同捷汽車懸架設計作業(yè)指導書-

1、上海同濟同捷科技股份有限公司文件名稱:汽車懸架系統(tǒng)設計作業(yè)指導書文件編號:YJY·P·0014·A1-2004 歸口部門:研究院文件版本號: A1 頁碼: 1/46文件編號:YJY· P·0014·A1-2004文件名稱:汽車懸架系統(tǒng)設計作業(yè)指導書編制:日期:審核:日期:批準:日期:發(fā)布日期:年 月 日 實施日期:年 月 日前言為使本公司汽車懸架設計規(guī)范化,參考國內外汽車懸架設計的技術要求,結合本公司已經開發(fā)車型的經驗,編制本汽車懸架設計指導書。意在對本公司設計人員在懸架設計的過程中起到一種指導操作的作用,讓一些不熟悉或者不太熟悉懸架

2、設計的員工有所依據,在設計的過程中少走些彎路,提高汽車懸架設計的效率和精度!本作業(yè)指導書將在本公司所有車型懸架開發(fā)設計中貫徹,并在實踐中進一步提高完善。本標準于2004年XX月XX日起實施。本標準由上海同濟同捷科技股份有限公司技術總監(jiān)室提出。本標準由上海同濟同捷科技股份有限公司技術總監(jiān)室負責歸口管理。本標準主要起草人:張?zhí)祉?1. 懸架系統(tǒng)設計流程 3 42. 懸架設計的基本要求:2.1懸架設計應滿足技術協議中相關要求。2.2懸架設計應執(zhí)行國家標準和企業(yè)標準。2.3懸架設計應符合總布置方案和結構尺寸應滿足設計硬點要求。2.4產品設計中貫徹系列化、標準化、通用化。2.5產品設計中應考慮到加工、裝

3、配、安裝調試、維修的方便性和經濟性。2.6借用件中逆向測繪的孔徑及位置尺寸要圓整,公差和形位公差標注正確。3. 任務分析3.1 懸架明細表一套(借用件明細表一套;標準件明細表一套;設計件明細表一套;3.2 懸架爆炸圖一套;3.3前后懸架完整裝配數模一套;3.4技術報告:3.4.1 懸架選型報告;3.4.2懸架剛度與阻尼匹配報告;3.5懸架圖紙一份。4. 設計要點4.1 引用標準4.1.1汽車懸掛系統(tǒng)的固有頻率和阻尼比測定方法,見GB/4783-19844.1.2汽車平順性名詞術語和定義,見GB/4971-19854.1.3汽車平順性脈沖輸入行駛實驗方法,見GB/5902-19864.1.4汽車

4、平順性隨機輸入行駛試驗方法,見GBT/4970-19964.1.5汽車操縱穩(wěn)定性試驗方法,見 GB/T-6323.1-1994GB/T-6323.1-1994GB/T-6323.3-1994GB/T-6323.4-1994GB/T-6323.6-19944.1.6汽車操縱穩(wěn)定性指標限值與評價標準,見GB/T13047-91564.1.7汽車懸架用螺旋彈簧 臺架試驗方法,見JB-3824-1984 4.1.8關于標準轉號的說明, 見QCT-491-1999 QCT-545-1999 4.1.9汽車產品零部件編號規(guī)則, 見QCT-265-1999 4.2設計參數 4.3懸架定位參數狀態(tài)序號項 目(

5、以某項目為例-空載輪距(mm1525 主銷后傾角(° 2°21 主銷內傾角(° 10°53 外傾角(° -24 1前輪 定位參數前束(° -15 輪距(mm 1520 外傾角(° -1°34 2后輪定位參數前束 (°-373 軸距(mm 24805. 系統(tǒng)設計 5.1常用的懸架型式: 5.1.1麥弗遜懸架5.1.2 雙橫臂懸架 5.2 定位參數: 5.2.1軸距L : 5.2.1.1定義從前橋軸心至后橋軸心測得的距離5.2. 1.2性能影響對行使性有決定性的影響。5.2.1.3軸距的選擇與汽車長度相比,大

6、的軸距可以使乘客合理的安置在車橋之間,從而減小負荷對載荷分配的影響。并且車身的前懸部分和車身的后懸部分都較短,使縱傾振動8的趨勢下降,這樣可以采用較軟的彈簧,提高行使平順性。相反,軸距較短則使轉彎輕便,即同樣的轉向輪轉角下,轉彎直徑較小。在前輪驅動型式的車輛中優(yōu)先采用較長的軸距。對于標準驅動形式的轎車來說,軸距較長就要求萬向節(jié)軸分段,比值K1可以作衡量依據。在現在轎車中這個值為:60.01=車輛長度軸距k汽車越小,K1值應越大。軸距一般在L=2150-3070之間。 5.2.1.4參考數據項 目 參考車型 樣車數據(mmAm-10 中華 2790 Am-11 豐田rav4 2480 Am-12

7、 豐田花冠 2603 Am-13雷諾26855.2.2輪距: 5.2.2.1定義:車輪接地點的間距。5.2. 2.2性能影響前輪距bV 和后輪距bh ,對汽車的曲線行使性能和側傾具有決定性的影響。5.2.2.3輪距的選擇輪距應盡可能大,但其與汽車寬度的比值不能超過一個給定值。目前轎車的的輪距為bv ,h=1205-1550。比值kB 可作為衡量寬度利用率的參數,它盡可能大:86.081.0=車輛寬度輪距B k5.2.2.4參考數據項 目 參考車型 樣車數據(mm Am-10中華1565/1560Am-11 豐田rav4 1525/1520Am-12 豐田花冠Am-13 雷諾1506/1506(

8、1514/15145.2.3主銷內傾角:5.2.3.1定義:主銷內傾角是指主銷軸線與汽車縱向中心平面之間的夾角。主銷偏移距是指主銷軸線與路面的交點至車輪中心平面之交線NN距離rs。5.2. 3.2性能影響影響轉向回正力矩的大小。5.2. 3.3主銷內傾角的選擇在現代轎車中,它們的取值如下:=11°14°30通常情況下rs=-18+30mm5.2. 3.4參考數據項目參考車型樣車數據Am-10 中華(虛擬主銷Am-11 豐田rav4 10°53Am-12 豐田花冠10°35Am-13 雷諾10°25´5.2.4主銷后傾角:5.2.4.1

9、定義:主銷后傾角是指主銷軸線EG在x z平面上的投影與過車輪中心的垂直線之間的夾角?；蛘哂玫孛嫔宵cK和N之間的靜力表示,稱之為主銷后傾拖距nk。9 105.2. 4.2性能影響影響直線行駛性能。5.2.4.3主銷后傾角的選擇轎車主銷后傾角一般為0.53°5.2.4.4參考數據項目參考車型樣車數據Am-10 中華(虛擬主銷Am-11 豐田rav4 2°21Am-12 豐田花冠2°59Am-13 雷諾5°23´5.2.5車輪外傾角:5.2.5.1定義:外傾角是指車輪中心平面和道路平面垂直線之間的夾角。如果車輪上部向外傾斜,外傾角取正值。5.2. 5

10、.2性能影響使車輪盡可能垂直于稍許有點拱形的路面滾動,并使磨損均勻和滾動阻力小。5.2.5.3車輪外傾角的選擇轎車的前輪通常設計得具有微小的正外傾角,外傾角值為:= 5' 10 即約0.1為了獲得良好的輪胎轉彎側偏性能,目前轎車空載時前懸架基本上具有微小的正外傾角,而加載狀況下則取有輕微的負值外傾角。后輪一般為負的外傾角,大小為-1º-1º30'。5.2.5.4參考數據樣車數據項目參考車型前輪后輪Am-10 中華+0º28' -0º50'Am-11 豐田rav4 -24 -1°3411Am-12 豐田花冠-0&#

11、176;08 -1°30Am-13 雷諾'+0°11 -1°24´5.2.6前束(后束:5.2.6.1定義是指在靜止的汽車上(參考狀態(tài)下汽車縱向中心平面和地面靜態(tài)前束角V的交線之間的角度。如果車輪的前部靠近汽車縱向中心平面,則前束為正值;反之則為負值(也稱為后束角。靜態(tài)總前束角是左右車輪前束角之和。前束可用角度或長度表示12如果前束用長度(mm表示。那么前束是指差值V=B-C即左右車輪輪輞邊緣后部間距大于前部的余量。前束應在空載時車輪停在直線行使位置的狀態(tài)下,在車輪中心高度上測量。V 和車橋上的兩個車輪有關。在用角度表達的形式下,車輪前束角v與車

12、輪側偏角相當。 前束V是指B-C的差值,單位為mm,在車輪中心高度處的輪輞邊緣上5.2.6.2性能影響為了達到確定的行使性能所需要的。減少由于輪胎外傾引起的滾動阻力加大以及直線行使能力損害。5.2.6.3前束的選擇一般前束的選擇對應于車輪外傾角的選擇,正的車輪外傾角對應于正前束,負的外傾角對應于負前束(即后束?，F在的轎車設計中,前懸架車輪外傾角有減小的趨勢,接近于0°,隨著車輪外傾角的變化,前輪前束也有減小的趨勢,取值接近于0°。5.2.6.4參考數據樣車數據項目參考車型前輪后輪Am-10 中華+5' +4'Am-11 豐田rav4 -16´ -5

13、´Am-12 豐田花冠8 -4Am-13 雷諾-5 205.2.7 定位參數的測量:1314懸架定位參數一般用四輪定位儀測量。 在測量中應注意以下幾點: a .測量的狀態(tài),空載或者是滿載; b .在四輪定位儀上進行車輪的調正;c .一次測量完成后,將測量車輛駛離試驗臺,開出去轉一圈后再重復測量一次,兩次的定位參數試驗值誤差不超過10。5.3 懸架剛度5.3.1 對彈性元件的要求公路車輛的彈性元件及阻尼元件主要影響車輛的下述性能:a.行駛平順性;b.行駛安全性;c.操縱穩(wěn)定性;d.車身的側傾。彈性元件設計得愈軟,車身的側傾就愈大。采用低剛度(符號Cv,h 和大行程的彈簧,是獲得良好的行

14、駛平順性,降低縱傾振動和增大車輪的地面附著性的前提。后者還滿足了對行駛安全性的要求。但總的彈性特征還取決于一些其它的因素以及與各構件的共同作用。主要是:a. 車輛總質量;b. 軸荷分配;c. 彈簧的結構型式和布置形式;d. 橫向穩(wěn)定桿;e. 支座件;f. 減振器及其支承;g. 非簧載質量;h. 發(fā)動機的懸置結構型式; i. 軸距; j. 輪距; k. 輪胎。 5.3.2 質量、振動頻率和彈簧剛度為了確定振動頻率和彈簧剛度,必須要知道在設計位置和額定總質量(下標Z 為額定下的前橋軸載質量m vt (及m vz 和后橋軸載質量m ht (及m hz 。大部分情況下先得出滿載狀態(tài)下的后橋軸載質量m

15、hz ,然后據此由額定總質量m gz 得出前橋軸載質量m vbe (下標be 為加載狀態(tài): hz gz vbe m m m = (kg(5.3.1根據軸載質量和非簧載質量(折算在整根車橋上m uv 和m uh 可算出車身(車體分配在前后車車橋(折算到單側車軸上的質量m lwv 和m lwh:152uv v lwv m m m =,2uhh lwh m m m = (5.3.2及5.3.3 非簧載質量包括車輪質量和車輪轉向節(jié)質量。后者可以是二個回轉軸承和轉向主銷質量,但在非獨立懸架中則是包括差速器在內的車橋整體總質量。此外還有那些車橋與車身或車架之間的連接構件的質量的一半。這些構件是:a .擺臂

16、; b .驅動半軸; c . 橫向推力(Panhard 桿;d .鋼板彈簧或螺旋彈簧、扭桿彈簧等;e .萬向節(jié)軸; f . 減振器;g .轉向橫拉桿等。它們的另一半質量應計入車身質量中。扭桿彈簧是固定在車身底板上的,它的質量也算 是簧載質量。用于非驅動橋的獨立懸架,非獨立懸架和復合式懸架折算在整根車橋上的質量(根據車輛和輪胎的大小不同為:kg m h uv 9050,=用于驅動橋的獨立懸架稍重些,相應質量為:kg m h uv 9050,=用于驅動橋的非獨立懸架的質量還要包括差速器在內:kg m h uv 140100,=為了進行懸架設計,必須知道懸架剛度c v,h 。在設計圖紙上,剛度作為測

17、量值,其單位為N/mm 。相反,在所有的計算中,剛度的單位為N/m 。不了解這個規(guī)定,就可能產生位置誤差。只要列出尺寸鏈方程,即可察覺這點。按國際單位,計算圓頻率的公式如下(圖5.3.3:m c=kg m N 以1N=12s mkg 代入,其單位為: 12=s kgm s mkg 為了得到在研究彈簧時使用的振動頻率,將圓頻率n v,h 乘以系數:60/2=9.55 (s/min對于車身而言,在忽略阻尼以及支座與輪胎的影響時,可把公式表達(帶下標為:hlwv hv h v m c n ,55.9= (min -1 (5.3.4 在計算一側車橋(前和后的振動頻率時,應采用單位為N/m 的輪胎剛度c

18、 Rv,h 和一半的車16橋質量,單位為kg :2/,h uv h luv m m = (5.3.5輪胎在滾動時,其剛度會增大,應采用系數k F 來加以修正,大致為:當速度為120km/h 時,k F =1.04,速度每增加30km/h ,剛度增大1%。于是車輪振動頻率的計算式為(圖5.3.4:hluv hv h Rv F h nv m c c k n ,55.9+=(min -1(5.3.6 圖5.3.3 在簡單的振動系統(tǒng)中,車身振動頻率n v ,h (前和后的大小取決于車身分配在前后車橋上的質量m 1wv ,h 和彈簧剛度彈簧特性呈線性時,彈簧剛度等于力除以位移:C v ,h =F/S 。

19、彈簧特性呈非線性時,彈簧剛度為在一個極小的位移s 下力的變化量F :C v ,h =F/S (亦見圖5.3.7圖 5.3.4 車輪振動頻率n Rv ,h是一側車橋質量m 1wv ,h 、車身彈簧剛度C v ,h 、輪胎剛度C Rv ,h 和阻尼系數K v ,h 的函數。行駛車速也對它有附加影響在采用鋼制彈簧的轎車中,車輪中心垂直振動頻率為:前:n v =60/min80/min后:n h =70/min90/min出于平順性要求,應力求使n v 60/min 。這在中低檔轎車的前懸架中可以辦到。相反,只有當汽車裝有水平調節(jié)裝置時,才可在后懸架中達到這一要求。由于在乘坐1人和滿載狀態(tài)下,車輪載荷

20、不同(圖5.3.5和5.3.6,從而難以將彈簧設計得很軟。根據設計規(guī)定的振動頻率n v ,可通過改寫后的式5.3.4來計算懸架剛度c v,h :h lwv h v h v m n c ,2,011.0= (N/m (5.3.7式中振動頻率單位為min -1,質量單位為kg 。 圖5.3.4a Renault 牌轎車前輪彈簧的特性曲線縱坐標為輪荷(單位kg ,橫坐標為車輪跳動量(單位mm 圖示的彈簧特性較軟,故需要有限位塊。如果缺少拉伸行程限位塊,則前輪有可能從零位置(汽車中乘坐3名質量為68kg 的乘員時的位置下落距離s 0=308。如果沒有輔助彈簧,車橋將在F Fmax =3.32的力作用下

21、碰撞限位塊。限位塊受到的剩余力(單位KN 在圖中標出。從圖中可見,由于輔助彈簧的作用,特性曲線斜率遞增。如果限位塊布置在減振器內,懸架的變形也計入在特性曲線中。車身彈簧剛度為:c vt =s F =207.061.132.3c vt=8.26kN/m=8.3N/mm用一輛前輪驅動型式車輛的前輪彈簧為例,給出了相應于下限的載荷狀態(tài)(即僅乘坐1人下的數據:前橋軸荷質量m v=500kg非簧載質量m uv=80kg設計振動頻率n v=60/min根據式5.3.2和5.3.7:m lwv=(500-80/2=210kg011.02=602108316c N/m c v=8.3N/mm=v圖5.3.4a

22、所示為了通過計算得出的懸架彈性特性曲線。圖中以零位置(即車中乘坐3人時的位置為分析原點,縱坐標為輪荷,橫坐標為測出的彈簧行程。從中可分析車輪接地點上的載荷變化。反之,根據已知的懸架彈性特性曲線,亦可得到不同加載狀態(tài)下的彈簧剛度。當曲線在常用行程內延長,即可得到端點出的載荷差(在此為338.5 kg和164 kg。將其乘以9.81,并除以通過總行程(s g=207mm,便可得出彈簧剛度。在圖下面列出的公式中的力的單位為kN.。當特性曲線呈非線性時,需在曲線上對應所考慮的載荷狀態(tài)的點處作切線,才能得載荷對位移的導數值。圖5.3.7舉出了一個有關設計質量下的例子。根據彈簧剛度、軸荷質量及預估的車橋質

23、量可以計算出振動頻率。其精度大都高于有振蕩試驗得出的結果,因為大部分汽車都帶有導向式彈簧柱或減振器柱,由于在這些構件中存在內摩擦,所以很難得到正確的結果。6.零部件設計6.1. 螺旋彈簧設計 6.1.1設計要點:在三維設計過程中,彈簧應建立自由狀態(tài)、預緊狀態(tài)和設計狀態(tài)的數模。在彈簧零件圖紙上亦應表示出這幾種狀態(tài)的長度尺寸。注意彈簧的型式:圓柱形、錐形、鼓形等軸距及不等軸距的螺旋彈簧。另外還應清楚以下幾個要點:6.1.1.1端部型式:6.1.1.2總圈數:6.1.1.3有效圈數:6.1.1.4旋向:左旋或右旋6.1.1.4中徑:6.1.1.4簧絲直徑:6.1.1.5技術要求:表面不允許有裂紋,脫

24、碳;劃傷,麻點,斑痕,氧化皮,銹蝕,分層等缺陷;成品噴丸處理,表面覆蓋率要求96%以上;成品作強壓處理,永久變形試驗,探傷試驗;熱處理硬度一般為HRC40-45;其余按JB3823-84執(zhí)行。6.1.2剛度計算公式:通常使用的圓柱螺旋彈簧設計公式是在假設螺旋角0的情況下推導得出 的,因而這些公式只適用于螺旋角較小的情況。43384Gdn FD GI nFD f p = 38dFD K= 式中:n :彈簧的有效圈數;D :彈簧的中徑;d :彈簧材料的直徑;G :彈簧材料的切變模量;C :旋繞比,dD C /=; K :曲度系數,或應力修正系數,常使用公式C C C K 615.04414+=計算

25、。 根據這兩個公式,就可以計算小螺旋角圓柱螺旋彈簧的彈簧剛度、有效圈數和變性能等的計算公式了。 對于工程使用的大螺旋角壓縮螺旋彈簧的變形f 計算可使用下式:+=EI GI n FD f p 223sin cos cos 4 對于一般的圓形截面材料極慣性矩32/4d I p =,慣性矩64/4d I =代入上式得:+=cos sin 2cos 8243E G Gd n FD f F : 作用于彈簧的軸向載荷;D : 彈簧中徑;n : 彈簧有效工作圈數;: 彈簧螺旋角;d : 簧絲直徑;E : 彈簧材料的彈性模量;G : 彈簧材料的切變模量;38dFD K= 根據這兩個公式,就可以計算小螺旋角圓柱

26、螺旋彈簧的彈簧剛度、有效圈數和變性能等的計算公式了。 6.1.3設計校核:6.1.4試驗描述:檢查試驗樣件的完好性;參考JB3824汽車懸架用螺旋彈簧 臺架試驗方法確定試驗;根據彈簧的工作負荷高度及工作變形量確定試驗的行程,確定的試驗行程必須大于工作變形量且小于壓并行程;依照確定的試驗行程對彈簧預壓縮三次后,由自由高度起至試驗行程止繪制靜剛度曲線(位移-力,重復兩次,兩次試驗的曲線必須較好地重合在一起,誤差不大于2%;6.1.5參考數據:6.1.5.1一般使用材料:60Si2CrA(GB/T1222-84;冷卷油淬火鋼絲 SAE 9254V SWI2006.1.5.2螺旋彈簧剛度:轎車懸架螺旋

27、彈簧的剛度一般為2040N/mm。6.2 減振器設計 6.2.1設計要點:在三維設計過程中,減振器應建立自由狀態(tài)、預緊狀態(tài)和設計狀態(tài)的數模。在減振器零件圖紙上亦應表示出這幾種狀態(tài)的安裝尺寸。另外還應清楚以下幾個要點:6.2.1.1結構型式:減振器有單筒減振器、雙筒減振器;有充氣式或充液式。6.2.1.2總行程:根據減振器在懸架中安裝位置和安裝型式的不同,設計減振器的總行程。6.2.1.3 阻尼系數懸架的相對阻尼系數一般為0.250.35之間?？紤]內摩擦的大小選定其具體設計值。6.2.3試驗描述:a依照QC/T545的要求進行示功試驗,并繪制示功圖;b依照QC/T545的要求進行速度特性試驗,繪

28、制速度特性曲線?？蓞f商確定采用方法(直接記錄法,多工況合成法,確定采用的試驗速度;c標定行程;d卸荷速度及壓力;e試驗單位建議的項目其他:針對具體送檢樣件應注明狀態(tài)(如充氣式減振器應標記壓力;提供曲線數據,并標記極值。6.2.4參考數據減振器在側向力100kg;溫度80±5°,500萬次試驗后,其衰減率不超過20 %,6.2.4.1 減振器速度-阻力曲線 6.2.4.2 減振器示功圖 6.3. 緩沖塊設計(行程限位塊緩沖塊,也稱為行程限位塊,它的主要作用為限制車輪的上跳行程,防止減振器限位(超載失效,長的緩沖塊也起輔助彈簧的作用,通過將具有線性的鋼制彈簧與具有遞增特性的輔助

29、彈簧進行組合,可在設計中獲得所需的彈性特性曲線。 6.3.1設計要點:6.3.2計算公式:6.3.3設計校核:6.3.4試驗描述:依照確定的試驗行程對緩沖塊預壓縮三次后,由自由高度起至最大試驗行程止繪制靜剛度曲線(位移-力;在試驗過程中觀察顯示器上的試驗曲線變化,在曲線經過斜率變化較大的一段到顯著變化的一段時停止(一般是緩沖塊壓縮到1/22/3處;重復兩次,兩次試驗的曲線必須較好地重合在一起,誤差不大于2 %;改變加載速度;重復一次上述試驗。6.3.5參考數據6.3.5.1 一般使用材料:聚氨脂,天然橡膠,丁晴橡膠6.3.5.2 緩沖塊剛度曲線: 6.3.5.3 對于減振器上安裝座,一般在&#

30、177;5mm內,其剛度為714±69N/mm;到10mm時為其拐點受力為11000N。其曲線趨勢如同緩沖塊,在整車狀態(tài)設計中應考慮到這一點。(此經驗來自R11項目6.3.5.3 技術要求臺架試驗,40萬次后,區(qū)域偏移3mm;壽命10萬公里(一般汽車上的零部件壽命要求都是如此,例如穩(wěn)定桿、彈簧;6.4 穩(wěn)定桿設計 6.4.1設計要點:設計穩(wěn)定桿時,除了穩(wěn)定桿的剛度需匹配外,還特別要注意穩(wěn)定桿行程也應匹配、校核,保證在懸架上跳極限、下跳極限位置時有足夠的轉角行程。6.4.2橫向穩(wěn)定桿的側傾角剛度C b 計算公式: (+=c b L b a L a L EIL C b 222331242

31、23式中:644d I f =E 為彈性模量 E=206000 N/mm 26.4.3設計校核:6.4.4試驗描述:6.4.5參考數據6.4.5.1 一般使用材料:65Mn GB/T1222-1984;55Cr36.4.5.2 技術要求穩(wěn)定桿安裝長度公差±1;兩端吊桿安裝孔長度公差±1;去除銳角、飛邊、毛刺;尺寸公差按GB/T1804-m ;角度公差按GB/T1804-m ;熱處理硬度HRC4348;表面噴丸強化處理;表面噴涂黑漆按QC/T484-1999汽車油漆涂層的TQ6執(zhí)行;壽命在10萬公里以上。6.4.5.3 穩(wěn)定桿的扭轉剛度:6.5 穩(wěn)定桿吊桿的設計 6.5.1設

32、計要點:設計時應校核穩(wěn)定桿吊桿的長度,是否符合穩(wěn)定桿轉角行程的需要;穩(wěn)定桿球頭轉角行程是否符合穩(wěn)定桿轉角行程的需要;球頭脫出力是否符合設計需要;球頭螺紋規(guī)格是否與選擇的標準件匹配;6.5.4試驗描述:6.5.5參考數據球頭脫出力一般大于980N;球頭銷的一般使用材料:40Cr GB3077、45#;球頭尺寸公差(-0.05 ,0卡簧的一般使用材料:65Mn 厚1.0寬1.5的扁鋼絲底蓋的一般使用材料:20# GB710-88;油杯(外護罩的一般使用材料:黑色耐油橡膠;球頭腔應填充適量油脂,連接處牢固可靠,保證無任何潤滑油脂泄漏。球頭銷在球頭腔內應轉動自如,扭轉力矩為13N.m。6.6 穩(wěn)定桿支

33、架總成設計 穩(wěn)定桿支架總成,一般由穩(wěn)定桿支架和穩(wěn)定桿安裝襯套組成6.6.1 穩(wěn)定桿支架6.6.1.1設計要點穩(wěn)定桿支架一般具有兩個安裝孔,其中一個圓孔,一個長孔,孔間距的公差為±0.5;表面鍍鋅。一般使用材料為 08F GB/T699-1988 板厚2.03.0 GB/T907-19886.6.2 穩(wěn)定桿安裝襯套一般使用材料為 NR(天然橡膠 natural rubber,SBR6.7 擺臂設計 6.7.1設計要點如果擺臂為鈑金焊接件,應注意在上板和下板搭邊預留0.51.0mm的焊接間隙,當借用樣車擺臂,進行逆向建模時,應注意基準孔,基準面的選擇、圓整。在懸架上跳極限與下跳極限位置校

34、核擺臂球銷的最大擺角。除此之外,還應注意擺臂后襯套的安裝角度(尤其是帶方向孔。6.7.2設計經驗擺臂的柱鉸一般徑向剛度為810KN/mm;球鉸根據與擺臂的相對位置的,不同,其徑向剛度也不同,具體數值要根據擺臂在安裝關系與尺寸確定。附錄一:某項目的剛度阻尼計算一、整車參數:空載滿載整車整備質量 1291Kg最大總質量 1696Kg前軸荷717 Kg 818 Kg后軸荷 574878KgKg前懸架非簧載質量 113kg后懸架非簧載質量 106.3kg 懸架懸架線剛度的確定:懸架偏頻的選取懸架系統(tǒng)將車身與車橋彈性的連接起來,由此彈性元件與它所支承的質量組成的振動系統(tǒng)決定了車身的固有頻率,這是影響汽車

35、行駛平順性的重要性能指標之一.人體所習慣的垂直振動頻率是步行時身體上下運動的頻率,約為11.6Hz,所以車身固有頻率應當盡可能地處于或接近這一頻率范圍.前后懸架固有頻率的匹配應合理,對轎車,要求前懸架固有頻率略低于后懸架的固有頻率,還要盡量避免懸架撞擊車架(或車身.參考常規(guī),選取空載時前懸架的偏頻n fe為1.30Hz.根據力學分析,如果將汽車看成一個在彈性懸架上作單自由度振動的質量,則懸架系統(tǒng)的固有頻率為mCn =21 (1式中n 為偏頻,C 為懸架剛度,m 為簧載質量選定偏頻后,根據公式(1可以推導出前后懸架的線剛度計算公式.m n C 224=(2其中n fe =1.3Hz ,m fe

36、=(717Kg/2-(113 Kg /2=302Kg 計算得到前懸架的線剛度為: C f =20.2N/mm此時根據公式(1校核滿載時前懸架的偏頻: 滿載時前懸架的簧載質量為m ff =(818Kg/2-(113Kg/2=352.5Kg ;由此得到滿載時前懸架的偏頻為n ff =1.2Hz.懸架的偏頻直接關系到靜撓度,影響著整車的行駛平順性.一般希望前后懸架的偏頻應當接近,并且兩者之比約為0.850.95,這樣有利于防止車身產生較大的縱向角振動.為平衡各種狀態(tài)下的性能,選取滿載時的偏頻比為0.95,此時,后懸架的滿載偏頻為n rf =1.27Hz.后懸架的簧載質量為m rf =(878Kg/2

37、-(106.3Kg/2=385.85Kg 根據公式(2計算出后懸架的線剛度為:Cr=24.4 N/mm空載時后懸架的簧載質量為m re=(574Kg/2-(106.3Kg/2=233.85Kg 由公式(1可以進一步求出后懸架空載時的偏頻:n re=1.63Hz 校核空載時前后懸架的偏頻比為:0.8,可以滿足要求.所以上述參數選取符合要求。彈簧剛度的確定根據前懸架的結構形式,可以確定螺旋彈簧剛度和懸架線剛度之間的相對關系.在懸架運動過程中,當前減振器立柱總成縮短20mm 時,測量得到車輪中心在Z方向上移動20.8mm,而螺旋彈簧剛度與懸架線剛度的比值為兩者位移比值的平方1.08,由此計算得到的螺

38、旋彈簧剛度為k f=21.8N/mm.前懸架的結構形式如下圖所示: 圖1 前懸架結構簡圖后懸架的結構形式如下: 后懸架為三連桿式,通過杠桿比計算,得出螺旋彈簧剛度與懸架線剛度的比值為杠桿比的平方 1.7,由此計算得到的螺旋彈簧剛度為r k =41.5N/mm.懸架的側傾角剛度懸架的側傾角剛度是指車身側傾時受到的懸架的彈性恢復力偶矩,常用等效彈簧的概念分析.整車的側傾角剛度等于前后懸架的側傾角剛度之和,下面分別對前后懸架進行分析,并且不考慮導向桿系中鉸接點處彈性襯套的影響.1、前懸架的側傾剛度前懸架的側傾角剛度由兩部分起作用即彈簧與橫向穩(wěn)定桿rf K =bf C +cf Cbf C 橫向穩(wěn)定桿作

39、用的側傾角剛度 cf C 螺旋彈簧部分引起的側傾角剛度1 橫向穩(wěn)定桿側傾角剛度圖2 后懸架結構簡圖(4(223C 2223312c b L b a L a L EIL bf += E 材料的彈性模量,E=2.06×105 N/mm2 I 穩(wěn)定桿的截面慣性矩,644D I =,mm 4;D 穩(wěn)定桿的直徑,D=22mm;由圖可以計算出rad mm N bf /1069.2C 7×=由于前橫向穩(wěn)定桿與立柱連接,且其布置角接近水平故它的杠桿比約為1,其連接件是橡膠元件,所以實際剛度一般比理論值減小20%左右則(rad mm C bf /N 10152.2%2011069.277&#

40、215;=××= 2螺旋彈簧部分引起的側傾角剛度cf C 前懸架采用的是滑柱連桿式 22C ××=f ff f cfa db K f K 前螺旋彈簧剛度,21.8N/mm;由數模作出f a =5938.4mm;f b =5710.3; f d =766.7mmrad mm N cf /1037.2C 7×= rf K =bf C +rad mm N cf /105.4C 7×=2、后懸架的側傾剛度后懸架的側傾角剛度也由兩部分起作用即彈簧與橫向穩(wěn)定桿rr K =br C +cr Cbr C 橫向穩(wěn)定桿作用的側傾角剛度 cr C 螺旋彈簧

41、部分引起的側傾角剛度2 橫向穩(wěn)定桿側傾角剛度 (4(223C 2223312r r r r r r r r rbr c b L b a L a L EIL +=E 材料的彈性模量,E=2.06×105 N/mm2 I 穩(wěn)定桿的截面慣性矩,644r D I =,mm 4;D r 穩(wěn)定桿的直徑,D r=20mm; 由圖可以計算出rad mm N br /104.4C 7×=由于該車的后橫向穩(wěn)定桿與橫拉桿連接支架連接,根據連接關系得杠桿比為0.5,并且其連接件是橡膠元件,所以實際剛度一般比理論值減小20%左右則radmm N C br /107.1%201(5.0104.477&

42、#215;=×××=2螺旋彈簧部分引起的側傾角剛度cr C 該車的后懸架部分可看作為斜置單臂式 222C ×××=f F r r crf f k d r k 后螺旋彈簧剛度,41.5N/mm;由數模作出F f =347.3mm; L f =571.9mm;r d =801.3mm;rad mm N cr /102C 7×=rr K =br C +rad mm N cr /107.3C 7×=整車側傾剛度為前后懸架側傾剛度之和,則整車側傾剛度rad mm N K K K rr rf /102.87×=+=整車側傾角=k h a m o s