B13底盤計算說明書

B13底盤計算說明書編制________審核________批準________緒論B13車型是參考日本豐田的VOXY而開發(fā)的，設(shè)計底盤，我們的設(shè)計思路是：底盤的前半部分包括懸架、轉(zhuǎn)向、車架基本沿用了B11底盤的成熟部分，是否可以沿用，我們做了初步的分析;后軸參考了VOXY，針對B13整車的參數(shù)，我們重新做了調(diào)整;后軸部分主要是強度問題，CAE正在做最后的分析，暫時沒編入此說明中。注：此次的編制人，均是第一次編制系統(tǒng)的計算說明初學者，可以說，是根據(jù)自己對系統(tǒng)混沌的理解而簡單地編制，一定存在許多錯誤，一些簡單地錯誤編制者自己也知道，但是沒有更多的機會、時間、經(jīng)驗等去修正，希望在領(lǐng)導的指導下，我們能對此計算說明進一步修正完善。計算說明共分四部分，如下：B13軸荷分配（整車參數(shù)）………………HYPERLINK4B13車型制動系統(tǒng)匹配計算書…………….HYPERLINK17B13車型懸架匹配計算書………………….HYPERLINK22B13軸荷分配B13整車參數(shù)長×寬×高4700×1820×1850軸距3000輪距（前）1550\1535（后）輪胎類型205/60R16空載質(zhì)量1750空載前軸載荷比0.5543空載前軸載荷970空載后軸載荷780滿載質(zhì)量（8人）2350滿載前軸載荷比0.4715滿載前軸載荷1108滿載后軸載荷1242編制：劉曉莉?qū)徍耍褐煨|日期：2004-12-10B13車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配計算書底盤部轉(zhuǎn)向制動科轉(zhuǎn)向組編制：周勝斌審核：2005年01月20日 B13轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由方向盤、轉(zhuǎn)向管柱、轉(zhuǎn)向萬向節(jié)、轉(zhuǎn)向護套、齒輪齒條式動力轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)、動力轉(zhuǎn)向泵、動力轉(zhuǎn)向管路、轉(zhuǎn)向儲液罐節(jié)及其緊固件組成，為了防止汽車正面與其他物體沖撞時轉(zhuǎn)向系部件傷害駕駛員，在轉(zhuǎn)向傳動軸上設(shè)置有防傷機構(gòu)。轉(zhuǎn)向器也是采用目前在各級別轎車中廣泛使用的齒輪齒條式動力轉(zhuǎn)向器。B13轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計說明：此車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)基于B11車型的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為基礎(chǔ)，經(jīng)過優(yōu)化、改進、重新布置等完成。B13轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有關(guān)的邊界條件如下：1：發(fā)動機，此車型采用2.0TCI的發(fā)動機，故與B11相比，故動力轉(zhuǎn)向油泵，動力轉(zhuǎn)向油管需要重新選型或布置、設(shè)計；2：制動系統(tǒng)：此車型制動系統(tǒng)前部分與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的接口安裝、配合尺寸和B11保持一致，故轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比、斷開點（OBJ）位置和B11保持一致；3：懸架系統(tǒng)：前懸架和制動器的接口及四輪定位的參數(shù)和B11相比，保持不變4：儀表及其橫梁：此部分結(jié)構(gòu)和B11完全不一樣，布置時，轉(zhuǎn)向管柱采用T11，故視野需要再次校核；5：前圍板：此部分和B11不一樣，故轉(zhuǎn)向護套需要重新設(shè)計，結(jié)構(gòu)采用B11護套的結(jié)構(gòu)，相位角也需要重新計算6：輪罩：輪罩和B11不一致，故轉(zhuǎn)向機齒條的形成（B11為146mm）是否需要改變，以獲取合理的最小轉(zhuǎn)彎半徑7：副車架：和B11保持一致，故轉(zhuǎn)向機打算沿用B11，是否可以沿用B11，需要進一步計算和驗證與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關(guān)的整車參數(shù)軸距L（mm）3000輪距B（mm）1550滿載前軸荷（kg）1108方向盤外徑（mm）382內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角（deg）41°外輪最大轉(zhuǎn)角（deg）33°主銷距K與偏置距C（mm）1565.4-7.7：方向盤總?cè)?shù)l(圈)3.14最小轉(zhuǎn)彎半徑(m)5.6m一）：Ackerman梯形分析－轉(zhuǎn)向輪外輪轉(zhuǎn)角－轉(zhuǎn)向輪內(nèi)輪轉(zhuǎn)角K－兩主銷軸線與地面交點間距離L－汽車軸距經(jīng)過使用動態(tài)模擬分析得出的AckermanRatio比較曲線和最大內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角曲線大致如下：實際的內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線需要在阿克曼幾何學和平行幾何學的理論曲線之間變化二）最小最小轉(zhuǎn)彎半徑計算2.1按外輪最大轉(zhuǎn)角=3000/sin33＋（-7.7）＝5493.23mm2.2按內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角=5837.4mm取=（5493.23＋5837.4）/2＝5665.3考慮到輪胎側(cè)偏，最小轉(zhuǎn)彎半徑5.6m.轉(zhuǎn)向機行程是否改變以得到更合理的最小轉(zhuǎn)彎半徑，需要進一步做計算和動態(tài)分析三）轉(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)向萬向節(jié)的計算、設(shè)計和布置校核3．1：轉(zhuǎn)向柱管帶萬向節(jié)總成傳動效率的計算影響轉(zhuǎn)向管柱帶萬向節(jié)總成效率的因素有兩個轉(zhuǎn)向萬向節(jié)及管柱上兩個軸承共四個摩擦副十字軸式萬向節(jié)傳動軸的傳動效率與兩軸的軸間角、十字軸支承的結(jié)構(gòu)和材料、加工和裝配精度以及潤滑條件等有關(guān)，近似的可以按下式計算： 當兩軸的軸夾角β≤25°時 η＝1－2βμd/Rπ 當兩軸的軸夾角25°<β≤40°時 η＝1－dμ（2tan(β/2)+tan(β)）/Rπ 以上兩式中： d——十字軸軸頸的直徑，按8mm計算 R——十字軸中心至軸頸支承長度中點的距離，按16mm計算 μ——十字軸軸頸與軸承的摩擦系數(shù)，按0.15計算上述公式計算出來的各個十字叉萬向節(jié)的傳動效率分別為： η1＝0.954 η2＝0.946 轉(zhuǎn)向管柱兩個軸承處的傳動效率η3＝η4＝0.98故轉(zhuǎn)向管柱帶萬向節(jié)總成的總的傳動效率為：＝0.954*0.946*0.98*0.98＝0.8673.2相位角的計算根據(jù)坐標點，建立admas仿真圖A方向盤中心（904，-375，782.7）B上萬向節(jié)叉中心點（456，-375，480.5）C下萬向節(jié)叉中心點（262.2，-308.7，236.2）D轉(zhuǎn)向機輸入軸上任意一點（221.2，-245.8，113.3）計算可知相位角為波動最小3.3轉(zhuǎn)向管柱視野與調(diào)節(jié)手柄調(diào)節(jié)范圍校核（暫無，總布置做）四）動力轉(zhuǎn)向機的沿用性計算B13動力轉(zhuǎn)向機是否可以沿用B11的是關(guān)鍵（HYPERLINK有TRW的附件）B11轉(zhuǎn)向機的參數(shù)4.1原地轉(zhuǎn)向阻力矩的計算轉(zhuǎn)向時駕駛員作用到轉(zhuǎn)向盤上的手力與轉(zhuǎn)向輪在地面上回轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向阻力矩有關(guān)。影響原地轉(zhuǎn)向阻力矩的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負荷、輪胎與地面之間的滑動摩擦系數(shù)和輪胎氣壓。計算公式如下：Mr=f(G13/P)1/2/3其中：Mr——在瀝青或混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩，N.mmf——輪胎與地面間的滑動摩擦系數(shù)，取0.7G1——轉(zhuǎn)向軸負荷，NP——輪胎氣壓，Mpa因此Mr=0.7((1108×9.8)3/0.25)1/2/3=528026N.mm4.2作用在齒條上的力Fn=Mr/(L1×cos2θ*ηT)Mr——原地轉(zhuǎn)向最大阻力距L1——拉桿到主銷的力臂長度θ——主銷內(nèi)傾角ηT——梯形機構(gòu)正效率，此效率一般在0.9左右在B13中L1=131.7mm因此換算到轉(zhuǎn)向機出口點處的力為Fn=528026/(131.7×cos2(12.7°)×0.9)=4681N，為原地轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向機應(yīng)輸出的力。4.3作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力：方案1：Fh=MrΔβk/（ΔфRη）其中： Fh——作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力，NR——轉(zhuǎn)向盤半徑，mmη——轉(zhuǎn)向器正效率，轉(zhuǎn)向系的正效率一般在0.67~0.85.Δβk——轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量Δф——對應(yīng)Δβk的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量因此，在沒有助力轉(zhuǎn)向的情況下，原地轉(zhuǎn)向所需的方向盤手力：Fh=MrΔβk/（ΔфRη）=528026*(33+41)/(3.14*360*141*0.75)=329N>250N,不滿足GB17675-1999標準。方案2：根據(jù)能量守恒Fh×3.14（3.14×D）＝Fn×146（齒條行程）故作用在方向盤的手力為Fh＝Fn×146/3.14（3.14×D）＝181.5N<250N故原地轉(zhuǎn)向所需的方向盤手力有可能滿足要求4.4轉(zhuǎn)向機的閥口壓力差的計算B13采用的是液壓動力轉(zhuǎn)向器，動力轉(zhuǎn)向器應(yīng)滿足下述幾個基本要求：eq\o\ac(○,1)運動學上應(yīng)保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角之間保持一定的比例關(guān)系eq\o\ac(○,2)在減小轉(zhuǎn)向時作用在方向盤上的手力的同時，還應(yīng)當有合適的“路感”；eq\o\ac(○,3)工作要安全可靠，在動力部分失效后應(yīng)不影響汽車的行駛安全性eq\o\ac(○,4)密封性能良好eq\o\ac(○,5)工作時沒有噪聲和振動eq\o\ac(○,6)工作靈敏，轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤后，系統(tǒng)內(nèi)的壓力很快能增長到最高值首先我們來計算轉(zhuǎn)向機最小應(yīng)能滿足的輸出力，對轉(zhuǎn)向機來說只要它輸出的對主銷的力矩必須能克服地面的最大阻力距，故：按照下式計算動力轉(zhuǎn)向機理論輸出力：Fn=P×S＋2×HT×3.14/i其中：Fn―――轉(zhuǎn)向機理論輸出力（N）P―――油缸內(nèi)工作壓力（Pa）S―――油缸有效受壓面積（m2）HT―――方向盤轉(zhuǎn)矩（N.m）i―――轉(zhuǎn)向機傳動比（m/rev）在助力原地轉(zhuǎn)向的情況下，原地阻力距主要靠液壓油壓力提供，同時方向盤輸入力矩也起部分作用，考慮發(fā)動機怠速時動力泵的輸出壓力，按動力轉(zhuǎn)向泵的最小壓力計算，即：HT=4.7N.m S=3.14（/4 i＝46.5mm/rev時因為轉(zhuǎn)向機是給定的，轉(zhuǎn)向油泵的參數(shù)是可以選擇（調(diào)整）的，故需要計算推動轉(zhuǎn)向機工作是，轉(zhuǎn)閥兩側(cè)需要的壓力差即△P＝（Fn－2×HT×3.14/I）/S＝（4681-635）/0.0011＝3.68×P可見此轉(zhuǎn)向機能滿足要求。在動力轉(zhuǎn)向起作用的情況下，轉(zhuǎn)向手力為Fi＝4.7/0.191=24.6N<50N滿足要求4.5轉(zhuǎn)向助力分析要獲得滿意的助力特性。助力轉(zhuǎn)向液壓力與方向盤輸入轉(zhuǎn)矩的關(guān)系按圖示范圍進行設(shè)計。即在方向盤小轉(zhuǎn)矩輸入的情況下，助力轉(zhuǎn)向基本不起作用，當方向盤輸入轉(zhuǎn)矩達到一定值并繼續(xù)加大時，對應(yīng)的液壓力先緩慢上升然后快速上升，當方向盤輸入轉(zhuǎn)矩繼續(xù)上升到一定值后，液壓力將不再變化（此時閥門全開）。一般經(jīng)驗按下表：推薦值備注低壓區(qū)不助力區(qū)域(A)1.47～1.96N.m輸入力矩超過1.96N.m將感覺滯重壓力變化(tanα)0.2～0.27Mpa/N.m視各種車型而定點(C)3.0～4.5N.m視各種車型而定高壓區(qū)額定轉(zhuǎn)矩(D)3.4～5.1N.m大于5.1N.m一般認為助力效果不夠輕便當前B13采用的轉(zhuǎn)向機助力曲線為圖示虛線，在合理范圍之內(nèi)，能滿足要求。注：以上為設(shè)計值，實際轉(zhuǎn)向手力由試驗確定。五）動力轉(zhuǎn)向油泵的選擇油泵工作流量的選取是根據(jù)轉(zhuǎn)向盤最大瞬時轉(zhuǎn)速計算的，先計算出滿足轉(zhuǎn)向盤最大瞬時轉(zhuǎn)速所需要的理論流量Q0，然后再計算出實際需要的流量Q1。對于汽車轉(zhuǎn)向盤的最大轉(zhuǎn)速n，轎車按1.5r/s計算，其他車輛以前均按1r/s計算，計算公式如下：Q0=60niS其中： S——油缸實際工作面積，mm2i——轉(zhuǎn)向機傳動比，mm/revQ1=(1.5~2)Q0+Q2其中： Q1——實際需要的流量，L/min Q2——動力轉(zhuǎn)向器允許的內(nèi)泄漏量(此值由廠家確定),L/min,按1L/min計算。因此，根據(jù)所選取的轉(zhuǎn)向機： 油缸實際工作面積S=7.54cm 轉(zhuǎn)向機傳動比i=46.5mm/rev 轉(zhuǎn)向盤的最大轉(zhuǎn)速n=1.5r/s 故理論流量Q0=60×n×i×S=60×1.5×0.0465×0.0011×1000=4.6L/min 實際需要的流量Q1=1.8×4.6+Q2=4.4+Q2=9.28(L/min)選用的轉(zhuǎn)向泵主要參數(shù)如下：理論流量7L/min最小流量大于2.7L/min(在750r/min時),實際輸出流量見下圖最小壓力3.68Mpa最大壓力8Mpa從圖中可以看出選用的轉(zhuǎn)向泵流量特性滿足要求。此外為了防止高速轉(zhuǎn)向時有發(fā)飄的感覺，轉(zhuǎn)向泵在發(fā)動機轉(zhuǎn)速提高時應(yīng)該呈下降趨勢，從流量特性來看，轉(zhuǎn)向泵流量特性體現(xiàn)了這種要求?，F(xiàn)在選取的轉(zhuǎn)向油泵為DELPHI提供的，特性曲線為：故根據(jù)以上計算的，可以認為DELPHI現(xiàn)有的動力轉(zhuǎn)向油泵可以滿足需要 六）動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)NVH的注意點一般對轉(zhuǎn)向管柱的自由振動頻率的要求是保證其在35Hz以上 轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)包括以下部分：動力泵，管路，轉(zhuǎn)向機。對NVH影響最大的是動力泵的運轉(zhuǎn)噪聲及輸出波動所造成的管路振動，對動力泵我們要求其噪聲在80dB以下，但由于動力泵的輸出油壓周期性的變化，這導致高壓軟管受其影響而可能產(chǎn)生共振，因此我們在設(shè)計時盡量使軟管的固定支架具有較高的剛性以隔離油壓周期性變化造成的振動的影響。TRW附件B13車型制動系統(tǒng)匹配計算書底盤部轉(zhuǎn)向制動科制動組編制：耿賡審核：2005年01月10日B13制動系統(tǒng)設(shè)計計算說明書整車參數(shù)參數(shù)項目空載滿載前軸負荷(kg)9701108后軸負荷(kg)7801242總質(zhì)量G(kg)17502350重心高度hg(mm)600540軸距L(mm)3000車輪滾動半徑(mm)320最大車速(km/h)170重心距前軸距離a(mm)1337.11585.5重心距后軸距離b(mm)1662.91414.5制動器結(jié)構(gòu)參數(shù)項目前后制動器類型浮動盤式浮動盤式輪缸直徑D(mm)5738制動盤/鼓有效半徑R(mm)127.5125摩擦系數(shù)μ0．400．40機械效率0．900．90真空助力器及總泵結(jié)構(gòu)參數(shù)助力器結(jié)構(gòu)型式8+9''單膜片助力比5.5助力器最大行程36(18+18)mm總泵結(jié)構(gòu)型式中心閥雙摩片總泵總泵缸徑(mm)25.4總泵第一腔排量（ml）總泵第二腔排量（ml）第一活塞行程(mm)18第二活塞行程(mm)18第二腔閥口間隙(mm)制動器總成性能計算1、動輪荷φ0.10.20.30.40.50.60.70.800.90Fz1空載100510401075111011451180121512501285滿載1150.31192.61234.91277.21319.51361.81404.11446.41488.7Fz2空載745710675640605570535500465滿載1199.71157.41115.11072.81030.5988.2945.9903.6861.32、制動器制動力計算前盤式制動器效能因數(shù)BF1=2μ=0.80后鼓式制動器效能因數(shù)BF2=2μ=0.80前輪制動力矩 =234.3p0(N.m)后輪制動力矩 =102.1p0(N.m)式中，p0為制動管路液壓，[kg/cm2]則比例閥起作用前，制動力分配系數(shù)同步附著系數(shù)計算：ψ0＝（ψ－β2）/Xψ＝G2/Ga（ψk＝780/1750＝0.45）；（ψm＝1242/2350＝0.53）X=Hg/L（XK=600/3000=0.20）（Xm=540/3000=0.18）φ0k＝[0.45－（1－0.696）]/0.20=0.73φ0m＝[0.53－（1－0.696）]/0.18=1.26計算說明：在空載情況下，地面附著系數(shù)在φ≤0.73的路面上制動時，前輪先抱死。制動工況處于穩(wěn)定狀態(tài)，滿足法規(guī)要求。在滿載狀態(tài)下，不會出現(xiàn)后輪先抱死情況，制動工況屬于穩(wěn)定狀態(tài)，滿足法規(guī)要求。根據(jù)法規(guī)要求：（1）利用附著系數(shù)Φ在0.2～0.8之間，前后軸曲線應(yīng)在直線k=（z+0.07）/0.85以下，從上圖可看出，B13制動系統(tǒng)滿足該要求。（2）車輛處于各種載荷狀態(tài)時，前軸的附著系數(shù)利用曲線應(yīng)位于后軸的附著系數(shù)利用曲線之上。但制動強度在0.15～0.8之間的M1類車輛，對于Z值在0.3～0.45時，若后軸利用附著曲線位于k=z+0.05以下，則允許后軸附著系數(shù)利用曲線位于前軸附著系數(shù)利用曲線之上。從上圖中可看出，B13制動系統(tǒng)滿足該法規(guī)要求。因此，B13制動系統(tǒng)滿足法規(guī)關(guān)于制動力在前后軸之間分配的協(xié)調(diào)性要求。3,制動減速度、制動距離及踏板力計算結(jié)果反映B13的制動性能滿足法規(guī)要求，踏板力和行程都能滿足要求，踏板力稍微有點大，不過都在要求范圍以內(nèi)。五、駐車制動計算：極限上下坡路傾角上坡時能夠停駐的極限上坡角：α＝arctanφa/（L-φhg）下坡時能夠停駐的極限上坡角：α＝arctanφa/（L＋φhg）路面附著系數(shù)上坡下坡空載滿載空載滿載0.717.9o23o15.3o18.2o0.823o26.3o17.1o20.3o手制動力計算GB12676中5.2.7.1條要求,駐車制動系必須使?jié)M載車輛停在18%的坡道上.在GB7258中6.14.3條中規(guī)定,在空載狀態(tài)下，駐車制動裝置應(yīng)能保證車輛在坡度20%計算駐車制動裝置所需的制動力矩,駐車制動力應(yīng)大于下滑力,下滑力按GB7258與GB12676分別計算,并取較大者.坡度18%的角度為10.2°,坡度20%的角度為11.31°。Mm=Gm*SIN(10.2)*9.8*r*0.5=652.5N.mMk=Gk*SIN(11.31)*9.8*r*0.5=538.1N.m式中r為滾動半徑,Gm為滿載重,Gk為空載重,0.5為求單側(cè),駐車需要的制動力矩應(yīng)大于652.5N.m。手制動操作力法規(guī)最大允許為400N,一般考慮一些安全裕度在設(shè)計時取150N～200N.則駐車制動裝置產(chǎn)生的駐車制動力矩為：Mμ=F*R*Bs*η*Bj*BEF*Bg=150*0.32*0.7*6.4*19.5*0.8=3354N所以可以正常停在法規(guī)要求的坡度內(nèi)。總結(jié)：B13整車制動系統(tǒng)符合設(shè)計要求，各性能參數(shù)均能滿足法規(guī)要求。B13車型懸架匹配計算書底盤部傳動行駛科懸架組編制：張政山審核：2005年01月20日B13前后懸架設(shè)計過程說明：B13是一款高級商務(wù)用車，它的參考樣車是豐田的VOXY。就懸架系統(tǒng)來說，B13前懸架采用麥弗遜式結(jié)構(gòu)，具體的布置參數(shù)跟B11一樣，所以前懸架的相關(guān)特性的設(shè)計目標是接近B11。而后懸架采用扭轉(zhuǎn)梁結(jié)構(gòu)，后軸是經(jīng)過VOXY的后軸改制而來，這主要是為了避免專利問題，但就后軸上的布置點相對于VOXY的后軸來說，基本上沒改變，僅是車身上的布置點改變，所以后懸特性的設(shè)計目標是接近豐田的VOXY.下文的內(nèi)容主要是在靜態(tài)下從懸架的偏頻，各種狀態(tài)下的行程分配以及懸架零部件性能等方面對B11前懸架，VOXY后懸架以及提出的各種方案進行分析對比，從而得出B13前后懸架的初步方案。后續(xù)需要CAE對其進行更加詳細的分析，包括：前后懸架運動學分析，穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向分析以及整車綜合性能分析等，并提出更詳細的改進措施。1.后懸架的設(shè)計過程：（一）SLVAX提交方案2004年3月份，設(shè)計公司提交了B13后懸的一個方案，詳細如見圖一。此后軸方案與VOXY后軸有本質(zhì)上的區(qū)別，現(xiàn)對其分析。SLVAX提交方案如下：圖一：根據(jù)設(shè)計公司提交的資料以及在整車坐標坐標中對其3D數(shù)據(jù)進行分析，有如下參數(shù)：空載時下跳行程為60mm,上跳行程為125mm.總行程為185mm相關(guān)的校核情況：輪心下跳行程：60.44mm減振器支座下跳行程：77.675mm彈簧支座下跳行程：62.53mm輪心到鉸點距離：406.71mm減振器支座到鉸點距離：522.51mm彈簧的杠桿比約為：406.5/420.61=0.97彈簧支座到鉸點距離：420.61mm減振器的杠桿比約為：406.71/522.51=0.778假設(shè)B13采用SLVAX提交的方案，則有：由空載行程60.44得出彈簧變形量為62.30mm；設(shè)彈簧預變形量為20mm由空載后軸單邊輪荷390Kg得到后簧此時所受的力為3707.34N,所以彈簧的剛度為K=3707.34/82.30=45.2N/mm;C)由彈簧剛度以及彈簧杠桿比得出懸架剛度K1=45.2/0.972=48N/mm;D)由后軸滿載載荷1242Kg,空載載荷780Kg,非簧載質(zhì)量85Kg,以及懸架剛度48N/mm得出懸架偏頻：滿載：1.45Hz空載：1.87Hz根據(jù)計算結(jié)果，如果采用SLVAX提交的方案，不管是空載還是滿載，懸架偏頻均明顯偏大，舒適性不好。而如果為了保證舒適性，明顯懸架空間不能滿足，彈簧穩(wěn)定性較差，所以此方案不可行。附：懸架偏頻設(shè)計的一般要求如下：對于普通以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在1.00～1.45，后懸架偏頻要求在1.17～1.58；對于高級轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在0.8～1.15，后懸架偏頻要求在0.98～1.30。（二）VOXY車方案根據(jù)對VOXY車后軸樣件進行建模（如圖二），以及VOXY整車質(zhì)量和設(shè)計公司提交的相關(guān)資料進行分析：圖二：圖三：圖三是根據(jù)后軸上各硬點，減振器，彈簧和緩沖塊的有關(guān)尺寸，以及減振器彈簧的布置角度（VOXY車）得出減振器下安裝點和輪心以及彈簧下安裝點的運動軌跡。相關(guān)的校核情況：輪心下跳行程：減振器支座下跳行程：彈簧支座下跳行程：輪心到鉸點距離：399.73mm彈簧支座到鉸點距離：301.82mm自由狀態(tài)下彈簧軸線與此兩點間的連線夾角為80度;實際作用力臂為301.82×sin80°=297mm（圖四）減振器支座到鉸點距離：475.75mm空載時減振器軸線與此兩點間的連線夾角為100度；實際作用力臂為475.75×sin100°=468.5mm（圖三）彈簧的杠桿比：1.34減振器杠桿比：0.85VOXY車后懸架樣件的相關(guān)參數(shù)：減振器：最大拉伸長度670mm壓縮到底長度410mm減振器吊耳中心到外筒上端面的距離為402mm減振器行程260mm緩沖塊長度50mm彈簧：自由長度：337.8mm彈簧剛度：48N/mm懸架剛度：48/1.342=26.73N/mm根據(jù)如上參數(shù)，現(xiàn)做如下假設(shè)(空載)：緩沖快壓死時，高度為25mmVOXY車的減振器的布置角度時26度（跟SLVAX提交方案一樣）VOXY車彈簧的布置角度為6度（跟SLVAX提交方案一樣）后軸非簧載質(zhì)量為85Kg;根據(jù)分析得出（如圖三）：VOXY車的懸架行程為210mm左右，空載時下行程85mm，上行程125mm.空載時彈簧彈簧長度為260mm（變形量為77.8mm）,在上極限狀態(tài)彈簧長度為168mm,彈簧變形量為169.8mm.先驗證此分析的準確性：空載靜態(tài)時后軸（單邊）處在平衡狀態(tài)，此時輪心處的載荷為320X9.8=3136N,力臂為399mm；減振器下安裝點處受力為110N(氣體壓力，減振器為二力桿)，力臂為468.5mm；設(shè)彈簧對后軸的作用力為F，力臂為297mm；則有：297XF+110X468.5=3136X399所以F=4039N,F在彈簧軸線上的分力為4039Xcos20°=3795N(彈簧實際軸線與彈簧下安裝點的力的方向夾角為20°左右，如圖四所示)，而彈簧空載時變形量為77.8，彈簧剛度為48N/mm，所以，空載時彈簧所受的力為3734.4(實際測量彈簧樣件變形量為75時力為3599N，變形量為80時，力為3841N)，與3795N相差很小，而且考慮到分析誤差以及彈簧設(shè)計誤差，表明如上對VOXY車的分析還是正確的。圖四：(彈簧與后軸裝配圖，不考慮上安裝位置)VOXY車整車質(zhì)量如下：車型：TOYOTAVOXY日期：裝載質(zhì)量：kg參數(shù)測量值（kg）計算值（kg）→←負荷率（％）滿載（方案1）整車質(zhì)量19521958前軸992988后軸968970滿載（方案2）整車質(zhì)量21162116前軸10161014后軸10961098整備質(zhì)量整車質(zhì)量15201520前軸878878后軸642640備注：后備箱：方案1：滿載按照55kg×8計算方案2：滿載按照75kg×8計算后懸架彈性特性曲線（圖五）：根據(jù)分析得出VOXY車相關(guān)行程,如圖六：懸架總行程：210mm空載時（車輪）下跳行程85mm，上跳行程125mm第一滿載時（車輪）下跳行程137mm,上跳行程73mm（根據(jù)受力分析）第二滿載時（車輪）下跳行程160mm,上跳行程50mm（根據(jù)受力分析）圖六：VOXY車在各種狀態(tài)下的分析圖VOXY車懸架偏頻計算：空載1.562第一滿載1.238第二滿載1.157VOXY車阻尼特性計算：VOXY車后減振器阻尼特性（樣件測量結(jié)果）如下：（因為速度都比較低，減振器的阻尼特性近似的看作線性的）速度（m/s）壓縮行程（N）減振器阻尼伸張行程（N）減振器阻尼0.0521853.5582063.9620.1313502.6724293.2750.2625922.2606142.3440.3937271.8507811.9870.5248291.5829401.7941.04711911.13815881.5171.5715660.99723381.489空載(640Kg)時懸架相對阻尼（換算到車輪中心處）：速度（m/s）減振器阻尼相對阻尼減振器阻尼相對阻尼0.0523.5580.743.9620.820.1312.6720.553.2750.680.2622.2600.472.3440.490.3931.8500.381.9870.410.5241.5820.331.7940.371.0471.1380.241.5170.321.570.9970.211.4890.31滿載(970Kg)時懸架相對阻尼的計算（換算到車輪中心處）：速度（m/s）減振器阻尼相對阻尼減振器阻尼相對阻尼0.0523.5580.583.9620.650.1312.6720.443.2750.540.2622.2600.372.3440.380.3931.8500.301.9870.330.5241.5820.261.7940.291.0471.1380.191.5170.251.570.9970.161.4890.19附：懸架的相對阻尼系數(shù)：Ψ=δ/[2sqrt(CxM)],[Cx為懸架剛度，M為簧載質(zhì)量，δ為減振器阻尼]考慮減振器安裝位置，則有：Ψ=[δ×COS2(α)]/(2λ2Msω)[λ為減振器杠桿比，ω為懸架系統(tǒng)固有振動頻率sqrt(c/m)]根據(jù)上面計算結(jié)果，VOXY車后懸架相關(guān)參數(shù)都是在合理的范圍內(nèi)，B13車的后懸特性應(yīng)該以VOXY車為目標。（三）B13方案B13后軸方案如下：圖四：B13后軸由VOXY車改制而來，后軸上各布置點間的相對位置與VOXY車一樣。相關(guān)的校核情況：輪心下跳行程：減振器支座下跳行程：彈簧支座下跳行程：輪心到鉸點距離：399.73mm彈簧支座到鉸點距離：301.82mm彈簧杠桿比為1.34減振器支座到鉸點距離：475.75mm減振器杠桿比為0.85假設(shè)采用VOYY方案(上布置硬點也一樣)B13整車參數(shù)：B11B13長×寬×高4780×1815×14404700×1820×1850軸距27003000輪距1550\1530（前）1550\1535（后）輪胎類型205/55R16205/65R15205/55R16空載質(zhì)量14701750空載前軸載荷比0.60.5543空載前軸載荷882970后軸載荷588780滿載質(zhì)量18452350滿載前軸載荷比0.5382110.4715滿載前軸載荷9931108滿載后軸載荷8521242空載重心高度滿載重心高度486設(shè)計B13后懸架偏頻（滿載）為1.157空載1.49第二滿載1.157則后懸架剛度為30.54N/mm所以得出空載懸架偏頻：1.49后簧彈簧剛度：30.54x1.342=54.84N/mm現(xiàn)對后懸的特性進行初步分析：空載時，后軸處于平衡狀態(tài)，后軸單邊載荷為390X9.8=3822N,則有297XF+110X468.5=3822X399所以F=4961N,它在彈簧軸上的分力為4961XCOS20°=4662N所以空載時彈簧總的變形量估計為85mmB13后懸架彈性特性曲線分析如下：由于車身原因,懸架上布置硬點跟VOXY車完全不一樣，彈簧比VOXY車要短，減振器上布置硬點往后移動40?，F(xiàn)車型部給出布置硬點如下：彈簧：下安裝點（2860.037，515.598，－215.945）上安裝點（2881.371，515.612，7.646）減振器：下安裝點（3041.755，611.723，－224.598）上安裝點（3351.74，611.723，305.985）鉸鏈與車身（2589.353，619.089，－77.26）輪心坐標：（2988.64，767.5，－95.29）運動軌跡圖如下（各個狀態(tài)下）：圖五：根據(jù)布置硬點分析得出上圖：彈簧下安裝點的運動軌跡與上安裝點處在同一圓（黃色的圓）上，這意味著彈簧不管在什么狀態(tài)下受力情況都是一樣的復雜，均受到彎矩作用，影響彈簧的壽命。理想的情況是：車輪從下極限位置到上極限位置的運動過程中，受力應(yīng)越來越簡單，在受力最大時應(yīng)該接近與只受軸向力。因此彈簧上布置點不是最佳點?，F(xiàn)在懸架布置硬點調(diào)整如下：彈簧：下安裝點（2860.037，515.598，－215.945）上安裝點（2901.371，515.612，7.646）減振器：下安裝點（3041.755，611.723，－224.598）上安裝點（3351.74，611.723，305.985）鉸鏈與車身（2589.353，619.089，－77.26）輪心坐標：（2988.64，767.5，－95.29）（彈簧上安裝點往后移動20mm,）假設(shè)B13的行程與VOXY車一樣，后懸各點運動軌跡圖如下：圖六：A).綠色為下極限狀態(tài)位置B).紅色為上極限狀態(tài)位置C).藍色為空載時空載狀態(tài)時的位置根據(jù)分析，調(diào)整后有如下結(jié)果：彈簧在上下極限的位置時軸線的夾角為10度，小于原來的14度，彈簧的受力情況也越來越簡單，在滿載狀態(tài)下，接近僅受軸向力；分析滿載時懸架的相關(guān)特性：滿載靜態(tài)下后軸處于平衡狀態(tài)：輪心處的載荷1240/2*9.8=6076N;令彈簧下安裝點的力為F;減振器內(nèi)氣體壓力為110N;根據(jù)平衡關(guān)系有：297*F+468.5*110=6076*399所以F=7989N,它在彈簧軸線上的分力為7989*COS20°=7507N;滿載時彈簧的變形量為7507/54.84=137mm,得出滿載時懸架狀態(tài)（黃色的線）B13滿載時上行程52mm下行程158mmVOXY車第二滿載時上行程：50mm下行程160mm根據(jù)對比得出B13懸架行程與VOXY車相當，比較合理。分析彈簧和減振器的基本尺寸：彈簧：A)根據(jù)布置關(guān)系得出空載時彈簧的長度為227.5mm,而此時彈簧的變形量為85mm,所以彈簧的總自由長度為312.5mm；B)上極限位置彈簧的長度為134mm;下極限位置彈簧的長度為290mm;彈簧預變形量為22.5，預定載荷1234N;為配合后軸上彈簧托盤，無效圈數(shù)以及裝配面與原樣件一樣；彈簧中徑130mm.有效圈數(shù)4.75，鋼絲直徑15.55mm;[K=G×d4/(8D3n)];彈簧所受最大應(yīng)力為1006.9Mpa(上極限狀態(tài))，能滿足要求（附：B11前簧疲勞試驗最大值為918Mpa）[t=(k×F×D)/(3.14×d3);k=(4c-1)/(4c-4)+0.615/c;c=D/d];減振器：假設(shè)減振器與車身的連接尺寸與VOXY一樣，采用VOXY的限位塊，則有后減振器分析圖：減振器最大拉伸長度682mm減振器壓縮到底的時的長度406mm減振器行程682－406=276mm減振器吊耳中心到減振器外筒上端面的距離398mm若要使減振器標準話，可微調(diào)減振器外筒的長度。減振器阻尼特性的設(shè)計（速度特性－參照VOXY）:根據(jù)上訴參數(shù)設(shè)計減振器的阻尼特性(滿載)：速度（m/s）平均相對阻尼伸張行程減振器相對阻尼伸張行程減振器阻尼(X1000)壓縮行程減振器相對阻尼壓縮行程減振器阻尼(X1000)0.050.60.685.030.523.790.10.480.564.080.42.920.30.350.42.920.32.190.60.30.362.620.241.7510.250.32.190.21.461.50.20.221.600.181.31速度(m/s)伸張行程阻尼力（N）壓縮行程阻尼力(N)0.05251.5189.50.14082920.38766570.6157210501219014601.524001965減振器力－速度曲線如下：根據(jù)阻尼特性，可選擇減振器外筒直徑為40mm,活塞桿直徑為12.4mm.(跟原樣件一樣)附：懸架的相對阻尼系數(shù)：Ψ=δ/[2sqrt(CxM)],考慮減振器安裝位置，則有：Ψ=[δ×COS2(α)]/(2λ2Msω)3.限位塊，由于只起到限位作用，沿用VOXY.后懸架相關(guān)數(shù)據(jù)整理如下：1.布置硬點：彈簧：下安裝點（2860.037，515.598，－215.945）上安裝點（2901.371，515.612，7.646）減振器：下安裝點（3041.755，611.723，－224.598）上安裝點（3351.74，611.723，305.985）鉸鏈與車身（2589.353，619.089，－77.26）輪心坐標：（2988.64，767.5，－95.29）2.彈簧參數(shù)：A)根據(jù)布置關(guān)系得出空載時彈簧的長度為227.5mm,而此時彈簧的變形量為85mm,所以彈簧的總自由長度為312.5mm;B)上極限位置彈簧的長度為134mm;下極限位置彈簧的長度為290mm;彈簧的預壓縮量為22.5mm.；預定載荷1234N彈簧剛度為54.84N/mm..彈簧中徑130mm有效圈數(shù)4.75,無效圈數(shù)與VOVY樣件一樣鋼絲直徑15.55mm最大應(yīng)力1006.9Mpa(上極限位置)減振器參數(shù)：連接尺寸與VOXY一樣減振器最大拉伸長度682mm減振器壓縮到底的時的長度406mm減振器行程682－406=276mm振器吊耳中心到減振器外筒上端面的距離398mm可以適當做微調(diào)減振器外筒直徑40mm,活塞桿直徑12.4mm減振器特性：速度(m/s)伸張行程阻尼力（N）壓縮行程阻尼力(N)0.05251.5189.50.14082920.38766570.6157210501219014601.5240019654.限位塊沿用VOXYB13前懸架計算：B13前懸架計算校核(一)有關(guān)B11/B13參數(shù)比較(設(shè)計狀態(tài))：B11B13長×寬×高4780×1815×14404700×1820×1850軸距27003000輪距1550\1530（前）1550\1535（后）輪胎類型205/55R16205/65R15205/55R16空載質(zhì)量14701750空載前軸載荷比0.60.5543空載前軸載荷882970空軸后軸載荷588780滿載質(zhì)量18452350滿載前軸載荷比0.5382110.4715滿載前軸載荷9931108滿載后軸載荷8521242空載重心高度滿載重心高度486(二)前懸架有關(guān)參數(shù)比較以及評定如下：根據(jù)初步的設(shè)計，B13采用B11前懸架結(jié)構(gòu)，即麥弗遜式獨立懸架。假設(shè)B13前懸架完全沿用B11,相關(guān)