汽車雙橫臂扭桿彈簧獨立懸架設計

崔 敏

（安徽江淮汽車股份有限公司技術中心，安徽 合肥 230601）

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汽車雙橫臂扭桿彈簧獨立懸架設計

崔 敏

（安徽江淮汽車股份有限公司技術中心，安徽 合肥 230601）

文章主要研究某輕型載貨汽車前獨立懸架的設計計算方法以及獨立懸架的設計試驗驗證，首先對雙橫臂式獨立懸架進行受力分析、運動軌跡計算，然后對懸架進行設計計算如扭桿彈簧的設計、前懸架的剛度、偏頻計算、穩(wěn)定桿的設計、側傾剛度計算、減震器的設計，最后通過試驗驗證懸架的偏頻、平順性。

輕型載貨汽車；雙橫臂式獨立懸架；平順性

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.06.005

CLC NO.: U463.33+2 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)06-11-04

前言

懸架是現(xiàn)代汽車上的一個重要總成，他把車架與車軸彈性地連接起來。其主要任務是在車輪與車架之間傳遞所有的力和力矩，緩和由路面不平傳遞給車架的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，控制車輪的運動規(guī)律，以保證汽車具有需要的平順性和操縱穩(wěn)定性。本文主要以國內(nèi)某輕型載貨汽車車型為例，簡要介紹該車型前懸架的總體設計，結構圖如下：

圖1　雙橫臂式獨立懸架結構圖

1、前獨立懸架的結構特點

該輕型載貨汽車的前懸架采用不等長式雙橫臂獨立懸架，設計靈活，能保證汽車有良好的行駛穩(wěn)定性，已被廣泛運用于中、高級轎車與載貨汽車的懸架系統(tǒng)。但雙橫臂獨立懸架結構復雜、占用空間較大、精度要求高，制造成本較高。

2、前懸架的設計分析

2.1前懸架的受力分析

按照整車豎直方向極限沖擊力2.5倍和豎直方向往返0.8倍時懸架的受力，整車橫向方向極限受力0.5倍和橫向方向往返0.25倍時懸架的受力及整車縱向方向極限受力0.8倍和縱向方向往返0.25倍時懸架的受力情況，計算出各零部件3個方向的受力值。

圖2　

建立整車的受力模型，分別計算懸架豎直方向、縱向和側向的受力情況，得出以下公式。

F1=n×(Wf-Gf)/2 F2=n×(Wr-Gr)/2

橫荷重 Rf0=Wf/2+n×W×h/(tf+a/b×tr)

F3=n×Rfo F4=F3×Lu/（LL+Lu） F5=F 3－F4

前后荷重 Rf=Wf/2+(n×W×h)/S×1/2

F6=n×Rf F8=F6×(Lu+rf)/(Lu+LL') F 7=F8－F6 F9=F8/COSθ

圖3　

圖4　

其中：n為負荷倍數(shù)，Wf為前軸軸荷，Wr為后軸軸荷，W為整車總重，Gf為前軸簧上質量，Gr為后軸簧上質量，tf為前輪輪距，tr為后輪輪距，s為軸距，h為質心高度，a為質心距前軸距離，b為質心距后軸距離。

2.2前懸架運動軌跡計算

根據(jù)下圖5，得出以下計算公式，確定前懸架運動軌跡。

圖5　

圖6　

取下擺臂在副車架上的安裝點為原點，可根據(jù)上圖5得出以下坐標點。

A點坐標：（Xa，Ya，Za）；P點坐標：（Xp，Yp，Zp）；

D點坐標：（Xd，Yd，Zd）；C點坐標：（Xc，Yc，Zc）；

E點坐標：（Xe，Ye，Ze）；B點坐標：（Yb，Zb）；W點坐標：（Yw，Zw）；

其中，上擺臂擺長c=205，下擺臂擺長R=330.5，上擺臂球銷中心坐標（Xc，Yc，Zc），下擺臂球銷中心坐標（Xa，Ya，Za），輪轂中心軸線與上下擺臂球銷中心點連線交點坐標（Xb，Yb，Zb），輪胎中心點坐標（Xw，Yw，Zw），α為下擺臂擺長與縱向平面夾角，β為上擺臂擺長與縱向平面夾角，θ1為上擺臂擺臂軸與下擺臂球銷中心點連線夾角。根據(jù)以上公式可計算出整車運動過程中，懸架四輪定位參數(shù)是否滿足設計要求。

3、前懸架的設計計算

3.1扭桿彈簧的剛度計算

扭桿彈簧的剛度KT=π×d4×G/（32×Le)=36.7 N.m/°，其中d為扭桿彈簧直徑，G為橫向彈性系數(shù)，Le為扭桿有效長度。扭桿彈簧的應力τ=16T/(πd3），其中，T=KT×φ，φ為扭桿彈簧扭轉角度，KT為扭桿剛度。

當整車運動過程中受到?jīng)_擊后，副車架接觸板與前下緩沖塊鐵碰鐵狀態(tài)時，扭桿彈簧扭轉角度最大，此時扭桿內(nèi)部的應力也最大，計算得出τmax=825N/mm2，小于材料的屈服極限1372N/mm2。

3.2前懸架的剛度計算

懸架的剛度是衡量懸架性能的重要指標之一，通過對懸架的受力分析及彈性元件的剛度計算，得出整個懸架的剛度。根據(jù)上圖6，可得出前懸架的剛度計算公式如下：

其中，K為前懸架剛度，單位為kg/mm，P為簧下載荷，單位為kg，T為扭桿的扭轉力矩，單位為kg.mm，φ為扭桿的扭轉角度，單位為 rad，KT為扭桿的剛度，單位為kg.mm/rad。通過計算可得出，空滿載狀態(tài)前懸架剛度均為5.2kg/mm。

3.3前懸架的偏頻計算

平順性直接影響到人體的乘座舒適性，目前在汽車懸架設計中主要是以車身振動的固有頻率(俗稱偏頻)作為評價平順性的重要指標。人體所習慣的垂直震動頻率是步行時身體上下運動的頻率，約為1.0-1.6Hz，因此一般要求乘用車的前懸架偏頻為1.0-1.6Hz。

偏頻的計算公式如下

其中：K為懸架剛度；M為懸架的簧載質量；f為懸架的垂直變形。由以上計算公式，可以得出前懸架滿載偏頻為1.49Hz，由此可知，前懸架滿載偏頻計算結果滿足設計要求。

3.4前橫向穩(wěn)定桿的剛度計算

由于前懸架的軸荷較大，整車質心較高，導致整車的側傾剛度不足，在這種情況下，通過增加橫向穩(wěn)定桿彌補整車的側傾剛度不足。下圖7所示為橫向穩(wěn)定桿的結構簡圖。

圖7　

圖8　

P——作用于AA'的力；I=πd4/64α=arctan（R/l0）

d——穩(wěn)定桿直徑； Ip=πd4/32 γ=arctan（-l0/R）

當k=1/2x時，有

其中E為彈性模量（E=21000kgf/mm2），G為剪切模量（G=7700kgf/mm2），K為穩(wěn)定桿剛度，Dstab為穩(wěn)定桿的跨距，k側為穩(wěn)定桿的側傾角剛度。已知穩(wěn)定桿的尺寸，可以得出穩(wěn)定桿的剛度為 21.5N/mm，從而求出穩(wěn)定桿的側傾角剛度為1.52×107N.mm/rad，考慮到穩(wěn)定桿連接件是橡膠元件，實際剛度值比理論值減小15%~30%，取25%，穩(wěn)定桿的側傾角剛度為1.14×107N.mm/rad。

3.5側傾剛度計算

車輛在轉彎時產(chǎn)生較大側傾，通過穩(wěn)定裝置或穩(wěn)定裝置與彈性元件共同提供的側傾剛度在瞬問便車輛回正。對于轎車設計前后懸側傾角剛度比值一般在 1.4～2.6。根據(jù)以上計算公式，可得出前后懸的側傾角剛度比值，校核懸架設計是否合理，并根據(jù)結果進行相應優(yōu)化。上圖8所示為車輛的側傾示意圖。

車輛的側傾剛度為彈簧的側傾剛度與穩(wěn)定桿的側傾剛度之和。

其中K為懸架的剛度，Dspr為扭桿彈簧的跨距，Kstab為穩(wěn)定桿剛度，Dstab為穩(wěn)定桿跨距。后懸架的側傾角剛度為2.52×107N.mm/rad，前懸總的側傾角剛度為5.19×107N.mm/rad，前后懸架的側傾角剛度比值為2.06，從計算結果來看，側傾角剛度在設計要求范圍內(nèi)。

3.6前減振器的阻尼匹配計算

減振器的功能是吸收懸架垂直震動的能量，并轉化為熱能耗散掉，使振動迅速衰減。

減振器的阻尼須與懸架系統(tǒng)的彈性元件相匹配，也就是具有合適的相對阻尼系數(shù) ，一般取ζ為 0.15～0.35。利用阻尼比，可以求出與懸架彈簧平衡的阻尼力。

其中， ζ：阻尼比；m：質量；k：彈簧剛度；C：阻尼系數(shù)； Cc：臨界阻尼系數(shù)，C超過這個值就變成無周期運動； C*：減振器阻尼力均值（壓縮和拉伸的平均值）；Vp：活塞速度(0.3m/s)。

該輕型載貨汽車所使用的前減震器為雙向作用液力筒式減振器，根據(jù)設計計算，可得出前減振器拉伸階段的速度為0.3m/s，阻尼比ζ為0.22，滿足設計要求。

4、前獨立懸架的試驗驗證

根據(jù)設計參數(shù)制作樣件，并試制了一臺輕型卡車，在試驗場進行了車輛平順性性能試驗，試驗的數(shù)據(jù)與設計值對比見表1、表2所列。

表1　試驗測量偏頻與設計值對比

表2　平順性實測值與設計值對比

5、結束語

通過對該輕型載貨汽車的懸架及零部件的設計計算，基本上考察了懸架的一些性能指標。根據(jù)計算結果和試驗結果基本一致可以看出，本文對懸架的有關分析計算式正確的。可以對今后有關懸架設計計算方面的問題提供理論依據(jù)和實際指導。但本文還存在一些不足，如沒有考慮懸架對操縱穩(wěn)定性、轉向不足的影響因素及懸架橡膠件剛度對平順性的影響等，這些問題有待進一步研究。

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[6] 日本自動車技術會編（中國汽車工程學會組譯）.汽車工程手冊-底盤設計篇.北京:北京理工大學出版社.2010.

The design of double wishbone torsion bar spring independent suspension for car

Cui Min
( Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd Technique Center, Anhui Hefei 230601 )

This paper is mainly to analysis a light truck's computing method of the front independent suspension design and testing of design experiment. Firstly, it goes with the stress analysis and the trajectory calculation of the double wishbone independent suspension, and then continues with the suspension design calculation such as the design of torsion bar spring , front suspension's stiffness, offset frequency calculation, stabilizer bar's design, roll stiffness calculation, shock absorber's design, and finally the suspension offset frequency and riding comfort can be verified through the test.

light truck; double wishbone independent suspension; riding comfort

崔敏，就職于安徽江淮汽車股份有限公司。

U463.33+2

A

1671-7988 （2016）06-11-04