《哈弗H6双横臂独立悬架设计分析》7000字

哈弗H6双横臂独立悬架设计分析目录摘要 哈佛H6双横臂独立悬架设计与性能分析摘要：悬架是汽车组成中不可或缺的一部分。悬架设计是否合理直接影响汽车在行驶过程中的稳定性。本文以2015款哈弗H6运动两驱1.5T精英型为研究对象，对其后悬架进行设计和计算。设计初，首先查阅和学习了大量文献和设计手册，了解到了悬架的类别和主要组成部分，结合哈弗H6的后悬架实例，确定了本次悬架的设计方案，即采用双横臂独立悬架作为本次车型的后悬架。首先，对哈弗H6汽车原有悬架进行性能分析，其次，利用悬架相关性能参数，计算了悬架的静态绕组、动态绕组和悬架刚度。然后，根据相应的设计规则，对导向机构、弹簧、减震进行相应的设计和计算;最后，绘制了悬架CAD图纸。关键词：悬架；哈弗H6；双横臂；减震器1引言悬架是用来确定车轮或车桥与车辆的承载系统(车架或承载式车身)之间是否存在弹性联系的总称[1]。它的主要作用是传递车架与车轮之间的力和力矩。还能减缓汽车在恶劣路况下的振动和冲击，使汽车平稳行驶[2]。因此，在设计汽车悬架时，应考虑车轮与车架的连接。通常，车身与车轮的连接采用弹性连接，通过弹簧本身的变形、减速引起休克和振动来吸收能量[3]。本设计的研究对象是2015款哈弗H6运动两驱1.5T精英的后悬架，横臂是悬架中重要的组成，根据长度，它可以分为两种：等长的双叉骨和不等长的双叉骨。其中，相同长度的双叉骨会在车轮上下移动时导致严重的车轮磨损。当不等长的双叉骨在车轮上上下移动时，上，下横臂的长度不同，并且双叉骨的位置合理排列，因此车轮上的磨损量较小，车辆状况良好，稳定性和柔软性较好。为了得到原始参数，对双横臂独立悬架的运动情况进行分析，用车轮轨迹变化、外倾角、前束角、主销后倾角、主销倾角和公式计算得到悬架各点位置。以双横臂式独立悬架为研究对象，研究基于机构运动学和部件数据的计算方法，给出双横臂式独立悬架的结构模型；研究悬架结构参数与定位参数之间的关系，进行设计计算，对悬架的主要参数进行分析以及确定主要参数。2悬架主要参数的确定2.1确定参考车型的主要参数本次设计选用的车型为2015哈弗H6运动型双轮驱动1.5t精英型。主要参数如下表2-1所示。表4-1参考车型主要参数车身长/宽/高（mm）4649/1852/1710整车整备质量（kg）1554总质量（kg）1554+570+200=2104前轮距（mm）1565后轮距（mm）1565前轮胎规格225/65R17最小离地间隙空载185mm满载140mm2.2悬架静挠度计算悬架的静挠度是指汽车在满载静止状态下悬架上的载荷与悬架刚度c之比，即。汽车前部分车身与后部分车身的固有频率和(亦称偏频)可以用下式表示：(2.1)(2.2)式中，、为分别为汽车前悬架的刚度和汽车后悬架的刚度(N／cm)；、为前、后悬架的簧上质量(kg)。根据《汽车设计手册》可知，汽车前悬架的静挠度和后悬架的静挠度可用下式表示(2.3)=(2.4)g为重力加速度(g＝981cm／)。、代人（2.1）和（2.2）得到：(2.5)(2.6)由式(2.5)和式(2.6)可知，汽车悬架的动扰度与汽车前、后部分的车身的固有频率和有直接关系，为了保证汽车能够在道路上安全且平稳的进行行驶，并根据《汽车设计手册》选取汽车前、后部分的车身的固有频率和分别为1.1Hz和1.4Hz。将固有频率分别带入式(2.5)和式(2.6)可得前、后悬架的静挠度分别为20.66cm和12.76mm,为了方便计算将前、后悬架的静挠度分别取整，即=21cm，=13cm。2.3悬架的动挠度悬架的动挠度指的是当悬架被压缩到结构允许的最大变形时，车轮中心相对于车架(或车身)从满载静平衡位置的垂直位移。根据前任设计经验可知，一般SUV和轿车在工作行程中其静挠度与动挠度之和应该大于160mm，才能保证汽车拥有良好的行驶性能。对于后悬架：悬架动挠度：=（0.5—0.7）QUOTEfc取=0.6QUOTEfc=0.6×130＝78=130+78=208>160符合要求。2.4悬架刚度计算已知整车装备质量：m=1554kg，取簧上质量为1454kg，簧下质量为100kg，满载时总质量为：1554+570+200=2104kg。2015哈弗H6运动型两驱1.5t精英版车型为前置前驱。从轴荷分配范围表2-2可以得到：空载后轴单轴负荷60%：=466.2kg满载后轴单轴负荷50%：QUOTEm2=（1340+5×60）×55%2表2-2轴荷分配范围车型空载满载前轴后轴前轴后轴乘用车前置发动机前轮驱动（FF）56%~66%34%~44%47%~60%40%~53%前置发动机后轮驱动（FR）50%~55%45%~50%45%~50%50%~55%后置发动机后轮驱动（RR）42%~50%50%~58%40%~45%55%~60%货车4*2后轮单胎50%~59%41%~50%32%~40%60%~68%4*2后轮双胎，长头、短头车44%~49%51%~56%27%~30%70%~73%4*2后轮双胎，平头车49%~54%46%~51%32%~35%65%~68%6*4后轮双胎31%~37%63%~69%19%~24%76%~81%则后悬架的满载的刚度为：=(2.7)后悬架空载的刚度为：(2.8)3双横臂独立悬架导向机构的设计3.1侧倾中心如图3.1所示，得到了独立于双叉臂的悬架的侧倾中心。通过延长连接横臂的内部和外部转折点的线，可以同时获得极点P和P点的高度。通过把点P连接到车轮接地点N，可以在车辆轴线作出侧倾中心W。两臂相互平行时，P为无穷大。如果通过点N绘制一条平行线，则还可以获得滚动中心W。原理图如图3.2所示。图3.1侧倾中心W的确定图3.2侧倾中心W的确定本文采用非平行双横臂布置，即不等长双横臂式独立悬架。3.2侧倾轴线独立悬架中，连接前侧倾中心和后侧倾中心的线为侧倾轴线。前后悬架的侧倾轴线值不易过大也不宜过小，为了保证车身的倾侧值在允许范围内，查阅相关资料并结合实际汽车使用情况将前、后悬架的倾侧范围值选取O～120mm和80～150mm。3.3纵倾中心如图3.3纵倾中心可以通过作图法计算。图3.3双横臂式独立悬架的纵倾中心3.4纵向平面内上、下横臂的布置方案主销后倾角的变化受上横臂轴和下横臂轴与前俯角匹配的很大影响。图3.4给出了六种布置方案的主销后倾角值可能随车轮跳动的曲线。图3.4-β1、β2的匹配对λ的影响为了提高车辆的制动稳定性和舒适性，通常预期主销的脚轮倾角将发生如下变化：当悬架弹簧被压缩时，脚轮角度增加，而当弹簧被拉伸时，脚轮角度减小。当主销的脚轮角度增加时，控制臂支架中会产生力矩，以防止制动器前进。3.5横向平面内上、下横臂的布置方案图3.5中示出了在横向平面中上横臂和下横臂的布置的示意图示。比较图5-6图中的a、b、c三种方案。一种方案是下横臂平行地面，上横臂向下倾斜，侧倾中心在相向方向上；另一种方案是下横臂平行地面，上横臂向上倾斜，侧倾中心在相反方向上；最后一种方案是上下横臂都平行地面，侧倾中心离地距离特别小。比较a、b、c三种方案，结合实际车型优先选着a方案。a)b)c)图3.5布置方案3.6水平面内上、下横臂摆动轴线的布置方案上、下横臂轴线在水平面内有三种布置方案，如图3.6：图3.6布置方案为满足使用需求，使汽车具有良好的行驶性能，选择合适的抗前俯角，已有一套根据设计经验制定出的列线图，如图3.7所示。图3.7线图充分考虑设计需求与汽车行驶过程中具有良好性能，上横臂和下横臂的摆动轴线在水平面内的布置方案选择图3.6b的方案进行布置3.7上、下横臂长度的确定上、下横臂长度之比L1/L2变化时的悬架运动特性如图3.8所示图3.8悬架运动特性根据图3.8所示的上、下横臂长度之比L1/L2改变时的悬架运动特性，本次设计选取0.8。3.8横向稳定杆的设计与计算3.8.1横向稳定杆的作用目前，悬架中广泛使用横向稳定杆，大多轿车、suv等车型的后悬架上都装有横向稳定杆。横向稳定杆的作用是减小车身在旋转过程中的侧倾角，增加悬架的侧倾角刚度，提高汽车的行驶稳定性。在独立双叉臂的悬架中，大多数横向稳定杆的安装如图3.9所示。图3.9安装示意图如果左右车轮以相同的幅度和相同的方向振动，则水平稳定杆将无能为力，并且将无法正常工作。当左右车轮有相对位移时，稳定杆被迫接管。弹性元件。稳定杆对车辆的稳定性有很好的影响，并且通常放在车辆的前悬架和后悬架上，以增加侧倾角的刚度。当然，一切都是积极的和消极的。不利之处在于，当车辆在崎岖不平的道路上行驶时，左右车轮在垂直方向上会有相对位移。水平稳定杆增加了车轮的垂直刚度。乘坐舒适性降低。设计中要避免与悬架的导向系统发生干涉。出于减小噪声和震动的目的，通常把橡胶支承安装在横向稳定杆的连接处。3.8.2横向稳定杆参数的选择横向稳定杆结构大致如图3.10所示:图3.10稳定杆角刚度C选取:B=795mmm1=250mmd1=20mm横向稳定杆角刚度为：C1=πd4G/32B(N.mm/rad)（3.1)式中：G1—剪切弹性模数，取=75460(N/mm2)d—稳定杆直径（mm），取20mB—稳定杆有效工作长度(mm),取795mm将数据带入公式（3.1）得:C1=πd4G/32B=π×204×75460/（32×795）=1490972.2N.mm/rad=1490.97N.m/rad横向稳定杆上的扭矩：Mc=C1b（3.2）式中：b—稳定杆最大工作扭转角：取值为b=22°=0.384rad则由公式（3.2）得：Mc=1490.97×0.384=572.5N.m横向稳定杆扭转应力：τ1=16Mc/πd13=16×572533.3/（π203）=364.49N/mm2(3.3)4螺旋弹簧的设计计算4.1螺旋弹簧材料的选择独立悬架通常采用螺旋弹簧作为弹性元件。通常，螺旋弹簧由弹簧钢筋材料制成，并且可以由节距螺旋弹簧或可变节距螺旋弹簧等制成。相同螺距的刚度是恒定的，而可变螺距的刚度是可变的。螺旋弹簧具有以下优点：制造简单，成本低廉，不择环境，也不需要润滑保养，自身质量小，安置空间也不大，因此运用的比较普遍。根据汽车工作时螺旋弹簧的寿命要求和受力特点（可参考下一节的计算分析），选择60Si2MnA作为簧丝材料，以提高弹簧在交变载荷下的疲劳寿命。弹簧材料特性如下表4-1：表4-1弹簧材料特性许用切应力[]许用剪应力[]剪切模量G弹性模量E强度范围481000800020000MP45-50HRC4.2弹簧几何参数的计算在设计后悬架时，根据以上章节的计算结果和实际情况，可参考如下设计参数，见表4-2所示。表4-2设计参数后悬架满载荷QUOTE后悬架空载荷QUOTE后悬架总质量QUOTE后悬架设计偏频n1052Kg932.4Kg102Kg1.4Hz4.2.1弹簧所受的压力弹簧受到压力可用如下公式计算：P==0.5×1052×9.81/0.985=5238.64N(4.1)式中：P—弹簧所受的压力后悬架满载荷g—重力加速度，此处取9.81弹簧所受到的最大的力：(4.2)式中：k—弹簧动荷系数，取2.5则：4.2.2位移传递比及弹簧的刚度计算弹簧的刚度QUOTE可通过传递比建立联系：利用传递比i可计算螺旋弹簧的刚度QUOTE：(4.3)QUOTE代表悬架的线刚度，用表示。从而，得到如下关系式：(4.4)根据文献[7]，可以得出ix=1.185,iy=1.81,将上述参数带入式4.4可以得出，弹簧位移传递比是2.15。由后悬架偏频f＝1.4Hz，代入式4.3可得：(4.5)于是可得出弹簧的刚度。(4.6)4.2.3弹簧的最大变形量及后悬架的刚度弹簧的最大形变量F为：(4.7)根据公式(4.7)，可以得到后悬架的刚度：QUOTE(4.8)式中；QUOTE指汽车后悬架刚度，N/mmQUOTE指汽车单个后悬架的簧上质量，KgQUOTEn指汽车后悬架的偏频，Hz，由4.2章节知后悬架偏频为1.4HZ当汽车空载时：QUOTE=466.2kg，n=1.4Hz将上述参数代入公式（4.8）计算得：（4.9）汽车满载时，由2.4节可知：QUOTE=526kg，QUOTEn=1.4Hz带入公式计算得：（4.10）计算的空载和满载的刚度与2.4章节计算的初始刚度相差不大，计算正确。4.2.4满载时弹簧钢丝的几何参数满载时，弹簧钢丝的几何参数可根据（4.8）公式计算：(4.11)所以得出：QUOTE(4.12)式中：i指弹簧的有效工作参数，取5G指弹簧材料的剪切弹性模量，取8.3×QUOTEMPaQUOTE指弹簧中径弹簧螺旋比：（4.13）弹簧丝直径与螺旋的选取范围如表4-2所示:表4-2弹簧直径与螺旋比的选取关系弹簧丝直径d(mm)0.2～0.40.5～11.1～2.22.5～67～1618～0螺旋比C7～145～125～104～104～84～6初选螺旋比为8，弹簧直径d初选为14mm，弹簧中径QUOTE初选为112mm。弹簧总圈数为：n=i+2=5+2=7（4.14）式中：i—工作圈数弹簧节距的计算公式如下所示：弹簧的节距t一般按公式取：QUOTE=14+166.66/8+9≈44mm(4.15)弹簧的自由高度：(4.16)式中：QUOTEn—工作圈数，取5—弹簧钢丝的工作间隙，=t-d=30mmQUOTEn0—弹簧的总圈数,是7d—弹簧的直径，为14mm将上述参数代入式(4.16)中，可得H=262mm。弹簧螺旋升角：=9.04（4.17）4.3弹簧的校核4.3.1弹簧的刚度校核计算弹簧刚度的计算公式：QUOTE(4.18)式中：i—弹簧的有效工作参数，取5G—弹簧材料的剪切弹性模量，取8.3×QUOTEMPa—弹簧中经，取112mmd—弹簧直径d取14mm将上述参数代入式(4.18)可以得到：QUOTE=51.04N/mm符合要求。4.3.2弹簧表面的剪切应力校核弹簧在压缩时靠材料的剪切变形吸收能量，表面切应力为：(4.19)式中：C指弹簧的螺旋比，C==112/14=8QUOTE指曲度系数，是考虑弹簧圈数曲率对强度的影响的系数，=1.184(4.20)P指弹簧所受的压力，P=5238.64N将上述参数带入式(4.20)得到的弹簧的剪切应力为:=644.68MPa弹簧的许用剪切应力为：（4.21）由4.21可知QUOTE，所以弹簧满足要求。经过上述计算可确定所选弹簧的最终参数如表4-3所示：表4-3综上所述最终弹簧选定的参数弹簧高度H弹簧圈数n螺旋角C内径QUOTE外径QUOTE节距t262mm79.0498mm126mm44mm4.4本章总结本章主要对螺旋弹簧进行设计计算，首先选择螺旋弹簧的材料，确定其特性。然后对弹簧的几何参数进行了计算，比如所受的压力、位移传递比、弹簧刚度、弹簧的最大变形量及后悬架的刚度分别进行了计算。再者，进行了相应的校核，如刚度校核，弹簧表面的剪切应力校核，最终确定了后悬架弹簧的各项参数。5减振器的设计计算5.1相对阻尼系数ψ的确定相对阻尼系数是指，减震器的阻尼效果与不同刚度C和不同弹簧质量的悬架系统重合时，它会产生不同的阻尼效果。如果数值较大，振动可以快速衰减，同时，更大的路面冲击会传递到车身，反之亦然。在压缩冲程期间，相对阻尼系数应较小，在膨胀冲程期间，相对阻尼系数应较大，并且两者之间的关系为（0.25-0.50）。设计时，先选取与的平均值ψ。无摩擦弹性元件悬架，取ψ=0.25-0.35；对于弹性元件悬架来讲，考虑到部分弹性元件具有内摩擦，ψ值取的较小，为了避免悬架与车架碰撞，取=0.5取ψ=0.3，则有：，计算得：=0.4，=0.25.2减震器阻尼系数的确定减震器阻尼系数。悬架系统固有频率，理论上。减震器阻尼系数应根据减震器布置特性确定。本次设计选择图5.1所示的安装形式，阻尼系数为：(5.1)图5.1减震器安装形式根据公式，可得出：由章节2.2知，n=1.4,故ω=2×3.14×1.4＝8.8rad按满载计算有：簧上质量M=526kg，，下横臂b长度为0.2088m，减震器安装点到悬架的右端点距离a为0.1488m，代入公式（5.1）得：N.s/m5.3减震器最大卸荷力的确定减震器振动达到一定值时，减震器中的活塞将会运动，减震器的卸荷阀打开，此时活塞的运动速度称为卸荷速度，按照图5.1有：(5.2)式中，为卸荷速度，一般为0.15～0.3m/sA为车身振幅，取为悬架振动固有频率，为8.8rad代入数据计算得卸荷速度为：Vx＝0.04×8.8×0.1488×cos10°/0.2088＝0.21m／s0.21在0.15～0.3m/s之间，卸荷速度符合要求。最大卸荷力公式为：Fo=δsVx（5.3）伸张时的阻尼系数δs：(5.4)带入数据得δs=7767.42，将上述参数带入式（5.3）可得：Fo=δsVx=7767.42×0.21=1631N5.4减震器工作缸直径D的确定减震器工作缸直径与减震器的最大卸载力有以下关系:(5.5)式中，为工作缸的最大允许压力，取3～4Mpa，这里取3.5Mpa为连杆直径与缸径的比值，双筒式减振器取＝0.40～0.50，单筒式减振器取＝0.30～0.35，此处取0.45。将上述参数带入式(5.5)中可以得到：根据我国标准规定，减震器的工作缸直径D主要有：20mm，30mm，40mm，45mm，50mm，65mm等几种。根据经验设计选取直径D=30mm贮油筒直径=（1.35～1.50）D，壁厚取2mm，材料选取20钢。在这里，选取贮油筒直径为：=1.4D=1.4×30=42mm。活塞杆的直径可以按照表5-1选取。表5-1双筒式减振器工作缸和活塞杆直径（单位mm）工作缸101112.41315161720262820A25AA27AB30AA工作缸直径为30mm，优选A类标准，因此选择活塞杆直径为：d=13mm由于杠杆比关系，行程可以比规定范围小，选活塞行程：S=180mm则减振器压缩到底时长度为：减振器最大拉伸长度为：总结本次双横臂独立悬架的设计，首先收集了相关文献资料认真阅读分析，思考SUV后悬架主要有哪些类型和各自的运动原理。然后以当前市场上的SUV后悬架为依据，参照其设计思路和悬架布置型式。借鉴先进SUV的技术，按照其经济性，实用性，耐用性为原则，在一般车型上进行改进设计，达到设计要求目的的同时使其更有创新性。设计时按照先确定悬架布置型式，再计算相关设计参数，设计和校核主要零部件。主要内容有：1.后悬架设计①参数选择：固有频率、刚度、阻尼系数及缸径。②悬架结构设计③稳定杆计算及结构设计2.弹性元件设计螺旋弹簧的计算3.减振器的设计阻尼系数确定及缸径确定绘制后悬架二维机械总装配图和主要零部件图对后悬架进行建模、