【文章內(nèi)容簡介】 ，提高車輛的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。筒式減振器結(jié)構(gòu)簡單、性能可靠、價格低，深受汽車生產(chǎn)廠家的青睞[13]。圖51 含減振器的懸架簡圖根據(jù)結(jié)構(gòu)形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。，但是它的工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代的汽車上得道廣泛的應(yīng)用。又可以分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種[14]。減震器的阻尼力越大，振動消除得越快，但卻使并聯(lián)的彈性元件的作用不能充分發(fā)揮；還可能導(dǎo)致連接件及車架損壞。通常為了保證伸張過程內(nèi)產(chǎn)生的阻尼力比壓縮行程內(nèi)產(chǎn)生的阻尼力大得多，所以伸張閥彈簧剛度和預(yù)緊力比壓縮閥大；在同樣油壓力作用下，伸張閥及相應(yīng)的通?？p隙的同道截面積總和小于壓縮閥及相應(yīng)的通常縫隙的通常截面積總和。這樣也保證了懸架在壓縮行程內(nèi)，減震器的阻尼力較小，以便充分利用彈性元件的彈性來緩和沖擊；在伸張行程內(nèi)，減震器的阻尼力應(yīng)較大，以求迅速減振[15]。由于汽車行駛的路面狀況不同，所用的減震器要求也會有所不同。圖52 雙向筒式減振器工作原理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活塞桿本章的設(shè)計是要滿足以下要求：一是要具有一般的舒適性；二是可以滿足中國現(xiàn)代一般城市道路的使用要求；三能保證有足夠的使用壽命；四是在使用期間保證汽車行駛平順性的性能穩(wěn)定。在減振器中，流通閥和補償閥是一般的單向閥，其彈簧很弱。當(dāng)閥上的油壓作用力同向時，只要很小的油壓，閥便能開啟；壓縮閥和伸張閥是卸載閥，其彈簧較強，預(yù)緊力較大，只有當(dāng)油壓到一定程度時，閥才能開啟；而當(dāng)油壓降低到一定程度時，閥即自行關(guān)閉。根據(jù)它們不同的工作要求，各閥系設(shè)計計算和裝配都有所不同。本課題選擇的減振器形式是雙向筒式減振器，其工作原理如圖51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(jìn)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(jìn)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(jìn)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(dá)120攝氏度，有時甚至可達(dá)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(dá)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(jìn)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。振器的工作性能。 減振器性能參數(shù)選擇減振器的性能參數(shù)主要有兩個：相對阻尼系數(shù)和阻尼系數(shù)δ 。它們減震器的阻力位移特性和阻力速度特性[16]。 相對阻尼系數(shù)的選擇在選擇相對阻尼系數(shù)時，應(yīng)考慮到取得過大，雖然能使振動迅速衰減，但會把較大的不平路面的沖擊力傳到車身；另一方面，取得過小又會使振動衰減慢，不利于行駛平順性。,，為了使減振器和螺旋彈簧有較好的匹配關(guān)系，在考慮型車設(shè)計要求的情況下，本車的相對阻尼系數(shù)擬選為：=，這樣能夠讓懸架發(fā)揮其較佳的性能。 減振器的阻尼系數(shù)選擇減振器的阻尼系數(shù)不僅與非簧載質(zhì)量和懸架剛度有關(guān)，還與相對阻系數(shù)有關(guān)。減振器阻尼系數(shù)： (51)懸架系統(tǒng)固有頻率：= (52)理論上： (53)實際上，應(yīng)根據(jù)減振器的布置特點確定減震器的阻尼系數(shù)。本課題中懸架的布置簡圖如圖52，由圖可得，阻尼系數(shù)計算公式： (54)式中，=，=，==，cos=cos53 懸架布置簡圖 最大卸荷力計算要求減振器最大卸荷力，首先就要求卸荷速度。為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減震器活塞振動速度達(dá)到一定值時，減震器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度。根據(jù)圖52，可知=A=(55)式中，A——車身振幅，取A=40mm ——懸架系統(tǒng)固有頻率根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式可以計算最大卸荷力： (56)式中，——是減振器伸張行程時的阻尼系數(shù)，取== 減振器參數(shù)選擇 減振器工作缸筒直徑可根據(jù)最大卸荷力和缸內(nèi)最大壓力強度來近似的求工作缸的直徑： (57)式中，[P] ——工作缸內(nèi)最大允許壓力, [P]=，取[P]=3MPa ——連桿直徑與缸筒直徑之比,雙筒式取，取 =由《汽車筒式減振器尺寸系列及技術(shù)條件》可知:減振器的工作缸直徑有20mm，30mm,40mm,45mm,50mm,65mm等幾種（見圖54）。所以筒式減振器工作直徑可取D=20mm，壁厚取1mm。圖54 減振器工作缸筒直徑系列 減振器形式及其他尺寸減振器各筒材料選20鋼，活塞桿直徑見圖55，選d=10mm。減振器型式及其他尺寸見圖53和表3和表4，減振器形式選擇CG型，基長選l=70mm，根據(jù)實際設(shè)計需要，活塞行程取S=175mm，貯油桶外徑=（），取=30mm，壁厚取2mm，防塵罩外徑取40mm。圖55 活塞桿直徑圖56 減振器型式及尺寸 本章小結(jié)減振器工作缸直徑D=20mm，減振器活塞桿直徑d=10mm，減振器型式選擇CG型，基長選l=70mm，活塞行程選S=230mm，貯油桶外徑=（），取=30mm，壁厚取2mm，防塵罩外徑取40mm，缸筒材料選20鋼。第6章 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計第6章 橫向穩(wěn)定桿設(shè)計 概述橫向穩(wěn)定桿是一根擁有一定剛度的扭桿彈簧，它和左右懸掛的下托臂或減震器滑柱相連。當(dāng)左右懸掛都處于顛簸路面時，兩邊的懸掛同時上下運動，穩(wěn)定桿不發(fā)生扭轉(zhuǎn)，當(dāng)車輛在轉(zhuǎn)彎時，由于外側(cè)懸掛承受的力量較大，車身發(fā)生一定得側(cè)傾。此時外側(cè)懸掛收縮，內(nèi)測懸掛舒張，那么橫向穩(wěn)定桿就會發(fā)生扭轉(zhuǎn)，產(chǎn)生一定的彈力，阻止車輛側(cè)傾[17]。從而提高車輛行駛穩(wěn)定性。橫向穩(wěn)定桿安裝示意圖如圖61 。圖61 橫行穩(wěn)定桿安裝示意圖 橫向穩(wěn)定桿參數(shù)計算當(dāng)橫向穩(wěn)定桿作用于整體橋非獨立懸架時，其側(cè)傾角剛度與車輪處的等效側(cè)傾角剛度相等。當(dāng)用于獨立懸架時（參見圖61），橫向穩(wěn)定器側(cè)傾角剛度與車輪處的等效側(cè)傾角剛度之間的換算關(guān)系可如下求出：設(shè)汽車左右車輪接地點處分別作用大小相等，方向向反的垂向力微量d，在該二力作用下左右車輪處的垂直位移為d，相應(yīng)的橫向穩(wěn)定桿部受到的垂向力和位移分別為d和 d，由于此時要考察的是穩(wěn)定桿在車輪處的等效側(cè)傾角剛度，因而不考慮懸架中彈簧的作用力，則必然有d 與d所作的功相等，即d?d= d? d 而作用在桿上的彎矩和轉(zhuǎn)角分別為d= dLd=2d/L式中， L——橫向穩(wěn)定器兩端點之間的距離由此可得出桿的角剛度=d/ d= (61)同理可知車輪的等效角剛度= (62)式中， B——為車輪輪距由此可得= (63)由于連接點處橡膠件的變形，穩(wěn)定桿的側(cè)傾角會較小15%~30%當(dāng)穩(wěn)定桿兩端受到大小相等、方向相反的垂直力P作用時（參加圖62），其端點的位移f可用材料力學(xué)的辦法求出，具體為：f= (64)式中，E——材料的彈性模量，E=MPaI——穩(wěn)定桿的截面慣性矩，I=d——穩(wěn)定桿的直徑，mmP——端點作用力，Nf——端點位移，mm其余各量意義參見圖62，由式(64)可知橫向穩(wěn)定桿的角剛度==3EI/2 (65)當(dāng)角剛度給定時，由此可得出穩(wěn)定桿直徑dd= (66)一般情況下，如圖62所示的橫向穩(wěn)定桿的最大應(yīng)力發(fā)生在截面B的內(nèi)側(cè)（其原理與螺旋彈簧內(nèi)側(cè)扭轉(zhuǎn)應(yīng)力大于外側(cè)類似），其大小與B處的圓角半徑R有關(guān),因為R決定了此處的曲度系數(shù)。對于穩(wěn)定桿，還應(yīng)滿足最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不超過700MPa，亦即 (67)≈615MPa ——曲度系數(shù)，=（4C1）/（4C4）+C——彈簧指數(shù)，C=（2R+d）/d圖62橫向穩(wěn)定桿計算用簡圖由式67可求出需要的最小圓角半徑R，通常為了減小扭轉(zhuǎn)半徑的值。其他截面的應(yīng)力一般都小于B截面內(nèi)側(cè)的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，如果62中支撐點C的位置很靠近中心，則C截面處同時受到彎矩和扭矩的作用，可能產(chǎn)生較大的主應(yīng)力，當(dāng)圖中（a+b）的值接近或超過時，則應(yīng)該校核該處的主應(yīng)力。B截面在彎矩作用下的彎曲應(yīng)力，在極限位置即最大載荷作用下，這一彎曲應(yīng)力應(yīng)小于或等于1250MPa[12]。由于側(cè)傾角剛度未知，故可根據(jù)經(jīng)驗選取橫向穩(wěn)定器參數(shù)： L=1020mm ，a=68mm，b=70mm, =182mm，圓角半徑R=25mm。 本章小結(jié)橫向穩(wěn)定桿參數(shù)： L=1020mm ，a=68mm，b=70mm, =182mm，圓角半徑R=25mm。第7章 導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計第7章 導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計 概述車輪相對于車架和車身跳動時，車輪（特別是轉(zhuǎn)向輪）的運動軌跡應(yīng)符合一定的要求，否則對汽車某些行駛性能（特別是操縱穩(wěn)定性）有不利的影響。因此，懸架中某些傳力構(gòu)件同時還承擔(dān)著使車輪按一定軌跡相對于車架和車身跳動的任務(wù)，因而這些傳力構(gòu)件還起導(dǎo)向作用，故稱導(dǎo)向機構(gòu)。懸架導(dǎo)向機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式有很多，根據(jù)不同的用途有多種。轎車上，對于整 體式車軸，主要有多連桿式(常見的主要有四連桿式、五連桿式)、第迪安式；對于獨立懸架，主要有單(雙)縱臂式、雙橫臂式、麥弗遜撐桿式、多連桿式、拖曳 臂式、半拖曳臂式和擺動軸式?，F(xiàn)在轎車上廣泛采用的是雙橫臂式導(dǎo)向機構(gòu)。中 型和重型貨車一般都采用整體式車軸，導(dǎo)向機構(gòu)形式主要有板簧式、A 形架式、 雙橫臂式、雙縱臂式、拖曳臂式和柔性梁式[18]。懸架導(dǎo)向機構(gòu)的具體形式選擇應(yīng)根據(jù)車輛的用途，綜合考慮成本和車輛的運 行條件作具體分析，本章則概述了燭式懸架的簡單設(shè)計。 懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計燭式懸架的導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計主要是懸架的主銷軸及主銷軸套筒的設(shè)計，燭式懸架的作用原理是車輪的轉(zhuǎn)向節(jié)沿著固定不動的主銷軸上下跳動，致使側(cè)向力全部由套在主銷軸上的套筒和主銷軸承受，套筒與主銷之間的摩擦阻力非常大，磨損較嚴(yán)重，因此在選擇主銷軸材料時應(yīng)考慮耐磨且強度較大的材料，查機械設(shè)計手冊，選擇材料20CrMoALA，其抗拉強度=1000MPa；根據(jù)懸架的整體尺寸及主銷軸與其他勾件間的裝配關(guān)系確定主銷軸的尺寸參數(shù)，取軸頸為30mm，長440mm ，主銷三維效果圖如圖71。對于主銷軸套筒設(shè)計，選用材料45號鋼，設(shè)計模型如圖72和73。 本章小結(jié)主銷軸選擇材料20CrMoALA，直徑d=30mm，長=440mm。主銷軸套筒設(shè)計如圖73，具體尺寸見零件圖。圖71 懸架主銷軸三維圖圖72 懸架導(dǎo)向機構(gòu)三維圖圖73 懸架導(dǎo)向機構(gòu)二維圖結(jié)論 本次設(shè)計的主題是為YDIII電動汽車設(shè)計后懸架系統(tǒng)，根據(jù)電動車能夠四輪轉(zhuǎn)向四輪驅(qū)動的題目要求，我選擇了燭式懸架設(shè)計方案。選擇該方案主的原因是該懸架結(jié)構(gòu)簡單、空間尺寸小和燭式懸架主銷磨損嚴(yán)重的缺點正好被設(shè)計車型質(zhì)量小的特點所彌補。整個設(shè)計過程包括方案確定、懸架剛度和撓度等參數(shù)計算、螺旋彈簧的設(shè)計計算、減震器的設(shè)計、導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計等幾個方面。從選題的開始，我就知道設(shè)計過程的不易。因為燭式懸架現(xiàn)在已經(jīng)很少運用，所幾乎很難查到有關(guān)該懸架的參考資料，我只能從常見懸架設(shè)計中尋找設(shè)計方法，有些設(shè)計甚至要根據(jù)自己以前所學(xué)的知識自己尋找計算方法進(jìn)行計算，比如主銷軸和彈簧的受力分析過程。在經(jīng)過各種困難的挑戰(zhàn)后，我終于完成了設(shè)計任務(wù)。在完成任務(wù)的過程中，我逐漸意識到一個很重要的道理：作為工程設(shè)計人員，必須知道失之毫厘謬以千里的道理，一點差錯，可能會造成很大的麻煩甚至無法挽回的災(zāi)難。設(shè)計過程中，有些設(shè)計過程由于無資料可查詢，我只能根據(jù)自己所學(xué)的知識進(jìn)行簡單的估算，設(shè)計難免出現(xiàn)偏頗，這也是我畢設(shè)過程中的一點遺憾。另外，本次合計主要是結(jié)構(gòu)設(shè)計，并沒有涉及到運動分析和仿真方面，在以后的研究生學(xué)習(xí)過程中，我希望自己能彌補這一方面知識的空缺。參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn)1 李興虎. ,20052 （第4版）.機械工業(yè)出版社，20043 梁新成，黃志剛，朱婷. 汽車懸架的發(fā)展現(xiàn)狀及展望[J].北京工商大學(xué)學(xué)報，2006，第24卷，第2期：30334 陳家瑞， 人民交通出版社,20055胡亞莊. 簡明汽車知識詞典. 北京理工大學(xué)出版社，20016 余志生. 機械工業(yè)出版社,20097 Jonsson, Simulation of Dynamical Behaviour of a Front Wheel Suspension, Vehicle System Dynamics, 1999,Vol. 20, No. 5:2692818 約森[M].第 1 :吉林科學(xué)技術(shù)出版社，1992.9 龔微寒. 汽車現(xiàn)代設(shè)計制造. 人民交通出版社，199510 馬建軍，徐國興，童永. 一種雙橫臂懸架側(cè)傾中心的計算和分析[J]. 合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報，1999，第22卷，第4期:13213611 姜鐵均,傅強. ,200512周長城. ，201113劉維信. 清華大學(xué)出版社,2005