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摘要：在當今社會，汽車已經發展成人們日常生活中的代步工具，更快更舒適成為了今后汽車的研究方向，因此懸架系統成為了人們首要的研究目標。本設計以兩座電動汽車后懸架為研究對象，通過對兩種類型的懸架的優缺點進行對比，選取最適合兩座電動汽車后懸架的懸架類型，采用非獨立懸架以達到制造簡便、方便維修且結構簡單的目的。對后懸架的彈性元件和減震器進行計算，確定其彈性元件和減震器等零部件的具體數值并進行校核，確保計算所得的數據符合設計要求，并運用CATIA建模。
1引言
在當今社會，汽車已經成為了人們出行的重要交通工具，懸架是汽車的重要總成之一，主要作用是傳遞力、導向和減震，因此懸架系統成為了人們首要的研究目標。懸架是汽車上的重要組成部分。它由彈性元件、導向機構和減振器組成。汽車在行駛過程中，懸架可以通過減緩由于顛簸而引起的沖擊力，懸架還可以迅速衰減由于彈性系統引起的振動，傳遞來自各個方向的力及其轉矩，并起導向作用。
2懸架系統的選擇
兩座電動汽車后懸架設計首先要滿足其車身整體布局設計，其次還要具有制造簡便、方便維修的特點[1]。根據兩座電動汽車的設計要求，兩座電動汽車需要有良好的導向作用，其結構要簡單，使其制造成本降低，具有良好的承載能力，也要方便維修，最終選擇整體橋式非獨立懸架。
3電動汽車后懸架計算
電動汽車后懸架的基本參數如表1所示。
3.1懸架動靜撓度的確定。由于設計的汽車懸架為電動汽車懸架，汽車選用驅動電機作為動力源。為了使汽車平順性變好，汽車的偏頻就要變小，而一般的轎車滿載偏頻要求在0.98～1.30Hz之間，人體正常步行的時候偏頻是0.98-1.30Hz之間[2]。因此選取后懸架偏頻n=1.0Hz，經計算得到后懸架剛度C為42657N/mm。代入數據，后懸架靜撓度為：=147mmcmgfc=懸架的動撓度是指懸架從滿載靜平衡位置開始壓縮到結構容許的最大變形時，車輪中心相對車架的垂直位移。通常轎車的動撓度的選擇范圍在6～9cm。最后確定懸架動撓度fa=8cm。
3.2彈性元件的確定。本次設計選擇的彈性元件是鋼板彈簧，鋼板彈簧結構簡單，便于維修，制造時成本也大大降低。同時鋼板彈簧的特性使得它只能在非獨立懸架上使用，并且會導致乘坐舒適性降低[3]。滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的最大高度差，用來保證汽車具有給定的高度。為了降低鋼板彈簧使用過程中發生變形時對車架動撓度的影響常取10mm。鋼板彈簧長度是指彈簧的鋼板在平直狀態下除去兩側卷耳的距離。由于鋼板彈簧易磨損，通常可以增加鋼板彈簧的長度來降低彈簧的應力，增加鋼板彈簧的使用周期;同時還可以提高汽車行駛平順性。由于后懸架布置空間有限制，鋼板彈簧也不宜過長。原則上，在不影響鋼板彈簧布置的情況下，鋼板彈簧可以適當取得較長。一般情況下乘用車上鋼板彈簧的長度等于軸距的0.40-0.55倍，即：乘用車L=（0.40-0.55）軸距，這里選取后懸架的鋼板彈簧長度為L=1195.7mm。根據截面簡支梁的計算公式來計算鋼板彈簧的剛度和強度，但是要使用撓度增大系數對計算結果進行修正。因此，可根據修正后的簡支梁公式得到總慣性矩J0。確定鋼板彈簧總截面系數和鋼板彈簧的平均厚度，初選鋼板彈簧的片厚h=6mm，鋼板采用相同厚度。通常車輛在6-10片之間選取[4]，由于本次設計的車型為小型車，因此本次設計選取鋼板彈簧的片數為6片。因為本次設計存在一片與主片等長的重疊片，所以就從B點到最后一個重疊片的上端斷點連成直線，這條直線和彈簧片上端的焦點就是各片長。計算出結果后需要將各片的實際長度圓整然后確定，各長度見表2。鋼板彈簧各片裝配后，在預壓縮和U形螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端（不包括卷耳孔半徑）連線間的最大高度差為鋼板彈簧總成在自由狀態下的弧高H0=163mm。鋼板彈簧各片在自由狀態下和裝配后的曲率半徑不同，裝配后各片會產生預應力，其值確定了各鋼板簧片自由狀態下的曲率半徑和弧高。根據最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩定平衡狀態是各片勢能總和最小狀態，鋼板彈簧的總成弧高為296mm。汽車行駛時，鋼板彈簧除受垂直載荷外，還承受其他方向的力和力矩及沖擊載荷等的作用，因此，必須對這些受力工況的極限狀態進行強度，以保證彈簧能可靠的工作，經校核鋼板彈簧所受應力小于其許用應力，滿足強度要求。設計鋼板彈簧銷時，要驗算鋼板彈簧受靜載荷時它受到的擠壓應力。用20Cr鋼或20鋼經滲碳處理或用45鋼經高頻淬火后，許用應力小于7-9MPa，所以鋼板彈簧銷寬在9.6～12.4之間取，初選10mm。
3.3減振器的確定。減振器根據結構模式可以劃分成兩種：搖臂式和筒式。筒式減振器有四大主要優點：質量輕、性能穩定、工作可靠和能夠大批量生產，所以本設計選擇筒式減振器。汽車懸架有阻尼以后，簧上質量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數ψ的大小來評定振動衰減的快慢程度，選取ψ值時，在顛簸的路面上行駛時的沖擊力會由于ψ的取值過大而沒有辦法有效的衰減其沖擊力。反之則會使其衰減沖擊力的速度變慢，不利于行駛。當ψ取0.25-0.5時，需要使該懸架的彈性元件之間的摩擦力較小甚至無限趨近于零，相反則可以使相對阻尼系數的取值相對較小。因此該懸架選取ψ=0.3，從而確定減振器阻尼系數8.7。為減小傳到車身上的沖擊力，當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。由卸荷速度確定最大卸荷力為2.28kN。最后，根據伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑為29mm，減振器的工作缸直徑有20mm、30mm、40mm等幾種，最終選擇工作缸直徑為30mm。壁厚取為2mm，材料可選20鋼，從而確定貯油筒直徑為45mm。根據計算得到的部件尺寸，包括六片鋼板彈簧、減振器、U形螺栓和下夾板等，使用CATIA繪制懸架模型如圖1所示。
4結語
本文針對對兩座電動汽車后懸架的進行設計，根據相關技術規范和標準，設計滿足要求的后懸架系統。在經過對比分析后確定兩座電動汽車后懸架使用整體橋式非獨立懸架。在確定懸架的選型后，對懸架的主要零件的參數如鋼板彈簧、減振器、卷耳等進行設計。最后利用CATIA繪制完成汽車后懸架模型。
作者:沈易晨 王傳杏 李健 單位:南通理工學院汽車工程學院
