悬架设计计算

1、编号：CH11新 产 品 开 发 项 目设 计 说 明 书第第一一分分册册设设计计总总方方案案与与功功能能定定义义项目名称： “中气”车项目代码：CH11编 制：日 期：校 对：日 期：审 核：日 期： 批 准：日 期：上海同济同捷科技股份有限公司2009年1月d5635ace410c673a187d41d45a19e61a.xls设设计计说说明明书书版版本本版版本本日日期期作作者者更更改改记记录录批批准准V12009.1但世群起草V2V3V4V5V6V7d5635ace410c673a187d41d45a19e61a.xls目目 录录1、中气C级车设计原则2、中气C级车整车主要性能参数及尺寸

2、参数3、整车配置表4、底盘法规及标准5、底盘设计方案与功能定义6、底盘悬架设计计算分析7、底盘制动设计计算分析8、底盘转向设计计算分析9、底盘设计开发模式d5635ace410c673a187d41d45a19e61a.xls中中气气C C级级车车设设计计原原则则1.概述 中气C级车前悬采用四连杆式前桥，具有较好的几何形状和运动学特性，后悬采用紧凑的四连杆式后桥，具有三个摆臂和一个纵臂，每个车轮有一个横拉杆，能独立区分纵向和横向的动力传递，在与前悬完美配合下，使整车具有良好的平稳性和驾驶舒适性，悬架几何结构可产生中性或略带不足转向，有利于转向稳定。2.设计原则2.1 遵循“以“正向开发设计”为

3、主，参考部分一定要忠实样车设计，但回避知识产权，改动部分尽量应用成熟结构，”的原则进行开发。2.2 本产品的目标用户为购车人群中的中低等收入家庭，因而在设计方面应把成本控制放在重要的位置，各专业设计部门应在充分考虑可靠性的同时尽量降低成本。在主要总成的选型和开发中，应贯彻多方案比较的原则，引入竞争机制，以便好中选优，有效地降低产品成本，提高产品质量。2.3 为了将C级车型尽快投放市场，产品开发从项目启动到SOP周期为26个月，开发周期尽力缩短。2.4 设计过程中需要对底盘系统进行匹配。动力总成为上汽 K4-1.8T发动机+手动/自动变速器。前后悬架硬点均根据设计开发需要并由吉林大学分析确认后，

4、完成结构型式正向开发，前悬采用四连杆式独立悬架，后悬也是采用四连杆独立悬架，其它底盘及动力总成附件除选型件外均自主开发。2.5 在零部件选用方面应与零部件配套企业密切配合，考虑现生产车型零部件的通用性，尽量采用长丰现有的配套零部件和国内成熟车型的零部件，以减小开发风险，降低开发现有资源费用，以降低制造成本，提高整车的市场竞争力。2.6 该车型应满足国家产品定型标准，国家强制性法规标准,出口车型应满足欧排放标准,国内销售车型应满足欧排放标准。2.7 设计中应尽量减少非标准件的使用，增加标准件和借用件的使用，降低产品的成本，提高产品的互换性d5635ace410c673a187d41d45a19e

5、61a.xls和通用性。2.8 C级车目标保修期为3年6万公里，耐久性能10年20万公里。d5635ace410c673a187d41d45a19e61a.xls“中中气气”项项目目优优化化后后的的参参数数分分类类项项 目目单单 位位同同捷捷初初步步参参数数吉吉大大优优化化参参数数参参考考车车型型基本参数总长 (mm)5020A6 半载 5003总宽 (mm)1860A6 空载 1846总高（空载） (mm)1490A6 空载 1487轮胎型号7,5J x 16 ET 45锻造铝车轮225/55 R16 7,5J x 16 ET 45A6 锻造铝车轮 225/55 R16轴距 (mm)2950

6、A6 空2935/半2936/满2941前悬 (mm)1000A6 空996/半991/满994后悬 (mm)1070A6 空1078/半1076/满1073前轮距 (mm)1620A6 空1586/半1586/满1587后轮距 (mm)1620A6 空1593/半1594/满1598通过性最小离地间隙 mm半载150A6 满载 130接近角 2030A6 满载 16.9离去角 1522A6 满载 16.1纵向通过角 A6 满载 7最小转弯直径m 12A6 11.7四轮定位前轮外倾 -0.9330.0691前轮前束 0.0610.0959主销内倾 4.0284.44主销后倾 3.7975.1主

7、销后托距 mm26.00132.33主销偏移距 mm-7.773-11.3后轮外倾 -1.5580.6516后轮前束 0.2420.0245质量特性整备质量整车整备质量（kg）1500A6 1791前轴荷 （kg）915A6 1032后轴荷 （kg）585A6 759前轴荷所占比例()61%A6 57.65%后轴荷所占比例()39%A6 42.35%半载质量半载质量 （kg）1725A6 1994半载前轴荷 （kg）996A6 1123半载后轴荷 （kg）729A6 871前轴荷所占比例()58%A6 56.32%后轴荷所占比例()42.2%A6 43.68%满载质量满载质量 （kg）1875

8、A6 2167满载前轴荷 （kg）1022A6 1140满载后轴荷 （kg）853A6 1027前轴荷所占比例()54.5%A6 52.63%后轴荷所占比例()45.5%A6 47.37%非簧载质量前悬(双侧) (kg)112.00A6 112.29后悬(双侧) (kg)96.00速腾 96质心位置空载质心高度（mm）573A6 573半载质心高度（mm）561A6 561满载质心高度（mm）553A6 553空载质心到前轴距离（mm）1150.5A6 1224半载质心到前轴距离（mm）1246.7A6 1283满载质心到前轴距离（mm）1342.1A6 1392四轮定位悬悬架架前前悬悬架架前

9、悬偏频（Hz）空载Hz1.461.45半载Hz1.391.39满载Hz1.371.37前悬架垂向刚度N/mm33.7133.55前悬架挠度静挠度（满载）mm132.26132.91半载mm128.48129.11空载mm116.71117.28前悬架上极限跳动量（满载起上跳）mm89.22前悬架下极限跳动量（空载起下跳）mm90前悬架动挠度mm89.22前悬架垂向变形量(以半载即设计状态为基准)前悬架 空载位置垂向变形量mm11.77A6 8.48前悬架 半载位置垂向变形量mm0A6 0前悬架 满载位置垂向变形量mm3.78A6 5.77前悬架 极限位置垂向变形量mm93A6 104.8前悬架

10、 反跳位置垂向变形量mm101.77A6 95.276半载时前减振器上端离缓冲块下端的距离 mm14前减振器上端刚好碰到缓冲块下端时车轮从半载起上跳的距离 mm20前悬架侧倾角刚度Nmm/rad45245788.552.52E+07前悬架侧倾中心高度mm76.9376.93前弹簧前弹簧刚度N/mm34.0446.12A6 60.62前弹簧线径mm1314A6 15.5前弹簧中径mm115A6 118.4前弹簧有效圈数5.5前弹簧总圈数7A6 7前弹簧半载时安装长度mm221前弹簧自由长度mm393A6 336前弹簧预紧长度mmA6 300前弹簧压并长度mm前减振器前减振器平均相对阻尼系数0.3

11、前减振器阻力系数（0.3m/s、0.6m/s、0.9m/s）（Ns/m）前减振器行程mm185A6 160工作缸直径mm贮油筒直径mm提供减振器特性曲线（阻力-位移曲线和阻力-速度曲线）上前摆臂橡胶衬套刚度径向N/mmx:2250,y:518.4轴向N/mm450轴向旋转Nm/deg2.15阻尼径向轴向轴向旋转上后摆臂橡胶衬套刚度径向N/mm-轴向N/mm-轴向旋转Nm/deg-阻尼径向轴向轴向旋转下前摆臂橡胶衬套刚度径向N/mm-轴向N/mm-轴向旋转Nm/deg4.7阻尼径向轴向轴向旋转下后摆臂橡胶衬套刚度径向N/mm-轴向N/mm-悬悬架架前弹簧轴向旋转Nm/deg15阻尼径向轴向轴向旋

12、转前减振器缓冲块长度mm94A6 94前稳定杆前稳定杆的外径mm3030A6 31前稳定杆的内径mm20前稳定杆扭转刚度Nmm/rad1064567.432前稳定杆刚度Nmm/rad13561080.7后后悬悬架架后悬偏频空载Hz1.821.82半载Hz1.61.6满载Hz1.461.46后悬架垂向刚度N/mm31.8531.95后悬架挠度静挠度（满载）mm116.46116.1半载mm97.3897.08空载mm75.2275后悬架上极限跳动量（满载起上跳）mm76.93后悬架下极限跳动量（空载起下跳）mm73.47后悬架动挠度mm76.93后悬架垂向变形量(以半载即设计状态为基准)后悬架

13、空载位置垂向变形量mm22.16速腾 21.5后悬架 半载位置垂向变形量mm0速腾 0后悬架 满载位置垂向变形量mm19.08速腾 30后悬架 极限位置垂向变形量mm96速腾 96后悬架 反跳位置垂向变形量mm95.63速腾 84.5半载时后减振器上端离缓冲块下端的距离 mm36.63后减振器上端刚好碰到缓冲块下端时车轮从半载起上跳的距离 mm36后悬架侧倾角刚度Nmm/rad36132821.573.01E+07悬悬架架下后摆臂橡胶衬套刚度后悬架侧倾中心高度mm221.12221.12后弹簧后弹簧刚度N/mm34.3934.45速腾 30.4后弹簧线径mm1313速腾 13后弹簧中径mm10

14、7速腾 107后弹簧有效圈数6后弹簧总圈数7.5后弹簧半载时安装长度mm216后弹簧自由长度mm355速腾 364后弹簧预紧长度mm后弹簧压并长度mm后减振器后减振器平均相对阻尼系数0.3后减振器阻力系数（0.3m/s、0.6m/s、0.9m/s）（Ns/m）后减振器行程mm225速腾 213工作缸直径mm贮油筒直径mm提供减振器特性曲线（阻力-位移曲线和阻力-速度曲线）纵臂衬套刚度径向N/mmx:301.5,y:2400轴向N/mm337.5轴向旋转Nm/deg4.5阻尼径向轴向轴向旋转上摆臂外侧衬套刚度径向N/mm-轴向N/mm-轴向旋转Nm/deg6.5阻尼径向悬悬架架轴向轴向旋转上摆臂

15、内侧衬套刚度径向N/mm-轴向N/mm-轴向旋转Nm/deg6.5阻尼径向轴向轴向旋转下前摆臂外侧衬套刚度径向N/mm-轴向N/mm-轴向旋转Nm/deg2.8阻尼径向轴向轴向旋转下前摆臂内侧衬套刚度径向N/mm-轴向N/mm-轴向旋转Nm/deg2.8阻尼径向轴向轴向旋转下后摆臂外侧衬套刚度径向N/mm-轴向N/mm-轴向旋转Nm/deg6.9阻尼径向轴向轴向旋转下后摆臂内侧衬套刚度径向N/mm-轴向N/mm-轴向旋转Nm/deg6.9阻尼径向轴向悬悬架架上摆臂外侧衬套阻尼轴向旋转后减振器缓冲块长度mm118后稳定杆后稳定杆的直径mm1818速腾 18后稳定杆扭转刚度Nmm/rad9651.

16、688662后稳定杆刚度Nmm/rad1048941.333另：提供各橡胶衬套和橡胶件的刚度曲线（包括前后悬架摆臂、稳定杆、前副车架、前后减振器和前后减振器缓冲块等的衬套和相关橡胶件）转转向向外侧转向轮最大转角29.4内侧转向轮最大转角35.2338转向器齿条行程mm183.5转向器线角传动比mm/r57.3转向器断开点处球头拉杆最大摆角35转向节臂处横拉杆球头销最大摆角35转向器额定输出力N10000转向器额定工作压力MPa12.5转向油泵工作转速范围r/min8006000转向油泵限制转速r/min12001300转向油泵排量ml/r8.5转向油泵最小流量L/min6.8转向油泵最大流量L

17、/min10.5油泵最大工作压力MPa12.5转向油罐总容积L0.65转向油罐最大贮油量L0.55转向油罐最小贮油量L暂未定转向油罐最大允许通过流量L/min11转向油罐绝对过滤精度m25转向油泵吸油管内径mm14转向高压油管内径mm8转向油罐回油管内径mm10另：提供内、外侧转向轮转角关系曲线和转向油泵工作特性曲线悬悬架架下后摆臂内侧衬套阻尼制制动动参参数数前制动器总成的轮缸缸径mm57后制动器总成的轮缸缸径mm41前制动制动半径mm135后制动制动半径mm129.5主缸缸径mm26.99主缸总行程mm36主缸第一活塞行程mm17.2主缸第二活塞行程mm18.8真空助力比5.5踏板杠杆比4踏

18、板最大行程mm144制动管路压力MPa8最大踏板力N197贮液罐最大工作容积L暂未定贮液罐最小工作容积L暂未定备备注注A6参数为：A6L 3.2“中中气气”项项目目优优化化后后的的参参数数A6 空2935/半2936/满2941A6 空1078/半1076/满1073A6 空1586/半1586/满1587A6 空1593/半1594/满1598总布置输入总布置输入总布置输入总布置输入总布置输入总布置输入总布置输入总布置输入总布置输入总布置输入总布置输入总布置输入总布置输入总布置输入总布置输入参照A6参照A6参照A6缓冲块压缩1/2：半载起上跳93根据吉大提供的弹簧刚度计算为14吉大提供半载时

19、弹簧轴向受力：7270N根据吉大提供的弹簧刚度和半载时弹簧轴向受力计算：393前前悬悬架架供应商提供非线性见附件非线性见附件未设计非线性见附件非线性见附件供应商提供非线性见附件非线性见附件供应商提供侧倾角刚度缓冲块压缩1/2：半载起上跳96速腾 轮心Z向坐标值82.5速腾 轮心Z向坐标值104速腾 轮心Z向坐标值134速腾 轮心Z向坐标值200速腾 轮心Z向坐标值19.5后后悬悬架架根据吉大提供的弹簧刚度计算也是13吉大提供半载时弹簧轴向受力：4336N根据吉大提供的弹簧刚度和半载时弹簧轴向受力计算：355供应商提供非线性见附件非线性见附件供应商提供与上摆臂外侧衬套一样非线性见附件非线性见附件

20、供应商提供与下前摆臂外侧衬套一样非线性见附件非线性见附件供应商提供与下后摆臂外侧衬套一样侧倾角刚度另：提供各橡胶衬套和橡胶件的刚度曲线（包括前后悬架摆臂、稳定杆、前副车架、前后减振器和前后减振器缓冲块等的衬套和相关橡胶件）另：提供内、外侧转向轮转角关系曲线和转向油泵工作特性曲线1.前后悬架计算说明书2.前后悬架KC特性图3.前后悬架硬点报告4.前后悬架BOM清单悬悬架架系系统统设设计计计计算算书书悬悬架架系系统统设设计计的的输输入入条条件件项目参数值质心位置空载质心高（mm）475半载质心高（mm）460满载质心高（mm）452空载质心到前轴距离（mm）819.15半载质心到前轴距离（mm）8

21、57.96满载质心到前轴距离（mm）950.34前轮距（mm）900后轮距（mm）900轴 距（mm）1905整车整备质量（kg）200最大总质量（kg）300前轴荷（kg）空载114半载147.2928满载150.33后轴荷（kg）空载86半载120.7072满载149.67单侧前悬架非簧载质量（kg）9单侧后悬架非簧载质量（kg）10前悬侧倾心高 mm10.69后悬侧倾心高 mm57.451、悬架刚度、偏频和静挠度的计算1.1、前悬架刚度、偏频和静挠度的计算1、前悬架的刚度计算满载偏频前悬满载簧载质量前悬架的刚度nmK （N/mm）1.466.1655.119695412、前悬架的偏频计算

22、空载半载n Hz1.6436963181.4163481793、前悬架静挠度的计算空载半载前悬架垂向变形量（mm）91.88046599123.74461161.2、后悬架刚度、偏频和静挠度的计算1、后悬架的刚度计算满载偏频后悬满载簧载质量 后悬架的刚度 N/mm1.564.8355.7590621992、后悬架的偏频计算项目空载半载n Hz2.1025147621.7020831043、后悬架静挠度的计算空载半载前悬架垂向变形量（mm）56.1549760885.685006162、弹簧刚度计算2.1、前悬架弹簧刚度计算bnl255.7255.73803.9弹簧与下摆臂垂线的夹角(空间)a

23、、 rad13.20.230383457弹簧的刚度 N/mm5.7319910045.731991004考虑在悬架系统中衬套的刚度约为悬架刚度的15%30；共有衬套2个； 这里取值为15%所以前弹簧的刚度Csf N/mm4.8721923534.872192353前前悬悬架架弹弹簧簧钢钢丝丝直直径径计计算算根据刘惟信主编的汽车设计P489，弹簧的刚度计算公式： 弹簧材料的剪切弹性模量，这里由于弹簧的材料为合金弹簧钢丝，所以， 取为80000 MPa； 弹簧工作圈数，初取6.0圈； 弹簧中径，初取130mm； 弹簧钢丝直径，mm。 由公式（5）可以得的计算公式如下吉大仿真 前弹簧的刚度 N/mm

24、8000061308.952131093iDGdCms=348GGimDd438GCDidsm=dGimDd弹簧钢丝直径为：10.mm2.2、后悬架弹簧刚度计算bnl327.2350.5350.5弹簧与与下摆臂垂线的夹角(空间)a rad1.60.027925268弹簧的刚度 N/mm6.6098573946.609857394考虑在悬架系统中衬套的刚度约为悬架刚度的15%30； 这里取值为15%所以后弹簧的刚度Csr N/mm4.9573930464.957393046后后悬悬架架弹弹簧簧钢钢丝丝直直径径计计算算 同样根据下面的公式吉大仿真 后弹簧的刚度 N/mm8000061107.932

25、236692dGimDd438GCDidsm=d弹簧钢丝直径为：8.0mm3、侧倾计算3.13.1、整整车车侧侧倾倾角角刚刚度度 侧倾刚度是指在侧倾角不大的饿情况下，车身倾斜单位角度所必需的力矩，根据汽车工程手册P796：侧向加速度为0.5g时，整车的侧倾角2 o5o的范围内 。这里我们取侧向加速度为0.5g时，车身的侧向角为2.5o来计算悬架的刚度。整车的侧倾示意图如下： 如上图所示，簧上质量质心所在横向平面内的侧倾轴到地面的高度为h，前后悬架的侧倾角刚度分别为 ， ，整车质心高度为H，整车侧倾角刚度为 ，前悬架的侧倾中心高度为h1 后悬架的侧倾中心高度为h2，簧上质量为m,，侧向加速度为，

26、质心到前后轴的距离为1 ，2则h1h210.6957.45)(122111hhLLLhh-+=d簧上质量质心所在横向平面内的侧倾轴到地面的高度 h mm31.74942761绕侧倾轴的力矩平衡为 由于这里侧倾角很小，所以上述方程可以简化为：而整车的侧倾角刚度为前后悬架的侧倾角刚度之和，即：满载簧载质量262侧 向 加 速 度 g 为 重 力 加 速 度 ,取g=9.8m/s2 =0.4g m/s24.9侧倾角度 rad0.043633231满载整车簧上质量质心高度H mm452整车的侧倾角刚度 Nmm/rad 13443870.113.23.2前前后后悬悬架架侧侧倾倾角角刚刚度度1 1前前悬悬

27、架架螺螺旋旋弹弹簧簧作作用用的的侧侧倾倾角角刚刚度度FKqqqqm*+=-*+-*FF)(sin)(cos)(rfKKhHGhHmqqm*+=-*+-*FF)()()(rfKKhHGhHmqqm*-*+-=F)()(*hHGhHmKrfKKKFFF+=弹簧中心线与下控制臂的垂线的夹角degrad a 13.20.230383457参数lp3803.93918.6前悬架的侧倾角刚度 N.mm/rad1762455.145考虑衬套扭转时的刚度有约为1520%的影响；2.2.前前横横向向稳稳定定杆杆刚刚度度计计算算前悬架横向稳定杆的机构简图如下横向稳定杆自身的角刚度计算可根据下面的公式，具体参数可由

28、横向稳定杆简图得出：式中：E：材料的弹性模量，N/mm2；206000 ：稳定杆的截面惯性矩，1198.42247 d：稳定杆的直径，这里初步取：12.5其余参数由上图可得：L1 mm108.82)cos(21a=FnlbpBCKsssfFKI4464mmdI=()()+-=FcbLbaLaLLEIKbf22233124223L 2 mm 69.1L mm475.6a mm 84b mm38c mm 115.8横向稳定杆自身的角刚度 Nmm/rad 11679023.12由于连接处橡胶件的变形，稳定杆的侧倾角刚度会减小约1530。这里取20，因此，横向稳定杆作用的侧倾角刚度9343218.49

29、5该车前悬架的横向稳定杆连接在下横臂上，所以侧倾角刚度与车轮处的等效侧倾角刚度存在如下的杠杆比关系：式中 车轮处等效的侧倾角刚度 横向稳定杆的侧倾角刚度 横向稳定杆铰接点至下前横臂与副车架铰接点距离与下前横臂两铰接点距离比值。如图0.57所以与之等效的车轮处侧倾角刚度为：bfKFbfKFwbbfafffKK=FjafKFwbffbfKjwbffwbbfafffKK=FjafKF N.mm/rad5325634.5423.3.前前悬悬架架侧侧倾倾角角刚刚度度前悬架的侧倾角刚度由两部分起作用即弹簧与横向稳定杆，即：前悬架的侧倾角刚度 N.mm/rad7088089.6873.3后后悬悬架架的的侧侧

30、倾倾角角刚刚度度1.1. 后后悬悬架架螺螺旋旋弹弹簧簧作作用用的的侧侧倾倾角角刚刚度度弹簧中心线与下控制臂的垂线的夹角degrad a 7.8160.136414932参数lp1907.4561891.333后悬架的侧倾角刚度 N.mm/rad414406.33672)cos(21a=FnlbpBCKsrsrFKafsffKKFFF+=KfKFafKF考虑衬套扭转时的刚度有约为1520%的影响；2.2.后后横横向向稳稳定定杆杆刚刚度度计计算算 整车的侧倾角刚度为前后悬架的侧倾角刚度之和，既：其中：前悬架的侧倾角刚度 Nmm/rad7088089.687后悬架横向稳定杆车轮处等效的侧倾角刚度为：

31、 N.mm/rad5941374.083横向稳定杆作用在纵向摆臂上，所以侧倾角刚度与车轮处的等效侧倾角刚度存在如下的杠杆比关系：式中 车轮处等效的侧倾角刚度 横向稳定杆的侧倾角刚度 横向稳定杆铰接点至纵臂和纵臂安装支架架铰接点距离与纵臂安装支架架铰接点与车轮中心距离比值。如图0.708686969rfKKKFFF+=fKFbfsffKKFFF+=KbrsrrKKFFF+=KwbbrarffKK=FjarKFbrKjwbffwbffarKFsrfarKKKKFFFF-=所以，横向稳定杆的侧倾角刚度为： N.mm/rad8383636.7由于连接处橡胶件的变形，稳定杆自身的角刚度会增加约1530。

32、这里取20，因此，横向稳定杆自身的角刚度为: N.mm/rad 10898727.713.3.后后横横向向稳稳定定杆杆直直径径后悬架横向稳定杆的机构简图如下根据上图所示的结构和侧倾角刚度，可以由一以下公司求得后悬架横向稳定杆的直径式中：E材料的弹性模量，N/mm2；206000稳定杆的直径，mm；L，mm；1185.33L1，mm；166.39L2，mm；109.64，mm；125.16b ，mm65.27c， m。393.28I后悬架横向稳定杆的直径 mm12.39715355前角刚度 N.mm/rad7088089.687d()()+-=FcbLbaLaLLE IKrb r22233124

33、223BrKFd()()42223312423128+-*=FcbLbaLaLELKdbpbrKjbrKF后角刚度 N.mm/rad6355780.419前后总角刚度 N.mm/rad13443870.11前后角刚度比1.115219413.43.4、整整车车的的的的纵纵倾倾角角刚刚度度 在制动强度z0.5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G式中：z：制动强度,；0.5 m：满载簧载质量Kg；262 hg：簧上质心高mm（满载）；452 L：轴距mm；1905 g：重力加速度，m/s29.8轴荷转移量 N304.607664前后悬架单边变形由公式SG/2C（C为弹簧刚

34、度）可得出前悬架单边变形S1, mm31.25981508后悬架单边变形S2, mm30.72256539LmzghGg=DGDLSS21整车纵倾角为 rad0.032536683纵倾角刚度为 Nmm/rad17834565.563.4.2 “抗点头率”与“抗上浮率”的计算C1137.905C2200r16420.468r21154.625f10.76f20.24L1905h452“抗点头率”0.068799212“抗上浮率”0.1752091673.53.5 前前后后悬悬架架阻阻尼尼计计算算1 1 相相对对阻阻尼尼系系数数的的选选择择()qqLsCsCKsrsfx21+=dhsfhLSS21

35、参考同类型车：取前悬平均相对阻尼系数f=0.3;取后悬平均相对阻尼系数r=0.3;这里根据 （0.250.5） ，前悬取 0.4 ，后悬取 0.5 则前后悬架相对阻尼系数为：项目前悬架后悬架压缩相对阻尼阻尼系数0.170.2伸张相对阻尼阻尼系数0.430.4平均相对阻尼阻尼系数0.30.32 2 减减振振器器阻阻尼尼系系数数的的确确定定减振器的阻尼系数为：式中： C为悬架刚度(N/mm)； m满载簧载质量(kg)。 为悬架固有（圆）频率（rad/s）；在悬架中减振器轴线与垂直线成一定的夹角时，如下图，减振器阻尼系数为式中: i杠杆比；i=n/a 减振器安装角；为悬架固有（圆）频率；m满载单侧簧

36、载质量(kg)根据前后悬架减振器的布置形式简化为双横臂的形式，以下各参数取值如下：cyryryrycycycyryywyydmmc22=*=mc/=wavyd22cos2im*=a前悬架后悬架M（kg/满载单侧）66.16564.835悬架刚度(N/mm)5.119695415.759062199n (次/分)6678i11.19a（）6.21.6a(rad)0.1082104120.027925268悬架固有（圆）频率8.796459429.42477795前减振器压缩阻尼系数 N/（m/s）；200.221385前减振器伸张阻尼系数 N/（m/s）；506.4423269前减振器平均阻尼系

37、数 N/（m/s）；353.331856后减振器压缩阻尼系数 N/（m/s）；346.3963219后减振器伸张阻尼系数 N/（m/s）；692.7926439后减振器平均阻尼系数 N/（m/s）519.59448293 3 最最大大卸卸荷荷力力F F0 0的的确确定定为减少传到车身的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器的卸荷阀便被打开，减振器不再提供阻尼力，以限制减振器所提供的最大阻尼力，此时的活塞速度称为卸荷速度，即：式中：A车身振幅，40mm； Vx卸荷速度，取0.150.3m/s， 悬架固有（圆）频率如果知道伸张行程时的阻尼系数0，最大卸荷力为：这里取卸荷速度为 0.20.

38、2前悬架减振器的最大卸荷力为： N101.2884654后悬架减振器的最大卸荷力为： N138.5585288cdrddcdrddiAVxawcos=xVF*=00dfF0rF0工作缸直径 D57.31754744缸筒直径与连杆直径之比0.5缸内容许最大压力334MPa弹簧刚度 前弹簧G8300083000d1610D118118i712.9603776859.118577294.872192353后弹簧G8300083000d136D106110i6.52.037800659Dd /=ll p438GCDidsm=smCDdGi=348rF038.276353974.957393046螺旋弹

39、簧设计计算 1、根据总布置要求及悬架的具体机构形式求出需要的弹簧刚度 设计载荷时弹簧的受力 及弹簧高度 ，悬架在压缩行程极限位置时弹簧的高度前悬后悬4.8721923534.957393046633.53472493.465281681801031102、初步选择弹簧中径 端部结构型式及所用材料前悬后悬130110端部结构型式两端内弯两端内弯材料3、参考相关标准确定台架实验时伸张及压缩极限位置相对于设计载荷位置的弹簧变形量f1，f2,并确定想要达到的寿命 （循环次数）前悬后悬f160.11666.349f260.48655.9814、初选钢丝直径d，并由相关材料标准查处许用应力前悬后悬d97.

40、55、由右边的公式解出 i 用刘维信汽车设计p491表13-10中的公式求出完全并紧时的高度sCmHsCiPiHmHmDmDcnss前悬后悬G8000080000有效圈数 i6.1293660014.795276399总圈数 n7.6293660016.29527639957.9884369538.217968726、由 及 可以求出弹簧完全压紧时的的载荷 台架实验伸张，压缩极限位置对应的载荷 以及工作压缩极限位置的载荷 分别为：前悬后悬1169.5322161196.334536340.6380045164.5472088928.2341467770.9851001950.227223840

41、.48279327、按弹簧指数 及 的表达式（如右下），求得 并用右下公式分别求得载荷所对应的剪切力前悬后悬C14.4444444414.666666671.0132082011.012946231（计算出的 ，但 是悬架工作时弹簧实际对应的最大剪应力，对应悬架的极限压缩状态）8、校核 是否小于 若不成立，则返回第4步，重新选择钢丝直径d，若余量很大，则视第9步寿命校核结果是否重新选取较小的直径d9、校核台架实验条件下的寿命，给定实验条件下的循环次数 可以按下公式估算：前悬后悬 sHsHiPiHsCsPmP11fCPPsi-=22fCPPsi+=dDCm/=KK1t2tstmaxtstmaxt

42、maxtma xt63. 0st=cn)(48. 1)(74. 01212ttstt+-=eKK)(misimHHCPP-+=)(sisisHHCPP-+=若算出的 小于预期的台架寿命，则返回第4步重新选择d，若有较大的余量，则与第8步的结果综合考虑是否选择更小的钢丝直径以节约材料，减小质量10、得到合适的d后，可以进一步确定弹簧的自由高度 和最小工作高度 ：前悬后悬式中 与弹簧指数 有关的系数11、稳定性校核 又细又高的弹簧在大载荷作用下会失稳，失稳的临界载荷不仅与高度对直径之比 有关还与弹簧两端的支撑方式有关，对于钢丝截面为圆形的螺旋弹簧，其相对变形量 必须小于如下临界值前悬后悬螺旋升角前

43、悬后悬p5056D130110a8.1272909646.11687444弹簧自由长度计算前悬后悬刚度 N/mm4.8721923534.957393046吉大仿真 N/mm33.530.234满载单侧簧载质量 kg66.16564.835半载单侧簧载质量 kg64.646450.353613. 01)808. 1(ecKn =cn0HnHsiiCPHH/0+=diHHsnd+=ddDCm/=mDf /)(89. 611 (811. 0)(20lCDfcrm-+=空载单侧簧载质量 kg4833弹簧与悬架的夹角(空间) deg13.21.6弹簧与悬架的夹角(空间) rad0.2303834570

44、.027925268满载时弹簧所受的轴向力 N631.285112635.1352737满载时弹簧的变形量 mm129.5690043128.118805218.844331721.00731871满载时弹簧的长度 mm168165自由长度297.5690043293.1188052186.8443317186.0073187半载时弹簧所受的轴向力 N629.3837124503.3396789半载时弹簧的变形量 mm129.1787489101.5331393半载时弹簧的长度 mm168180297.1787489281.5331393空载时弹簧所受的轴向力 N467.3178738329.

45、871338空载时弹簧的变形量 mm95.9153169566.54129195空载时弹簧的长度 mm201.6220自由长度297.5153169286.541292弹簧的长度 mm前悬后悬空载201.6220半载168180满载168165上极限103110下极限281.427296.884自由长度3063034.8721923534.95739304639.56220191989.0550477956.77685784.788975308119.724382730.31941587悬悬架架参参数数汇汇总总项目参数值空载前偏频H z1.64空载后偏频H z2.10空载前后偏频比0.78满载

46、前偏频H z1.40满载后偏频H z1.50满载前后偏频比0.93半载前偏频H z1.42半载后偏频H z1.70半载载前后偏频比0.83前悬弹簧刚度N/mm4.87后悬弹簧刚度N/mm4.96前悬刚度N/mm5.12后悬刚度N/mm5.76整车侧倾角刚度前悬压缩阻尼系数N/（m/s）200.22前悬伸张阻尼系数N/（m/s）506.44后悬压缩阻尼系数N/（m/s）346.40后悬伸张苏你系数N/（m/s）692.79前悬平均相对阻尼系数0.30后悬平均相对阻尼系数0.30前减震器平均阻尼系数353.33后减震器平均阻尼系数519.590悬架几何参数汇总项目参数值前轮外倾角（静态）0车轮外倾

47、角变化范围（50mm）-0.170.9前轮前束（静态）0前轮前束变化范围（50mm）-0.80.01主销内倾角（静态）8.9主销内倾角变化范围（50mm）7.79.2主销后倾角（静态）3.19主销后倾角变化范围（50mm）2.923.52主销偏距（静态）+43.38mm主销拖距（静态）+27.7mm前悬侧倾中心高度10.69mm前轮距偏移量06m前轮跳动行程(设计状态)+55，-70后轮跳动行程(设计状态)+60，-70后轮轴距变化07.5后轮外倾角（静态）0后轮前束（静态）0备注设计参数设计参数设计参数总体提供总体提供总体提供总体提供总体提供总体提供总体提供总体提供总体提供总体提供总体提供总

48、体提供总体提供总体提供设计参数设计参数设计参数设计参数fffmnK2)2(p=悬悬架架系系统统设设计计计计算算书书满载1.4满载（静挠度f）126.6514798满载1.5满载（静挠度f）110.3275113fffmKnp21=rrmnK r2)2(p=rrrmKnp21=Kmgf =Km gf =后悬架的刚度 N/mmfffmnK2)2(p=1001986.02972657.231.119596098p3918.6855.35416218.791074.144164.8721923538.9521310932)cos(albpnKCfsf=22/(cos*()sffCK Plnba=- +

49、考虑在悬架系统中衬套的刚度约为悬架刚度的15%30；共有衬套2个； 这里取值为15% 弹簧材料的剪切弹性模量，这里由于弹簧的材料为合金弹簧钢丝，所以， 取为80000 MPa；1.147731552122815.2114683.60.999610115p350.4856.4683012219.021075.4883014.9573930467.9322366922)cos(albpnKCrsr=22/(cos*()sffCK Plnba=- +L1L2857.961047.04rFKfFK 侧倾刚度是指在侧倾角不大的饿情况下，车身倾斜单位角度所必需的力矩，根据汽车工程手册P796：侧向加速度为

50、0.5g时，整车的侧倾角2 o5o的范围内 。这里我们取侧向加速度为0.5g时，车身的侧向角为2.5o来计算悬架的刚度。整车的侧倾示意图如下： 如上图所示，簧上质量质心所在横向平面内的侧倾轴到地面的高度为h，前后悬架的侧倾角刚度分别为 ， ，整车质心高度为H，整车侧倾角刚度为 ，前悬架的侧倾中心高度为h1 后悬架的侧倾中心高度为h2，簧上质量为m,，侧向加速度为，质心到前后轴的距离为1 ，2则7842257.5625601612.54qqqm*+=-*+-*FF)(sin)(cos)(rfKKhHGhHmqqm*+=-*+-*FF)()()(rfKKhHGhHmqqm*-*+-=F)()(*h

51、HGhHmKbn255.7255.7)(6 444dDI-=p横向稳定杆自身的角刚度计算可根据下面的公式，具体参数可由横向稳定杆简图得出：由于连接处橡胶件的变形，稳定杆的侧倾角刚度会减小约1530。这里取20，因此，横向稳定杆作用的侧倾角刚度该车前悬架的横向稳定杆连接在下横臂上，所以侧倾角刚度与车轮处的等效侧倾角刚度存在如下的杠杆比关系： 横向稳定杆铰接点至下前横臂与副车架铰接点距离与下前横臂两铰接点距离比值。如图7088089.6870.527235806后悬架侧倾刚度须大于6355780.419 N.mm/radbn220.214484.305afsffKKFFF+=K013029463.

52、77横向稳定杆作用在纵向摆臂上，所以侧倾角刚度与车轮处的等效侧倾角刚度存在如下的杠杆比关系： 横向稳定杆铰接点至纵臂和纵臂安装支架架铰接点距离与纵臂安装支架架铰接点与车轮中心距离比值。如图rfKKKFFF+=bfsffKKFFF+=KbrsrrKKFFF+=KsrfarKKKKFFFF-=0206000181185.33166.39109.64125.1665.27393.285152.99726248437074.0600d由于连接处橡胶件的变形，稳定杆自身的角刚度会增加约1530。这里取20，因此，横向稳定杆自身的角刚度为: 根据上图所示的结构和侧倾角刚度，可以由一以下公司求得后悬架横向稳

53、定杆的直径()()+-=FcbLbaLaLLE IKrb r2223312422313443870.1113443870.110 在制动强度z0.5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G%100111=hrLfCdh%100222=hrLfCsfh()qqLsCsCKsrsfx21+=参考同类型车：取前悬平均相对阻尼系数f=0.3;取后悬平均相对阻尼系数r=0.3;这里根据 （0.250.5） ，前悬取 0.4 ，后悬取 0.5 则前后悬架相对阻尼系数为：为减少传到车身的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器的卸荷阀便被打开，减振器不再提供阻尼力，以限制减振器

54、所提供的最大阻尼力，此时的活塞速度称为卸荷速度，即：如果知道伸张行程时的阻尼系数0，最大卸荷力为：800008.95213109313064.872192353800007.7615511611105.5 )1 (420lp-*=pFD4.957393046iPiHcniDGdCms=348sH1、根据总布置要求及悬架的具体机构形式求出需要的弹簧刚度 设计载荷时弹簧的受力 及弹簧高度 ，悬架在压缩行程极限位置时弹簧的高度3、参考相关标准确定台架实验时伸张及压缩极限位置相对于设计载荷位置的弹簧变形量f1，f2,并确定想要达到的寿命 （循环次数）5、由右边的公式解出 i 用刘维信汽车设计p491表

55、13-10中的公式求出完全并紧时的高度smCDdGi=348)25. 1(01. 1-=ndHs1P2P2388dPCKdKPDmppt=1P2PsPmPCCCK615. 04414+-=6、由 及 可以求出弹簧完全压紧时的的载荷 台架实验伸张，压缩极限位置对应的载荷7、按弹簧指数 及 的表达式（如右下），求得 并用右下公式分别求得载荷（计算出的 ，但 是悬架工作时弹簧实际对应的最大剪应力，对应悬架的极限压缩状态）8、校核 是否小于 若不成立，则返回第4步，重新选择钢丝直径d，若余量很大，9、校核台架实验条件下的寿命，给定实验条件下的循环次数 可以按下公式估算：mDH/0=lDppatan1=若算出的 小于预期的台架寿命，则返回第4步重新选择d，若有较大的余量，则与第8步的结果综合考虑是否选择更小的钢丝直径11、稳定性校核 又细又高的弹簧在大载荷作用下会失稳，失稳的临界载荷不仅与高度对直径之比 有关还与弹簧两端的支撑方式有关，对于钢丝截面为圆形的螺旋弹簧，其相对变形量 必须小于如下临界值mDf /自由长度前后 309.0690043305.6188052199.8443317198.5073187216317.5331393243.625310.166292956.776857830.3194158738.271074311.212776635前前