阅读说明：本技术 一种确定后悬架的最优化导向性能的方法 (Method for determining optimal guiding performance of rear suspension ) 是由 熊新 郑竹安 石小龙 翟豪瑞 孙婷婷 于 2020-08-05 设计创作，主要内容包括：本发明公开了一种确定后悬架的最优化导向性能的方法,上摆臂和下摆臂的长度比确认,首先进行耐磨性试验,当上摆臂和下摆臂的长度比在0.6时,摩擦系数最低,随后进行操稳性试验,当上摆臂和下摆臂的长度比在1.0时,操稳性能达到最佳,随后对耐磨性和操稳性同时检测,当上摆臂和下摆臂的长度比在0.65时,耐磨性和操稳性的综合性能达到最佳,弹性元件刚度的确认,对减震器相对阻尼系数及阻尼系数进行确认,对横向稳定杆的刚度进行确认,本发明确认方法能保证汽车具有出色的竞争性和稳定性以及安全性,同时在转向时保证汽车具有不足转向特性。(The invention discloses a method for determining the optimal guiding performance of a rear suspension, which comprises the steps of confirming the length ratio of an upper swing arm and a lower swing arm, firstly carrying out an abrasion resistance test, when the length ratio of the upper swing arm to the lower swing arm is 0.6, the friction coefficient is lowest, then carrying out a stability test, when the length ratio of the upper swing arm to the lower swing arm is 1.0, the stability can reach the best, then simultaneously detecting the abrasion resistance and the stability, when the length ratio of the upper swing arm to the lower swing arm is 0.65, the comprehensive performance of the abrasion resistance and the stability can reach the best, confirming the rigidity of an elastic element, confirming the relative damping coefficient and the damping coefficient of a shock absorber, and confirming the rigidity of a transverse stabilizer bar.)

一种确定后悬架的最优化导向性能的方法

技术领域

本发明涉及确定后悬架的最优化导向性能的方法技术领域，具体为一种确定后悬架的最优化导向性能的方法。

背景技术

悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间一切传力连接装置的总称，作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力矩。一辆汽车有前悬架与后悬架。导向作用是用来决定车轮相对车架(或车身)的运动关系，并传递纵向力、侧向力及其引起的力矩。

良好的确定后悬架的最优化导向性能，使得汽车得传动系统得到更好的优化，能保证汽车具有出色的竞争性和稳定性以及安全性，同时在转向时保证汽车具有不足转向特性，传统方法步骤多，难度大，因此，亟待一种改进的技术来解决现有技术中所存在的这一问题。

发明内容

本发明的目的在于提供一种确定后悬架的最优化导向性能的方法，以解决上述背景技术中提出的问题。

为实现上述目的，本发明提供如下技术方案：一种确定后悬架的最优化导向性能的方法，包括以下步骤：

步骤一：上摆臂和下摆臂的长度比确认，首先进行耐磨性试验，当上摆臂和下摆臂的长度比在0.6时，摩擦系数最低，随后进行操稳性试验，当上摆臂和下摆臂的长度比在1.0时，操稳性能达到最佳，随后对耐磨性和操稳性同时检测，当上摆臂和下摆臂的长度比在0.65时，耐磨性和操稳性的综合性能达到最佳；

步骤二：弹性元件刚度的确认，在满载状态，根据前轴载荷以及确定的偏频值，获得悬架系统刚度，通过杠杆比推算螺簧刚度；

步骤三：对减震器相对阻尼系数及阻尼系数进行确认；

步骤四：对横向稳定杆的刚度进行确认。

优选的，所述步骤一中上摆臂和下摆臂平行布置，且上摆臂和下摆臂均与后悬架相连。

优选的，所述步骤一中上摆臂的长度为212mm，所述下摆臂的长度为326mm。

优选的，所述步骤二中弹性元件采用弹簧。

优选的，所述步骤三中减震器为筒式减振器。

优选的，所述步骤四中横向稳定杆与后悬架相连。

与现有技术相比，本发明的有益效果是：

本发明确认方法简单、合理，并且该方法能保证汽车具有出色的竞争性和稳定性以及安全性，同时在转向时保证汽车具有不足转向特性。

具体实施方式

下面对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。

本发明提供一种技术方案：一种确定后悬架的最优化导向性能的方法，包括以下步骤：

步骤一：上摆臂和下摆臂的长度比确认，首先进行耐磨性试验，当上摆臂和下摆臂的长度比在0.6时，摩擦系数最低，随后进行操稳性试验，当上摆臂和下摆臂的长度比在1.0时，操稳性能达到最佳，随后对耐磨性和操稳性同时检测，当上摆臂和下摆臂的长度比在0.65时，耐磨性和操稳性的综合性能达到最佳，上摆臂的长度为212mm，所述下摆臂的长度为326mm。

步骤二：弹性元件刚度的确认，在满载状态，根据前轴载荷以及确定的偏频值，获得悬架系统刚度，通过杠杆比推算螺簧刚度。

由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度C与弹簧刚度C是不相等的，其区别在于悬架刚度C是指车轮处单位挠度所需的力；而弹簧刚度C仅指弹簧本身单位挠度所需的力。在满载状态，根据前轴载荷以及确定的偏频值，获得悬架系统刚度，通过杠杆比推算螺簧刚度。

悬架刚度C和弹簧刚度C_s关系：

式中取减震器筒的安装角为10°，则α＝10°。由导向机构及安装要求得：L_w＝2499.678mm；L_o’＝2417.616mm；L₁＝148.772mm；L＝208.772mm。

代入上式得：

弹簧中径：

根据下面的公式可以计算：

式中，i——弹簧有效工作圈数，先取8；

G——弹簧材料的剪切弹性模量，取8.3×10⁴Mpa；

d——弹簧钢丝直径，取12。

Dm＝89.644mm

故确定直径d＝12mm，弹簧中径D_m＝90mm,弹簧外径D＝102m，弹簧有效工作圈数i＝8.弹簧支撑圈数由弹簧端部形状确定，取支撑圈数:n₂＝2.0

则总圈数： n＝i＝n₂＝8+2.0＝10

弹簧节距： t＝(0.3-0.5)D_m

取 t＝0.3D＝0.3×90＝27mm

弹簧间距：

δ＝t-d

δ＝27-12＝15mm

弹簧自由高度为：

H₀＝i_t+d

H₀＝8×27+12＝228mm

弹簧校核：

弹簧刚度的计算公式为：

代入数据计算可得弹簧刚度C_S为：

弹簧选择符合刚度要求。

扭转应力公式：

式中K'——曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数。

已知D_m＝90mm，d＝12mm，可以算出弹簧指数C和曲度系数K'：

C＝D_m/d＝90/12＝7.5

F_w＝438.75×9.8÷cos10°＝4366N

满载时有：

弹簧动挠度：

带入数据得：

弹簧最大扭转应:

带入数据得τ_d＝693.5N/mm²<[τ_c]＝800～1000N/mm²符合要求。弹簧选择符合刚度要求。

步骤三：对减震器相对阻尼系数及阻尼系数进行确认；

(1)相对阻尼系数ψ的确定：

相对阻尼系数ψ的物理意义是：减震器的阻尼作用在与不同刚度C和不同簧上质量m_s的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。ψ值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；ψ值小则反之，通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数ψ_Y取小些，伸张行程时的相对阻尼系数ψ_S取得大些，两者之间保持ψ_Y＝(0.25-0.50)ψ_S的关系。

设计时，先选取ψ_Y与ψ_S的平均值ψ。相对无摩擦的弹性元件悬架，取ψ＝0.25-0.35；对有内摩擦的弹性元件悬架，ψ值取的小些，为避免悬架碰撞车架，取ψ_Y＝0.5ψ_S，取ψ＝0.3，则有：计算得：

ψ_S＝0.4，ψ_Y＝0.2

(2)减震器阻尼系数的确定：

δ为阻尼系数，ω为悬架的固有频率。

减震器的

悬架系统的

理论上δ＝2ψm_sω。实际上，减振器轴线与垂直线在同一夹角时，

因为，

所以，

n＝1.0，故：

ω＝2×3.14×1.0＝6.28rad

此时应按汽车承受最大质量计算：M＝438.75kg，α＝10°代入数据得：

δ＝(2×0.3×438.75×6.28×0.208772²)/(0.148772²×0.96)＝3356.8N·s/m

代入数公式得δ_s＝4475.6，F₀＝δ_sV_x，带入数据得：

F₀＝δ_sV_x＝4475.6×0.176＝789N

减震器工作缸直径D的确定：

根据伸张行程的最大卸荷力F₀计算工作缸直径D为：

式中，[p]为最大允许压力，取3～4MPa；λ为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器一般取λ为0.40～0.50。

代入计算得：

选取按照标准选用。

所以选取悬架减振器的工作缸直径为有很多得尺寸，在这里取30mm。

贮油筒直径D_c＝(1.35～1.50)D，壁厚2mm，材料选用20钢。在这里，存油筒直径取为：

D_c＝1.4D＝1.5×20＝42mm

可选活塞杆直径为：d＝13mm

选取悬架的减振器为HH型，基长为120mm

由于杠杆比关系，行程可以比规定范围小，因此选活塞行程：S＝180mm

则减振器压缩到底得出的长度：

L_min＝L₂+s

L_max＝L₂+2s

所以：

L_min＝L₂+s＝120+180＝300mm,L_max＝L₂+2s＝120+2×180＝480mm。

步骤四：对横向稳定杆的刚度进行确认。

1)求前稳定杆角刚度C₁

已知，有效工作长度795mm，m₁＝250mm，稳定杆直径＝20mm。

稳定杆的最大工作扭转角为：b＝22°＝0.384rad

前稳定杆角刚度

C₁＝πd⁴G/32B(N·mm/rad)

(3-22)

前稳定杆扭转应力

τ＝16M_c/πd³(N/mm²)

式中，G_1----剪切弹性模数；G₁＝75460(N/mm²)；

M_c————作用在稳定杆上的扭矩(N·mm)M_c＝C₁b；

将已知数据代入公式后:

C₁＝πd₁ ⁴G/32B＝π×20⁴×75460/32×795

＝1490.97

作用在稳定杆上的扭矩

M_c＝C₁×b＝1490972.2×0.384＝572533.3N·m

M_c＝572.5N·m

扭转应力

τ₁＝16M_c/πd₁ ³＝16×572533.3/π20³

τ₁＝364.49N/mm²。

本发明确认方法简单、合理，并且该方法能保证汽车具有出色的竞争性和稳定性以及安全性，同时在转向时保证汽车具有不足转向特性。

尽管已经示出和描述了本发明的实施例，对于本领域的普通技术人员而言，可以理解在不脱离本发明的原理和精神的情况下可以对这些实施例进行多种变化、修改、替换和变型，本发明的范围由所附权利要求及其等同物限定。