悬架运动校核报告编写规范标准

独⽴悬架导向机构设计及强度校核独⽴悬架导向机构设计及强度校核设计要求1)悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过±4.0mm，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。

3)汽车转弯⾏驶时，应使车⾝侧倾⾓⼩。

在0.4g侧向加速度作⽤下，车⾝侧倾⾓不⼤于6°～7°，并使车轮与车⾝的倾斜同向，以增强不⾜转向效应。

4)汽车制动时，应使车⾝有抗前俯作⽤；加速时，有抗后仰作⽤。

对后轮独⽴悬架导向机构的要求是：1)悬架上的载荷变化时，轮距⽆显著变化。

2)汽车转弯⾏驶时，应使车⾝侧倾⾓⼩，并使车轮与车⾝的倾斜反向，以减⼩过多转向效应。

此外，导向机构还应⾏址够强度，并可靠地传递除垂直⼒以外的各种⼒和⼒矩。

⽬前，汽车上⼴泛采⽤上、下臂不等长的双横臂式独⽴悬架(主要⽤于前悬架)和滑柱摆臂(麦弗逊)式独⽴悬架。

下⾯以这两种悬架为例，分别讨论独⽴悬架导向机构参数的选择⽅法，分析导向机构参数对前轮定位参数和轮距的影响。

4.6.2导向机构的布置参数1.侧倾中⼼双横臂式独⽴悬架的侧倾中⼼由如图4—24所⽰⽅式得出。

将横臂内外转动点的连线延长，以便得到极点P，并同时获得户点的⾼度。

将户点与车轮接地点N连接，即可在汽车轴线上获得侧倾中⼼W。

当横臂相互平⾏时(图4－25)，户点位于⽆穷远处。

作出与其平⾏的通过N点的平⾏线，同样可获得侧倾中⼼W。

h和P的计算法和图解法图4－24 横臂式悬架和纵横臂式悬架的距离W图4—25 横臂相互平⾏的双横臂式悬架侧倾中⼼的确定双横臂式独⽴悬架的侧倾中⼼的⾼度W h 通过下式计算得出tan cos 2R d K p b h V W ++=σβ (4－49) 式中)sin()90sin(βαασ+?+=οc K d K p +=βsin麦弗逊式独⽴悬架的侧倾中⼼由如图4—26所⽰⽅式得出。

从悬架与车⾝的固定连接点E 作活塞杆运动⽅向的垂直线并将下横臂线延长。

《乘用车悬架系统台架试验规范》编制说明一、工作简况1.1 任务来源《乘用车悬架系统台架试验规范》团体标准是由中国汽车工程学会批准立项。

文件号中汽学函【2020】22号，任务号为2020-9。

本标准由中国汽车工程学会XX 分会/XX联盟提出，北京汽车股份有限公司、国家汽车质量监督检验中心（襄阳）、广州汽车集团有限公司、中国一汽集团有限公司、东风汽车集团有限公司、东风股份有限公司、芜湖众力底盘系统有限公司、四川建安工业工业有限责任公司、中国汽车技术研究中心有限公司（天津）、万向钱潮股份有限公司、中国汽车工程研究院股份有限公司、索密克汽车配件有限公司等单位起草。

1.2编制背景与目标随着汽车工业的迅速发展，我国汽车产品的开发由技术引进、逆向开发转向了正向自主开发，在市场竞争日益激烈的环境下，各汽车制造厂商新车上市速度亟需加快,强度及疲劳耐久性是汽车及其零部件主要设计指标之一。

汽车强度及疲劳耐久性通常采用三种方法，分别是虚拟试验、台架试验和实际道路试验。

1）底盘结构件台架试验的必要性：底盘悬架控制臂、副车架、转向节、滑柱、弹簧等结构件主要承受和传递来自车轮的力及力矩，其强度及耐久性对整车的性能及安全性起着非常重要的作用，若开发初期对底盘悬架结构件强度验证不充分，会存在汽车断轴安全隐患及风险。

因此新车开发初期，各大车企均需要对底盘悬架结构件进行多轮的台架试验验证。

同时台架试验能够更好控制零件载荷工况，有利于进行重复试验，避免了极端工况时试验员安全问题及恶劣天气等外界环境的影响。

台架试验周期显著缩短，加快了样件优化和改进的周期，有效降低了人力物力成本，可为企业节省大量开发资金。

2）底盘悬架模块台架试验的必要性：由于底盘结构件如控制臂、副车架、转向节及滑柱等部件一般分布在不同的供应商进行开发的，每个部件的台架验证需要不同试验工装、不同试验设备，且每个部件台架试验时间至少二个月以上。

若将底盘结构件按照整车的装配方式组合在一起进行台架试验，这样不但可节省开发时间、台架工装费用及台架耐久费用，而且可实现部件在整车同一载荷工况下同时进行，更贴近车辆实际使用工况。

上海同济同捷科技有限公司企业标准TJI/YJY悬架运动校核2005-XX-XX发布2005-XX-XX实施上海同济同捷科技有限公司发布TJI/YJY前言本标准由上海同济同捷科技有限公司提出。

本标准由上海同济同捷科技有限公司质量与项目管理中心负责归口管理。

本标准主要起草人：TJI/YJY悬架运动校核1、范围本标准适用于上海同济同捷科技股份有限公司总布置分院，使用于悬架系统零部件运动校核的规定。

2、引用标准无3、悬架系统零部件运动校核内容及要求3. 悬架系统零部件运动校核内容及要求3.1前悬架运动校核3.1.1前悬架的上跳极限为前限位块压缩1/2～2/3时的状态为准，轿车、小型客车推荐取1/2，SUV推荐取2/33.1.2前悬架的下跳极限为前减振器活塞杆拉出最长长度+0～1mm 位置时的状态，其中所加的0～1mm为减振器活塞杆固定橡胶块在非悬挂质量作用下向下的变形量。

3.1.3在前悬架的跳动范围内及转向状态检查减振器、弹簧和弹簧座与车身轮包、纵梁、制动油管等的间隙，间隙值不小于12mm，推荐以15～20mm以上为宜。

3.1.4在前悬架的跳动范围内检查摆臂与副车架的运动间隙，摆臂与副车架不允许有干涉现象。

3.1.5在前悬架的跳动范围内检查摆臂球头销的摆动范围，球头销与球头座碗不允许有干涉现象。

3.1.6在前悬架的跳动范围内检查稳定杆的运动范围和与周边零部件的间隙：稳定杆与副车架间隙不小于6mm；稳定杆与转向拉杆间隙不小于8mm；稳定杆与前围板间隙不小于20mm；稳定杆与纵梁间隙不小于10mm。

3.1.7在前悬架的跳动范围内及转向状态下检查稳定杆连杆运动范围及连杆球头销的摆角：稳定杆连杆不得与周边零件干涉，球头销的摆角在球碗的允许范围内。

3.1.8在前悬架的跳动范围内及转向状态下检查稳定杆与连杆是否存在失稳现象：稳定杆不允许出现翻转现象。

3.2后悬架运动校核3.2.1后悬架的上跳极限为后限位块压缩1/2～2/3时的状态为准，轿车、小型客车推荐取1/2，SUV推荐取2/33.2.2后悬架的下跳极限为后减振器活塞杆拉出最长长度+0～2mm 位置时的状态，其中所加的0～2mm为减振器活塞杆固定橡胶块在非悬挂质量作用下向下的变形量。

悬架的布置及现有零部件的校核和优化2.1 悬架设计应满足的要求：1、具有良好的行驶平顺性（1）悬架结构应具有较低的固有频率(0.9~2.2Hz)；（2）具有合适的减振性能(具有良好的阻尼特性)，与悬架弹性特性匹配，减小车身和车轮在共振区域的振幅，快速衰减振动；（3）当转向时，车身应具有较小的侧倾角。

2、具有良好的操纵稳定性（1）当汽车转向时，具有一定的不足转向特性；（2）当车轮跳动时，避免车轮定位参数变化过大；（3）协调转向杆系与悬架导向机构的运动，避免车轮摆振；（4）当汽车制动和加速时，保证车身稳定(减小俯仰角位移)。

3、具有良好的传递力特性（1）能有效地传递车身与车轮之间的力和力矩；（2）悬架的零部件质量尽可能的小，并且有足够的强度和寿命。

2.2、原悬架基本情况：原悬架采用了夏利轿车(TJ7100型)前悬架即麦弗逊悬架。

麦弗逊悬挂通常由两个基本部分组成：支柱式减震器和A（或L型）字型托臂。

之所以叫减震器支柱是因为它除了减震还有支撑整个车身的作用，他的结构很紧凑，把减震器和减震弹簧集成在一起，组成一个可以上下运动的滑柱；下托臂通常是A字型的设计，用于给车轮提供部分横向支撑力，以及承受全部的前后方向应力。

整个车体的重量和汽车在运动时车轮承受的所有冲击就靠这两个部件承担。

所以麦弗逊的一个最大的设计特点就是结构简单，结构简单能带来两个直接好处那就是：悬挂重量轻和占用空间小。

我们知道，汽车悬挂属于运动部件，运动部件越轻，那么悬挂响应速度和回弹速度就会越快，所以悬挂的减震能力也就越强；而且悬挂质量减轻也意味着弹簧下质量减轻，那么在车身重量一定的情况下，舒适性也越好。

占用空间小带来的直接好处就是设计师能在发动机仓布置下更大的发动机，而且发动机的放置方式也能随心所欲。

在中型车上能放下大型发动机，在小型车上也能放下中型发动机，让各种发动机的匹配更灵活。

但同时也有很多不足比如稳定性差，抗侧倾和制动点头能力弱，增加稳定杆以后有所缓解但无法从根本上解决问题，耐用性相对较差，减震器容易漏油需要定期更换.。

目录1．概述 (1)1.1悬架系统基本介绍 (1)1.2计算目的 (2)2．悬架系统相关参数 (2)3．悬架系统相关计算 (3)3.1悬架偏频的计算 (3)3.1.1前悬架偏频的计算 (3)3.1.2后悬架偏频的计算 (4)3.1.3前后悬架偏频比 (4)3.2整车侧倾角计算 (5)3.2.1前悬架的侧倾角刚度 (5)3.2.2后悬架的侧倾角刚度 (8)3.2.3侧倾角的计算 (9)3.3整车的纵倾角刚度 (10)4.悬架参数 (12)5.总结 (12)参考文献 (13)1．概述1.1 悬架系统基本介绍标杆车前悬架采用麦弗逊式独立悬架，下控制臂采用常见的“镰刀型”结构。

控制臂与副车架通过螺栓连接。

前悬带横向稳定杆。

后悬架采用五连杆非独立悬架，左右上控制臂倾斜布置，左右下控制臂平行于ZX面布置。

横向推力杆用于减少车身的横向位移。

图1、图2为标杆车前、后悬架的结构简图。

图1 前悬系统的结构简图图2 后悬系统的结构简图1.2 计算目的对反映悬架性能方面的基本特征量进行验算，以验证标杆车的悬架系统是否满足基本性能要求。

2．悬架系统相关参数表1 整车参数表注：前后悬架挠度由前后悬运动分析得出。

3．悬架系统相关计算3.1 悬架偏频的计算3.1.1 前悬架偏频的计算前悬架空载状态单边簧载质量为：空1M =（空1m －1Q ）/2 = 282.6 kg前悬架满载状态单边簧载质量为：满1M =（满1m －1Q ）/2 = 336.8 kg由标杆车前螺旋簧实物测得钢丝直径为12.5mm ，总圈数为8，圆锥弹簧，小端外径为102mm ，大端外径为134mm ，根据螺旋簧刚度计算公式，计算出标杆车前螺旋簧刚度为C S =31.6 N/mm ：根据标杆车前悬架受力分析以及相应的几何关系结构，可以推导近似得出悬架刚度C 与螺旋弹簧刚度C S 的关系式如下： C 1 = cos δC S式中，δ为前悬架螺旋弹簧中心轴线与XZ 平面夹角，标杆车逆向数据显示δ= 14.60。

悬架运动校核在汽车行驶过程中，在车轮跳动极限和转向极限范围内，要求悬架与运动件不能干涉，且保持一定的间隙，以保证汽车行驶的安全性及操纵稳定性。

悬架系统零部件的运动校核通常按前、后悬架来分别校核。

1 前悬架运动校核1.1 术语（1）前悬架上跳极限：前限位块压缩1/2～2/3时悬架的状态，轿车、小型客车及SUV 推荐取2/3；（2）前悬架下跳极限：前减振器活塞杆拉出最长长度（0～1）mm位置时悬架的状态，所加的（0～1）mm为减振器活塞杆固定橡胶块在非悬架质量作用下向下的变形量；（3）左转极限：方向盘逆时针旋转至极限位置时，悬架所在的位置；（4）右转极限：方向盘顺时针旋转至极限位置时，悬架所在的位置。

1.2 校核内容在前悬架的跳动范围及转向状态下1，校核以下内容：（1）检查弹簧与车身轮包的间隙，检查弹簧座与车身轮包、纵梁、轮胎之间的间隙，检查减震器与轮胎之间的间隙等，上述间隙值不小于10mm，推荐以（15～20）mm以上为宜；（2）检查摆臂与副车架的运动间隙，摆臂与副车架不允许有干涉现象；（3）检查摆臂球头销的摆动范围，球头销与球头座碗不允许有干涉现象；（4）检查稳定杆的运动范围与周边零部件的间隙：稳定杆与副车架、转向拉杆、前围板及纵梁间隙不小于5mm；（5）检查稳定杆连杆运动范围及连杆球头销的摆角，稳定杆不得与周边零部件干涉，球头销的摆角在球碗的允许范围内。

前悬架极限状态下的具体校核项目及与周边件的最小间隙推荐值见表1。

表1 前悬架极限状态下与周边件的最小间隙推荐值1前轮转向的前提下2 后悬架运动校核2.1 术语（1）上跳极限：后限位块压缩1/2～2/3；轿车及小型客车非独立悬架推荐取1/2，轿车及小型客车独立悬架、SUV推荐取2/3；（2）下跳极限：后减振器活塞杆拉出最长长度（0～2）mm位置时悬架系统的状态，所加的（0～2）mm为减振器活塞杆固定橡胶块在非悬架质量作用下向下的变形量。

2.2 校核内容在后悬架跳动范围内，检查减振器、弹簧、弹簧座与车身轮包、纵梁等之间的间隙，间隙值不小于10mm，推荐（15～20）mm以上为宜，后悬架极限状态下各部件与周边件的最小间隙推荐值见表2。

第1篇一、实验背景随着我国汽车工业的快速发展，汽车悬架系统作为汽车底盘的重要组成部分，其性能直接影响着车辆的乘坐舒适性、行驶安全性以及操控稳定性。

为了提高汽车悬架系统的性能，本研究对某型汽车悬架系统进行了性能实验，以期为悬架系统的优化设计提供理论依据。

二、实验目的1. 了解汽车悬架系统的基本原理和结构；2. 评估悬架系统的各项性能指标；3. 为悬架系统的优化设计提供理论依据。

三、实验方法1. 实验设备：汽车悬架系统、测力传感器、加速度传感器、计算机等；2. 实验步骤：（1）搭建实验平台，安装好汽车悬架系统；（2）对悬架系统进行标定，确保各传感器正常工作；（3）按照实验方案进行实验，记录实验数据；（4）对实验数据进行处理和分析。

四、实验结果与分析1. 悬架刚度实验（1）实验数据：通过对悬架系统施加不同频率的正弦载荷，记录悬架系统的振动响应，得到悬架刚度随频率的变化曲线。

（2）分析：从实验数据可以看出，悬架刚度随着频率的增加而逐渐减小，说明悬架系统具有较好的高频阻尼性能。

2. 悬架阻尼实验（1）实验数据：通过改变阻尼比，记录悬架系统的振动响应，得到悬架阻尼系数随阻尼比的变化曲线。

（2）分析：从实验数据可以看出，随着阻尼比的增大，悬架系统的阻尼系数逐渐增大，说明悬架系统具有较好的阻尼性能。

3. 悬架振动实验（1）实验数据：对悬架系统施加不同频率的正弦载荷，记录悬架系统的振动响应，得到悬架振动响应随频率的变化曲线。

（2）分析：从实验数据可以看出，悬架振动响应随着频率的增加而逐渐减小，说明悬架系统具有较好的高频振动抑制性能。

4. 悬架性能综合评价根据实验结果，对悬架系统进行综合评价，主要包括以下几个方面：（1）悬架刚度：悬架刚度应适中，以保证车辆在行驶过程中的稳定性和舒适性；（2）悬架阻尼：悬架阻尼应适中，以保证车辆在行驶过程中的平稳性和操控性；（3）悬架振动：悬架振动应较小，以保证车辆在行驶过程中的舒适性。

目录1.概述 (1)2.1号标杆车轿车前悬架跳动校核 (2)2.1前悬架运动校核的有关参数 (2)2.2 前悬架跳动包络图 (2)2.3 前悬架包络与轮罩等的间隙校核 (3)2.4 前悬架摆臂与副车架间隙校核 (4)3.1号标杆车轿车后悬架跳动校核 (5)3.1 1号标杆车轿车后悬架跳动量 (5)3.2 1号标杆车轿车后悬架跳动包络图 (5)3.3 1号标杆车轿车后悬架跳动包络与周边间隙 (5)4.前后悬架螺旋弹簧长度校核 (8)5.前、后减振器长度校核 (8)5.1 前减振器校核 (8)5.2 后减振器校核 (8)6.总结 (9)参考文献 (10)1.概述悬架是汽车上的重要总成，在汽车行驶过程中，悬架系统因载荷及路面变化总是处于不断的变化之中,因此在进行总布置设计时，必须对悬架的运动进行校核，防止发生运动干涉。

此校核的目的是确定悬架运动至极限位置时占用的空间(对于前悬架应同时考虑上跳、下跳及转向至极限位置时的情况)，从而检查悬架与轮罩、纵梁、副车架等之间的间隙是否足够，同时检查悬架系统内部在变化过程中是否存在干涉现象。

下面分别对1号标杆车轿车前、后悬架跳动情况进行分析，对其空间布置情况进行校核。

2.1号标杆车前悬架跳动校核1号标杆车轿车前悬架为麦弗逊式独立悬架，驱动方式为发动机前横置、前驱动，前轮既是转向轮，又是驱动轮。

因此，在进行前悬架运动校核时，必须同时考虑转向、悬架变形两个方面的综合作用。

2.1前悬架运动校核的有关参数根据前悬架的空间位置及转向器的设计行程（设计行程为152mm），可得1号标杆车轿车的悬架运动包络图。

前悬架的上跳极限按橡胶限位块压缩1/2计算，得出1号标杆车轿车前悬架上跳最大行程38.7mm，即前悬架从满载状态向上最大跳动量；前悬架的下跳极限为前减振器活塞杆拉出最长位置时的状态，得出1号标杆车轿车前悬架下跳最大行程115.4mm，即前悬架从满载状态向下最大跳动量。

2.2 前悬架跳动包络图图1前悬架跳动包络图将前悬架数模导入ADAMS软件中，在悬架各铰接点处添加合适的运动副、弹性元件等连接部件，并输入相关参数，得到如图1所示的分析模型。