电动车后悬架设计毕业论文 .doc

电动车后悬架设计毕业论文 第1章 绪论1.1 课题背景1.1.1 电动汽车简介及发展背景电动汽车（Electric Vehicle）是指以车载电源为动力，用电机驱动车轮行驶，符合道路交通、安全法规各项要求的车辆。一般采用高效率充电电池，或燃料电池为动力源。电动汽车由底盘、车身、蓄电池组、电动机、控制器和辅助设施蓄电池六部分组成。由于电动机具有良好的牵引特性，因此蓄电池汽车的传动系统不需要离合器和变速器。车速控制由控制器通过调速系统改变电动机的转速即可实现1。随着世界环境的污染、全球石油危机日益严重而带动的石油价格不断上涨给汽车工业带来了不可忽视的冲击，也增强了人们开发新能源的意识，而新能源汽车更是人们关注的一大焦点。电动汽车具有良好的环保性能和可以以多种能源为动力的显著特点，即可以保护环境，又可以缓解能源短缺和调整能源结构，保障能源安全。目前发展电动汽车已成为各国政府和汽车行业的共识，电动汽车的研发已成为汽车行业的热点。因此，无论是从设计、研究和开发的观点，还是从实用的角度来看，了解和掌握电动汽车技术的社会需求会越来越大。1.1.2 悬架简介悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力矩，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。悬架系统都是由弹性元件、减振装置和导向机构三部分组成。在有些情况下，某一零部件兼起两种或三种作用，比如钢板弹簧兼起弹性元件及导向机构的作用，麦克弗逊悬架中的减振器柱兼起减振器及部分导向机构的作用，有些主动悬架中的作动器则具有弹性元件、减振器和部分导向机构的功能2。1.1.3 悬架发展趋势汽车悬架可分为非独立悬架和独立悬架两大类。非独立悬架的鲜明特色是左、右车轮之间由一刚性梁或非断开式车桥联接。独立悬架的左右车轮各自“独立”地与车架或车身相连或构成断开式车桥。按控制形式不同分为被动式悬架和主动式悬架。目前多数汽车上都采用被动悬架。早在20世纪50年代，空气悬架弹簧就开始应用在载重车、小轿车、大客车及铁道车辆上。随着当前世界汽车工业朝着高速、高性能、舒适、安全可靠的方向发展，空气悬架弹簧是当今汽车发展的一大趋势。随着车速的提高，被动悬架的缺陷逐渐成为提高汽车性能的瓶颈，为此人们开发了能兼顾舒适和操纵稳定的主动悬架主动悬架可以能主动地控制垂直振动及其车身姿态，根据路面和行驶工况自动调整悬架刚度和阻尼。20世纪80年代以来主动悬架开始在一部分汽车上应用，并且目前还在进一步研究和开发中。为提高综合开发能力，以适应市场的需求和变化，新型悬架的诞生迫在眉睫。电子控制悬架可以提高车辆乘坐舒适性、行驶平顺性和操纵稳定性,代表了目前汽车悬架的发展方向，现代的悬架系统将逐步向半主动悬架、主动悬架过渡。随着人们生活水平的提高,对汽车舒适性的要求也越来越高。毫无疑问,主动悬架这一先进的悬架系统在汽车上的应用将越来越普及3。1.2 课题目的 本课题主要为YD-电动汽车设计后悬架，通过对汽车研究分析和设计，培养我们的开发和设计能力，巩固我们所学的专业知识，综合运用所学知识和技能去解决实际问题，真正做到理论联系实际。在进行设计工作的过程中，首先，要查阅相关资料，在对各种悬架有一定了解后，通过对资料的归纳与总结撰写开题报告和文献综述；然后，确定设计方案，通过设计计算确定后悬架系统各部件的设计参数，在确定参数后完成后悬架系统的装配图，通过装配图绘制各个零件图；最后，完成零件图的绘制后撰写论文。需要注意的是本课题是为四轮转向四轮驱动电动汽车进行后悬架设计，故对该悬架的设计要求与前悬架设计要求基本相同。另外，为适应其四轮驱动四轮转向的特性及轮毂电机驱动的特点，就要求在传统悬架的基础上进行创新，改变其结构，以使其能够发挥出最佳效果。1.3 课题意义汽车悬架系统对汽车的行驶平顺性和操纵稳定性都有较大的影响。所谓行驶平顺性是指汽车在行驶过程中，保持驾驶员和乘员处于振动环境中具有一定的舒适度，或保持所载物资完好的能力。汽车的操纵稳定性则包括两方面的含义：一是汽车是否具有正确遵守驾驶员操纵转向机构所给规定方向行驶的能力，即所谓的操纵性；二是汽车在外界条件（如地面不平、坡道、大风等）干扰下，能否保持原方向行驶的能力，即所谓的稳定性。在悬挂系统设计时应尽可能做到既能使行驶平顺性（即乘坐舒适性）达到令人满意的程度，又能使其操纵稳定性（即行驶安全性）也达到最佳的状态。然而，这两个要求在悬挂系统的设计中往往是矛盾的。比如，汽车不同的行驶状态对悬架有不同的要求。一般行驶时需要柔软一点的悬架以求舒适感，当急转弯及制动时又需要硬一点的悬架以求稳定性，两者之间有矛盾。为了满足现代汽车对悬架提出的各种性能要求，悬架的结构形式一直在不断地更新和完善，尽管这样，传统的被动悬架仍然受到很多限制，主要是难于同时改善在不平路面上高速行驶车辆的稳定性和行驶平顺性，即使采用优化设计也只能保证悬架在特定的激励发生变化后，悬架的性能亦随之发生变化，为了克服传统的被动悬架对汽车性能改善的限制，近年来，在电子技术发展的带动下，在一定范围内可调整的电子控制悬架得到很大发展，这种悬架称为电控悬架。3第2章 悬架设计方案的选择第2章 悬架设计方案选择2.1 概述悬架是现代汽车上的重要总成之一，它最主要的功能是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩，并缓和汽车驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。悬架由弹性元件、导向装置、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。导向机构由导向杆系组成，用于决定车身相对与车架（或车身）的运动特性，并传递除弹性元件传递的垂直力意外的各种力和力矩。当用纵置钢板弹簧做弹性元件时，他兼起导向机构的作用。缓冲块用来减轻车轴对车架或车身的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶使车身的侧倾角横向角振动。因此，悬架提出的设计要求有：1）保证汽车有良好的行驶平顺性；2）具有合适的衰减振动的能力；3）保证汽车具有良好的操纵稳定性；4）汽车制动或加速时，要保证称身稳定，减少车身纵倾，转弯时车身纵倾角要合适；5）有良好的隔声能力；6）结构紧凑、占用空间尺寸要小；7）可靠的传递车身和车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。要正确的选择悬架方案和参数，在车轮上、下跳动时，使主销定位角变化不大、车轮运动与导向机构运动要协调，避免前轮摆振；汽车转向时应使之稍有不足转向4 。2.2 汽车悬架类型及其特点2.2.1 汽车悬架的类型现代汽车悬架按控制方式不同可分为主动悬架和被动悬架两大类；按传统定义可分为非独立悬架和独立悬架两大类。主动悬架的刚度和阻尼可以通过电子控制技术调节，因而具有更好的行驶平顺性和操纵未定性，但由于其采用电控技术，成本比较高，本课题研究的是经济型微型电动车，所以这里不再重点介绍。非独立悬架悬架如图2-1所示，其结构特点是两侧的车轮由一根整体式车桥相连，而车轮与车桥一起通过悬架与车桥连接。由于该种悬架一侧的车轮发生跳动时，另一侧车轮必定同时发生摆动，称其为非独立悬架。与非独立悬架不同，独立悬架的车桥往往是断开的，每一侧的车轮可以单独的通过悬架与车架相连，两侧的车轮可以单独跳动，互不影响，所以称其为独立悬架，独立悬架结构如图2-2 。图2-1 非独立悬架图2-2 独立悬架2.2.2 非独立悬架与独立悬架比较非独立悬架特点是结构简单、工作可靠，但其质量较大，两侧车轮跳动相互影响较大，因此被广泛应用于货车的前、后悬架中，在轿车中非独立悬架很少使用，一般只用作后悬架。并且其结构，特别是导向机构的结构，随着悬架所采用的弹性元件的不同而有所差异，甚至差别很大。独立悬架的结构特点是两侧的车轮可以各自独立的与车架或车身弹性地连接，它具有以下等优点：1）在悬架弹性元件一定的变形范围内，两侧车轮可以单独运动而互不影响。2）减少了汽车的非簧载质量（即不由弹簧支撑的质量，在道路条件和车速相同时，非簧载质量越小则悬架受到的冲击载荷越小）。3）采用断开式车桥，发动机总成的位置和重心可以降低和前移，是汽车重心下降，提高汽车行驶稳定性；同时基于车轮较大的上下跳动空间，因而可以将悬架的刚度设计得较小，使车身振动频率降低，以改善行驶平顺性。4）增大汽车的离地间隙，从而提高汽车的通过性。5）独立悬架还可以保证汽车在不平道路上行驶时，所有车轮河路面包保持良好的接触，从而增大驱动力。虽然独立悬架据有许多优点，但是由于其结构复杂，制造成本高；保养维修不便；在一般情况下，车轮跳动时，由于车轮外倾角和轮距变化较大，轮胎磨损较严重。2.3 悬架设计主要参数2.3.1 悬架主要参数悬架设计设计的参数种类很多，除了车轮定位参数车轮外倾角、主销后倾角、主销内倾角、车轮前束角外，还有主销偏移距、侧倾中心高度、侧倾转向、侧倾刚度、车轮侧向滑移量、悬架垂直刚度、悬架侧倾刚度、制动时抗点头与加速时抗上仰、侧倾角刚度、侧倾外倾系数、侧倾后倾系数、侧倾转向系数、车轮转角、主簧刚度、横向稳定杆刚度与阻尼等。本章只介绍比较重要的几种。2.3.2 车轮外倾角前轮外倾角分零外倾角、正外倾角、负外倾角。如果空车时车轮的安装正好垂直于路面，则满载时车桥因承载变形而可能出现车轮内倾，这样将加速车轮胎的磨损。另外，路面对车轮的垂直反力沿轮毂的轴向分力将使轮毂压向外端的小轴承，加重了外端小轴承及轮毂紧固螺母的负荷，降低它们的寿命。因此，前轮有一个外倾角，同时为防止车轮出现过大的不足转向或过度转向趋势，为防止车轮出现过大的不足转向或过度转向趋势, 一般希望车轮从满载位置起上下跳动40mm 的范围内, 车轮外倾角变化在1度左右。车轮外倾角的变化与悬架的形式有关,车轮外倾角的设置影响到汽车的转向操作性能和直线行驶稳定性能。汽车作曲线行驶时，车轮随车身一起倾斜，即车身外侧车轮向正的外倾角方向变化，从而降低了其侧偏性能。为保证轮胎的侧偏性能，悬架设计要求上跳时外倾角向负值变化，下落时向正值变化。但是从操纵稳定性来讲，要求前悬架设计成上跳时外倾角向增大方向变化，下落时向减小方向变化，后悬架设计成上跳时向减小方向变化，下落时向增大方向变化。2.3.3 主销后倾角主销后倾角是指在车身侧视图主销轴与垂直轴的夹角，正的主销后倾角是指主销顶部向后倾的角度。主销后倾角的主要作用是使车轮复位以提高车辆直线行驶的稳定性。当行驶中的汽车遇到外力产生偏离时,后倾角产生回正力矩使车轮自动回复到原来位置。过大的后倾角可以增加转向的稳定性,但是所需要的转向力会变大,容易使驾驶员疲劳;减小后倾角则转向的稳定性降低,但是转向时力量会变轻,不利于车辆的自动回正。主销后倾角应保证车轮具有合适的回正力矩，使得汽车具有良好的行驶稳定性。一般不希望后倾角在车轮上下运动过程中出现大的变化，以免在载荷变化时出现回正力矩过大或过小的现象 使操纵性能恶化。另外，要求后倾角具有随车轮上跳而增加的趋势，这样可以抵消制动点头时后倾角减小的趋势，否则在出现制动点头时，由于后倾角减小，甚至出现负后倾，使回正力减小，从而出现制动跑偏和转向等不稳定现象。主销后倾角与主销相对轮心的偏置距一起, 应保证足够的侧向力回正力矩, 以利于汽车直线行驶。一般主销后倾角越大, 主销后倾拖距也越大, 则回正力矩的力臂越大, 因此回正力矩也就越大。但是回正力矩不宜过大, 否则在转向时为了克服此力矩, 驾驶员必须在方向盘上施加较大的力(方向盘发沉), 因此主销后倾角不宜过大, 一般认为前置前驱动车0- 3；前置后驱动车3- 10,一般希望后倾角随着车轮的上跳而增加, 以增加高速行驶稳定性。主销后倾角对操纵稳定性的影响是通过“后倾拖距”(形象说法,指的是主销轴轴线上下支点在车身纵向平面内的距离)使地面侧向力对轮胎产生一个回正力矩。该力矩产生一个与侧偏角相似的附加转向角,它与侧向力成正比,使汽车处于不足转向,有利于改善汽车的稳定转向性。“后倾拖距”一般是在车轮高速运动时起回正作用。主销后倾角的变化，改变了“后倾拖距”，从而影响了车轮的回正力矩，同时使转向系统对侧向力特别敏感，容易造成车轮摆振或方向盘上力的变化，影响操纵稳定性。主销后倾角越大，“后倾拖距”就越大，地面侧向力对轮胎的回正力矩也越大，转向轮的力反馈和角反馈也就越大，这是汽车增加不足转向特性，有利于改善汽车的稳态转向特性，但是，过大的力反馈会引起转向沉重，使汽车驾驶员过度疲劳，对行车安全不利。主销后倾角和后倾拖距的设计应保证汽车具有合适的回正力矩，使汽车具有良好的行驶稳定性。其稳定效应是发生在前轮转向时，凭借路面对轮胎的侧向反力来实现的。同时为保证制动时后倾角不过小，希望它随车轮上跳而增加。但是一般不希望后倾角在车轮上下运动过程中出现大的变化，以免在载荷变化时出现回正力矩过大或过小的现象，使操纵稳定性恶化。因此，一般希望车轮每跳动10mm 时，后倾角的变化范围为0.20-0.67。2.3.4 主销内倾角主销内倾角是指车身前视图主销轴与垂直轴的夹角，正的主销内倾角是指主销轴顶部向内倾的角度。主销的内倾使得主销轴线与路面的交点到车轮中心平面与地面交线的距离称为主销偏置量。从而可以减少转向时驾驶员加在转向盘上的力，使转向操作轻便，同时也可以减少从转向轮到转向盘上的冲击力。但是偏置量也不宜过小，即内倾角不宜过大，否则转向时，车轮绕主销偏转过程中，轮胎与路面间将产生较大的滑动，因而增加了轮胎与路面间的摩擦阻力。这不仅使转向变得沉重，而且加速了轮胎的磨损。主销内倾角的变化，影响了车轮绕主销的回正力矩，主要在低速时其回正作用使车轮丧失车轮自动定位、保持直线行驶的能力，影响了转向操纵稳定性。主销后倾角与前轮偏距所产生的回正力矩与侧偏力成正比，而侧偏力与车速的平方成正比，因此，车速越高，回正力矩越大，而当车速较低时，主销后倾角与前轮偏距就几乎不产生回正作用。所以，为了保证低速行驶时的回正力矩就需要设置主销内倾角。主销内倾角的增大使内倾回正力矩成比例地增大，同时也使主销的摩擦力矩与滚动力矩增大，这些都使得操纵力相应地增大。内倾回正力矩的增大提高了回正性的因素，但是由于主销摩擦力矩与滚动阻力矩的增大作用大大超过了回正力矩增大的作用，因而不但没有改善回正性，反而使回正性明显恶化，因此一般将主销偏移距设计得比较小或为负值。为了达到这个目的，必须有较大的主销内倾角。当车轮跳动时，若主销内倾角变化较大，将会转向沉重，加速轮胎磨损。因此希望在车轮的跳动过程中，主销内倾角的变化量不要太大。主销内倾角要求具有随车轮上跳而减小， 随车轮下落而增加的趋势， 以利于汽车的操纵稳定性。2.3.5 前束角车轮前束角是指车轮中心平面与车身纵向平面的夹角，正的前束角是指车轮前部转向车身的角度。前束角的变化，也即汽车悬架与转向系统的垂直运动和侧倾运动干涉，不仅影响车轮的摆振和磨损，还直接影响汽车的转向特性。在现代汽车设计中，根据美国福特公司的设计观点认为，前束的真正作用是防止和补偿车轮后束，因为后束会导致汽车行驶不稳定。前束的正负与汽车的驱动形式有关，在后轮驱动的汽车中，一般采用一定的正前束，以抵消在纵向力作用下的负前束变化；而在前轮驱动的汽车中，取一定的负前束，以使汽车在行驶时保持车轮直线运动，减少轮胎磨损和滚动阻力。但是考虑到前轮驱动的汽车在制动等非驱动工况下，负前束会导致行驶稳定性恶化，一般取一定的正前束或0值5。 前束角变化的较理想设计特性值是：前轮上跳时，为零至负前束，后轮上跳时，正前束。最近发展趋势多取零。车轮前束可以弥补外倾角带来的不利影响，减少轮胎的磨损。为了使轮胎磨损不因侧偏而加剧，同时也不增加滚动阻力和不影响车辆直线行驶能力，车轮在跳动过程中应该尽可能使前束保持不变或者变化很小。前悬架上跳时前轮前束值的变化范围小，下落时前束变大，后悬架则要求相反，这使得悬架具有不足转向特性，有利于改善汽车的操纵性能。前束角的设计原则是在车轮跳动时，其变化量越小越好。通常在40mm 的跳动范围内，前束的变化量宜在0.17-0.25左右。2.3.6 侧倾中心高度侧倾中心高度是指侧倾中心的离地高度， 前后悬架侧倾中心的变化形成汽车的侧倾轴线。理论上要求侧倾轴线尽量高并且和地面平行， 以减弱车身的侧倾趋势， 并且尽量使侧倾时前后轴荷转移相近，以保证汽车的乘坐舒适性和操纵稳定性。但是对独立悬架来说，前悬架侧倾中心高度为0-120mm， 后悬架侧倾中心高度为80-150mm。因此常常需要在前轴增加横向稳定杆以提高前轴的侧倾刚度， 对纵向侧倾中心提供抗制动点头的能力。2.3.7 侧倾刚度后悬架侧倾刚度对车辆操稳性具有非常重要的作用. 如果后悬架侧倾刚度过大，在汽车转向时将在左右车轮间引起较大的载荷转移，从而导致前轮载荷转移减小，在相同侧向加速度下，后悬架产生的侧偏角将大于前悬架，这将导致整车具有过多转向趋势. 因此为保证车辆具有一定的不足转向趋势，后悬架的侧倾刚度应该小于前悬架，并与前悬架侧倾刚度匹配，提供理想的整车不足转向度。2.3.8 悬架垂直刚度悬架垂直刚度既是影响操纵稳定性又是影响舒适性的重要参数, 对振动频率起作用。对于某种特定汽车而言, 悬架刚度有要求, 其行驶中变化不是很大, 悬架刚度随着压缩行程的增加而减少较大, 这是不希望的。2.3.9 悬架侧倾刚度在侧倾角不大的条件下, 车身倾斜单位角度所必需的侧倾力矩称为侧倾角刚度。侧倾角刚度的大小及其在前、后轮的分配, 对车辆侧倾角的大小、侧倾时前后轴及左右车轮的载荷再分配, 以及车辆的稳态响应特性有一定的影响。悬架的侧倾角刚度应保证汽车在转向时车身侧倾不致过大, 使乘客感到安全、稳定, 还应使驾驶员具有良好的路感, 确保安全、高速行驶。后悬架侧倾刚度对车辆操稳性具有非常重要的作用. 如果后悬架侧倾刚度过大，在汽车转向时将在左右车轮间引起较大的载荷转移，从而导致前轮载荷转移减小，在相同侧向加速度下，后悬架产生的侧偏角将大于前悬架，这将导致整车具有过多转向趋势. 因此为保证车辆具有一定的不足转向趋势，后悬架的侧倾刚度应该小于前悬架，并与前悬架侧倾刚度匹配，提供理想的整车不足转向度。2.3.10 侧倾角刚度侧倾角刚度过小而侧倾角过大的汽车，乘员缺乏舒适感和安全感。侧倾刚度过大而侧倾角过小的汽车又缺乏汽车发生侧翻的感觉，同时使轮胎侧偏角增大，如果发生在后轮会使汽车增加了过多转向的可能，要求在侧向惯性力等于0.4倍车重时，轿车车身侧倾角在2.5-4，轿车的前倾倾角刚度一般为300-1200Nm/货车车身侧倾角不超过6-7。为满足汽车稍有不足转向特性的要求，应使汽车前轴的轮胎侧偏角略大于后轴的轮胎侧偏角。为此，应该使前悬架具有的侧倾角刚度要略大于后悬架的侧倾角刚度 6。2.4 悬架设计方案确定2.4.1 悬架类型选择本课题研究的是四轮转向四轮驱动电动汽车后悬架设计，各个车轮之间的相互影响要尽可能的小，并且设计要考虑经济因素，所以选择独立悬架。独立悬架按车轮运动形式可分为横臂式独立悬架、纵臂式独立悬架、烛式（独立悬架和麦弗逊式）、单鞋臂式独立悬架四类。而由于烛式悬架除兼具独立悬架的优点外，还具有主销定位角不变的优点，最终设计方案确定为烛式悬架。2.4.2 悬架结构形式确定烛式悬架的结构如图2-3，其特点是悬架沿着固定不动的主销轴上、下跳动，所以烛式悬架的主销轴还兼起导向机构的作用，而烛式悬架设计首先要确定主销轴的布置，虽然本课题研究的是后悬架，但由于要求四轮驱动四轮转向，所以后悬架的设计与前悬架设计要求基本相同，对车轮定位参数也有严格的要求，车轮定位参数布置如下：主销内倾角； 主销后倾角；车轮外倾角； 2.4.3 弹性元件选择弹性元件是悬架的最主要部件，因为悬架最根本的作用是减缓地面不平度对车身造成的冲击，即将短暂的大加速度冲击化解为相对缓慢的小加速度冲击。使人不会造成伤害及不舒服的感觉；对货物可减少其被破坏的可能性。弹性元件主要有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧等常用类型。除了板弹簧自身有减振作用外，配备其它种类弹性元件的悬架必须配备减振元件，使已经发生振动的汽车尽快静止。钢板弹簧是汽车最早使用的弹性元件，由于存在诸多设计不足之处，现逐步被其它种类弹性元件所取代，弹性元件选择螺旋弹簧7。2.4.4 减震器设计参数确定减振元件主要起减振作用。为加速车架和车身振动的衰减，以改善汽车的行驶平顺性，在大多数汽车的悬架系统内都装有减振器。减振器和弹性元件是并联安装的，汽车悬架系统中广泛采用液力减振器。液力减振器的作用原理是当车架与车桥作往复相对运动时，而减振器中的活塞在缸筒内也作往复运动，则减振器壳体内的油液便反复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔。此时，孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转化为热能，而被油液和减振器壳体所吸收，然后散到大气中。减震器选择双筒式液力减振器。2.4.5 横向稳定杆作用近代汽车的悬架一般都很软，在高速行驶中转向时，车身会产生很大的横向倾斜和横向角振动。为了减少这种横向倾斜，往往在悬架中添置横向稳定器来加大悬架的侧倾角刚度以改善汽车的行驶稳定性。当左右车轮有垂向的相对位移时，稳定杆受扭，发挥作用。它除了可增加悬架的侧倾角刚度，从而减小汽车转向时车身的侧倾角外，也有助于使汽车获得所需要的不足转向。所以悬架设计最后一步就是设计横向稳定杆。图2-3 烛式悬架简图图2-4 烛式悬架设计三维图2.4.6 缓冲块设计缓冲块通常用橡胶制造，通过硫化将橡胶与钢板连成一体，在经焊在钢板上的螺钉将缓冲块固定到车架或其他部位上，起到限制悬架最大行程的作用。许多汽车装用多孔聚氨脂制成的几种形状的缓冲块，它兼起辅助弹性元件的作用。多孔聚氨酯是一种有很高强度和耐磨性的复合材料。这种材料起泡时就形成了致密的耐磨外层，他保护内部的发泡部分不受损伤。由于在该材料中有气泡，在载荷作用下弹性元件被压缩，但外廓尺寸增加却不大，这点与橡胶不同。本次设计的缓冲块也采用多孔聚氨酯作为材料。2.5 本章小节综上所述，YD-电动车后悬架设计方案确定为烛式悬架。主销内倾角， 主销后倾角，车轮外倾角。63第3章 悬架性能参数的确定第3章 悬架性能参数确定3.1 悬架主要性能参数3.1.1 悬架已知性能参数YD-电动车技术参数如下：(1) 总体尺寸：3750x1600x1300；(2) 满载质量：1000kg；(3) 轮距：1385mm；轴距：2300mm；地隙：160mm。(4)；乘坐人数：5人； (5) 最高车速：100km/h。 取非簧载质量150kg，则满载时簧载质量1000 150=850kg，满载时轴荷分配近似为,如图3-1；则后悬架单侧簧载质量：m=85050%50%=212.5kg图3-1 各类汽车轴荷分配范围3.1.2 悬架弹性特性在前轮或后轮上，把前、后轮接地点垂直方向的载荷变化和轮心在垂直方向的位置变化量关系称为悬架系统的弹性特性。如图3-2所示，在任一载荷状态下，该点曲线的切线斜率，就是该载荷下的悬架刚度。在满载状态下，弹性特性曲线的切线斜率便是满载悬架刚度。在满载载荷下可以确定车轮上、下跳行程，两者之和称为车轮行程8。图3-2 悬架弹性特性3.1.3 悬架刚度计算对于大多数汽车而言，悬架质量分配系数为=0.8-1.2，因而可以近似的认为悬架质量分配系数为=1，及前后桥上方车身部分集中质量的垂向振动是相互独立的，并用、偏频表示各自的自由振动频率。偏频越小，则汽车的平顺性越好，一般对于采用钢制弹簧的轿车，约为1-1.3Hz（60-80次/min），约为1.17-1.5Hz（70-90次/min），非常接近人体步行时的自然频率9。取后悬架偏频n=1.3Hz，则单侧悬架刚度： (3-1)3.1.4 悬架挠度计算悬架静挠度： (3-2)为了得到良好的平顺性，因当采用较软的悬架也降低偏频，但较软的悬架在一定载荷下其变形量也大，对于一般轿车而言，悬架静挠度与动挠度之和应不小于160mm10。取，则 符合要求3.2 本章小结经计算，确定汽车后悬架刚度C=14.16N/mm，。第4章 螺旋弹簧参数确定第4章 螺旋弹簧参数确定4.1 概述螺旋弹簧作为弹性元件，由于其结构简单、制造方便及有高的比能容量，因此在现代轻型以下汽车的悬架中应用相当普遍，特别是在轿车中，由于要求良好的乘坐舒适性和悬架导向机构在大摆动量下仍具有保持车轮定位角的能力，因此螺旋弹簧悬架早就取代了钢板弹簧。螺旋弹簧在悬架布置中可在弹簧内部安装减振器、行程限位器或导向柱使结构紧凑。通过采用变节距的或用变直径弹簧钢丝绕制的或两者同时采用的弹簧结构，可以实现变刚度特性11。本章螺旋弹簧参数的确定，首先应确定螺旋弹簧的刚度，悬架弹簧刚度设计、分配确定之后，应对常用螺旋弹簧的直径、丝径、圈数和长度进行设计和计算，对材料进行选择，并最终进行校核。烛式悬架主销及弹簧布置如图4-1。图4-1 主销及弹簧布置图4.2 螺旋弹簧参数确定4.2.1 主销倾斜角计算由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度C与弹簧刚度是不相等的，其区别在于悬架刚度C是指车轮处单位挠度所需的力；而弹簧刚度仅指弹簧本身单位挠度所需的力。螺旋弹簧刚度计算过程如下：烛式悬架空间布置及受力简图如图4-2，悬架主销内倾角=，注销后倾角=，设角为主销轴线与铅垂线的夹角。由图知： ， ， =0.970图4-1 烛式主销轴悬布置简图4.2.2 弹簧刚度计算由于弹簧与主销轴并联，在忽略车轮外倾角的前提下，其所受轴向载荷可计算如下：P=mg=212.59.82075N螺旋弹簧在轴向载荷下的变形：f= (4-1)4.2.3 钢丝直径计算根据公式可推出 (4-2)式中，i弹簧有效工作圈数，先取7 G弹簧材料的剪切弹性模量，取Mpa 弹簧中径，取90mm代入计算得：d=9.24mm确定钢丝直径d=10mm，弹簧外径D=110mm，弹簧安装圈数取=9。4.2.4 弹簧自由高度确定弹簧自由高度应该为车身在静平衡位置时的弹簧长度即工作长度，于静载荷引起的弹簧静挠度之和12。即弹簧自由高度： (4-3)取=355mm式中，工作长度，取200mm 静挠度4.2.5 弹簧节距确定根据弹簧设计长度、弹簧实际有效圈数i和安装圈数，以及弹簧丝径d，可确定弹簧节距t的大小，即 (4-4)4.2.6 表面剪切应力校核弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似，都是靠材料的剪切变形吸收能量，弹簧钢丝表面的剪应力为： (4-5)式中， C弹簧指数（旋绕比）， 曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数， P弹簧轴向载荷已知=90，d=10mm，可以算出弹簧指数C和曲度系数： =9/10=9 K=(4C-1)/(4C-4)+0.615/C=1.16 P=2075N 则弹簧表面的剪切应力： =8PDmK/d3=8PCK/d2=551.9MPa螺旋弹簧材料选择，以提高螺旋弹簧在交变载荷下的疲劳寿命，查机械设计手册，知道的=1585MPa，故 =0.63=0.631585=998.55MPa经检验，以上所得弹簧参数满足要求。图4-2 螺旋弹簧catia三维图4.3 本章小结综上所述，弹簧各项参数确定如下：弹簧钢丝直径d=10mm，弹簧外径D=110mm，弹簧有效工作圈数i=7,弹簧总圈数=9，弹簧自由高度=355mm，弹簧节距t=43mm ，螺旋弹簧在catia中的三维模型如图4-2。第5章 减振器设计第5章 减振器设计5.1 概述汽车减振器是悬架系统中重要部件之一，在车辆行驶过程中起着重要作用，为加速车身振动的衰减，改善汽车行使平顺性，大多数轿车的悬架内都装有减震器。减震器和弹性元件是并联安装的。其中，应用最为广泛的是筒式减振器。减震器的阻尼力主要是由油液流经节流小孔、缝隙的节流压力差产生的，他能有有的衰减簧载质量与非簧载质量的相对运动，提高车辆的行驶平顺性和操纵稳定性。筒式减振器结构简单、性能可靠、价格低，深受汽车生产厂家的青睐13。图5-1 含减振器的悬架简图1.车身2.减振器3.弹性原件4.车桥根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。而筒式减震器工作压力仅在2.5-5MPa，但是它的工作性能稳定而在现代的汽车上得道广泛的应用。又可以分为单筒式、双筒式和充气筒式三种14。减震器的阻尼力越大，振动消除得越快，但却使并联的弹性元件的作用不能充分发挥；还可能导致连接件及车架损坏。通常为了保证伸张过程内产生的阻尼力比压缩行程内产生的阻尼力大得多，所以伸张阀弹簧刚度和预紧力比压缩阀大；在同样油压力作用下，伸张阀及相应的通常缝隙的同道截面积总和小于压缩阀及相应的通常缝隙的通常截面积总和。这样也保证了悬架在压缩行程内，减震器的阻尼力较小，以便充分利用弹性元件的弹性来缓和冲击；在伸张行程内，减震器的阻尼力应较大，以求迅速减振15。由于汽车行驶的路面状况不同，所用的减震器要求也会有所不同。图5-2 双向筒式减振器工作原理1-活塞；2-工作缸筒；3-贮油缸筒；4-底阀座；5-导向座；6-回流孔活塞杆；7-油封；8-防尘罩；9-活塞杆本章的设计是要满足以下要求：一是要具有一般的舒适性；二是可以满足中国现代一般城市道路的使用要求；三能保证有足够的使用寿命；四是在使用期间保证汽车行驶平顺性的性能稳定。在减振器中，流通阀和补偿阀是一般的单向阀，其弹簧很弱。当阀上的油压作用力同向时，只要很小的油压，阀便能开启；压缩阀和伸张阀是卸载阀，其弹簧较强，预紧力较大，只有当油压到一定程度时，阀才能开启；而当油压降低到一定程度时，阀即自行关闭。根据它们不同的工作要求，各阀系设计计算和装配都有所不同。本课题选择的减振器形式是双向筒式减振器，其工作原理如图5-1所示，其中A为工作腔，C为补偿腔，两腔之间通过阀系连通，当汽车车轮上下跳动时，带动活塞1在工作腔A中上下移动，迫使减振器液流过相应阀体上的阻尼孔，将动能转变为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞1向下运动，油液通过阀进入工作腔上腔，但是由于活塞杆9占据了一部分体积，必须有部分油液流经阀进入补偿腔C;当车轮向下跳动即悬架伸张时，活塞1向上运动，工作腔A中的压力升高，油液经阀流入下腔，提供大部分伸张阻尼力，还有一部分油液经过活塞杆与导向座间的缝隙由回流孔6进人补偿腔，同样由于活塞杆所占据的体积，当活塞向上运动时，必定有部分油液经阀流入工作腔下腔。减振器工作过程中产生的热量靠贮油缸筒3散发。减振器的工作温度可高达120摄氏度，有时甚至可达200摄氏度。为了提供温度升高后油液膨胀的空间，减振器的油液不能加得太满，但一般在补偿腔中油液高度应达到缸筒长度的一半，以防止低温或减振器倾斜的情况下，在极限伸张位置时空气经油封7进入补偿腔甚至经阀吸入工作腔，造成油液乳化，影响减振器的工作性能。振器的工作性能。5.2 减振器性能参数选择减振器的性能参数主要有两个：相对阻尼系数和阻尼系数 。它们减震器的阻力-位移特性和阻力-速度特性16。5.2.1 相对阻尼系数的选择在选择相对阻尼系数时，应考虑到取得过大，虽然能使振动迅速衰减，但会把较大的不平路面的冲击力传到车身；另一方面，取得过小又会使振动衰减慢，不利于行驶平顺性。由前面的计算得知螺旋弹簧的刚度为14.0N/mm,汽车后悬架的偏频为1.3Hz，为了使减振器和螺旋弹簧有较好的匹配关系，在考虑型车设计要求的情况下，本车的相对阻尼系数拟选为：=0.33，这样能够让悬架发挥其较佳的性能。5.2.2 减振器的阻尼系数选择减振器的阻尼系数不仅与非簧载质量和悬架刚度有关，还与相对阻系数有关。减振器阻尼系数： (5-1)悬架系统固有频率：= (5-2)理论上： (5-3)实际上，应根据减振器的布置特点确定减震器的阻尼系数。本课题中悬架的布置简图如图5-2，由图可得，阻尼系数计算公式： (5-4)式中，=0.31，=212.5N，=8.16，cos=cos5-3 悬架布置简图5.3 最大卸荷力计算要求减振器最大卸荷力，首先就要求卸荷速度。为减小传到车身上的冲击力，当减震器活塞振动速度达到一定值时，减震器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度。根据图5-2，可知=A=0.31m/s (5-5)式中，A车身振幅，取A=40mm 悬架系统固有频率根据伸张行程最大卸荷力公式可以计算最大卸荷力： (5-6)式中，是减振器伸张行程时的阻尼系数，取=1.8=2076.845.4 减振器参数选择5.4.1 减振器工作缸筒直径可根据最大卸荷力和缸内最大压力强度来近似的求工作缸的直径： (5-7)式中，P 工作缸内最大允许压力, P=，取P=3MPa 连杆直径与缸筒直径之比,双筒式取，取 =0.50由汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件可知:减振器的工作缸直径有20mm，30mm,40mm,45mm,50mm,65mm等几种（见图5-4）。所以筒式减振器工作直径可取D=20mm，壁厚取1mm。图5-4 减振器工作缸筒直径系列5.4.2 减振器形式及其他尺寸减振器各筒材料选20钢，活塞杆直径见图5-5，选d=10mm。减振器型式及其他尺寸见图5-3和表3和表4，减振器形式选择CG型，基长选l=70mm，根据实际设计需要，活塞行程取S=175mm，贮油桶外径=（1.35-1.50），取=30mm，壁厚取2mm，防尘罩外径取40mm。图5-5 活塞杆直径图5-6 减振器型式及尺寸5.5 本章小结减振器工作缸直径D=20mm，减振器活塞杆直径d=10mm，减振器型式选择CG型，基长选l=70mm，活塞行程选S=230mm，贮油桶外径=（1.35-1.50），取=30mm，壁厚取2mm，防尘罩外径取40mm，缸筒材料选20钢。第6章 横向稳定杆设计第6章 横向稳定杆设计6.1 概述横向稳定杆是一根拥有一定刚度的扭杆弹簧，它和左右悬挂的下托臂或减震器滑柱相连。当左右悬挂都处于颠簸路面时，两边的悬挂同时上下运动，稳定杆不发生扭转，当车辆在转弯时，由于外侧悬挂承受的力量较大，车身发生一定得侧倾。此时外侧悬挂收缩，内测悬挂舒张，那么横向稳定杆就会发生扭转，产生一定的弹力，阻止车辆侧倾17。从而提高车辆行驶稳定性。横向稳定杆安装示意图如图6-1 。图6-1 横行稳定杆安装示意图6.2 横向稳定杆参数计算当横向稳定杆作用于整体桥非独立悬架时，其侧倾角刚度与车轮处的等效侧倾角刚度相等。当用于独立悬架时（参见图6-1），横向稳定器侧倾角刚度与车轮处的等效侧倾角刚度之间的换算关系可如下求出：设汽车左右车轮接地点处分别作用大小相等，方向向反的垂向力微量d，在该二力作用下左右车轮处的垂直位移为d，相应的横向稳定杆部受到的垂向力和位移分别为d和 d，由于此时要考察的是稳定杆在车轮处的等效侧倾角刚度，因而不考虑悬架中弹簧的作用力，则必然有d 与d所作的功相等，即dd= d d 而作用在杆上的弯矩和转角分别为d= dLd=2d/L式中， L横向稳定器两端点之间的距离由此可得出杆的角刚度=d/ d= (6-1)同理可知车轮的等效角刚度= (6-2)式中， B为车轮轮距由此可得= (6-3)由于连接点处橡胶件的变形，稳定杆的侧倾角会较小15%30%当稳定杆两端受到大小相等、方向相反的垂直力P作用时（参加图6-2），其端点的位移f可用材料力学的办法求出，具体为：f= (6-4)式中，E材料的弹性模量，E=2.06MPaI稳定杆的截面惯性矩，I=d稳定杆的直径，mmP端点作用力，Nf端点位移，mm其余各量意义参见图6-2，由式(6-4)可知横向稳定杆的角刚度=3EI/2 (6-5)当角刚度给定时，由此可得出稳定杆直径dd= (6-6)一般情况下，如图6-2所示的横向稳定杆的最大应力发生在截面B的内侧（其原理与螺旋弹簧内侧扭转应力大于外侧类似），其大小与B处的圆角半径R有关,因为R决定了此处的曲度系数。对于稳定杆，还应满足最大扭转应力不超过700MPa，亦即 (6-7)615MPa 曲度系数，=（4C-1）/（4C-4）+0.615/CC弹簧指数，C=（2R+d）/d图6-2横向稳定杆计算用简图由式6-7可求出需要的最小圆角半径R，通常为了减小扭转半径的值，推荐R的取值不小于1.25d。其他截面的应力一般都小于B截面内侧的扭转应力，如果6-2中支撑点C的位置很靠近中心，则C截面处同时受到弯矩和扭矩的作用，可能产生较大的主应力，当图中（a+b）的值接近或超过时，则应该校核该处的主应力。B截面在弯矩作用下的弯曲应力，在极限位置即最大载荷作用下，这一弯曲应力应小于或等于1250MPa12。由于侧倾角刚度未知，故可根据经验选取横向稳定器参数： L=1020mm ，a=68mm，b=70mm, =182mm，圆角半径R=25mm。6.3 本章小结横向稳定杆参数： L=1020mm ，a=68mm，b=70mm, =182mm，圆角半径R=25mm。第7章 导向机构设计第7章 导向机构设计7.1 概述车轮相对于车架和车身跳动时，车轮（特别是转向轮）的运动轨迹应符合一定的要求，否则对汽车某些行驶性能（特别是操纵稳定性）有不利的影响。因此，悬架中某些传力构件同时还承担着使车轮按一定轨迹相对于车架和车身跳动的任务，因而这些传力构件还起导向作用，故称导向机构。悬架导向机构的结构形式有很多，根据不同的用途有多种。轿车上，对于整 体式车轴，主要有多连杆式(常见的主要有四连杆式、五连杆式)、第迪安式；对于独立悬架，主要有单(双)纵臂式、双横臂式、麦弗逊撑杆式、多连杆式、拖曳 臂式、半拖曳臂式和摆动轴式。现在轿车上广泛采用的是双横臂式导向机构。中 型和重型货车一般都采用整体式车轴，导向机构形式主要有板簧式、A 形架式、 双横臂式、双纵臂式、拖曳臂式和柔性梁式18。悬架导向机构的具体形式选择应根据车辆的用途，综合考虑成本和车辆的运 行条件作具体分析，本章则概述了烛式悬架的简单设计。7.2 悬架导向机构设计烛式悬架的导向机构设计主要是悬架的主销轴及主销轴套筒的设计，烛式悬架的作用原理是车轮的转向节沿着固定不动的主销轴上下跳动，致使侧向力全部由套在主销轴上的套筒和主销轴承受，套筒与主销之间的摩擦阻力非常大，磨损较严重，因此在选择主销轴材料时应考虑耐磨且强度较大的材料，查机械设计手册，选择材料20CrMoALA，其抗拉强度=1000MPa；根据悬架的整体尺寸及主销轴与其他勾件间的装配关系确定主销轴的尺寸参数，取轴颈为30mm，长440mm ，主销三维效果图如图7-1。对于主销轴套筒设计，选用材料45号钢，设计模型如图7-2和7-3。7.3 本章小结主销轴选择材料20CrMoALA，直径d=30mm，长=440mm。主销轴套筒设计如图7-3，具体尺寸见零件图。图7-1 悬架主销轴三维图图7-2 悬架导向机构三维图图7-3 悬架导向机构二维图结论 本次设计的主题是为YD-III电动汽车设计后悬架系统，根据电动车能够四轮转向四轮驱动的题目要求，我选择了烛式悬架设计方案。选择该方案主的原因是该悬架结构简单、空间尺寸小和烛式悬架主销磨损严重的缺点正好被设计车型质量小的特点所弥补。整个设计过程包括方案确定、悬架刚度和挠度等参数计算、螺旋弹簧的设计计算、减震器的设计、导向机构的设计等几个方面。从选题的开始，我就知道设计过程的不易。因为烛式悬架现在已经很少运用，所几乎很难查到有关该悬架的参考资料，我只能从常见悬架设计中寻找设计方法，有些设计甚至要根据自己以前所学的知识自己寻找计算方法进行计算，比如主销轴和弹簧的受力分析过程。在经过各种困难的挑战后，我终于完成了设计任务。在完成任务的过程中，我逐渐意识到一个很重要的道理：作为工程设计人员，必须知道失之毫厘谬以千里的道理，一点差错，可能会造成很大的麻烦甚至无法挽回的灾难。设计过程中，有些设计过程由于无资料可查询，我只能根据自己所学的知识进行简单的估算，设计难免出现偏颇，这也是我毕设过程中的一点遗憾。另外，本次合计主要是结构设计，并没有涉及到运动分析和仿真方面，在以