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。
在确保各参数与标杆车保持基本一致的情况下进一步校核各设计参数，使其满足通用汽车的设计取值范围，从而确定零部件制造的尺寸参数，为零部件开发提供设计依据。
计算与校核的特征量主要包括悬架刚度、偏频、静挠度和阻尼等。
2悬架系统设计的输入条件整个计算过程中，除了标杆车的整车姿态以外，其余参数列入下表所示：表1 悬架参数列表车型LF7133设计值标杆车数据质心高（mm）空载450 430 满载511 491前轮距（mm）1465（设计值）1465（空载）后轮距（mm）1460（设计值）1460（空载）轴距（mm）2550（设计值）2550（空载）空载质量（kg）1100 1070满载质量（kg）1475 1445前轴荷（kg）空载676 642 满载788 735后轴荷（kg）空载424 428 满载687 710前悬架非簧载质量（kg）79.97 79.97后悬架非簧载质量（kg）68.55 68.553系统计算及验证3.1前悬架位移与受力情况分析通过对标杆车的特征检测，在参照标杆车整车姿态与悬架安装点的前提下，根据三维逆向设计数据的运动分析可知，所设计车型的螺旋弹簧中心点和车轮中心点在不同姿态下的行程如下：表2 前悬架位移弹簧行程（mm）车轮中心行程（mm）备注空载——满载23.5 25.2空载——反跳43.2 47.71).悬架在空载情况下，其受力简图如下：Mδ图3 前悬架刚度空载下计算示意图xk ==⇒⋅=FkFkxk Fk xk Fk G F F G λλ3150.0 N其中：G Fk ：前轮空载地面对与簧上质量的作用力；8.92)97.79676(2(⨯-=-=g M M G k Fk ）下=2920.5 N Fk λ ：车轮中心与弹簧受力点力比为；=︒⨯==6.14cos 26.211913.1901cos δλP K Fk 0.927另：为计算空载情况下悬架的刚度，车轮中心与弹簧受力点位移比sk λ可在此一并计算出，即sk λ为：13.19016.14cos 26.2119cos ︒⨯==K P sk δλ=1.079 2). 满载悬架位移与受力情况分析悬架在满载情况下，其受力简图如下：Mδ图4 前悬架刚度满载下计算示意图xm ==⇒⋅=FmFmxm Fm xm Fm G F F G λλ3700.0 N其中：G Fm ：前轮满载地面对与簧上质量的作用力；8.92)97.79788(2(⨯-=-=g M M G m Fm ）下=3469.3 N Fm λ ：车轮中心与弹簧受力点力比为；=︒⨯==0.10cos 3.240203.2219cos δλP K Fm 0.938另：为计算空载情况下悬架的刚度，车轮中心与弹簧受力点位移比sm λ可在此一并计算出，即sm λ为：03.22190.10cos 3.2402cos ︒⨯==K P sm δλ=1.066 3). 螺旋弹簧刚度计算车辆在从空载在满载运动过程中，螺旋弹簧的刚度可近似为线性刚度，则前螺旋弹簧刚度1S C 可由其空满载所受作用力的变化量和变化位移直接求出，带入上面所计算出的弹簧载荷值可得：5.231xk xm xk xm S F F ds F F ds dF C -=-===23.4 N/mm 标杆车的前螺旋弹簧试验刚度为20.7N/mm ，与设计值有所差别，主要时由于LF7133与标杆车在整车载荷上有相应的变化。
LF7133前轴空满载的载荷均较标杆车高，故而弹簧刚度需要适当提高。
4). LF7133前螺旋弹簧参数的确定考虑到整个前悬架系统在整车的布置情况，前螺旋弹簧中径、有效圈数均采用标杆车参数，仅对钢丝直径进行调整，即：前n D Gd Cs 314118= 41Gn 8D Cs d 311前=⇒≈12.7 mm式中：G ：为弹性剪切模量79000 N/mm 2Cs 1 ：为螺旋弹簧刚度 23.4N/mm D 1 ：为前螺旋弹簧中径 135.0 mmn ：为弹簧有效圈数 4.25圈，总圈数5.75圈。
5). 前悬架固有频率的计算悬架系统将车身与车轮弹性地连接起来，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振动频率，这是影响汽车行驶平顺性的重要性能指标之一。
前悬架固有频率：1m C n 31021⨯⋅=π （Hz ） 式中： m 1 ：前悬架簧上质量空载质量 m 1 =676-79.79=596.2kg ； 满载质量 m 1 =788-79.79=708.2kg ； C ：前悬架刚度，具体计算如下。
设悬架单边的刚度为C k ，弹簧受力与位移为F x 、x 。
根据悬架受力和位移情况，可将悬架的刚度通过一定的比例关系换算到螺旋弹簧处予以数值计算，则空载时前悬架刚度：skFk S sk Fk x k C x F ds dFC C λλλλ⋅=⋅===112222 2.40079.1927.04.2322211=⨯⨯=⋅==⇒skFk S k C C C λλ N/mm同理可设悬架单边的刚度为C m ，则满载时悬架刚度：smFm S sm Fm x m C x F ds dFC C λλλλ⋅=⋅===122222 2.41066.1938.04.2322212=⨯⨯=⋅==⇒smFm S m C C C λλ N/mm将各参数带入上式可得：空载偏频：n 空=1.31（Hz ） 满载偏频：n 满=1.21（Hz ）由于前悬架刚度在运动过程中会发生变化，对标杆车前悬架刚度进行试验，得出标杆车试验平均刚度为37.33 N/mm ，空满载频率为别为：1.297Hz 、1.192Hz 。
LF7133设计悬架空满载频率与其相当接近，可见LF7133前悬架固有频率取值比较合理。
3.2 后悬架位移与受力情况分析后悬架采用复合纵臂式半独立悬架。
参照标杆车对后悬架姿态及安装点参数确定后，通过对设计数模运动分析，可以得出车轮中心空满载行程为：65.9mm ，弹簧空满载行程：56.1mm 。
1). 空载悬架位移与受力情况分析该类型悬架在空载状态下，受力情况可简化如下：图5 空载后悬受力简图根据简图5，后螺旋弹簧提供弹性力的大小取决于汽车后部质量的分布以及车轮受力点与弹簧作用点的传递比，后部质量分布可由后轴轴荷和簧载质量分配关系直接进行量化。
则后螺旋弹簧所提供的弹性力为：Rk Rk xk Rk Rk xk G F G F λλ⋅=⇒⋅= =2105.89N其中：G Rk ：后轮空载下簧上质量分布的作用力；8.92)55.68424(2(k ⨯-=-=g M M G Rk ）下=1741.70 NRk λ：弹簧与车轮中心受力点传递比；===ab a K b P Rk cos 18.351cos 317.403cos cos λ 1.196a ：空载弹簧轴线与弹簧旋转力臂的夹角 a =16.1°；b ：空载车轮支持力与旋转力臂夹角 b =0.3°；2). 满载悬架位移与受力情况分析该类型悬架在满载状态下，受力情况可简化如下：图6 满载后悬受力简图同理弹簧满载时的作用力：Rm Rm xm Rm Rm xm G F G F λλ⋅=⇒⋅= =3497.2 N其中：G Rm ：后轮满载时簧上质量分布的作用力；8.92)55.68687(2(⨯-=-=g M M G m Rm ）下=3030.4 NRk λ：弹簧与车轮中心受力点传递比为；=︒⨯︒⨯==152.10cos 18.351677.8cos 317.403cos cos a K b P Rm λ 1.154a ：满载弹簧轴线与弹簧旋转力臂的夹角 a =10.2°；b ：满载车轮支持力与旋转力臂夹角 b =8.7°；3). 螺旋弹簧刚度计算后悬在空满载情况下弹簧形变△s ，由前知△s =56.1mm 。
弹簧刚度近似认为线性变化，则螺旋弹簧刚度：1.562xkxm xk xm S F F s F F s F C -=∆-=∆∆==25.24N/mm 标杆车的后螺旋弹簧试验刚度为25.55N/mm ，由于标杆车后轴载荷与LF7133相当接近，故此弹簧设计刚度值应与标杆车值相当接近，计算所得设计数据是合理的。
4). LF7133后螺旋弹簧参数的确定：考虑到整个后悬架系统在整车的布置情况，后螺旋弹簧中径、有效圈数均采用标杆车参数，仅对钢丝直径进行调整，即：后n 8D Gd Cs 3242=242G n 8D Cs d 322后=⇒≈12.3mm 式中： G ：为弹性剪切模量79000 N/mm 2Cs 2 ：为螺旋弹簧刚度 25.24 N/mmD 2 ：为前螺旋弹簧中径 118.0 mmn ：为弹簧有效圈数 5.5圈，总圈数6.75圈5). 后悬架固有频率的计算后悬架固有频率：1m C n 31021⨯⋅=π （Hz ） 式中： m 1 ：后悬架簧上质量空载质量 m 1 =424-68.55=355.45 kg ；满载质量 m 1 =687-68.55=618.45 kg ；C : 后悬架刚度；设悬架单边的刚度为C k ，弹簧受力与位移为F x 、x ，弹簧刚度C s2=F x / x 。