混合動力汽車后懸架系統(tǒng)

混合動力汽車后懸架系統(tǒng)整車參數(shù)如下表：表2-1整車參數(shù)上市時間2024年價格8萬左右長x寬x高(mm)4865x1837x1495軸距(mm)2718輪距(mm)1580最大滿載質(zhì)量1875kg前軸負荷965kg最大電機功率136kw最大扭矩316Nm發(fā)動機最大功率81kw/6000rpm最大扭矩135Nm/4500rpm最高車速185km/h本車型選擇扭力梁懸架作為后懸架系統(tǒng)進行設(shè)計。懸架主要參數(shù)的確定3.1懸架靜撓度fc=FwC式3-1中，fc為懸架靜撓度，F(xiàn)w是汽車滿載靜止時懸架上的載荷，C是汽車前、后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量分配系數(shù)?近似等于1，于是汽車前、后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。因此，汽車前、后部分的車身的固有頻率n1和n2n（3-2）n式3-2中，C1、C2為前、后懸架的剛度(單位N／cm)；m1當(dāng)采用彈性特性為線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度可用下式表示f（3-3）f式3-3中，g為重力加速度將（3-3）代入（3-2）得n（3-4）n分析上式可知：懸架的靜撓度fc在選取前、后懸架的靜撓度值fc1和fc2時，應(yīng)當(dāng)使之接近，并希望后懸架的靜撓度fc2比前懸架的靜撓度fc推薦取fc2=（0.8~0.9）用途不同的汽車，對平順性要求不一樣，轎車對平順性的要求最高。對普通級以下轎車滿載的情況，前懸架偏頻要求在1.02~1.44Hz，后懸架則要求在1.18~1.58Hz[24]。原則上轎車的級別越高，懸架的偏頻越小。選定偏頻以后，再利用式（3-4）即可計算出懸架的靜撓度?，F(xiàn)取n=1.3Hz，于是可以得出，后懸架靜撓度fc3.2懸架的動撓度懸架的動撓度fd是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或2/3)時，車輪中心相對車架(或車身)的垂直位移。要求懸架應(yīng)有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。對轎車，f又由于懸架動撓度：fd=（0.5~0.7）fc，取fd為得到良好的平順性，因當(dāng)采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定載荷下其變形量也大，對于一般轎車而言，懸架總工作行程（靜擾度與動擾度之和）應(yīng)當(dāng)不小于160mm，而fc+fd3.3懸架剛度計算已知整車最大滿載質(zhì)量：m=1875kg，軸荷分配：前軸軸荷965kg，后軸軸荷910kg。取后懸架非簧載質(zhì)量120kg，后懸架簧載質(zhì)量mS約395kg代入式3-2，計算滿載時一側(cè)懸架的剛度：C=26.33N/mm3.4車輪定位參數(shù)和懸架的側(cè)傾中心3.4.1車輪外傾角后輪外傾角示意圖如圖3.1所示。車輪外傾角是車輪平面與車輛坐標(biāo)軸的垂直軸z軸的交角，當(dāng)車輪的上部向外傾斜時車輪外傾角為正。車輪外傾角選擇為＋1°。3.4.2前束角前束角的示意圖如圖3.2所示。前束角是車輛的縱向軸與車輪平面在車輛xOy面上投影線的夾角，用弧度表示。并且當(dāng)車輪前方向縱向軸轉(zhuǎn)時為正。前束角選擇為＋20’±10’。3.4.3主銷后傾角主銷后傾角示意圖如圖3.3所示。主銷后傾角是指在車輛的側(cè)面（車輛的xOz平面）內(nèi)主銷與車輛z軸的交角，并且當(dāng)主銷向上、向后傾斜時為正。主銷后傾角選擇為＋5°。圖3.1車輪外傾角圖3.2前束角圖3.3主銷后傾角圖3.4主銷偏移距3.4.4主銷偏移距主銷偏移距示意圖如圖3.4所示。主銷偏移距，是主銷軸線與地面的交點和車輪中心線與地面交點之間的距離。如果主銷軸線與地面的交點在車輪中心線與地面交點的內(nèi)側(cè)，則主銷偏移距為正。主銷偏移距選擇為＋10mm。3.4.5主銷內(nèi)傾角主銷內(nèi)傾角示意圖如圖3.5所示。主銷內(nèi)傾角是在車輛橫向平面內(nèi)主銷與車輛z軸的交角，并且當(dāng)主銷向上、向內(nèi)傾斜時為正。主銷內(nèi)傾角選擇為8°。圖3.5主銷內(nèi)傾角Φ圖3.6側(cè)傾中心高度3.4.6側(cè)傾中心高度側(cè)傾中心高度示意圖如圖3.6所示。側(cè)傾中心是通過懸架連桿作用于車身上的側(cè)向力與垂直力的合力矩為零的車身上的那一點。通過在輪胎接觸處施加垂直于道路的單位垂直力，測量最終在輪胎接觸處的垂直方向與側(cè)向方向位移。延長垂直于左右輪輪胎接觸處位移的兩條直線，交點即為側(cè)傾中心。一般會設(shè)定在50~60mm之間?。3.4.7側(cè)傾外傾系數(shù)側(cè)傾外傾系數(shù)示意圖如圖3.7所示。圖3.7側(cè)傾外傾系數(shù)側(cè)傾外傾系數(shù)是車輪外傾角相對于汽車側(cè)傾角的變化率。當(dāng)每增加一度的車輛側(cè)傾角時車輪外傾角增加，則側(cè)傾外傾系數(shù)為正。

懸架主要構(gòu)件設(shè)計4.1螺旋彈簧的設(shè)計4.1.1螺旋彈簧的剛度由于存在懸架導(dǎo)向機構(gòu)的關(guān)系，懸架剛度C與彈簧剛度CS是不相等的，其區(qū)別在于懸架剛度C是指車輪處單位撓度所需的力；而彈簧剛度CS僅指彈簧本身單位撓度所需的力。對于扭力梁懸架，懸架剛度和彈簧剛度的比例約為0.94.1.1計算彈簧鋼絲直徑d根據(jù)下面的公式可以計算：Cs=Gd可得d式4-1中：ns——彈簧的G——彈簧材料的剪切彈性模量，取7.9×104MPa[25]D——簧圈平均直徑，取100mm代入計算得：d=12.4mm計算結(jié)果圓整為鋼絲直徑d=12.4mm，彈簧外徑D1=112.4mm，彈簧工作圈數(shù)ns=84.1.2彈簧剛度校核彈簧剛度的計算公式為：C代入數(shù)據(jù)計算可得彈簧剛度CS為29.18N/mm所以彈簧選擇符合剛度要求。4.1.2彈簧表面剪切應(yīng)力校核彈簧在壓縮時其工作方式與扭桿類似，都是靠材料的剪切變形吸收能量，彈簧鋼絲表面的剪應(yīng)力為：τ=8Fs,mDK式4-2中,C’——彈簧旋繞比，C=D/dK’——曲度系數(shù)，為考慮剪力和簧圈曲率對影響的校正系數(shù),KFs,m——彈簧軸向載荷

已知Dm=100mm，d=12.4mm，可以算出旋繞比C’為8.06，曲度系數(shù)K’Fs,m=3871代入式4-2，則彈簧表面的剪切應(yīng)力為487.80MPa查表可知[τ]=635MPa,因為τ<[τ]，所以彈簧滿足要求。綜上可以最終選定彈簧的參數(shù)為：彈簧鋼絲直徑d=12.4mm，彈簧外徑D1=112.4mm，彈簧工作圈數(shù)ns=8。4.2減振器的設(shè)計減振器的功能是吸收懸架垂直振動的能量，并轉(zhuǎn)化為熱能耗散掉，使振動迅速衰減。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力式減震器。其作用原理是，當(dāng)車架與車橋作往復(fù)相對運動時，減震器中的活塞在缸筒內(nèi)業(yè)作往復(fù)運動，于是減震器殼體內(nèi)的油液反復(fù)地從一個內(nèi)腔通過另一些狹小的孔隙流入另一個內(nèi)腔。此時，孔與油液見的摩擦力及液體分子內(nèi)摩擦便行程對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉(zhuǎn)換為熱能，被油液所吸收，然后散到大氣中。減振器大體上可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。故名思義，摩擦式減振器利用兩個緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼。由于庫侖摩擦力隨相對運動速度的提高而減小，并且很易受油、水等的影響，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質(zhì)量小、造價低、易調(diào)整等優(yōu)點，但現(xiàn)代汽車上已不再采用這類減振器。液力減振器首次出現(xiàn)于1901年，其兩種主要的結(jié)構(gòu)型式分別為搖臂式和筒式。與筒式液力減減振器振器相比，搖臂式減振器的活塞行程要短得多，因此其工作油壓可高達75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式減振器的質(zhì)量僅為擺臂式的約1/2，并且制造方便，工作壽命長，因而現(xiàn)代汽車幾乎都采用筒式減振器。筒式減振器最常用的三種結(jié)構(gòu)型式包括:雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。雙筒式液力減振器雙筒式液力減振器的工作原理如圖4-1所示。其中A為工作腔，C為補償腔，兩腔之間通過閥系連通，當(dāng)汽車車輪上下跳動時，帶動活塞1在工作腔A中上下移動，迫使減振器液流過相應(yīng)閥體上的阻尼孔，將動能轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮芎纳⒌簟＼囕喯蛏咸鴦蛹磻壹軌嚎s時，活塞1向下運動，油液通過閥Ⅱ進入工作腔上腔，但是由于活塞桿9占據(jù)了一部分體積，必須有部分油液流經(jīng)閥Ⅳ進入補償腔C;當(dāng)車輪向下跳動即懸架伸張時，活塞1向上運動，工作腔A中的壓力升高，油液經(jīng)閥Ⅰ流入下腔，提供大部分伸張阻尼力，還有一部分油液經(jīng)過活塞桿與導(dǎo)向座間的縫隙由回流孔6進人補償腔，同樣由于活塞桿所占據(jù)的體積，當(dāng)活塞向上運動時，必定有部分油液經(jīng)閥Ⅲ流入工作腔下腔。減振器工作過程中產(chǎn)生的熱量靠貯油缸筒3散發(fā)。減振器的工作溫度可高達120攝氏度，有時甚至可達200攝氏度。為了提供溫度升高后油液膨脹的空間，減振器的油液不能加得太滿，但一般在補償腔中油液高度應(yīng)達到缸筒長度的一半，以防止低溫或減振器傾斜的情況下，在極限伸張位置時空氣經(jīng)油封7進入補償腔甚至經(jīng)閥Ⅲ吸入工作腔，造成油液乳化，影響減振器的工作性能。1-活塞；2-工作缸筒；3-貯油缸筒；4-底閥座；5-導(dǎo)向座；6-回流孔活塞桿；7-油封；8-防塵罩；9-活塞桿4-1雙筒式減振器工作原理圖4.2.1相對阻尼系數(shù)ψ的確定相對阻尼系數(shù)ψ的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度C和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，震動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持的關(guān)系。設(shè)計時，先選取與的平均值。相對無摩擦的彈性元件懸架，取=0.25~0.35；對有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，值取的小些。為避免懸架碰撞車駕，取。取=0.3，則有：計算得：=0.4，=0.2。4.2.2減振器阻尼系數(shù)δ的確定減振器的阻尼系數(shù)δ=2ψCmS。因懸架系統(tǒng)固有頻率ω=CmS，所以理論上δ=2ψmSω圖4-2減震器的安裝形式根據(jù)公式n=Cm代入數(shù)據(jù)得：ω=7.64rad/s，取a/b=0.8，α=10°,由之前數(shù)據(jù)可知，簧上質(zhì)量mS=395kg代入數(shù)據(jù)得減振器的阻尼系數(shù)δ為2973.08N·s/m4.2.3減振器最大卸荷力F0的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度vx，按上圖安裝形式時有:vx=Aωcosαa/b式4-4中，卸荷速度一般為0.15~0.3m/s；A為車身振幅，取±40mm；ω為懸架振動固有頻率。代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為0.24m/s，符合vx在0.15~0.30之間范圍要求。根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式：F0=cδvx式4-5中，是沖擊載荷系數(shù)，??；代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力為1070.31N4.2.4減振器工作缸直徑D的確定根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑D為：D=4F0π[p](1?λ式4-6中，[p]——工作缸最大壓力，在3MPa~4MPa，取[p]=3MPa；λ——連桿直徑與工作缸直徑比值，λ=0.4~0.5，取λ=0.4。代入計算得工作缸直徑D為23.26mm減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等幾種。選取時按照標(biāo)準(zhǔn)選用，按表4-1選擇。表4-1減震器類型（單位：mm)工作缸直徑D基長L貯油直徑DC吊環(huán)直徑?吊環(huán)直徑寬度B活塞行程S30110(120)44(47)2924230、240、250、260、270、2