悬架受力

合集下载

履带底盘的组成介绍及各参数的计算

Pmax 0.75Gt F 2(BD)
式中 B – 轨链节高度； D – 销子套外径； - 轨链节最小厚度。
轨链节的主要破坏形式仍为踏面磨损。
履带板宽度b由设计规定的机械平均单位接地压力Pp确定
b Gt 2 LP p
应处理好参数b和履带接地长度L的关系。窄而长的履带，滚动阻力小（因土壤变形阻力较小），牵引附着性能较好，但转向阻力较大。b/L之值一般为：
设计履带架时，要妥善确定履带架摆动轴线、驱动轮轴线、导向轮轴线间的距离。
图8-3为TY150推土机行走系布置图。其履带架铰接中心线与驱动轮轴线重合。
右图8-4为D10推土机行走系布置图，其履带架铰接中心线与驱动轮轴线不重合。
现代结构的半刚性悬架履带拖拉机中，广泛采用平衡梁，如右图 8-5所示。
图8-6之结构对履带防尘未考虑，这是其不足之处。在 D80A推土机轨链节的凹槽中各放置了一个防尘圈，这样以来对于防止灰尘砂砾的进入很有效，使履带销和销子套间的磨损大为减小，如下图8-7所示。
另一种密封式履带其结构见右图8-8所示。
由于履带密封技术在实践中卓有成效，国内外又研制成功另一种密封润滑履带，其结构见右图8-9所示。
二、车架型式：全梁式、半梁式两种。
全梁架式车架是一完整的框架，如东方红75拖拉机， Caterpillar后置发动机式装载机等采用这种全梁式车架。
半梁架式车架一部分是梁架，而另一部分则利用传动系的壳体。这种车架广泛用于工程机械履带拖拉机中。
如图7-1为两根箱形纵梁和后桥桥体焊成一体，其前部用横梁相连。
1、节销式啮合：驱动轮轮齿与履带板的节销进行啮合。
这种啮合方式履带销所在的圆周近似地等于驱动轮的节圆，驱动轮轮齿作用在节销上的压力通过履带销的中心，如图8-6和8-7所示。

汽车悬架知识

独立悬架中多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧作为弹性元件。
1、横臂式独立悬架：
单横臂式独立悬架（不用于转向桥）
双横臂式独立悬架：两摆臂等长悬架
(用于转向桥)
两摆臂不等长悬架
用于转向桥
单横臂式独立悬架：（少用）
优点：结构简单、紧凑，布置方便。用于后桥。缺点：1、当悬架变形时车轮平面将产生倾斜，从
而改变两侧车轮的轮距，使车轮侧向滑移、磨损严重。2、该悬架用于转向轮时，会使主销内倾角、车轮外倾角发生较大变化，对转向操纵有一定影响。
一、纵置板簧式非独立悬架（有如下几种安装方式）
1、一端固定，一端可摆动：
保证弹簧变形时，两卷耳中心线间的距离有改变的可能，从而减小弹簧的变形量。
空载
满载
钢板弹簧工作过程演示
2、滑板式结构：弹簧长度可随变形的增加而增加。弹簧第二片后端带
有直角弯边，弹簧下落时借此直角弯边支靠于支架下端的限位螺栓上，以防止钢板弹簧从支架中脱出而发生事故。
三、减振器的分类：按其作用方式不同分为：
弹性元件车桥
1：双向作用减振器：在压缩、伸张两行程中均起减振作用。
2：单向作用减振器：仅在伸张行程中起减振作用。
1、双向作用筒式减振器
结构：
活塞杆储油钢桶
防尘罩
伸张阀
流通阀
导向座
活塞
压缩阀
补偿阀
工作原理
压缩行程：当汽车滚上凸起或滚出凹坑时，车轮靠近车架。
2、一端固定，一端滑板
3、两端直接插入固定于车架上的橡胶支承垫块中：
靠橡胶变形来保证弹簧变形时两端的相对移动。主片不易损坏，无须润滑，有良好的消除噪声能力，但钢板弹簧的纵向移动量受到限制，该结构只能在比较长而且刚度较大的钢板上才采用。一般用于前悬。两端直接插入固定于车架的橡胶支承垫块中

主动悬架控制器算法及应用

图１单轮主动悬架受力图
轻型汽车技术
２１（）２２０２４总７
技术纵横
１３
直接控制算法仅需测量悬架的相对速度和相对位
广泛应用。ｈｍｓ首先将随机最优控制理论应用Ｔｏｐｏｎ于主动悬架的研究，对线性最优控制算法有以下几点要求：
Ｆ一主动悬架作用力为了使簧载质量具有理想的隔振效果，只要主
动力Ｆ与被动力Ｆ的大小相同，向相反，：。方即
Ｆ＝Ｆ＝ｘ＋ｘ．－ｐｋｘ０Ｃ（一ｔ（－ｘ）（２）
就可以完全消除簧载质量与非簧载质量之间的耦合效应，为达到理想的隔振效果，利用直接控Ｎ（１２式，得到单轮悬架闭环系统方程为：
好坏，对汽车的使用性能影响很大。悬架弹性系数对行驶平顺性的影响：当弹性系数过大时，悬架的减振性能减弱，轮胎的振动直接传递到车身；当弹性系数过小时悬架系统的固有振动
频率接近路面的激励频率，容易引起车身共振。阻尼对汽车行驶平顺性的影响：为衰减车身的
尼系数。
这种算法的设计实际上是滤波器结构的设计
和滤波器上下频率的选择。一般结论是上限频率高，悬架对路面冲击的隔振效果好，但悬架的动挠度增加，胎的接地性能差，之亦然，限频率影轮反下
２可控悬架
从上述分析我们知道悬架刚度、阻尼系数等悬架系统的各项参数对车辆的行驶平顺性和操纵稳定

轿车前悬架(麦弗逊式)

2.2.4
上述对螺旋弹簧的计算的结果如下表1-3所示。
自由高度H0
370mm
弹簧圈数n
5.5圈
螺旋角
8.89度
内径D1
78.5mm
外径D
100.5mm
节距t
44.2mm
在AUTOCAD软件环境下绘制螺旋弹簧的工程图（如图2-5）所示。为了改善
弹簧在安装后的受力状况，螺旋弹簧的两端需作端平处理，在装配时此处的配合精度选为七级精度，又因为弹簧的外径为100.5mm，根据文献[18]，粗糙度值选为3.2。
2.2.2
根据悬架系统的装配图，对其进行结构分析、计算可以得出平衡位置处弹簧所受压缩力P与车轮载荷的关系式：
式中，
为车轮外倾角，为减振器内倾角，
为主销轴线与减振器的夹角
式中角度如图2-3所示。
弹簧所受的最大力
取动荷系数k=1.7，则弹簧所受的最大力Pdmax为：
Pdmax=
2.车轮到弹簧的力及位移传递比
2.减振器的阻尼系数
减振器的阻尼系数不仅与非簧载质量和悬架刚度有关，还与相对阻尼系数有关。
（2-16）
捷达轿车中减振器安装在悬架中与垂直线成的夹角，则此时的阻尼系数应根据减震器的布置特点确定：
式中：w——杠杆比,i=n/a；
N——为下横臂的长度
——减振器安装角。
2.储油筒的确定
一般，壁厚取2mm，材料选用20号钢。
2
2.1
2.1.1
此型轿车是一款小排量的经济型轿车，总体参数要求见表。
表1-1捷达轿车的总布置参数要求
设计状态下的前轴轴荷
710kg
空载时的前轴轴载
639kg
前桥左右悬架的总质量mu

悬架各工况受力计算公式表

悬架各工况受力计算公式表悬架各工况受力计算公式表是汽车设计师们必备的一份文档，因为悬架是汽车上最重要的零部件之一，它直接关系到汽车的运行性能和安全性。

本文将详细介绍悬架各工况受力的计算公式表，以帮助读者更好地理解。

首先，悬架是一个复杂的系统，由若干个部件组成，包括弹簧、减震器、传动轴、控制臂、节流阀等。

在实际工作过程中，悬架各部件都会承受不同的受力状态，如纵向加速、横向转向、制动、加速、刹车等。

而悬架各部件所承受的受力状态也是不同的，因此，针对不同的受力状态，悬架各部件的受力计算公式也是不同的。

以下是悬架各工况受力计算公式表：1. 纵向加速时，控制臂承受的力矩计算公式为：M = ma / FZ，其中m是汽车质量，a是车辆纵向加速度，FZ是轮胎垂直载荷。

2. 横向转向时，控制臂承受的力矩计算公式为：M = Fy * h，其中Fy是横向力，h是控制臂与地面垂直距离。

3. 制动时，制动力矩的计算公式为：M = W * (R - r) / 2，其中W是车辆重量，R是轮胎半径，r是制动器半径。

4. 加速时，驱动轴承受的力矩计算公式为：M = T /i * η * r，其中T是发动机输出扭矩，i是变速器传动比，η是传动效率，r是驱动轴半径。

5. 刹车时，制动器受到的压缩应力计算公式为：σ =F / A，其中F是制动力，A是制动器面积。

6. 路面颠簸时，减震器吸收的能量计算公式为：E = 1 / 2 * k * δ^2，其中k是减震器弹簧刚度，δ是减震器伸缩位移。

以上是悬架各工况受力计算公式表的部分内容，这些公式可以帮助汽车设计师了解悬架各部件在不同工况下所承受的受力情况，从而优化设计方案，提高汽车的性能和安全性。

总之，悬架各工况受力计算公式表是非常重要的一个文档，它涉及到汽车设计的方方面面，设计师们应该积极学习和掌握这些公式，以更好地提高汽车的性能和安全性。

悬架设计

弹性元件的计算
二、扭杆弹簧
弹性元件的计算
二、扭杆弹簧
第六章
悬架设计
第五节
独立悬架导向机构的设计
一、设计要求
对前轮独立悬架导向机构的要求是：
1) 悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过 ±4.Omm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。 2) 悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应产生纵向加速度。
二、导向机构的布置参数
2．侧倾轴线汽车前部与后部车侧倾中心的连线为侧倾轴线独立悬架(纵臂式悬架除外)的侧倾中心高为：前悬架0～120mm；后悬架80～150mm。
二、导向机构的布置参数
3．纵倾中心
二、导向机构的布置参数
4．抗制动纵倾性(抗制动前俯角)
二、导向机构的布置参数
5．抗驱动纵倾性 (抗驱动后仰角)
三、双横臂式独立悬架导向机构设计
1．纵向平面内上、下横臂的布置方案第1、2、 6方案的主销后倾角变化规律是比较好的
三、双横臂式独立悬架导向机构设计 2．横向平面内上、下横臂的布置方案
三、双横臂式独立悬架导向机构设计
3．水平面内上、下横臂动轴线的布置方案
水平面内上、下横臂动轴线的布置方案
一、分类
根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种
摇臂式：工作压力(10～20MPa) ，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式：工作压力虽然仅为2.5～5MPa，但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛应用。筒式减振器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，在轿车上得到越来越多的应用。基本要求：在使用期间保证汽车行驶平顺性的性能稳定。

全面解析制动跑偏现象

全面解析制动跑偏现象制动系统是汽车安全的核心之一，每一次“刹车失灵事件”，几乎都会成为社会热点，足见人们对制动的重视以以及制动系统的重要性。

我们除了要提高驾驶员的安全意识，有些安全隐患，从开发设计之初就要考虑到。

影响制动的因素实际上很多，这里主要想谈一下“制动跑偏”现象。

车辆在制动过程中维持直线行驶或者按预定方向行驶的能力是汽车的方向稳定性，有时会出现制动时不受控的向左或者向右行驶，我们叫做“制动跑偏”，当车辆在高速行驶、路面湿滑、弯道等场景下出现制动跑偏，会有非常严重的安全隐患。

在GB 21670和GB 7258标准中均对制动稳定性提出了相应的要求；同时，GB 7258 标准中，对制动力平衡性台架检验做了要求，车辆出厂和年检均需满足该要求。

制动跑偏影响因素多，包括了制动、悬架、转向，轮胎，车身系统以及底盘硬件的设计。

以下是各个部件系统对制动跑偏的一些简要分析。

一、悬架：首先是制动时悬架的的受力分析：首先是制动力作用下的悬架K特性引起的bump steer 的左右差异；K（kinematic）特性即悬架运动学特性，是指车轮在垂直方向上往复运动的过程中，由于悬架导向机构的作用，而导致车轮平面和轮心产生角位移和线位移变化的特性；需要考虑轮跳转向-前bump steer，轮跳转向-后bump steer，轮跳外倾-前Bump camber,后轮跳外倾-后Bump camber。

Bump steer影响制动跑偏，单位deg/mm。

其次时制动力作用下的悬架C特性引起的brake force steer的左右差异；C（compliance）特性即悬架弹性运动学特性，是指地面作用于轮胎上的力和力矩所导致的车轮平面和轮心产生角位移和线位移变化的特性，施加力导致的变形跟悬架系统的弹簧、橡胶衬套以及零部件的变形有关，如前后轮心的刚度；Brake force steer影响制动跑偏，单位deg/KN。

从悬架和车身布局上，需要考虑从悬架的左右尺寸是否对称，如上摆臂和下摆臂Y向尺寸，副车架尺寸对称性，上摆臂、下摆臂和副车架的衬套的刚度。

麦弗逊 2

n 1=1.2Hz,n 2=1.3Hz 所以n 1/ n 2=0.92，满足要求。

当1ε=时，汽车前、后桥上方车身部分的垂向振动频率1n ，2n 与其相应的悬架刚度12s s C C 和以及悬挂质量12s s m m 和之间有如下关系：n 1=错误！未找到引用源。

（式4-4）式中 g ——重力加速度，29810/g mm s =；12s s C C ,——前、后悬架刚度，/N mm ；12s s G G ,——前、后悬架簧载重力，N 。

为了求出前后悬架的垂直刚度，必须先求出前后悬架的簧载质量12s s m m 和。

而12s s m m 和可以通过满载时前后轮的轴荷减去前后非簧载质量得到。

簧载质量分为簧上质量与簧下质量两部分，由弹性元件承载的部分质量，如车身、车架及其它所有弹簧以上的部件和载荷属于簧上质量。

车轮、非独立悬架的车轴等属于簧下质量，也叫非簧载质量M 。

如果减小非簧载质量可使车身振动频率降低，而车轮振动频率升高，这对减少共振，改善汽车的平顺性是有利的。

非簧载质量对平顺性的影响，常用非簧载质量和簧载质量之比m/M 进行评价，此比值越小越佳为了获得良好的平顺性和操纵性，非簧载质量应尽量小些。

根据同类车型类比，取前悬架的非簧载质量为60kg ，将数据代入式4-5得出：m s1==452.6kg ；将计算所得的m s1代入式4-4，得到：前悬架的刚度为：错误！未找到引用源。

25.7N/mm；由于悬架的静挠度/c s s f m g C =，因而式4-4又可表达为：112215.7615.76c c n f n f ⎫≈⎪⎪⎬⎪≈⎪⎭ （式4-6）式中12,c c f f 的单位为mm 。

所以由式4-6求出前、后悬架的静挠度分别为：错误！未找到引用源。

172.48mm 。

悬架的动挠度d f 是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/21/3或）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。

履带底盘的组成介绍及各参数的计算演示文稿

半刚性悬架中的履带架（图8-2）是行走系中一个很重要的骨架，支重轮、张紧装置等都要安装在这个骨架上，它本身的刚度对履带行走系的使用可靠性和寿命有很大影响。
刚度不足，作业时容易变形，引起四轮（驱动轮、支重轮、导向轮、托链轮）中心点不在同一垂直面内或各轴线等多种使用故障。
刚性悬架结构简单、适合于行走速度低，不经常行走的工程机械。
履带架的传统形式：八字架式，如下图8-2所示。
半刚性悬架较刚性悬架能更好地适应地面的高低不平，在松软不平地面接地压力较均匀，附着性能好。
半刚性悬架中的弹性元件能部分地缓和行驶时的冲击，但其非弹性支承部分重量很大，高速行驶时冲击大，故其行驶速度一般不超过15km/h。
2、遇障碍以全部功率驱动一侧履带强行转弯时，计算摆动轴的受力和不利断面的应力。
四、履带作用：履带用来将工程机械的重力传给地面并保证机械发出足够的驱动力。
工作环境：经常在泥水中、凹凸不平地面、石质土壤中工作，条件恶劣、受力情况不良，极易磨损。
弹性悬架：机架的全部重量经过弹性元件传递给履带架的悬架。
弹性元件可以是弹性橡胶块、弹簧装置或油气悬架。
半刚性悬架：机架的重量一部分经过弹性元件、另一部分经过刚性元件传递给履带架的悬架。如工业用履带拖拉机之悬架。刚性悬架：机架上的重量全部不经弹性元件传递到履带的悬架。如单斗挖掘机其底架与履带架之间的悬架。
二、车架型式：全梁式、半梁式两种。
全梁架式车架是一完整的框架，如东方红75拖拉机， Caterpillar后置发动机式装载机等采用这种全梁式车架。
半梁架式车架一部分是梁架，而另一部分则利用传动系的壳体。这种车架广泛用于工程机械履带拖拉机中。
如图7-1为两根箱形纵梁和后桥桥体焊成一体，其前部用横梁相连。

悬架计算

前、后悬架均为不等长双横臂独立悬架整车空载质量 315kg满载质量 375kg前后轴荷比5：5整车簧下质量初估 120kg前悬架螺旋弹簧设计计算（1）根据总布置要求及悬架的具体结构形式求出需要的弹簧刚度C S1 ，设计载荷时弹簧的受力P i ，弹簧高度H i 及悬架在压缩行程极限位置是的弹簧高度H m由参考资料① 表13-3 汽车悬架的偏频及相对阻尼比选钢制弹簧，参考轿车，得前悬架偏频 n 1=1.0Hz由参考资料①式（13-4） n 1=12π 1/1ms Cs 得 C S1=(2πn 1)2m S1=(2×3.14×1.0)2×63.75=2515N/m单侧悬架设计簧载质量m S1=375-1204=63.75kg P i =63.75×9.8=624.75NH i =300～400mmH m =150～250mm(2) 初步选择弹簧中径D m ,端部结构形式及所用的材料参考微型轿车相关数据，由参考资料② 初选D m =150mm端部结构形状：弹簧端部圈面均与邻圈并紧且磨平的YI 型制造工艺包括： a)卷制 b)断面圈的精加工 c)热处理d) 工艺试验及强压处理材料：碳素弹簧钢 C级由参考资料②表16-2 弹簧材料及其许用应力按载荷性质Ⅱ类选择许用切应力 [τ］＝0.4σ B许用弯曲应力[σb]=0.5σ B由参考资料③查得此弹簧材料切变模量 G=7.88×104Mpa（3）参考相关标准确定台架试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，并确定想达到的寿命nc（循环次数）f₁=25.4mmf₂=25.4mmnc=1×10³~1e+10Mpa（4）初选钢丝直径d=10mm由GB/T 4357-1989查得弹簧钢丝的拉伸强度极限σBσB=1320~1530MPa[τ]=1320×0.4MPa=528MPa[σb]=0.5σB=660MPa(5)由参考资料①式（13-80）解出i Cs=i Dm Gd ∙384 i= 圈6.11384=Cs Dm Gd由参考资料① 表13-10中的相应公式得：总圈数n=i+1.33=12.93圆整n=13弹簧完全并紧时的Hs=1.01d(n+1)=1.01×10×(14+1)=141.4mm（6）由Hs, Pi, Hi 及Cs 可求出弹簧在完全压紧是的载荷Ps ，台架试验伸张，压缩极限位置对应的载荷P1, P2 以及工作压缩极限位置的载荷Pm 分别为:Ps=Pi +Cs ₁ (Hi + Hs)P ₁=Pi-Cs ₁f ₁P ₂= Pi+Cs ₁f ₂Pm =Pi+ Cs ₁( Hi- Hm) Pi=8.9410375⨯-=624.75N Cs ₁=2515N/m由参考资料○2，表16-4 螺旋角d=arctan D P πα一般在5°～9°之间螺距P 41.2mm ～74.6mm考虑安装空间取P=45mm弹簧自由高度 H 0=45×13=585mm最小工作高度Hn=Hs+δd i =141.4+0.30×10×11.6=176.2mm设计载荷时，弹簧的高度 Hi=585-249=336mm弹簧完全并紧时的高度Hs=141.4mm 空载时弹簧压下mm 190515.248.9)120315(=⨯⨯- 满载时弹簧压下mm 249515.248.9)120375(=⨯⨯-估算螺旋弹簧承受最大冲击载荷为满载设计静载荷的1.5倍（根据经验安全系数取值），此时弹簧压下374mm Hi=585-251575.624=336mm Hm=585-249*1.5=211mmf1=f2=25.4mmP ₁=624.75-2.515*25.4=516NP ₂=624.75-2.575*25.4=689NPm=624.75+2.151(336-211)=940N（7）按弹簧指数C=Dm/d 及K ′的表达式，求的K ′K ′=15615.0415*4115*4615.04414+--=+--C C C =1.0946 运用参考资料① 式（13-81）求出载荷P ₁,P ₂,Ps 以及Pm 所对应的剪切应力max ,,2,1ττττsτ=2'8dPCK πMPa 2351=τMPa 2892=τ（8）校核τmaxτmax=2'8d PmCK π=21014.30946.1159408⨯⨯⨯⨯=393.22Mpa τmax<[τ],满足要求(9)校核台驾试验条件下的寿命给定试验条件下的循环次数c n =13.01)808.1(e k Ke=)12(][48.1)12(74.0ττσττ---=)235289(66048.1)235289(74.0+-⨯-=0.08825 c n =1.2181010⨯ ，满足要求（10）稳定性校核λ=0H /Dm= 9.3150585= 相对变形量f/0H 必须如下临界值 (0.10=C ) （0H f cr )=0.811(1+20)(89.61λC -)=0.811(1+2)9.31(89.61-)=1.41后悬架螺旋弹簧设计计算（1）根据总布置要求及悬架的具体结构形式求出需要的弹簧刚度C S ₂ ，设计载荷时弹簧的受力P i ，弹簧高度H i 及悬架在压缩行程极限位置是的弹簧高度H m由参考资料① 表13-3 汽车悬架的偏频及相对阻尼比选钢制弹簧，参考轿车，得后悬架偏频 n ₂=1.2Hz由参考资料①式（13-4） n ₂=12π 2/2ms Cs 得 C S ₂=(2πn ₂)2m S ₂=(2×3.14×1.2)2×63.75=3621N/m单侧悬架设计簧载质量m S ₂=375-1204=63.75kg P i =63.75×9.8=624.75NH i =300～400mmH m =150～250mm(2) 初步选择弹簧中径D m ,端部结构形式及所用的材料参考微型轿车相关数据，由参考资料② 初选D m =150mm端部结构形状：弹簧端部圈面均与邻圈并紧且磨平的YI 型制造工艺包括： a)卷制 b)断面圈的精加工 c)热处理d) 工艺试验及强压处理材料：碳素弹簧钢 C 级由参考资料② 表16-2 弹簧材料及其许用应力按载荷性质Ⅱ类选择许用切应力 [τ］＝0.4σB 许用弯曲应力[σb ]=0.5σ B由参考资料③查得此弹簧材料切变模量 G=7.88×104Mpa（3）参考相关标准确定台架试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f ₁ ,f ₂，并确定想达到的寿命nc （循环次数）f ₁=25.4mmf ₂=25.4mmnc=1×10³~1e+6（4）初选钢丝直径d=10mm由GB/T 4357-1989查得弹簧钢丝的拉伸强度极限σB σB=1320~1530MPa[τ]=1320×0.4MPa=528MPa[σb]=0.5σB=660MPa(5)由参考资料①式（13-80）解出i Cs=Dmi Gd8 i=圈06.8384 CsDm Gd 由参考资料① 表13-10中的相应公式得：总圈数n=i+1.33=9.39圆整n=10弹簧完全并紧时的Hs=1.01d(n+1)=1.01×10×(14+1)=111.1mm（6）由Hs, Pi, Hi 及Cs 可求出弹簧在完全压紧是的载荷Ps ，台架试验伸张，压缩极限位置对应的载荷P1, P2 以及工作压缩极限位置的载荷Pm 分别为:Ps=Pi +Cs ₁ (Hi + Hs)P ₁=Pi-Cs ₁f ₁P ₂= Pi+Cs ₁f ₂Pm =Pi+ Cs ₁( Hi- Hm) Pi=8.9410375⨯-=624.75N Cs ₂=3621N/m由参考资料○2，表16-4 螺旋角d=arctan DP π α一般在5°～9°之间。

悬架各工况受力计算公式表

悬架各工况受力计算公式表
悬架各工况受力计算公式表包括：静态弹性受力计算公式、动态
弹性受力计算公式、振动时离子弹受力计算公式、弯曲变形程度计算
公式、扭转变形程度计算公式等。

静态弹性受力计算公式包括悬架系统静载荷下的受力计算公式，
以及悬架系统受定位限制的受力计算公式。

动态弹性受力计算公式则
包括悬架系统在动态载荷下的受力计算公式。

而振动时离子弹受力计
算公式则是用于分析悬架系统在振动情况下如何抵御来自路面的冲击力，从而保障车辆平稳安全行驶。

弯曲变形程度计算公式则是用于分
析悬架系统在受力过程中弯曲变形的情况。

扭转变形程度计算公式则
是用于分析悬架系统在受力过程中扭转变形的情况。

除了以上提到的受力计算公式，还有一些与悬架相关的公式需要
进行拓展。

例如，悬架刚度系数的计算公式，可以用于评估悬架系统
在受力过程中的变形程度和调整悬架系统的刚度值；悬架减震器的压
力计算公式，可以用于分析悬架减震器在工作过程中的压力变化情况，为减震器的设计提供指导；悬架系统的动态分析公式，可以用于分析
悬架系统在各种情况下的运动轨迹、反应特点和受力状态等，为悬架系统的优化设计提供依据。

汽车悬架设计

20
《汽车设计》电子教案
8.4 弹性元件的计算
➢8.4.3 螺旋弹簧的计算
螺旋弹簧常用于独立悬架中，它通
常只能承受垂直载荷。螺旋弹簧的主要
尺寸是平均直径D，钢丝直径d 和工作圈数 n ，如图所示。
设计时先根据行驶平顺性的要求，
确定悬架的静挠度 fc和动挠度 fd，然后
根据导向机构特点选择杆杠比，从而换
根据气囊结构型式不同，空气弹簧可分为囊式、膜式和复合式三种。囊式又分为单曲式、双曲式和多曲式；与膜式相比，囊式寿命较长、制造方便，刚度较大，故常用于商用车。
23
《汽车设计》电子教案
8.4 弹性元件的计算
➢8.4.4 空气弹簧和油气弹簧的计算
2. 油气弹簧油气弹簧是空气弹簧的一种特例，它以气体作为弹性元件，在气体与活塞之间引入油液作为中间介质。油气弹簧的工作缸由气室和浸在油液中的阻尼阀组成。油气弹簧有双气室和两级压力式。
5. 钢板弹簧组装后总成弧高
L2
6.
H0
钢板弹簧强度校核
8R0
1) 汽车紧急制动时
15
《汽车设计》电子教案
8.4 弹性元件的计算
➢8.4.1 钢板弹簧的计算
6. 钢板弹簧强度校核 2) 驱动时
16
《汽车设计》电子教案
8.4 弹性元件的计算
➢8.4.1 钢板弹簧的计算
6. 钢板弹簧强度校核 3) 钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度计算卷耳应力为
8.5 独立悬架导向机构设计
➢8.5.3 双横臂悬架导向机构设计
1．前轮定位参数的变化表中列出了几种国外乘用车双横臂式独立悬架的一些参数，供设
计时参考。
车牌名称
上臂长A(mm)
下臂长r(mm)

麦弗逊独立悬架受力分析和计算

轴线形成夹角α，该角可用已知线段长来表示： tg α= t /器轴向上的分解，即旋转
δ0-α角度时的分解。点A的力矩方程为：
bN’v+By t-Bx（c+o）=0
取 b = R0+d tgδ0 +t cos（δ0 –α）+
（c+a）sin（ δ0 –α）； By =Bx tg（β+ δ0 –α）
Ax（c+o）= [Nv-（Uv/2）]b
Ax= [Nv-（Uv/2）]b / （c+o）
(1)
式中： b=Ro+d tg δ0
mm
Uv/2 前轮簧下质量的一半 N
图1
由(1)式可知: 若 ( c+a)值增大(即点A在挡泥板处愈高)，b 值减小时，则使减振器活塞杆上的弯曲载荷Ax减小。
另外, 在Y轴方向上的所有力之和应等于零，即∑F=0 见图2。因此，弹簧上的静载荷为： ∵∑Fy=0 ∴Ay=Ny+By
Fmin=Fw-iyf2c2v
式中， f2 车轮可能的复原行程长度
c2v 换算到车轮处的弹簧刚度
简单下摆臂的力与行程传递比 Fw
分别为iy及ix：
W
FB
Nv
a b
Fw=N’v iy
N’v 可由称重得到的车轮载荷(单轮)Nv减去簧下质量 (单轮)的一半。
N’v=Nv-Uv/2 W点为车轮中心 B点为下摆臂饺接中心 F点为弹簧作用力中心
的持续作用力B。依据得到的结果计算铰接连结尺寸。同时，可以计算下臂以及将它连接到车身上的铰接连接尺寸。
2. 具有主销后倾角γ、制动力和前轮驱动(驱动力)的影响:
在此情况下,悬架导向装置中会产生纵向的附加力。图11是确定Z轴(纵向轴)作用力的悬架侧视和后视简图。在侧视图上，通过论胎接地点向主销作垂线交与一点，该点至地面的距离为：

悬架系统匹配设计

悬架系统匹配设计一、悬架系统概述悬架是现代汽车上重要总成之一，它把车架与车轴弹性地连接起来。

其主要任务是传递作用在车轮和车架之间的一切力和力矩，并且缓和由不平路面传给车架的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车平顺地行驶。

悬架主要由弹性元件、导向机构和减振器组成（在有些悬架中还有缓冲块和横向稳定杆）。

弹性元件用来传递垂直力，并缓和由不平路面引起的冲击和振动，其种类有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧、油气弹簧及橡胶弹簧等。

由于钢板弹簧在悬架中可兼作导向机构用，可使悬架结构简化，且保养维修方便、制造成本低，所以货车悬架中一般都采用钢板弹簧作为弹性元件。

钢板弹簧是汽车悬架中作为汽车当中应用最广泛的弹性元件，它是由若干等宽但不等长的合金弹簧片组成的一根近似等强度的弹性梁，钢板的弹簧的第一片一般是主片，其两端弯成卷耳内装青铜、粉沫治金组成的衬套，以便用弹簧销与固定在车架的支架或吊耳作铰接连接。

钢板弹簧一般用U型螺栓固定在车桥上。

中心螺栓用以连接各片弹簧片，并保证装配时各片的相对位置。

中心螺栓距两卷耳的距离可相等也可以不等。

主片卷耳受力最严重，是薄弱处，为改善主片卷耳的受力情况，常将第二片末端也弯成卷耳，包在主片的外面（也称包耳）。

有些悬架中的钢板弹簧两端不做成卷耳，而采用其它的支承方式（比如滑块式）。

连接各构件，除了中心螺栓以外，还有若干个弹簧夹，其主要作用是当钢板弹簧反向变形时，使各片不致于相互分开，以免主片单独承载，此处，为了防止各处横向错动。

弹簧夹用铆钉铆接在下之相连的最下边弹簧的端部，弹簧的夹的两边用螺栓连接，在螺栓上有套管顶住弹簧片的两边，以免将弹簧片夹得过紧。

中螺栓套管和弹簧片之间有一定的间隙（不少于（1.5mm）。

以保证弹簧变形可以相互滑移。

钢板弹簧在载荷作用下变形时，各片有相对滑移而产生摩擦，可以促进车架的振动的衰退。

但各片的干摩擦，将使车轮所受的冲击在很大程度上传给车架，即降低了悬架的缓和冲击能力,并使弹簧片加速磨损，这是相当不利的，为了减少弹簧片之间的摩擦，在装组合钢板弹簧时，各片间需涂上石墨润滑脂，并应定期的保养。

轮心六分力作用下悬架疲劳载荷谱提取

轮心六分力作用下悬架疲劳载荷谱提取悬架是整个车辆中承担载重、减震、保持车身平衡等重要功能的组成部分，对车辆的性能、舒适性和安全等方面都有着至关重要的影响。

然而，长期使用下悬架会面临疲劳载荷的问题，从而影响悬架的使用寿命和安全性能。

因此，对于悬架的疲劳载荷谱的提取和分析具有重要的意义。

轮心六分力作用下悬架疲劳载荷谱的提取是指在车辆运行过程中，考虑到轮胎与地面之间的接触，通过实测或通过仿真技术，将轮心六分力所引起的悬架载荷谱进行提取和分析，为悬架的寿命评估和设计提供数据支持。

首先需要确定测量点和传感器的布置位置。

一般来说，可以在车轮位置或减震器支座处设置应变传感器或位移传感器等测量设备，接收到的数据可以反映车轮与地面之间的互动情况。

同时需要考虑到测量点的分辨率、灵敏度和准确度等问题，以确保所获得的数据具有可靠性和代表性。

其次，通过运用试验分析方法，对实测数据进行处理和分析。

在分析过程中，需要将数据进行采样、滤波和预处理等处理，从而消除数据中的噪声和干扰因素，以获得更为准确和可靠的数据。

同时，还可以采用统计方法和振动分析方法等方法，对数据进行进一步分析和处理。

最后，通过对分析结果的深入研究和评估，可以得出轮心六分力作用下悬架疲劳载荷谱的特征和规律。

这有助于对悬架的寿命评估和设计进行优化和改进，从而提高悬架的安全性能和使用寿命。

总之，轮心六分力作用下悬架疲劳载荷谱的提取对于车辆设计和安全性能具有重要意义。

通过实测和仿真技术等方法，可以获得更为准确和可靠的数据，从而对悬架的寿命评估和设计进行科学的分析和研究。

在实际应用中，悬架的受力情况除了轮心六分力之外，还会受到车辆的行驶状态、路面条件、悬架结构等多种因素的影响。

因此，在对轮心六分力作用下悬架疲劳载荷谱进行提取时，还需要考虑到这些因素的影响。

首先，车辆的行驶状态会对悬架载荷产生影响。

例如，在路面不平的情况下，悬架会受到更大的振动和冲击，从而会产生更高的载荷。