同时 通过自身的扭转刚度保证了后悬架具有优良的侧倾特性 扭转梁前安装点通过各向异 性的橡胶衬套弹性的与车身相连 既具有良好的隔振性能又防止了汽车由于前后轴转 向而产生的过多转向特性 其结构简图如图 2 所示 悬架系统设计计算报告 2 图 2 后悬架结构形式 1 3系统设计原理及规范 LF7133 前后悬架的设计是以标杆车为依托 根据标杆车悬架系统基本参数的检测 通过计算 求得反映其悬架系统性能的基本特征量 在保持整车姿态与标杆车一致的 前提下 依据标杆车的悬架特征量对 LF7133 车型悬架参数进行设计 在确保各参数与 标杆车保持基本一致的情况下进一步校核各设计参数 使其满足通用汽车的设计取值 范围 从而确定零部件制造的尺寸参数 为零部件开发提供设计依据 计算与校核的 特征量主要包括悬架刚度 偏频 静挠度和阻尼等 2悬架系统设计的输入条件 整个计算过程中 除了标杆车的整车姿态以外 其余参数列入下表所示 表 1 悬架参数列表 车型LF7133 设计值标杆车数据 空载 450430 质心高 mm 满载 511491 前轮距 mm 1465 设计值 1465 空载 后轮距 mm 1460 设计值 1460 空载 轴距 mm 2550 设计值 2550 空载 空载质量 kg 11001070 满载质量 kg 14751445 悬架系统设计计算报告 3 空载 676642 前轴荷 kg 满载 788735 空载 424428 后轴荷 kg 满载 687710 前悬架非簧载质量 kg 79 9779 97 后悬架非簧载质量 kg 68 5568 55 3系统计算及验证 3 1前悬架位移与受力情况分析 通过对标杆车的特征检测 在参照标杆车整车姿态与悬架安装点的前提下 根据 三维逆向设计数据的运动分析可知 所设计车型的螺旋弹簧中心点和车轮中心点在不 同姿态下的行程如下 表 2 前悬架位移 弹簧行程 mm 车轮中心行程 mm 备注 空载 满载23 525 2 空载 反跳43 247 7 1 1 空载悬架位移与受力情况分析空载悬架位移与受力情况分析 悬架在空载情况下 其受力简图如下 M 悬架系统设计计算报告 4 图 3 前悬架刚度空载下计算示意图 根据图 3 空载受力平衡 弹簧在空载时的载荷值 Fxk可由下式求出 3150 0 N Fk Fk xkFkxkFk G FFG 其中 GFk 前轮空载地面对与簧上质量的作用力 2920 5 N8 9 2 97 79676 2 g MM G k Fk 下 下 车轮中心与弹簧受力点力比为 Fk 0 927 6 14cos26 2119 13 1901 cos P K Fk 另 为计算空载情况下悬架的刚度 车轮中心与弹簧受力点位移比可在此一并 sk 计算出 即为 sk 1 079 13 1901 6 14cos26 2119cos K P sk 2 2 满载悬架位移与受力情况分析满载悬架位移与受力情况分析 悬架在满载情况下 其受力简图如下 M 图 4 前悬架刚度满载下计算示意图 悬架系统设计计算报告 5 根据图 4 空载受力平衡 弹簧在满载时的载荷值 Fxm可由下式求出 3700 0 N Fm Fm xmFmxmFm G FFG 其中 GFm 前轮满载地面对与簧上质量的作用力 3469 3 N8 9 2 97 79788 2 g MM G m Fm 下 下 车轮中心与弹簧受力点力比为 Fm 0 938 0 10cos 3 2402 03 2219 cos P K Fm 另 为计算空载情况下悬架的刚度 车轮中心与弹簧受力点位移比可在此一并 sm 计算出 即为 sm 1 066 03 2219 0 10cos 3 2402cos K P sm 3 3 螺旋弹簧刚度螺旋弹簧刚度计算计算 车辆在从空载在满载运动过程中 螺旋弹簧的刚度可近似为线性刚度 则前螺旋 弹簧刚度可由其空满载所受作用力的变化量和变化位移直接求出 带入上面所计算 1S C 出的弹簧载荷值可得 23 4 N mm 5 23 1 xkxmxkxm S FF ds FF ds dF C 标杆车的前螺旋弹簧试验刚度为 20 7N mm 与设计值有所差别 主要时由于 LF7133 与标杆车在整车载荷上有相应的变化 LF7133 前轴空满载的载荷均较标杆车 高 故而弹簧刚度需要适当提高 4 4 LF7133 前螺旋弹簧参数的确定前螺旋弹簧参数的确定 考虑到整个前悬架系统在整车的布置情况 前螺旋弹簧中径 有效圈数均采用标 杆车参数 仅对钢丝直径进行调整 即 前 nD Gd Cs 3 1 4 1 1 8 悬架系统设计计算报告 6 12 7 mm 4 1 G n8DCs d 3 1 1 下 式中 G 为弹性剪切模量 79000 N mm2 Cs1 为螺旋弹簧刚度 23 4N mm D1 为前螺旋弹簧中径 135 0 mm n 为弹簧有效圈数 4 25 圈 总圈数 5 75 圈 5 5 前悬架固有频率的计算前悬架固有频率的计算 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 前悬架固有频率 Hz 1 m C n 3 10 2 1 式中 m1 前悬架簧上质量 空载质量 m1 676 79 79 596 2kg 满载质量 m1 788 79 79 708 2kg C 前悬架刚度 具体计算如下 设悬架单边的刚度为 Ck 弹簧受力与位移为 Fx x 根据悬架受力和位移情况 可将悬架的刚度通过一定的比例关系换算到螺旋弹簧处予以数值计算 则空载时前悬 架刚度 sk Fk S sk Fkx k C x F ds dF CC 11 2222 N mm 2 40 079 1 927 0 4 23222 11 sk Fk Sk CCC 同理可设悬架单边的刚度为 Cm 则满载时悬架刚度 sm Fm S sm Fmx m C x F ds dF CC 12 2222 N mm 2 41 066 1 938 0 4 23222 12 sm Fm Sm CCC 将各参数带入上式可得 空载偏频 n 1 31 Hz 空 悬架系统设计计算报告 7 满载偏频 n 1 21 Hz 满 由于前悬架刚度在运动过程中会发生变化 对标杆车前悬架刚度进行试验 得出 标杆车试验平均刚度为 37 33 N mm 空满载频率为别为 1 297Hz 1 192Hz LF7133 设计悬架空满载频率与其相当接近 可见 LF7133 前悬架固有频率取值比较合理 3 2后悬架位移与受力情况分析 后悬架采用复合纵臂式半独立悬架 参照标杆车对后悬架姿态及安装点参数确定 后 通过对设计数模运动分析 可以得出车轮中心空满载行程为 65 9mm 弹簧空满 载行程 56 1mm 1 1 空载悬架位移与受力情况分析空载悬架位移与受力情况分析 该类型悬架在空载状态下 受力情况可简化如下 图 5 空载后悬受力简图 根据简图 5 后螺旋弹簧提供弹性力的大小取决于汽车后部质量的分布以及车轮受 力点与弹簧作用点的传递比 后部质量分布可由后轴轴荷和簧载质量分配关系直接进 行量化 则后螺旋弹簧所提供的弹性力为 2105 89N RkRkxkRkRkxk GFGF 其中 GRk 后轮空载下簧上质量分布的作用力 1741 70 N8 9 2 55 68424 2 k gMM GRk 下 弹簧与车轮中心受力点传递比 Rk 1 196 a b aK bP Rk cos18 351 cos317 403 cos cos a 空载弹簧轴线与弹簧旋转力臂的夹角 a 16 1 悬架系统设计计算报告 8 b 空载车轮支持力与旋转力臂夹角 b 0 3 2 2 满载悬架位移与受力情况分析满载悬架位移与受力情况分析 该类型悬架在满载状态下 受力情况可简化如下 图 6 满载后悬受力简图 同理弹簧满载时的作用力 3497 2 N RmRmxmRmRmxm GFGF 其中 GRm 后轮满载时簧上质量分布的作用力 3030 4 N8 9 2 55 68687 2 g MM G m Rm 下 下 弹簧与车轮中心受力点传递比为 Rk 1 154 152 10cos18 351 677 8 cos317 403 cos cos aK bP Rm a 满载弹簧轴线与弹簧旋转力臂的夹角 a 10 2 b 满载车轮支持力与旋转力臂夹角 b 8 7 3 3 螺旋弹簧刚度计算螺旋弹簧刚度计算 后悬在空满载情况下弹簧形变 s 由前知 s 56 1mm 弹簧刚度近似认为线性变 化 则螺旋弹簧刚度 25 24N mm 1 56 2 xkxmxkxm S FF s FF s F C 标杆车的后螺旋弹簧试验刚度为 25 55N mm 由于标杆车后轴载荷与 LF7133 相当 接近 故此弹簧设计刚度值应与标杆车值相当接近 计算所得设计数据是合理的 4 4 LF7133 后螺旋弹簧参数的确定 后螺旋弹簧参数的确定 悬架系统设计计算报告 9 考虑到整个后悬架系统在整车的布置情况 后螺旋弹簧中径 有效圈数均采用标 杆车参数 仅对钢丝直径进行调整 即 下 n8D Gd Cs 3 2 4 2 2 12 3mm 4 2 G n8DCs d 3 2 2 下 式中 G 为弹性剪切模量 79000 N mm2 Cs2 为螺旋弹簧刚度 25 24 N mm D2 为前螺旋弹簧中径 118 0 mm n 为弹簧有效圈数 5 5 圈 总圈数 6 75 圈 5 5 后悬架固有频率的计算后悬架固有频率的计算 后悬架固有频率 Hz 1 m C n 3 10 2 1 式中 m1 后悬架簧上质量 空载质量m1 424 68 55 355 45 kg 满载质量m1 687 68 55 618 45 kg C 后悬架刚度 设悬架单边的刚度为 Ck 弹簧受力与位移为 Fx x 弹簧刚度 Cs2 Fx x 根据悬 架受力和位移情况 可将悬架的刚度通过弹簧与车轮中心受力点传递比换算到螺旋弹 簧处予以数值计算 则空载时前悬架刚度 2 2 2 1 2 222 Rk S Rk x k C x F ds dF CC 35 31 N mm 2 2 1 2 2 Rk S k C CC 满载时后悬架刚度 2 1 2 2 1 2222 Rm S Rm x m C x F ds dF CC 37 90 N mm 2 12 1 22 Rm Sm CCC 悬架系统设计计算报告 10 将各参数带入上式可得 空载偏频 n 1 59 Hz 空 满载偏频 n 1 25 Hz 满 由于后悬架刚度在运动过程中会发生变化 对标杆车后悬架刚度进行试验 得出 标杆车试验平均刚度为 36 39 N mm 空满载频率分别为 1 64Hz 1 23Hz LF7133 悬 架空满载频率与其相当接近且空满载状态下变化更小 可见 LF7133 后悬架固有频率取 值比较合理 前后悬架空满载时固有频率的比值为 1 31 1 59 0 82 1 21 1 25 0 97 较标杆车 前后悬架频率比值 1 297 1 64 0 79 1 192 1 23 0 97 变化范围更小 故此 LF7133 悬 架频率参数满足设计要求 3 3悬架静挠度的计算 静挠度也是表征悬架性能的重要参数 通过下面公式计算 Cmgfc 式中 fc 为静挠度 单位 mm M 为簧上质量 单位 kg g 为重力加速度 单位 2 m s 通过公式上述计算公式计算得到 前悬架静挠度 168 8mm 1 1 Cgmfc 满前 后悬架静挠度 159 9mm 2 2 Cgmfc 满后 由此看出 LF7133 前后悬架静挠度比较接近 且前悬静挠度大于后悬 其前后静 挠度之比为 fc 前 fc 后 1 06 有利于汽车加速时降低车身振动和防止悬架的共振以及车 身产生较大的纵向角振动 3 4侧倾角刚度计算 1 1 前悬架的侧倾角刚度前悬架的侧倾角刚度 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 rf C 悬架系统设计计算报告 11 向稳定杆引起的侧倾角刚度 rf C bw C cf C 式中 横向稳定杆引起的等效侧倾角刚度 单位 N mm rad bw C 螺旋弹簧引起的侧倾角刚度 单位 N mm rad cf C 以下分别计算两项角刚度值 a 横向稳定杆引起的等效侧倾角刚度计算 横向稳定杆的角刚度计算可根据下面的公式 具体参数可见横向稳定杆简图 图 7 前横向稳定杆结构简图 cbLba L aL EIL C bf 2 2 2 33 1 2 4 2 2 3 式中 E 材料的弹性模量 取 206000N mm2 数据来源于 汽车设计 刘 惟信 稳定杆的截面惯性矩 I 4 4 64 mm d I d 稳定杆的直径 d 23mm L 由图 3 2 可得 L 1021 6mm L1 由图 3 2 可得 L1 353 8mm L2 由图 3 2 可得 L2 335mm a 由图 3 2 可得 a 113 3mm b 由图 3 2 可得 b 80mm c 由图 3 2 可得 c 317 5mm 悬架系统设计计算报告 12 根据上式计算得到稳定杆的角刚度为 1 84 107 N mm rad 由于连接处橡胶件的变形等 稳定杆的侧倾角刚度会减小约 15 30 数据来 源于 汽车设计 刘惟信 取其中间值 22 5 则减小后的稳定杆角刚度为 bf C 1 22 5 1 43 107 N mm rad bf C bf C 由于横向稳定杆和车轮处的侧倾角刚度有如下关系 22 B L f f CC b w bwbf 则由稳定杆所引起的作用在车轮处的等效侧倾角刚度为 bw C 2 76 107 N mm rad 22 1 L B f f C C w b bf bw 式中 B 满载轮距 B 1468mm fb fw 稳定杆连接点与车轮中心位移比 0 967 b 螺旋弹簧引起的侧倾角刚度计算 LF7133 麦弗逊式独立悬架受力示意图 其侧倾角刚度可以用下式计算得到 1 22 107 N mm rad 2 2 1 sCC SFcf 其中 CSF 前悬架满载单边刚度 CSF 41 0 2 20 5 N mm s 满载时左右弹簧安装点轮距 s 1091mm 将上述两计算值带入前悬架的侧倾角刚度计算公式 则前悬架的侧倾角刚度 可计算为 rf C 3 98 107 N mm rad rf C bw C cf C 2 2 后悬架的侧倾角刚度后悬架的侧倾角刚度 对于后悬架在车身侧倾时 作为整体式的后扭转梁发生扭转变形 连同后螺旋弹 簧的回复力共同产生侧倾角刚度 可用下面的公式表达 rr C ar C cr C 式中 后扭转梁扭转引起的侧倾角刚度 ar C 螺旋弹簧部分引起的侧倾角刚度 cr C 悬架系统设计计算报告 13 a 后螺旋弹簧引起的侧倾角刚度计算 后螺旋弹簧部分引起的侧倾角刚度可以根据单纵臂式悬架的计算公式得出 0 91 107 N mm rad 2 2 1 sCC sRcr 式中 后悬架单边满载刚度 37 9 2 18 95N mm sR C sR C s 后螺旋弹簧安装距离 s 978 0 mm b 后扭转梁引起的侧倾角刚度计算 由通过试验得出后轴扭转梁及其他弹性元件的平均刚度 10 05 N mm a K 则后扭转梁扭转时引起的侧倾角刚度为 ar C 0 996 107N mm rad ar C 2 aL K 2 1 其中 L 后扭转梁制动底板安装点距离 L 1408mm Ka 后扭转梁平均刚度 试验得 Ka 10 05N mm 将上述后扭转梁与螺旋弹簧引起的侧倾刚度带入计算 可得后悬架侧倾角刚度 1 90 10 N mm rad rr C ar C cr C 7 3 3 整车的侧倾角刚度整车的侧倾角刚度 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 5 88 107N mm rad C rf C rr C 其中 为前悬架侧倾角刚度 3 98 107 N mm rad rf C rf C 为后悬架侧倾角刚度 1 90 107N mm rad rr C rr C 2 1 符合通常轿车侧倾刚度选用范围 1 4 2 6 之内 且前悬架侧倾角刚 rf C rr C 度大于后悬架侧倾角刚度 有利于汽车的不足转向特性 3 5侧倾角刚度校核 对于汽车侧倾角一般情况下在转弯时 车身处于 0 4g 的横向加速度下 要求其车 身的倾角不大于 6 设 0 4g 横向加速度时 侧倾力矩为 M r 则 r3r2r1r MMMM 悬架系统设计计算报告 14 其中 悬挂质量离心力引起的侧倾力矩 1 98 106N mm hFM syr1 Fsy 悬挂质量离心力 5199 8 N ybmsy aMF Mbm 悬挂质量 1326 48 Kg 55 6897 79 1475 bm M ay 设定横向加速度 gay4 0 h 悬挂质量质心到侧倾轴线距离 382mm L ahbh hh ss s 21 h1 前侧倾中心离地高度 h1 132mm h2 后侧倾中心离地高度 h2 125 mm hs 满载悬挂质心离地高度 hs 511mm as 悬挂质心至前轴距离 as 1186mm bs 悬挂质心至后轴距离 bs 1358mm L 满载汽车轴距 L 2544mm 由于车身的侧倾 导致悬挂质量重力引起一定的侧倾力矩 该力矩也是整车侧倾 力矩的组成部分之一 即 rsr2 hGM r 悬挂质量侧倾角度 Gs 悬挂质量产生的重力 Gs Mbmg 另外 独立悬架非悬挂质量离心力也会产生侧倾力矩 0 054 106N mm 0 rhFM uyr3 Fuy 独立悬架非悬挂质量产生的离心力 313 48 N ymsy aMF 下 M下m 独立悬架非悬挂质量 Kg97 79 m M下 h0 前等效侧倾中心高度 h0 132mm r 轮胎滚动半径 r 293 mm 车身侧倾角是在侧倾力矩的作用下 克服侧倾刚度所侧倾的一定角度 即 C M r 悬架系统设计计算报告 15 由以上 式 带入侧倾刚度 C 5 88 107N mm rad 值可得 车身在 0 4g 横向加速度时的侧倾角为 0 038 rad 2 2 6 故此 LF7133 侧倾角刚度在通常车型选用范围之内 3 6侧翻阀值校核 汽车侧翻是指汽车在行驶过程中 绕其纵轴线转动 90 度或更大的角度 以至车身 与地面相接触的一种极其危险的侧向运动 本计算说明书仅校核汽车在大附着率地面 转弯行驶时 在横向加速度的作用下 使得内侧车轮垂直支持力为零的一种状态 对 于车辆侧滑遭遇障碍物所引起的侧翻视为一种非正常驾驶工况 可不予考虑 图 8 汽车侧倾简图 在良好路面上行驶时 汽车侧倾物理模型如上图所示 侧翻阀值 1 43 1 1 1 2下 grg y hhRh B g a 式中 B 轮距 考虑侧滑先后顺序 取小值满载后轮距 B 1460mm hg 满载质心高度 hg 511mm R 满载侧倾柔度 R 1 C 1 7 10 8 hr 侧倾中心高度 hr hg h 129 mm 由于侧偏过程中轮胎弹性变形 使轮胎接地中心向内偏移 轮距减小 这使侧倾 阀值将减少 5 故汽车侧翻阀值为 1 43 1 5 1 38 显而易见 该阀值是处 于微型轿车的侧倾阀值范围 1 1 1 5 之内 满足设计要求 悬架系统设计计算报告 16 3 7纵向稳定性校核 汽车在制动或加速行驶时 由于惯性力的作用会造成轴荷的转移 并伴随前后悬 架的变形 表现为制动时的前部下沉和加速时的前部上抬现象 设计中以抗前俯率和 抗后倾率来表征该特性 对于乘用车其值一般取 50 70 制动时的抗前俯率 43 100 1 1 hd Le d 式中 e1 前纵倾中心离地高度 e1 460mm 制动力分配系数 0 741 L 满载轴距 L 2544mm d1 前纵倾中心离前轴距离 d1 3967mm h 满载质心高度 h 511mm 驱动抗后倾率 58 100 1 1 hd Le d 式中 e1 前纵倾中心离地高度 e1 460mm 制动力分配系数 0 741 L 满载轴距 L 2544mm d1 前纵倾中心离后轴距离 d1 3967mm h 满载质心高度 h 511mm 3 8减震器参数的确定 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 震器参数的计算 汽车车身和车轮振动时 减震器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩 擦形成了阻尼力 吸收悬架垂直振动的能量 并转变为热能 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 悬架系统设计计算报告 17 动 用相对阻尼比来评定振动衰减 相对阻尼比的物理意义是指出减震器的阻尼作 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 减震器中的阻力 F 和速度 v 之间的关系可以用下式表示 i vF 式中 为减震器阻尼系数 i 是常数 i 1 以下是 LF7133 车型前后减震器阻力 速度特性曲线 图 9 减振器特性曲线图 根据上图曲线 前后减震器速度为 0 524 m s 时 以空载状态分别对前后悬架的相 对阻尼比 复原行程的阻力值与压缩行程的阻力值之比 进行计算 表 3 减振器参数 阻力值 F N 阻尼系数 N m s 压缩拉伸阻尼比 压缩行程634 21210 3 复原行程827 31578 8前减震器 平均730 81394 6 0 77 压缩行程560 21069 1 复原行程655 41250 8后减震器 平均607 81160 0 0 85 前悬架的减震器安装如下图所示 J08前减震器阻力 速度特性曲线 0 200 400 600 800 1000 1200 1400