懸架專業(yè)系統(tǒng)設(shè)計計算報告

1、word可編輯懸架專業(yè)系統(tǒng)設(shè)計計算報告.word可編輯編號: - DPJS-008 懸架系統(tǒng)設(shè)計計算報告工程名稱：A級三廂轎車設(shè)計開發(fā)工程代號： 日期： 校對： 日期： 日期： 日期：2022年03月目 錄1 系統(tǒng)概述1 系統(tǒng)設(shè)計說明1 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及組成1 系統(tǒng)設(shè)計原理及標準22 懸架系統(tǒng)設(shè)計的輸入條件23 系統(tǒng)計算及驗證3 前懸架位移與受力情況分析3 后懸架位移與受力情況分析7 懸架靜撓度的計算10 側(cè)傾角剛度計算10 側(cè)傾角剛度校核13 側(cè)翻閥值校核15 縱向穩(wěn)定性校核15 減震器參數(shù)確實定164 總結(jié) 18參 考 文 獻20.word可編輯1 系統(tǒng)概述1.1 系統(tǒng)設(shè)計說明懸架是汽車上重要總

2、成之一，它傳遞汽車的力和力矩、緩和沖擊、衰減振動，確保汽車必要的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。根據(jù)工程要求，需要對前后懸架的特征參數(shù)進行計算與較核，在確保懸架系統(tǒng)滿足必要功能的同時，使懸架的各特征參數(shù)匹配合理，且校核其滿足通用汽車的取值范圍。1.2 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及組成該款車型前懸架采用麥弗遜式獨立懸架，該懸架上端螺旋彈簧直接作用于前減振器筒體之上，與前減振器共同組成前支柱總成，一起傳遞汽車所受力和力矩，并衰減汽車的振動。下部三角形的擺臂通過橡膠襯套對稱安裝于副車架的兩側(cè)，通過副車架與車身牢固的連接在一起。前支柱與擺臂總成特定的匹配關(guān)系確保了整個懸架系統(tǒng)固有的使用特性，使其滿足實際設(shè)計的各項要求，其結(jié)構(gòu)簡

3、圖如圖1所示。圖1 前懸架結(jié)構(gòu)形式后懸架采用復合縱臂式半獨立懸架，為經(jīng)濟型車型應用最為普遍的一種懸架結(jié)構(gòu)，其顯著特點是結(jié)構(gòu)簡單，本錢低，使用可靠，側(cè)傾性能優(yōu)良。中間工字形的扭轉(zhuǎn)梁在傳遞汽車所受縱向力的同時，也為后螺旋彈簧與減振器提供了必要的安裝空間，同時通過自身的扭轉(zhuǎn)剛度保證了后懸架具有優(yōu)良的側(cè)傾特性。扭轉(zhuǎn)梁前安裝點通過各向異性的橡膠襯套彈性的與車身相連，既具有良好的隔振性能又防止了汽車由于前后軸轉(zhuǎn)向而產(chǎn)生的過多轉(zhuǎn)向特性。其結(jié)構(gòu)簡圖如圖2所示。圖2 后懸架結(jié)構(gòu)形式1.3 系統(tǒng)設(shè)計原理及標準LF7133前后懸架的設(shè)計是以標桿車為依托，根據(jù)標桿車懸架系統(tǒng)根本參數(shù)的檢測，通過計算，求得反映其懸架系統(tǒng)

4、性能的根本特征量，在保持整車姿態(tài)與標桿車一致的前提下，依據(jù)標桿車的懸架特征量對LF7133車型懸架參數(shù)進行設(shè)計。在確保各參數(shù)與標桿車保持根本一致的情況下進一步校核各設(shè)計參數(shù)，使其滿足通用汽車的設(shè)計取值范圍，從而確定零部件制造的尺寸參數(shù)，為零部件開發(fā)提供設(shè)計依據(jù)。計算與校核的特征量主要包括懸架剛度、偏頻、靜撓度和阻尼等。2 懸架系統(tǒng)設(shè)計的輸入條件整個計算過程中，除了標桿車的整車姿態(tài)以外，其余參數(shù)列入下表所示：表1 懸架參數(shù)列表車型LF7133設(shè)計值標桿車數(shù)據(jù)質(zhì)心高mm空載450430滿載511491前輪距mm1465設(shè)計值1465空載后輪距mm1460設(shè)計值1460空載軸距mm2550設(shè)計值25

5、50空載空載質(zhì)量kg11001070滿載質(zhì)量kg14751445前軸荷kg空載676642滿載788735后軸荷kg空載424428滿載687710前懸架非簧載質(zhì)量kg后懸架非簧載質(zhì)量kg3 系統(tǒng)計算及驗證3.1 前懸架位移與受力情況分析通過對標桿車的特征檢測，在參照標桿車整車姿態(tài)與懸架安裝點的前提下，根據(jù)三維逆向設(shè)計數(shù)據(jù)的運動分析可知，所設(shè)計車型的螺旋彈簧中心點和車輪中心點在不同姿態(tài)下的行程如下：表2 前懸架位移彈簧行程mm車輪中心行程mm備注空載滿載空載反跳1). 空載懸架位移與受力情況分析懸架在空載情況下，其受力簡圖如下：圖3 前懸架剛度空載下計算示意圖根據(jù)圖3 空載受力平衡，彈簧在空載

6、時的載荷值Fxk可由下式求出： N其中：GFk：前輪空載地面對與簧上質(zhì)量的作用力；= N：車輪中心與彈簧受力點力比為；另：為計算空載情況下懸架的剛度，車輪中心與彈簧受力點位移比可在此一并計算出，即為：=2). 滿載懸架位移與受力情況分析懸架在滿載情況下，其受力簡圖如下：圖4 前懸架剛度滿載下計算示意圖根據(jù)圖4 空載受力平衡，彈簧在滿載時的載荷值Fxm可由下式求出： N其中：GFm：前輪滿載地面對與簧上質(zhì)量的作用力；= N：車輪中心與彈簧受力點力比為；另：為計算空載情況下懸架的剛度，車輪中心與彈簧受力點位移比可在此一并計算出，即為：=3). 螺旋彈簧剛度計算車輛在從空載在滿載運動過程中，螺旋彈簧

7、的剛度可近似為線性剛度，那么前螺旋彈簧剛度可由其空滿載所受作用力的變化量和變化位移直接求出，帶入上面所計算出的彈簧載荷值可得：= N/mm，與設(shè)計值有所差異，主要時由于LF7133與標桿車在整車載荷上有相應的變化。LF7133前軸空滿載的載荷均較標桿車高，故而彈簧剛度需要適當提高。4). LF7133前螺旋彈簧參數(shù)確實定考慮到整個前懸架系統(tǒng)在整車的布置情況，前螺旋彈簧中徑、有效圈數(shù)均采用標桿車參數(shù)，僅對鋼絲直徑進行調(diào)整，即： mm式中： G ：為彈性剪切模量79000 N/mm2Cs1 ：為螺旋彈簧剛度 D1 ：為前螺旋彈簧中徑 mmn ：為彈簧有效圈數(shù) ，。5). 前懸架固有頻率的計算懸架系

8、統(tǒng)將車身與車輪彈性地連接起來，由此彈性元件與它所支承的質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)決定了車身的振動頻率，這是影響汽車行駛平順性的重要性能指標之一。前懸架固有頻率： Hz式中： m1 ：前懸架簧上質(zhì)量空載質(zhì)量 m1 =；滿載質(zhì)量 m1 =；C ：前懸架剛度，具體計算如下。設(shè)懸架單邊的剛度為Ck，彈簧受力與位移為Fx、x。根據(jù)懸架受力和位移情況，可將懸架的剛度通過一定的比例關(guān)系換算到螺旋彈簧處予以數(shù)值計算，那么空載時前懸架剛度： N/mm同理可設(shè)懸架單邊的剛度為Cm，那么滿載時懸架剛度： N/mm將各參數(shù)帶入上式可得：空載偏頻：n=Hz滿載偏頻：n=Hz由于前懸架剛度在運動過程中會發(fā)生變化，對標桿車前懸架剛

9、度進行試驗， N/mm，空滿載頻率為別為：、。LF7133設(shè)計懸架空滿載頻率與其相當接近，可見LF7133前懸架固有頻率取值比擬合理。3.2 后懸架位移與受力情況分析后懸架采用復合縱臂式半獨立懸架。參照標桿車對后懸架姿態(tài)及安裝點參數(shù)確定后，通過對設(shè)計數(shù)模運動分析，可以得出車輪中心空滿載行程為：，彈簧空滿載行程：。1). 空載懸架位移與受力情況分析該類型懸架在空載狀態(tài)下，受力情況可簡化如下：圖5 空載后懸受力簡圖根據(jù)簡圖5，后螺旋彈簧提供彈性力的大小取決于汽車后部質(zhì)量的分布以及車輪受力點與彈簧作用點的傳遞比，后部質(zhì)量分布可由后軸軸荷和簧載質(zhì)量分配關(guān)系直接進行量化。那么后螺旋彈簧所提供的彈性力為：

10、 =其中：GRk：后輪空載下簧上質(zhì)量分布的作用力；= N：彈簧與車輪中心受力點傳遞比；a ：空載彈簧軸線與彈簧旋轉(zhuǎn)力臂的夾角 a=°；b：空載車輪支持力與旋轉(zhuǎn)力臂夾角 b=°；2). 滿載懸架位移與受力情況分析該類型懸架在滿載狀態(tài)下，受力情況可簡化如下：圖6 滿載后懸受力簡圖同理彈簧滿載時的作用力： = N其中：GRm：后輪滿載時簧上質(zhì)量分布的作用力；= N：彈簧與車輪中心受力點傳遞比為；a ：滿載彈簧軸線與彈簧旋轉(zhuǎn)力臂的夾角 a=°；b：滿載車輪支持力與旋轉(zhuǎn)力臂夾角 b=°；3). 螺旋彈簧剛度計算后懸在空滿載情況下彈簧形變s，由前知s=。彈簧剛度近似

11、認為線性變化，那么螺旋彈簧剛度：=，由于標桿車后軸載荷與LF7133相當接近，故此彈簧設(shè)計剛度值應與標桿車值相當接近，計算所得設(shè)計數(shù)據(jù)是合理的。4). LF7133后螺旋彈簧參數(shù)確實定：考慮到整個后懸架系統(tǒng)在整車的布置情況，后螺旋彈簧中徑、有效圈數(shù)均采用標桿車參數(shù)，僅對鋼絲直徑進行調(diào)整，即：式中： G ：為彈性剪切模量79000 N/mm2Cs2 ：為螺旋彈簧剛度 N/mmD2 ：為前螺旋彈簧中徑 mmn ：為彈簧有效圈數(shù) ，5). 后懸架固有頻率的計算后懸架固有頻率： Hz式中： m1 ：后懸架簧上質(zhì)量空載質(zhì)量m1 = kg；滿載質(zhì)量m1 = kg；C : 后懸架剛度；設(shè)懸架單邊的剛度為Ck

12、，彈簧受力與位移為Fx、x，彈簧剛度Cs2=Fx / x。根據(jù)懸架受力和位移情況，可將懸架的剛度通過彈簧與車輪中心受力點傳遞比換算到螺旋彈簧處予以數(shù)值計算，那么空載時前懸架剛度： N/mm滿載時后懸架剛度： N/mm將各參數(shù)帶入上式可得：空載偏頻：n=Hz滿載偏頻：n=Hz由于后懸架剛度在運動過程中會發(fā)生變化，對標桿車后懸架剛度進行試驗， N/mm，空滿載頻率分別為：、。LF7133懸架空滿載頻率與其相當接近且空滿載狀態(tài)下變化更小，可見LF7133后懸架固有頻率取值比擬合理。前后懸架空滿載時固有頻率的比值為：、 ，較標桿車前后懸架頻率比值：、 ，故此LF7133懸架頻率參數(shù)滿足設(shè)計要求。3.3

13、 懸架靜撓度的計算靜撓度也是表征懸架性能的重要參數(shù)，通過下面公式計算式中：fc ：為靜撓度，單位mm；M ：為簧上質(zhì)量,單位kg； g ：為重力加速度，單位。通過公式上述計算公式計算得到：前懸架靜撓度：；后懸架靜撓度:。由此看出，LF7133前后懸架靜撓度比擬接近，且前懸靜撓度大于后懸，其前后靜撓度之比為fc前/fc后=，有利于汽車加速時降低車身振動和防止懸架的共振以及車身產(chǎn)生較大的縱向角振動。3.4 側(cè)傾角剛度計算1). 前懸架的側(cè)傾角剛度前懸架的側(cè)傾角剛度由兩局部共同作用，即螺旋彈簧引起的側(cè)傾角剛度與橫向穩(wěn)定桿引起的側(cè)傾角剛度：式中：橫向穩(wěn)定桿引起的等效側(cè)傾角剛度，單位N·mm/

14、rad；：螺旋彈簧引起的側(cè)傾角剛度，單位 N·mm/rad。以下分別計算兩項角剛度值。a). 橫向穩(wěn)定桿引起的等效側(cè)傾角剛度計算橫向穩(wěn)定桿的角剛度計算可根據(jù)下面的公式，具體參數(shù)可見橫向穩(wěn)定桿簡圖：圖7 前橫向穩(wěn)定桿結(jié)構(gòu)簡圖式中： E：材料的彈性模量，取206000N/mm2；數(shù)據(jù)來源于 汽車設(shè)計 劉惟信：穩(wěn)定桿的截面慣性矩， ；d：穩(wěn)定桿的直徑，d 23mm； L：由圖3-2可得，L ；L1：由圖3-2可得，L1；L2：由圖3-2可得，L2335mm；a：由圖3-2可得，a；b：由圖3-2可得，b80mm；c：由圖3-2可得，c。×107 N·mm/rad。由于連

15、接處橡膠件的變形等，穩(wěn)定桿的側(cè)傾角剛度會減小約1530數(shù)據(jù)來源于 汽車設(shè)計 劉惟信。 ，那么減小后的穩(wěn)定桿角剛度為：=×1=×107 N·mm/rad由于橫向穩(wěn)定桿和車輪處的側(cè)傾角剛度有如下關(guān)系：那么由穩(wěn)定桿所引起的作用在車輪處的等效側(cè)傾角剛度為：=×107 N·mm/rad式中： B ：滿載輪距， B1468mm；fb/fw ：穩(wěn)定桿連接點與車輪中心位移比，；b). 螺旋彈簧引起的側(cè)傾角剛度計算LF7133麥弗遜式獨立懸架受力示意圖，其側(cè)傾角剛度可以用下式計算得到： =×107 N·mm/rad其中：CSF ：前懸架滿載單

16、邊剛度，CSF =s ：滿載時左右彈簧安裝點輪距，s1091mm；將上述兩計算值帶入前懸架的側(cè)傾角剛度計算公式，那么前懸架的側(cè)傾角剛度可計算為：=×107 N·mm/rad。2). 后懸架的側(cè)傾角剛度對于后懸架在車身側(cè)傾時，作為整體式的后扭轉(zhuǎn)梁發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形，連同后螺旋彈簧的回復力共同產(chǎn)生側(cè)傾角剛度?？捎孟旅娴墓奖磉_：式中： ：后扭轉(zhuǎn)梁扭轉(zhuǎn)引起的側(cè)傾角剛度；：螺旋彈簧局部引起的側(cè)傾角剛度；a). 后螺旋彈簧引起的側(cè)傾角剛度計算后螺旋彈簧局部引起的側(cè)傾角剛度可以根據(jù)單縱臂式懸架的計算公式得出：=×107 N·mm/rad式中 ： ：后懸架單邊滿載剛度，s

17、：后螺旋彈簧安裝距離，s mm；b). 后扭轉(zhuǎn)梁引起的側(cè)傾角剛度計算由通過試驗得出后軸扭轉(zhuǎn)梁及其他彈性元件的平均剛度： N/mm。那么后扭轉(zhuǎn)梁扭轉(zhuǎn)時引起的側(cè)傾角剛度為： ×107N·mm/rad其中： L ：后扭轉(zhuǎn)梁制動底板安裝點距離，L=1408mm；Ka：后扭轉(zhuǎn)梁平均剛度，試驗得Ka=；將上述后扭轉(zhuǎn)梁與螺旋彈簧引起的側(cè)傾剛度帶入計算，可得后懸架側(cè)傾角剛度： ×10 N·mm/rad3). 整車的側(cè)傾角剛度在側(cè)傾角不大的條件下，車身側(cè)傾單位角度所必需的側(cè)傾力矩稱為側(cè)傾角剛度。整車側(cè)傾角剛度為前、后懸架側(cè)傾角剛度之和。整車側(cè)傾角剛度設(shè)為 ： = +=&#

18、215;107N·mm/rad其中： ：為前懸架側(cè)傾角剛度，=×107 N·mm/rad； ： 為后懸架側(cè)傾角剛度，=×107N·mm/rad；/=，且前懸架側(cè)傾角剛度大于后懸架側(cè)傾角剛度，有利于汽車的缺乏轉(zhuǎn)向特性。3.5 側(cè)傾角剛度校核對于汽車側(cè)傾角一般情況下在轉(zhuǎn)彎時，要求其車身的傾角不大于6°。 橫向加速度時，側(cè)傾力矩為Mr，那么其中： 懸掛質(zhì)量離心力引起的側(cè)傾力矩=×106N·mmFsy ：懸掛質(zhì)量離心力， NMbm ：懸掛質(zhì)量， Kgay ：設(shè)定橫向加速度， h ：懸掛質(zhì)量質(zhì)心到側(cè)傾軸線距離，=382mmh

19、1 ： 前側(cè)傾中心離地高度， h1 =132mmh2 ： 后側(cè)傾中心離地高度， h2 =125 mmhs ： 滿載懸掛質(zhì)心離地高度，hs =511mmas ：懸掛質(zhì)心至前軸距離， as =1186mmbs ：懸掛質(zhì)心至后軸距離， bs =1358mmL ： 滿載汽車軸距， L =2544mm由于車身的側(cè)傾，導致懸掛質(zhì)量重力引起一定的側(cè)傾力矩，該力矩也是整車側(cè)傾力矩的組成局部之一。即：r ： 懸掛質(zhì)量側(cè)傾角度。Gs ：懸掛質(zhì)量產(chǎn)生的重力， Gs = Mbmg 另外：獨立懸架非懸掛質(zhì)量離心力也會產(chǎn)生側(cè)傾力矩：=×106N·mmFuy ：獨立懸架非懸掛質(zhì)量產(chǎn)生的離心力， NM下m

20、 ： 獨立懸架非懸掛質(zhì)量， Kgh0 ： 前等效側(cè)傾中心高度， h0 =132mmr ： 輪胎滾動半徑， r =293 mm 車身側(cè)傾角是在側(cè)傾力矩的作用下，克服側(cè)傾剛度所側(cè)傾的一定角度，即：由以上式，帶入側(cè)傾剛度C=×107N·mm/rad值可得，：= rad° 6°故此LF7133側(cè)傾角剛度在通常車型選用范圍之內(nèi)。3.6 側(cè)翻閥值校核汽車側(cè)翻是指汽車在行駛過程中，繞其縱軸線轉(zhuǎn)動90度或更大的角度，以至車身與地面相接觸的一種極其危險的側(cè)向運動。本計算說明書僅校核汽車在大附著率地面轉(zhuǎn)彎行駛時，在橫向加速度的作用下，使得內(nèi)側(cè)車輪垂直支持力為零的一種狀態(tài)。對

21、于車輛側(cè)滑遭遇障礙物所引起的側(cè)翻視為一種非正常駕駛工況，可不予考慮。圖8 汽車側(cè)傾簡圖在良好路面上行駛時，汽車側(cè)傾物理模型如上圖所示，側(cè)翻閥值：=式中 ： B ：輪距，考慮側(cè)滑先后順序，取小值滿載后輪距 B =1460mmhg ：滿載質(zhì)心高度， hg =511mmR ：滿載側(cè)傾柔度， R=1/C=×10-8 hr ：側(cè)傾中心高度， hr = hg h= 129 mm由于側(cè)偏過程中輪胎彈性變形，使輪胎接地中心向內(nèi)偏移，輪距減小，這使側(cè)傾閥值將減少5%，故汽車側(cè)翻閥值為：×1 5%=。顯而易見，滿足設(shè)計要求。3.7 縱向穩(wěn)定性校核汽車在制動或加速行駛時，由于慣性力的作用會造成軸

22、荷的轉(zhuǎn)移，并伴隨前后懸架的變形，表現(xiàn)為制動時的前部下沉和加速時的前部上抬現(xiàn)象，設(shè)計中以抗前俯率和抗后傾率來表征該特性。對于乘用車其值一般取50%70%。制動時的抗前俯率：=43%式中： e1 ：前縱傾中心離地高度， e1 =460mm ：制動力分配系數(shù)， = L ：滿載軸距， L =2544mmd1 ：前縱傾中心離前軸距離， d1 =3967mmh ：滿載質(zhì)心高度， h =511mm驅(qū)動抗后傾率：=58%式中： e1 ：前縱傾中心離地高度， e1 =460mm ：制動力分配系數(shù)， =L ：滿載軸距， L =2544mmd1 ：前縱傾中心離后軸距離， d1 =3967mmh ：滿載質(zhì)心高度， h

23、 =511mm3.8 減震器參數(shù)確實定汽車的懸架中安裝減振裝置的作用是衰減車身的振動保證整車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。下面僅考慮由減振器引起的振動衰減，不考慮其他方面的影響，以方便對減震器參數(shù)的計算。汽車車身和車輪振動時，減震器內(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和液體的粘性摩擦形成了阻尼力，吸收懸架垂直振動的能量，并轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮?，散發(fā)到周圍的空氣中去，到達迅速衰減振動的目的。汽車的懸架有了阻尼以后，簧載質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼比來評定振動衰減，相對阻尼比的物理意義是指出減震器的阻尼作用在與不同剛度和不同質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。減震器中的阻力F和速度v之間的關(guān)系可以用下式表示：式中： ：為減震器阻尼系數(shù)；i ：是常數(shù)，i =1；以下是LF7133車型前后減震器阻力速度特性曲線： CPCP 圖9 減振器特性曲線圖根據(jù)上圖曲線， m/s時，以空載狀態(tài)分別對前后懸架的相對阻尼比復原行程的阻力值與壓縮行程的阻力值之比進行計算:表3 減振器參數(shù)阻力值 FN阻尼系數(shù)N/m/s壓縮拉伸阻尼比前減震器壓縮行程復原行程平均后減震器壓縮行程復原行程平均前懸架的減震器安