悬架系统设计计算书

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空气悬架计算书-完整版

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空气悬架计算书-完整版SR6906TH空气悬架计算书编制/日期:审核/日期:批准/日期:技术中心九米团体车空气悬架计算书一、稳定性计算一)、纵向稳定性汽车的纵向稳定性即保证汽车上坡时不致纵向翻车,其条件为:L2/hg>ψ式中:L2—汽车质心至后轴距离hg—汽车质心高ψ—道路附着系数,取ψ=0.7L2/hg=1466.7/1297 =1.13>0.7满足条件。

因L1>L2,故汽车下坡时也不会纵向翻车。

二)、横向稳定性1.侧倾稳定角β=arctg(B/2hg)式中:B—汽车前轮距根据GB7258-2017《机动车运行安全技术条件》的规定,乘客区满载、行李舱空载,最大侧倾稳定角不允许小于28°空载时:β=arctg(B/2hg)= arctg(2078÷(2×1237))=40°>35°满载时:β=arctg(B/2hg)= arctg(2078÷(2×1297))=38.7°>28°以上计算结果可以看出,SR6906TH客车不仅空载,即使满载也完全满足侧倾稳定角的要求。

2.汽车在横坡上行驶时应保证侧滑发生在侧翻以前即:B/(2hg)>ψ空载时:B/(2hg)= 2078÷(2×1237)=0.84 >0.7满载时:B/(2hg)= 2078÷(2×1297)=0.81 >0.7由此可见,SR6906TH客车可以保证侧滑发生在侧翻以前。

二、侧倾计算一)用整车原始数据及其符号二)悬架刚度的计算1.满载时单边簧上负荷(N )8.92-=uG G P 式中:G 为轴荷,G u 为非簧载质量三)前悬架系统布置前悬架装单只高度阀,空气弹簧的安装高度为260mm,车轮中心至车架下平面距离为175mm 。

1.垂直工况的核算1.1.由于采用全空气悬架系统,选用1007K1161205气囊(带腹腔),空气弹簧承受全部垂直负荷。

悬架的设计计算

悬架的设计计算

3.1弹簧刚度弹簧刚度计算公式为:前螺旋弹簧为近似圆柱螺旋弹簧:前n 8D Gd 31411Cs (1)1后螺旋弹簧为圆柱螺旋弹簧:后n 8D Gd 32422Cs (2)式中:G 为弹性剪切模量79000N/mm 2d 为螺旋弹簧簧丝直径,前螺旋弹簧簧丝直径d 1=11.5mm ,后螺旋弹簧簧丝直径d 2=12mm ;1D 为前螺旋弹簧中径,D 1=133.5mm 。

D 2为后螺旋弹簧中径,D 2=118mm 。

n 为弹簧有效圈数。

根据《汽车设计》(刘惟信)介绍的方法,判断前螺旋弹簧有效圈数为4.25圈,即n 前=4.25;后螺旋弹簧有效圈数为 5.5圈,即n 后=5.5。

前螺旋弹簧刚度:=18.93 N/mm后螺旋弹簧刚度:后n 8D Gd 32422Cs =22.6N/mm螺旋弹簧刚度试验值:前螺旋弹簧刚度:18.8N/mm ;1螺旋弹簧刚度计算公式,参考《汽车工程手册》设计篇3141116n Gd D Cs 前后螺旋弹簧刚度:22.78N/mm 。

前螺旋弹簧刚度和后螺旋弹簧刚度计算值与试验值基本相符。

G08设计车型轴荷与参考样车的前轴荷相差<2.0%,后轴荷相差<0.8%。

设计车型直接选用参考样车的弹簧刚度,刚度为:1Cs =18.8 N/mm ;2Cs =22.6 N/mm 。

3.5 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,以方便对减振器参数的计算。

汽车车身和车轮振动时,减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦ARGδβ=M和液体的粘性摩擦形成了振动阻尼,将振动能量转变为热能,并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振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。

悬架设计计算说明书

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┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊毕业设计(论文)客车悬架系统设计计算说明书院系:长安大学汽车学院指导教师:张平专业班级: 22010803学生姓名:杨文亮2012年6月18日┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊摘要目前我国的客车普遍采用的是传统钢板弹簧悬架,只有少数的高级客车才配置了空气悬架。

传统钢板弹簧的结构简单,成本较低。

而相对于传统机械钢板弹簧悬架而言,空气悬架具有乘坐更舒适、更好改善车辆的行驶平顺性等显著优点,但是造价也相对较高。

本文针对客车的悬架设计,在传统钢板弹簧悬架的基础上对前悬进行改进,前悬采用钢板弹簧与空气弹簧并联的混合式空气悬架,而后悬采用主副复合式钢板弹簧悬架。

前悬的混合式空气悬架能满足驾驶员舒适性的要求,而后悬架的主副复合式钢板弹簧降低了整车的生产成本。

对前、后悬架的主要零部件的尺寸进行设计计算,并运用CATIA进行建模和装配。

关键词混合式空气悬架,CATIA,主副复合式钢板弹簧悬架┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊ABSTRACTAt present, buses generally use the traditional leaf spring suspension in our country , only a handful of senior buses was equipped with air suspension. Traditional leaf spring structure is simple and with low cost . In contrastto traditional mechanical leaf spring suspension, the air suspension has more significant advantages, such as , more comfortable to ride, better improvement of the vehicle ride comfort. However , the cost is relatively high.This paper is about the bus suspension design .to improve the front suspension on the basis of the traditional leaf spring suspension , front suspension uses hybrid air suspension combined parallel with leaf springs andair springs , and then rear suspension uses primary and secondary compound leaf spring suspension. the front air suspension can meet the requirementsof driver comfort , but leaf spring in the rear suspension can reduce the manufacturing cost.Design and calculate the size parameters of the main components in the front and rear suspension, and modeling and assembly in use of CATIA.KEYWORDS: hybrid air suspension ,catia ,primary and secondary compound leafspring suspension┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊目录摘要 (II)ABSTRACT ......................................................................................................................... I II 第一章绪论 .. (1)1.1本课题研究的背景与意义 (1)1.2空气悬架技术发展概况 (2)1.2.1空气悬架发展历史 (2)1.2.2国外应用及技术研究状况 (3)1.2.3国内应用及技术研究状况 (4)1.3本课题研究的目的和内容 (5)目的: (5)内容: (5)第二章悬架概述及客车悬架方案的选定 (7)2.1 客车悬架的要求 (7)2.2方案确定 (7)2.3 空气悬架系统的特性 (8)2.4 悬架的分析 (8)2.5 混合式空气悬架 (9)2.6前悬架混合式空气弹簧设计 (11)2.6.1 设计依据 (11)2.6.2设计原则 (11)2.7 空气弹簧的结构 (11)2.8空气弹簧理论特性分析 (13)2.8.1空气弹簧的弹性特性 (13)2.8.2空气弹簧的负荷特性 (15)2.9 辅助机构设计 (17)2.9.1横向稳定装置 (17)2.9.2 横向稳定杆侧倾角刚度 (17)2.9.3横向稳定杆直径d (17)2.9.4缓冲块 (18)第三章后悬架复合式钢板弹簧设计 (19)3.1 钢板弹簧的布置方案 (19)┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊3.2 主副复合式钢板弹簧 (19)3.3设计依据 (19)3.4后悬架主、副弹簧刚度分配 (20)3.5钢板弹簧的静挠度 (20)3.6钢板弹簧的满载弧高 (21)3.7 钢板弹簧的断面形状 (21)3.8钢板弹簧主片长度的确定 (22)3.9钢板弹簧片厚的计算 (22)3.10 钢板弹簧片宽的计算 (23)3.11 钢板弹簧片数的计算 (24)3.12 钢板弹簧各片长度的计算 (24)3.13钢板弹簧刚度的计算 (25)3.14钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径的计算 (26)3.15 钢板弹簧的强度验算 (28)第四章减振器设计 (30)4.1相对阻尼系数ψ (30)4.2减振器阻尼系数δ的确定 (31)4.3最大卸荷力的确定 (31)4.4筒式减振器工作缸直径D的确定 (31)结论 (32)致谢 (33)参考文献 (34)┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊装┊┊┊┊┊订┊┊┊┊┊线┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊┊第一章绪论1.1本课题研究的背景与意义悬架是现代汽车上的重要组成之一,它把车架(或车身)与车轴(或车轮)弹性地连接起来。

悬架系统设计计算说明书

悬架系统设计计算说明书

1 悬架概述及悬架方案选定1.1 悬架的要求悬架的主要任务是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩,并且缓和路面传给车架(或车身)的冲击载荷,衰减由此引起的承载系统的震动,保证汽车行驶的平顺性;保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特征;保证汽车的操纵稳定性,使汽车获得高速行驶能力。

悬架由弹性元件、导向装置、减震器、缓冲块和横向稳定器等组成。

导向装置由导向杆系组成,用来决定车轮相对于车架(或车身)的运动特性,并传递出弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。

当用纵置钢板弹簧弹性元件时,它兼起到导向装置的作用。

缓冲块用来减轻车轴对车架(或车身)的直接冲撞,防止弹性元件产生过大的变形。

装有横向稳定器的汽车,能减少转弯行驶时车身的侧倾角和横向角所引起的震动[2]。

在对此电动车的设计中,对其悬架提出的设计要求有:(1)保证汽车有良好的行驶平顺性[3];(2)具有合适的衰减振动能力;(3)保证汽车具有良好的操纵稳定性;(4)汽车制动或加速时要保证车身稳定,减少车身纵倾;转弯时车身侧倾角要合适;(5)有良好的隔声能力;(6)结构紧凑、占用空间尺寸要小;(7)可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩。

1.2 方案确定要正确的选择悬架方案和参数,在车轮上下跳动时,使主销的定位角变化不大、车轮运动与导向机构运动压迫协调,避免前轮摆振;汽车转向时应使之稍有不足转向特性。

此电动车悬架部分结构形式选定为:(1)前悬采用麦弗逊式(滑柱连杆式)独立悬架(2)后悬采用对称式钢板弹簧(无副簧)2 悬架结构形式分析2.1 悬架的分析悬架可分为非独立悬架和独立悬架两类。

非独立悬架的结构特点是左右车轮用一跟整体轴连接,再经过悬架与车身(或车身)连接,如图3.1(a)所示;独立悬架的结构特点是左右车轮通过各自的悬架与车架(或车身)连接,如图3.1(b)所示[4]。

以纵置钢板弹簧为弹性元件兼做导向装置的非独立悬架,其主要优点是结构简单,制造容易,维修方便,工作可靠。

悬置系统设计计算

悬置系统设计计算

悬置系统发动机本身是一个内在的振动源,同时也受到来自外部的各种振动干扰。

引起零部件的损坏和乘坐的不舒适等。

所以设置悬置系统,把发动机传递到支承系统的振动减小到最低限度。

成功地控制振动,主要取决于悬置系统的结构型式、几何位置及悬置软垫的结构、刚度和阻尼等特性。

确定—个合理的悬置系统是一件相当复杂的工作,它要满足—系列静态及动态的性能要求,同时又受到各种条件的约束,这些大大增加了设计的难度。

一般来讲对发动机悬置系统有如下要求。

①能在所有工况下承受动、静载荷,并使发功机总成在所有方向上的位移处于可接受的范围内,不与底盘上的其他零部件发生干涉。

同时在发动机大修前,不出现零部件损坏。

②能充分地隔离由发动机产生的振动向车架及驾驶室的传递,降低振动噪声。

③能充分地隔离由于路面不平产生的通过悬置而传向发动机的振动,降低振动噪声。

④保证发动机机体与飞轮壳的连接面弯矩不超过发动机厂家的允许值。

悬置系统的激振源作用于发动机悬置系统的激振源主要如下:①发动机起动及熄火停转时的摇动;②怠速运转时的抖动;③发动机高速运转时的振动;④路面冲击所引起的车体振动;⑤大转矩时的摇动;⑥汽车起步或变速时转矩变化所引起的冲击;⑦过大错位所引起的干涉和破损。

作用在发动机悬置上的振动频率十分广泛。

按着振动频率可以把振动分为高频振动和低频振动。

频率低于30Hz的低频振动源如下:①发动机低速运转时的转矩波动;②在发动机低速运转时由于惯性力及其力偶使动力总成产生的振功;③轮胎旋转时由于轮胎动平衡不好使车身产生的振动;④路面不平使车身产生的振动;⑤由于传动系的联轴器工作不佳产生附加力偶和推力,使动力装置产生的振动。

频率高于30Hz的高频振动源如下:①在发动机高速运转时,由于惯性力及其力偶使动力总成产生的振动;②变速时产生的振动;③燃烧压力脉动使机体产生的振动;④发动机配气机构产生的振动;⑤曲轴的弯曲振动和扭振;⑥动力总成的弯曲振动和扭振;⑦传动轴不平衡产生的振动。

计算说明书_悬架系统

计算说明书_悬架系统

悬架系统1.整车有关参数1.1 轴距:L=2610mm1.2 轮距:前轮B1=1530mm后轮B2=1510mm1.3 轴荷(kg)1.4 前后轮空满载轮心坐标(Z向)1.4 前、后悬架的非簧载质量(kg):G u1=108kg G u2=92kg1.5 悬架单边簧载质量(kg)悬架单边簧载质量计算结果如下:前悬架:空载单边车轮簧载质量为M01=(795-108)/2=343.5kg 半载单边车轮簧载质量为 M03=(872-108)/2=382kg满载单边车轮簧载质量为M02=(891-108)/2=391.5kg 后悬架:空载单边车轮簧载质量为M1=(625-92)/2=266.5kg半载单边车轮簧载质量为M3=(773-92)/2=340.5kg满载单边车轮簧载质量为M2=(904-92)/2=406kg2、前悬架布置前悬架布置图见图1图1 T21前悬架布置简图3、前悬架设计计算3.1 前悬架定位参数:3.2 前悬架采用麦弗逊式独立悬架,带稳定杆,单横臂,螺旋弹簧,双向双作用筒式减震器。

(1) 空满载时缓冲块的位置和受力情况 空载时,缓冲块起作用,不受力 满载时,缓冲块压缩量为13.8mm ,(由DMU 模拟得知,DMU 数据引自T21 M2数据)。

根据缓冲块的特性曲线,当缓冲块压缩13.8mm 时,所受的力为:125N (2) 悬架刚度计算螺旋弹簧行程杠杆比:1.06悬架刚度为K 1= ((391.5-343.5)*9.8-125/1.06)/(5-(-15))= 17.62N/mm(3)前螺旋弹簧①截锥螺旋弹簧②螺旋弹簧行程杠杆比:1.06③刚度C1=K1*(1.06)2*0.9=17.62*(1.06)2*0.9=17.81N/mm(4)静挠度和空满载偏频计算空载时挠度 f 1= N 1/K 1=( M 01*9.8)/K 1=(343.5*9.8)/17.81=18.9cm静挠度 f 01= f 1 +(5-(-15))/10=20.9 偏频n: 空载为 Hz f n 15.19.18/5/511=== 满载为 Hz f n 09.19.20/5/50101===结论:前悬架偏频在1.00~1.45Hz 之间,满足设计要求。

实例悬架系统设计计算报告

实例悬架系统设计计算报告

实例悬架系统设计计算报告Document serial number【KK89K-LLS98YT-SS8CB-SSUT-SST108】编号:悬架系统设计计算报告项目名称:国内某车型项目代码: 007编制:日期:校对:日期:审核:日期:批准:日期:汽车设计有限公司2011年11月目次悬架系统设计计算报告1概述任务来源根据《新车设计开发项目协议书-007项目设计开发》的规定,悬架系统参考样车进行逆向设计。

悬架系统基本介绍该款车前悬架采用麦弗逊式独立悬架,后悬架采用整体式驱动桥钢板弹簧非独立悬架。

前悬架的结构形式图1 前悬架结构形式后悬架的结构形式图2 后悬架结构形式计算的目的通过计算,求得反映其悬架系统性能的基本特征量,为零部件开发提供参考。

计算内容主要包括悬架刚度、偏频、静挠度、动挠度、侧倾刚度和减振器阻尼等。

2悬架系统设计的输入条件表1 悬架参数列表3悬架系统偏频的选取及悬架刚度计算前后悬架固有频率的匹配应合理,对乘用车,要求前悬架固有频率略低于后悬架的固有频率,还要不允许悬架撞击车架(或车身)。

由标杆车试验数据得出(表2):表2 标杆车悬架刚度试验表由于左、右轮载做实验时存在误差,现取其平均值计算载荷,高度变化值。

由上表取值:前轴荷为556kg,后轴荷为620kg。

前轴荷为689kg,后轴荷为1017kg。

分别取对应载荷左右高度差平均值的差值得:前轴荷变化量为689-556=133kg,位移为;后轴荷变化量为1017-620=397kg,位移为 =;故前悬架刚度为:(133/2×)/=×104 N/m后悬架刚度为:(397/2×)/=×104 N/mmCn ⋅=π21 (Hz ) (1)代入样车空、满载前、后簧上质量得: 前悬空载偏频n 1空= ;后悬空载偏频n 2空=; 前悬半载偏频n 1半= ;后悬半载偏频n 2半=; 前悬满载偏频n 1满= ;后悬满载偏频n 2满=; 标杆车:空载时前后悬架的偏频比为, 半载时前后悬架的偏频比为, 满载时前后悬架的偏频比为。

悬架系统设计计算报告

悬架系统设计计算报告

悬架系统设计计算报告悬架系统设计计算报告⽬录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)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。

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。

实例-悬架系统设计计算报告分解

实例-悬架系统设计计算报告分解

编号:悬架系统设计计算报告项目名称:国内某车型项目代码: 007编制:日期:校对:日期:审核:日期:批准:日期:汽车设计有限公司2011年11月悬架系统计算报告目次1概述 (2)1.1 任务来源 (2)1.2 悬架系统基本介绍 (2)1.2.1 前悬架的结构形式 (2)1.2.2 后悬架的结构形式 (2)1.3 计算的目的 (3)2悬架系统设计的输入条件 (3)3悬架系统偏频的选取及悬架刚度计算 (3)4弹簧计算 (5)4.1 弹簧刚度的计算 (5)4.2 前螺旋弹簧钢丝直径的计算 (8)5悬架系统静挠度计算 (9)6悬架侧倾角刚度计算 (9)6.1 前悬架侧倾角刚度计算 (9)6.2 后悬架侧倾角刚度计算 (11)6.3 整车侧倾角刚度计算 (12)6.4 整车的侧倾力矩 (13)6.5 整车的纵倾计算 (15)6.5.1 纵倾角的计算 (15)7减振器参数的确定 (16)7.1 减振器阻尼系数的确定 (16)8参数列表 (18)参考文献 (21)悬架系统设计计算报告1概述1.1任务来源根据《新车设计开发项目协议书-007项目设计开发》的规定,悬架系统参考样车进行逆向设计。

1.2 悬架系统基本介绍该款车前悬架采用麦弗逊式独立悬架,后悬架采用整体式驱动桥钢板弹簧非独立悬架。

1.2.1 前悬架的结构形式图1 前悬架结构形式1.2.2 后悬架的结构形式图2 后悬架结构形式1.3 计算的目的通过计算,求得反映其悬架系统性能的基本特征量,为零部件开发提供参考。

计算内容主要包括悬架刚度、偏频、静挠度、动挠度、侧倾刚度和减振器阻尼等。

2悬架系统设计的输入条件表1 悬架参数列表3悬架系统偏频的选取及悬架刚度计算前后悬架固有频率的匹配应合理,对乘用车,要求前悬架固有频率略低于后悬架的固有频率,还要不允许悬架撞击车架(或车身)。

由标杆车试验数据得出(表2):表2 标杆车悬架刚度试验表由于左、右轮载做实验时存在误差,现取其平均值计算载荷,高度变化值。

6127悬架系统计算书

6127悬架系统计算书

编号:XML6127客车悬架系统设计计算说明书编制:蒲延良校对:龚子波审核:张焱批准:张焱厦门金龙旅行车有限公司二00五年一月一、设计原则1、保证客车有良好的行驶平顺性,在所有载荷范围内其固有频率尽可能不变,并且能使车身的振动迅速衰减。

2、保证客车有良好的行驶稳定性,悬架导向机构应使客车具有某种程度的不足转向性,在制动时应有抗“点头”作用和在加速时应有抗“仰头”作用。

3、保证有一定的使用寿命,重量轻,安全可靠。

充分利用本公司现有车型的总成及零部件,提高产品的“三化”水平,减少生产准备工作量。

二、整车有关参数根据车型总布置方案,提供下列数据作为本悬架设计的依据:轴距 ······································· L =6000mm 前轴轮距 ································ B 1=2080mm 后轴轮距 ································ B 2=1860mm 满载时整车重心高度 ············· h g =1300mm 轴荷(N )前轴轴荷 后轴轴荷 空载 43000 88000 满载57800110000参考类似车型估算:前悬架非簧载质量G u1=550kg ;后悬架非簧载质量G u2=1200kg 。

悬架设计计算

悬架设计计算
所以前弹簧的刚度Csf N/mm
n 255.7
13.2 5.731991004 5.731991004
l 3803.9 0.230383457
4.872192353 4.872192353
前悬架弹簧钢丝直径计算
根据刘惟信主编的《汽车设计》P489,弹 簧的刚度计算公式:
Cs
Gd 4 8Dm3 • i
1、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 n 1.4
前悬满载簧载质量 m
66.165
前悬架的刚度 K (N/mm) 5.11969541
2、前悬架的偏频计算
n Hz
3、前悬架静挠度的计算
前悬架垂向变形量(mm)
空载 1.643696318
悬架系统设计计算书
悬架系统设计的输入条件
项目
空载质心高(mm)
半载质心高(mm)
满载质心高(mm)
质心位置
空载质心到前轴距离 (mm)
半载质心到前轴距离 (mm)
前轮距(mm)
满载质心到前轴距离 (mm)
后轮距(mm)
轴 距(mm)
整车整备质量(kg)
最大总质量(kg)
空载
前轴荷(kg)
半载
满载
空载
I :稳定杆的截面惯性矩,
206000 1198.42247
d:稳定杆的直径,这里初步取: 其余参数由上图可得:
L1 mm L 2 mm L mm a mm b mm c mm
12.5
108.8 69.1 475.6
84 38 115.8
I πd 4 mm 4 64
横向稳定杆自身的角刚度Kbf N•mm/rad

实例悬架系统设计计算报告

实例悬架系统设计计算报告

编号:悬架系统设计计算报告项目名称:国内某车型项目代码: 007编制:日期:校对:日期:审核:日期:批准:日期:汽车设计有限公司2011年11月目次1概述 .................................................................1.1 任务来源 .............................................................1.2 悬架系统基本介绍 ......................................................1.2.1 前悬架的结构形式.....................................................1.2.2 后悬架的结构形式.....................................................1.3 计算的目的............................................................ 2悬架系统设计的输入条件.................................................. 3悬架系统偏频的选取及悬架刚度计算......................................... 4弹簧计算..............................................................4.1 弹簧刚度的计算........................................................4.2 前螺旋弹簧钢丝直径的计算 ............................................... 5悬架系统静挠度计算..................................................... 6悬架侧倾角刚度计算.....................................................6.1 前悬架侧倾角刚度计算...................................................6.2 后悬架侧倾角刚度计算...................................................6.3 整车侧倾角刚度计算.....................................................6.4 整车的侧倾力矩........................................................6.5 整车的纵倾计算........................................................6.5.1 纵倾角的计算........................................................ 7减振器参数的确定.......................................................7.1 减振器阻尼系数的确定................................................... 8参数列表.............................................................. 参考文献.................................................................悬架系统设计计算报告1概述1.1任务来源根据《新车设计开发项目协议书-007项目设计开发》的规定,悬架系统参考样车进行逆向设计。

悬架设计

悬架设计

货车前悬架设计1 程序说明本程序是货车前悬架设计计算程序。

本文中,悬架的设计包括钢板弹簧的设计和减震器的设计。

设计时,首先根据已知参数和目标参数初步选定其余的参数,再根据约束条件优化选择参数,然后进行强度校核,如不符合强度要求,再重新选择设计参数。

本程序主要分为以下几个部分: 1.1 钢板弹簧的设计已知参数:前桥负荷G=22600N ,前桥簧下部分负荷Gu=3400N ,悬架的静挠度fc=96mm ,动挠度50mm ,轴距Wb=4060mm ,u 形螺栓中心距s=100mm 。

目标参数:弹簧刚度c=102N/mm 。

. 1.1.1钢板弹簧尺寸参数的确定满载弧高常取a f =10~20mm ,这里取a f =10mm 。

对于货车前悬架来说,钢板弹簧主片长度L=(0.26-0.35)轴距,这里L=0.3Wb 。

而钢板弹簧其余各片长度是基于实际钢板各片展开图接近梯形梁的形状原则得出。

叶片的端部结构采用矩形端部结构。

对于对称钢板弹簧,修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩()()3048J L ks c E σ⎡⎤=-⎣⎦,钢板弹簧总截面系数])[4/()(F W w 0w ks L σ-=,所以钢板弹簧的平均厚度: 00/2h W J p =。

有了p h 以后,再选钢板弹簧的片宽b ,片宽与片厚的比值b/p h 在6~10范围内选取,这里取10。

矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩J0用下式计算,30/12J nbh =,根据此式,钢板弹簧片厚h 。

1.1.2 钢板弹簧的刚度验算采用共同曲率法对钢板弹簧的刚度进行验算,其公式为:)](/[6c 1131+=+-=∑k k nk k Y Y a E α,其中111++-=k k l l a ,∑==ki i J 1k /1Y ,∑+=+=111k /1Y k i i J 。

若得到的刚度与已知参数相差较大,则重新选择设计参数。

1.1.3钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算钢板弹簧总成在自由状态下的弧高()0c a H f f f =++∆,钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径0208/R H L =。

K61001悬架系统设计计算及运动学分析报告

K61001悬架系统设计计算及运动学分析报告

目录一、悬架系统设计计算 (3)1.概述 (3)1.1任务来源 (3)1.2悬架系统基本介绍 (3)1.2.1前悬架的结构形式 (3)1.2.2后悬架的结构形式 (3)1.3计算目的 (4)2.竞品车基本参数 (4)3.竞品车悬架系统计算 (4)3.1竞品车前悬架弹簧刚度计算 (4)3.2竞品车后悬架钢板弹簧刚度 (5)3.3竞品车前悬架刚度计算 (5)3.4竞品车后悬架刚度计算 (7)3.5竞品车前后悬架偏频计算 (7)3.6竞品车侧倾计算 (7)3.6.1竞品车前悬架的侧倾角刚度计算 (7)3.6.2竞品车后悬架的侧倾角刚度计算 (10)3.6.3竞品车整车的侧倾角刚度计算 (10)3.6.4竞品车的侧倾力矩及侧倾角计算 (10)3.6.5竞品车前、后悬架轮荷转移量计算 (13)3.7竞品车整车的纵倾角刚度及抗点头率、抗仰率计算 (15)4.设计车悬架系统计算 (20)4.1设计车前后悬架偏频和刚度匹配计算 (20)4.1.1设计车前悬架刚度计算 (20)4.1.2设计车后悬架刚度计算 (21)4.1.3设计车前后悬架偏频计算 (21)4.2设计车悬架静挠度的计算 (22)4.3设计车侧倾计算 (23)4.3.1设计车前悬架的侧倾角刚度计算 (23)4.3.2设计车后悬架的侧倾角刚度计算 (25)4.3.3设计车整车的侧倾角刚度计算 (26)4.3.4设计车整车的侧倾力矩计算 (26)4.3.5设计车前、后轮荷转移量计算 (28)4.4设计车纵倾角刚度及抗点头率、抗仰率计算 (29)4.4.1设计车纵倾角刚度计算 (29)4.4.2设计车抗点头率、抗仰率计算 (30)4.5 整车姿态角计算 (32)4.6设计车减振器参数的确定 (33)5. 设计车与竞品车悬架系参数对比列表 (36)二、悬架系统动运动学分析 (37)1概述 (37)2ADAMS模型的建立及分析内容 (37)3前悬架系统运动学仿真分析结果 (37)4前悬架系统运动学仿真分析结论 (40)悬架系统设计计算及运动学分析报告一、悬架系统设计计算1.概述1.1任务来源根据《新车设计开发项目协议书-K61001车型设计开发》内容,悬架系统参考样车进行优化设计。

悬架系统计算报告

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编号:版本号:V1.0 悬架系统计算报告项目名称:编制:校对:审查:会审:标准化:审核:批准:2014年 03月修订记录序号修订日期页码原文内容修订内容备注(修订原因)目次1 概述 (1)1.1 计算目的 (1)1.2 悬架系统基本方案介绍 (1)1.3 悬架系统设计的输入条件 (1)2 悬架系统的计算 (2)2.1 弹簧刚度 (2)2.2 悬架偏频的计算 (2)2.2.1 前悬架刚度计算 (3)2.2.2 前悬架偏频计算 (4)2.2.3 后悬架刚度计算 (4)2.2.4 后悬架偏频计算 (5)2.3 悬架静挠度的计算 (5)2.4 侧倾角刚度计算 (6)2.4.1 前悬架的侧倾角刚度 (6)2.4.2 后悬架的侧倾角刚度 (8)2.5 整车的侧倾角计算 (9)2.5.1悬架质量离心力引起的侧倾力矩 (9)2.5.2侧倾后,悬架质量引起的侧倾力矩 (9)2.5.3总的侧倾力矩 (10)2.5.4悬架总的侧倾角刚度 (10)2.5.5整车的侧倾角 (10)2.6 纵倾角刚度 (10)2.7 减振器参数 (11)2.7.1 减振器平均阻力系数的确定 (11)2.7.2 压缩阻尼和拉伸阻尼系数匹配 (13)2.7.3 减震器匹配参数 (13)3 悬架系统的计算结果 (14)4 结论及分析 (15)参考文献 (15)1 概述1.1 计算目的通过计算,求得反映MA02-ME100纯电动车悬架系统性能的基本特征,为零部件开发提供参考。

计算内容主要包括悬架刚度、悬架侧倾角刚度、刚度匹配、悬架偏频、静挠度和阻尼等。

1.2 悬架系统基本方案介绍MA02-ME100纯电动车前悬架采用麦弗逊式独立悬架带横向稳定杆结构,后悬架系统采用拖曳臂式非独立悬架结构。

前、后悬架系统的结构图如图1、图2:图1 前悬架系统图2 后悬架系统1.3 悬架系统设计的输入条件悬架系统设计输入参数如表1:表1 悬架参数列表项目开发目标车质心高(mm )空载483满载489 前轮距(mm ) 1299 后轮距(mm ) 1304 轴距(mm ) 2332 整车整备质量(kg ) 1100 最大总质量(kg )1400 前轴荷(kg )空载605 满载 630 后轴荷(Kg )空载495 满载770 前悬架非簧载质量(kg ) 49 后悬架非簧载质量(kg )432 悬架系统的计算 2.1 弹簧刚度根据KC 试验数据分析,选定弹簧刚度: 前悬架弹簧刚度为: mm N C sf /20=; 后悬架弹簧刚度为: mm N C sr /7.21=; 2.2 悬架偏频的计算悬架系统将车身与车轮弹性的连接起来,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固有频率,这是影响汽车行驶平顺性的重要性能指标之一。

悬架系统设计计算书

悬架系统设计计算书

悬架系统设计计算书悬架系统设计计算悬架系统设计的输⼊条件1、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n m K (N/mm)1.466.165 5.119695412、前悬架的偏频计算空载半载n Hz 1.643696318 1.4163481793、前悬架静挠度的计算空载半载前悬架垂向变形量(mm)91.88046599123.7446116 1.2、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/mm1.564.835 5.7590621992、后悬架的偏频计算项⽬空载半载n Hz 2.102514762 1.7020831043、后悬架静挠度的计算空载半载前悬架垂向变形量(mm)56.1549760885.68500616 2、弹簧刚度计算2.1、前悬架弹簧刚度计算b n l 255.7255.73803.9弹簧与下摆臂垂线的夹⾓(空间)a 、 rad 13.20.230383457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/mm 4.8721923534.872192353前悬架弹簧钢丝直径计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 800006iD Gd C m s ?=348G G i m D d 438GC D i d sm =d Gi1308.952131093弹簧钢丝直径为:10.mm2.2、后悬架弹簧刚度计算bn l327.2350.5350.5弹簧与与下摆臂垂线的夹⾓(空间)a rad 1.60.027925268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/mm 4.9573930464.957393046后悬架弹簧钢丝直径计算同样根据下⾯的公式吉⼤仿真后弹簧的刚度 N/mm 80000438GC D i d s m=61107.932236692弹簧钢丝直径为:8.0mm3、侧倾计算3.1、整车侧倾⾓刚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P79加速度为0.5g 时,车⾝的侧向⾓为2.5o 来计算悬架的刚度。

实例-悬架系统设计计算报告

实例-悬架系统设计计算报告

编号:悬架系统设计计算报告项目名称:国内某车型项目代码: 007编制:日期:校对:日期:审核:日期:批准:日期:汽车设计有限公司2011年11月目次1概述21.1 任务来源21.2 悬架系统基本介绍21.2.1 前悬架的结构形式21.2.2 后悬架的结构形式21.3 计算的目的32悬架系统设计的输入条件33悬架系统偏频的选取及悬架刚度计算34弹簧计算54.1 弹簧刚度的计算54.2 前螺旋弹簧钢丝直径的计算85悬架系统静挠度计算96悬架侧倾角刚度计算96.1 前悬架侧倾角刚度计算96.2 后悬架侧倾角刚度计算116.3 整车侧倾角刚度计算126.4 整车的侧倾力矩136.5 整车的纵倾计算156.5.1 纵倾角的计算157减振器参数的确定167.1 减振器阻尼系数的确定168参数列表18参考文献21悬架系统设计计算报告1概述1.1任务来源根据《新车设计开发项目协议书-007项目设计开发》的规定,悬架系统参考样车进行逆向设计。

1.2 悬架系统基本介绍该款车前悬架采用麦弗逊式独立悬架,后悬架采用整体式驱动桥钢板弹簧非独立悬架。

1.2.1 前悬架的结构形式图1 前悬架结构形式1.2.2 后悬架的结构形式图2 后悬架结构形式1.3 计算的目的通过计算,求得反映其悬架系统性能的基本特征量,为零部件开发提供参考。

计算内容主要包括悬架刚度、偏频、静挠度、动挠度、侧倾刚度和减振器阻尼等。

2悬架系统设计的输入条件表1 悬架参数列表3悬架系统偏频的选取及悬架刚度计算前后悬架固有频率的匹配应合理,对乘用车,要求前悬架固有频率略低于后悬架的固有频率,还要不允许悬架撞击车架(或车身)。

由标杆车试验数据得出(表2):表2 标杆车悬架刚度试验表由于左、右轮载做实验时存在误差,现取其平均值计算载荷,高度变化值。

由上表取值:前轴荷为556kg ,后轴荷为620kg 。

前轴荷为689kg ,后轴荷为1017kg 。

分别取对应载荷左右高度差平均值的差值得:前轴荷变化量为689-556=133kg ,位移为399.85-381.75=18.1mm ; 后轴荷变化量为1017-620=397kg ,位移为420.65-389.55 =31.1mm ; 故前悬架刚度为:(133/2×9.81)/0.0181=3.61×104 N/m 后悬架刚度为:(397/2×9.81)/0.0311=62.5×104 N/mmCn ⋅=π21 (Hz ) (1)代入样车空、满载前、后簧上质量得:前悬空载偏频n 1空= 1.38Hz ;后悬空载偏频n 2空=1.78Hz ; 前悬半载偏频n 1半= 1.27Hz ;后悬半载偏频n 2半=1.45Hz ; 前悬满载偏频n 1满= 1.22Hz ;后悬满载偏频n 2满=1.33Hz ; 标杆车:空载时前后悬架的偏频比为0.78, 半载时前后悬架的偏频比为0.88, 满载时前后悬架的偏频比为0.92。

keche悬架系统设计计算

keche悬架系统设计计算

一、状态参数的决定:1、静挠度fc:满载静止时,悬架上的载荷FW与此时悬架刚度C之比。

首先,选择悬架系统的偏频值,根据《汽车设计》(机械工业出版社P181)推荐值前悬架1.25,并且要求前悬架偏频要小于后悬架的,因此,后悬架偏频值选取1.3。

根据《汽车设计》公式:得出: =16cm =14.8另外,根据公式 ,其中,FW:悬架上的载荷;C:悬架刚度。

则:2、整车设计最大悬载质量参数:FW前=3500Kg; FW后=7500 Kg N/cm N/cm3、悬架动挠度的选取:根据《汽车设计》推荐值对于客车fd取5-8 cm,我们选取fd=8cm。

二、钢板弹簧状态参数的决定:1、满载弧高fa:满载弧高是指钢板弹簧装到车轴上,汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端(不包括卷耳半径)连线间的最大高度差。

《汽车设计》推荐值10-20mm,我们选取15mm。

2、钢板弹簧长度L的确定:钢板弹簧长度是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。

原则上,在总布置可能的条件下尽可能将钢板弹簧取长些《汽车设计》推荐值:前悬架L1=(0.26-0.35)轴距,后悬架L 2=(0.35-0.45)轴距。

“少林”6780底盘轴距为3800,我们实际选取L1=1400(36.8%),L2=1450(38.2%)3、钢板断面尺寸及片数的确定:钢板弹簧的刚度,强度可按照等截面简支梁的计算公式,引入挠度增大系数δ修正。

①总惯性矩J0的计算=28991.25(见汽车设计P184)k:“U”螺栓夹紧弹簧后无效长度系数(刚性夹紧取k=0.5)δ为挠度增大系数(先确定与主片等长重叠的片数n1,在估计一个总片数n0,求得η=2/3然后用初定δ。

δ=1.08s为“U”性螺栓中心距:96mmE:弹性模量取205800N/mm2②钢板弹簧总截面系数W0的计算:(汽车设计P184)其中汽车设计推荐在350-450Mpa选择,我们选择400,带入计算得=1478.75弹簧的平均厚度 =39.2mm三、钢板弹簧在自由状态下的弧高H0和曲率半径R0的计算H0=fc+fa+Δf 其中,fc、fa、Δf依次为静挠度、满载弧高和U型螺栓夹紧后引起的弧高变化。

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悬架系统设计计算悬架系统设计的输入条件1、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n m K (N/mm)1.466.165 5.119695412、前悬架的偏频计算空载半载n Hz 1.643696318 1.4163481793、前悬架静挠度的计算空载半载前悬架垂向变形量(mm)91.88046599123.7446116 1.2、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/mm1.564.835 5.7590621992、后悬架的偏频计算项目空载半载n Hz 2.102514762 1.7020831043、后悬架静挠度的计算空载半载前悬架垂向变形量(mm)56.1549760885.68500616 2、弹簧刚度计算2.1、前悬架弹簧刚度计算b n l 255.7255.73803.9弹簧与下摆臂垂线的夹角(空间)a 、 rad 13.20.230383457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前悬架弹簧钢丝直径计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 800006iD Gd C m s ∙=348G G i m D d 438GC D i d sm ∙∙∙=d Gi1308.952131093弹簧钢丝直径为:10.mm2.2、后悬架弹簧刚度计算bn l327.2350.5350.5弹簧与与下摆臂垂线的夹角(空间)a rad 1.60.027925268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后悬架弹簧钢丝直径计算同样根据下面的公式吉大仿真 后弹簧的刚度 N/mm 80000m D dd G438GC D i d s m∙∙∙=61107.932236692弹簧钢丝直径为:8.0mm3、侧倾计算3.1、整车侧倾角刚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P79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μ,质心到前后轴的距离为Lim D ddh1h210.6957.45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θ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μg 为重力加速度,取g=9.8m/s2 μ=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 N•mm/rad13443870.113.2 前后悬架侧倾角刚度1 前悬架螺旋弹簧作用的侧倾角刚度)(122111h h L L L h h -++=ΦK θθθθμ*+=-*+-*ΦΦ)(sin )(cos )(r f K K h H G h H m θθμ*+=-*+-*ΦΦ)()()(r f K K h H G h H m μ=Φ(*Hm K rf K K K ΦΦΦ+=弹簧中心线与下控制臂的垂线的夹角deg rad a 13.20.230383457参数l p 3803.93918.6前悬架的侧倾角刚度 N.mm/rad 1762455.145考虑衬套扭转时的刚度有约为15%~20%的影响;2.前横向稳定杆刚度计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,具体参数可由横向稳定杆简图得出:2)cos (21α⋅⋅=Φnlb p B C K s s sf ΦK ()()⎥⎦⎤⎢⎣⎡++++-=Φc b L ba L a L LEI K bf 22233124223式中:E :材料的弹性模量,N/mm 2;206000:稳定杆的截面惯性矩,1198.42247d:稳定杆的直径,这里初步取:12.5其余参数由上图可得:L 1 mm108.8L 2 mm 69.1L mm 475.6a mm 84b mm 38c mm115.8横向稳定杆自身的角刚度 N•mm/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15%~30%。

这里取20%,因此,横向稳定杆9343218.495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。

I 4464mm d I π=bfK Φ()()⎥⎦⎤⎢⎣⎡++++-=Φc b L ba L a L LEI K bf 22233124223bfK Φ'wb bfaf f f K K ⋅=Φϕ'af K Φw bf f bf K ϕ'0.57所以与之等效的车轮处侧倾角刚度为:N.mm/rad5325634.5423.前悬架侧倾角刚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 后悬架的侧倾角刚度1. 后悬架螺旋弹簧作用的侧倾角刚度wb f f wbbf af f f K K ⋅=Φϕ'af K Φafsf f K K ΦΦΦ+=K f K Φ弹簧中心线与下控制臂的垂线的夹角degrada 7.8160.136414932参数lp1907.4561891.333后悬架的侧倾角刚度 N.mm/rad 414406.3367考虑衬套扭转时的刚度有约为15%~20%的影响;2.后横向稳定杆刚度计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 N•mm/rad7088089.687后悬架横向稳定杆车轮处等效的侧倾角刚度为: N.mm/rad 5941374.083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式中 ——车轮处等效的侧倾角刚 ——横向稳定杆的侧倾角刚 ——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θ2)cos (21α⋅⋅=Φnlb p B C K s r sr ΦK f K K K ΦΦΦ+=f K Φsf f K K ΦΦΦ+=K sr r K K ΦΦΦ+=K wbbr ar f fK K ⋅=Φϕ'ar K ΦbrK ϕ'w bf f arK Φar K K K ΦΦΦ-=0.708686969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15%~30%。

这里取20%,因此,横向稳定杆 N.mm/rad 10898727.713.后横向稳定杆直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/mm 2;206000——稳定杆的直径,mm;L,mm;1185.33d ΦK br ()()42223312423128⎥⎦⎤⎢⎣⎡++++-*=Φc b L b a L a L E L K d b πbr K ϕ'wb f f br K ΦL 1,mm;166.39L 2,mm;109.64α,mm;125.16b ,mm 65.27c, m。

393.28I后悬架横向稳定杆的直径 mm12.39715355前角刚度 N.mm/rad 7088089.687后角刚度 N.mm/rad6355780.419前后总角刚度 N.mm/rad 13443870.11前后角刚度比1.115219413.4、整车的的纵倾角刚度在制动强度z =0.5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ΔGBrK ΦLmzgh G g==∆d式中:z :制动强度,;0.5 m :满载簧载质量Kg ;262 h g :簧上质心高mm (满载);452 L :轴距mm ;1905 g :重力加速度,m/s 29.8轴荷转移量 N304.607664前后悬架单边变形由公式S =ΔG/2C (C 为弹簧刚度)可得出前悬架单边变形S 1, mm 31.25981508后悬架单边变形S 2, mm 30.72256539整车纵倾角为 rad0.032536683纵倾角刚度为 N•mm/rad 17834565.563.4.2 “抗点头率”与“抗上浮率”的计算C1137.905C2200r16420.468r21154.625f10.76f20.24L1905Lmzgh G g==∆G ∆LS S 21+θ=()θθLs C s C K sr sfx21+=h 452“抗点头率”0.068799212“抗上浮率”0.1752091673.5 前后悬架阻尼计算1 相对阻尼系数ψ的选择项目前悬架后悬架2 减振器阻尼系数δ的确定减振器的阻尼系数δ为:式中: C ——为悬架刚度(N/mm); m ——满载簧载质量(kg)。

ω——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α时,如下图,减振器阻尼系数为伸张相对阻尼阻尼系数0.430.4平均相对阻尼阻尼系数0.30.3参考同类型车:取前悬平均相对阻尼系数ψf=0.3;取后悬平均相对阻尼系数ψr=0.3;这里根据 =(0.25~0.5) ,前悬取 =0.4 ,后悬取 =0.5 则前后悬架相对阻尼系数为:压缩相对阻尼阻尼系数0.170.2c ψr ψrψr ψc ψc ψr ψcψψωψψδm m c 22=*=mc /=ωdηsfη式中: i ——杠杆比;i=n/a ——减振器安装角;ω——为悬架固有(圆)频率;m ——满载单侧簧载质量(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: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)6678i 1 1.19α(︒)6.21.6a(rad)0.1082104120.027925268悬架固有(圆)频率ω8.796459429.42477795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 最大卸荷力F 0的确定αϖψδ22cos 2i m **=αc δr δδc δr δδ式中:A ——车身振幅,±40mm ; V x ——卸荷速度,取0.15~0.3m/s , ω——悬架固有(圆)频率这里取卸荷速度为 0.20.2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: N138.5585288工作缸直径 D 57.31754744缸筒直径与连杆直径之比0.5缸内容许最大压力33~4MPa弹簧刚度如果知道伸张行程时的阻尼系数δ0,最大卸荷力为: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:iA V x αωcos =x V F *=00δf F 0r F 0Dd /=λλ[]p前弹簧G 8300083000d 1610D 118118i712.9603776859.118577294.872192353后弹簧G 8300083000d 136D 106110i6.52.0378*******.27635397 4.957393046螺旋弹簧设计计算前悬后悬4.872192353 4.957393046633.53472493.465281681801031102、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悬架在压缩行程极限位置时弹簧的高度s C sC 438GC D i d s m ∙∙∙=mH i P i H mH mD m D sm C D d G i ∙∙∙=348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d97.55、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前悬后悬G 8000080000有效圈数 i 6.129366001 4.795276399总圈数 n7.629366001 6.29527639957.9884369538.217968726、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1169.5322161196.334536340.6380045164.5472088928.2341467770.9851001950.227223840.48279327、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C 14.4444444414.666666671.013208201 1.012946231cn ][σ][σsH s H i P i H s C s P mP 11f C P P s i -=22f C P P s i +=d D C m /='K 'K 'K )(m i s i m H H C P P -+=)(s i s i s H H C P P -+=(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 必须小于如下临前悬后悬1τ2τsτmaxτs τmax τmax τmax τ][63.0στ=c n 13.01)808.1(ec K n =)(][48.1)(74.01212ττσττ+--=e K c n 0H n H s i i C P H H /0+=diH H s n δ+=δd D C m /=m D f /))(89.611(811.0)(20λC D fcr m -+='K螺旋升角前悬后悬p5056D 130110a8.1272909646.11687444弹簧自由长度计算前悬后悬刚度 N/mm 4.8721923534.957393046吉大仿真 N/mm 33.530.234满载单侧簧载质量 kg 66.16564.835半载单侧簧载质量 kg 64.646450.3536空载单侧簧载质量 kg4833弹簧与悬架的夹角(空间) deg 13.21.6弹簧与悬架的夹角(空间) rad 0.2303834570.027925268满载时弹簧所受的轴向力 N 631.285112635.1352737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 N 629.3837124503.3396789半载时弹簧的变形量 mm 129.1787489101.5331393半载时弹簧的长度 mm168180297.1787489281.5331393))(89.611(811.0)(20λC D fcr m -+=空载时弹簧所受的轴向力 N467.3178738329.871338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3063034.872192353 4.95739304639.56220191989.0550477956.77685784.788975308119.724382730.31941587悬架参数汇总项目参数值空载前偏频H z 1.64空载后偏频H z 2.10空载前后偏频比0.78满载前偏频H z 1.40满载后偏频H z 1.50满载前后偏频比0.93半载前偏频H z 1.42半载后偏频H z 1.70半载载前后偏频比0.83前悬弹簧刚度N/mm 4.87后悬弹簧刚度N/mm 4.96前悬刚度N/mm 5.12后悬刚度N/mm 5.76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519.59悬架几何参数汇总项目参数值前轮外倾角(静态)0°车轮外倾角变化范围(±50mm)-0.17°~0.9°前轮前束(静态)0前轮前束变化范围(±50mm)-0.8°~0.01°主销内倾角(静态)8.9°主销内倾角变化范围(±50mm)7.7°~9.2°主销后倾角(静态) 3.19°主销后倾角变化范围(±50mm) 2.92°~3.52°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0~6m 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0~7.5后轮外倾角(静态)0°后轮前束(静态)0°计计算书ff f m n K 2)2(π=满载1.4满载(静挠度f)126.6514798 /mm满载1.5满载(静挠度f)110.3275113fffmnK2)2(π=fff mKnπ21=rrmnKr2)2(π=rrr mKnπ21=Kmgf=Kmgf=1001986.02972657.231.119596098p 3918.6; 这里取值为15%855.35416218.79,所以, 取为80000 MPa ;4.8721923532)cos (αlb pn K C f sf =22/(cos *())sf f C K P l n b α=-+1.147731552122815.2114683.60.999610115p350.4856.4683012219.021075.4883012)cos (αlb pn K C r sr =22/(cos *())sf f C K P l n b α=-+7.932236692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 o~5o的范围内。

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