混合动力汽车后悬架系统

混合动力汽车后悬架系统整车参数如下表：表2-1整车参数上市时间2024年价格8万左右长x宽x高(mm)4865x1837x1495轴距(mm)2718轮距(mm)1580最大满载质量1875kg前轴负荷965kg最大电机功率136kw最大扭矩316Nm发动机最大功率81kw/6000rpm最大扭矩135Nm/4500rpm最高车速185km/h本车型选择扭力梁悬架作为后悬架系统进行设计。悬架主要参数的确定3.1悬架静挠度fc=FwC式3-1中，fc为悬架静挠度，Fw是汽车满载静止时悬架上的载荷，C是汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。因现代汽车的质量分配系数ℇ近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前、后部分的车身的固有频率n1和n2n（3-2）n式3-2中，C1、C2为前、后悬架的刚度(单位N／cm)；m1当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用下式表示f（3-3）f式3-3中，g为重力加速度将（3-3）代入（3-2）得n（3-4）n分析上式可知：悬架的静挠度fc在选取前、后悬架的静挠度值fc1和fc2时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠度fc2比前悬架的静挠度fc推荐取fc2=（0.8~0.9）用途不同的汽车，对平顺性要求不一样，轿车对平顺性的要求最高。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求在1.02~1.44Hz，后悬架则要求在1.18~1.58Hz[24]。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。选定偏频以后，再利用式（3-4）即可计算出悬架的静挠度。现取n=1.3Hz，于是可以得出，后悬架静挠度fc3.2悬架的动挠度悬架的动挠度fd是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形(通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或2/3)时，车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对轿车，f又由于悬架动挠度：fd=（0.5~0.7）fc，取fd为得到良好的平顺性，因当采用较软的悬架以降低偏频，但软的悬架在一定载荷下其变形量也大，对于一般轿车而言，悬架总工作行程（静扰度与动扰度之和）应当不小于160mm，而fc+fd3.3悬架刚度计算已知整车最大满载质量：m=1875kg，轴荷分配：前轴轴荷965kg，后轴轴荷910kg。取后悬架非簧载质量120kg，后悬架簧载质量mS约395kg代入式3-2，计算满载时一侧悬架的刚度：C=26.33N/mm3.4车轮定位参数和悬架的侧倾中心3.4.1车轮外倾角后轮外倾角示意图如图3.1所示。车轮外倾角是车轮平面与车辆坐标轴的垂直轴z轴的交角，当车轮的上部向外倾斜时车轮外倾角为正。车轮外倾角选择为＋1°。3.4.2前束角前束角的示意图如图3.2所示。前束角是车辆的纵向轴与车轮平面在车辆xOy面上投影线的夹角，用弧度表示。并且当车轮前方向纵向轴转时为正。前束角选择为＋20’±10’。3.4.3主销后倾角主销后倾角示意图如图3.3所示。主销后倾角是指在车辆的侧面（车辆的xOz平面）内主销与车辆z轴的交角，并且当主销向上、向后倾斜时为正。主销后倾角选择为＋5°。图3.1车轮外倾角图3.2前束角图3.3主销后倾角图3.4主销偏移距3.4.4主销偏移距主销偏移距示意图如图3.4所示。主销偏移距，是主销轴线与地面的交点和车轮中心线与地面交点之间的距离。如果主销轴线与地面的交点在车轮中心线与地面交点的内侧，则主销偏移距为正。主销偏移距选择为＋10mm。3.4.5主销内倾角主销内倾角示意图如图3.5所示。主销内倾角是在车辆横向平面内主销与车辆z轴的交角，并且当主销向上、向内倾斜时为正。主销内倾角选择为8°。图3.5主销内倾角Φ图3.6侧倾中心高度3.4.6侧倾中心高度侧倾中心高度示意图如图3.6所示。侧倾中心是通过悬架连杆作用于车身上的侧向力与垂直力的合力矩为零的车身上的那一点。通过在轮胎接触处施加垂直于道路的单位垂直力，测量最终在轮胎接触处的垂直方向与侧向方向位移。延长垂直于左右轮轮胎接触处位移的两条直线，交点即为侧倾中心。一般会设定在50~60mm之间‌。3.4.7侧倾外倾系数侧倾外倾系数示意图如图3.7所示。图3.7侧倾外倾系数侧倾外倾系数是车轮外倾角相对于汽车侧倾角的变化率。当每增加一度的车辆侧倾角时车轮外倾角增加，则侧倾外倾系数为正。

悬架主要构件设计4.1螺旋弹簧的设计4.1.1螺旋弹簧的刚度由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度C与弹簧刚度CS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CS仅指弹簧本身单位挠度所需的力。对于扭力梁悬架，悬架刚度和弹簧刚度的比例约为0.94.1.1计算弹簧钢丝直径d根据下面的公式可以计算：Cs=Gd可得d式4-1中：ns——弹簧的G——弹簧材料的剪切弹性模量，取7.9×104MPa[25]D——簧圈平均直径，取100mm代入计算得：d=12.4mm计算结果圆整为钢丝直径d=12.4mm，弹簧外径D1=112.4mm，弹簧工作圈数ns=84.1.2弹簧刚度校核弹簧刚度的计算公式为：C代入数据计算可得弹簧刚度CS为29.18N/mm所以弹簧选择符合刚度要求。4.1.2弹簧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：τ=8Fs,mDK式4-2中,C’——弹簧旋绕比，C=D/dK’——曲度系数，为考虑剪力和簧圈曲率对影响的校正系数,KFs,m——弹簧轴向载荷

已知Dm=100mm，d=12.4mm，可以算出旋绕比C’为8.06，曲度系数K’Fs,m=3871代入式4-2，则弹簧表面的剪切应力为487.80MPa查表可知[τ]=635MPa,因为τ<[τ]，所以弹簧满足要求。综上可以最终选定弹簧的参数为：弹簧钢丝直径d=12.4mm，弹簧外径D1=112.4mm，弹簧工作圈数ns=8。4.2减振器的设计减振器的功能是吸收悬架垂直振动的能量，并转化为热能耗散掉，使振动迅速衰减。汽车悬架系统中广泛采用液力式减震器。其作用原理是，当车架与车桥作往复相对运动时，减震器中的活塞在缸筒内业作往复运动，于是减震器壳体内的油液反复地从一个內腔通过另一些狭小的孔隙流入另一个内腔。此时，孔与油液见的摩擦力及液体分子内摩擦便行程对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转换为热能，被油液所吸收，然后散到大气中。减振器大体上可以分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。故名思义，摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很易受油、水等的影响，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、易调整等优点，但现代汽车上已不再采用这类减振器。液力减振器首次出现于1901年，其两种主要的结构型式分别为摇臂式和筒式。与筒式液力减减振器振器相比，摇臂式减振器的活塞行程要短得多，因此其工作油压可高达75-30MPa，而筒式只有2.5-5MPa。筒式减振器的质量仅为摆臂式的约1/2，并且制造方便，工作寿命长，因而现代汽车几乎都采用筒式减振器。筒式减振器最常用的三种结构型式包括:双筒式、单筒充气式和双筒充气式。双筒式液力减振器双筒式液力减振器的工作原理如图4-1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Ⅱ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Ⅳ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Ⅰ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Ⅲ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Ⅲ吸入工作腔，造成油液乳化，影响减振器的工作性能。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4-1双筒式减振器工作原理图4.2.1相对阻尼系数ψ的确定相对阻尼系数ψ的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度C和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。值大，震动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些。两者之间保持的关系。设计时，先选取与的平均值。相对无摩擦的弹性元件悬架，取=0.25~0.35；对有内摩擦的弹性元件悬架，值取的小些。为避免悬架碰撞车驾，取。取=0.3，则有：计算得：=0.4，=0.2。4.2.2减振器阻尼系数δ的确定减振器的阻尼系数δ=2ψCmS。因悬架系统固有频率ω=CmS，所以理论上δ=2ψmSω图4-2减震器的安装形式根据公式n=Cm代入数据得：ω=7.64rad/s，取a/b=0.8，α=10°,由之前数据可知，簧上质量mS=395kg代入数据得减振器的阻尼系数δ为2973.08N·s/m4.2.3减振器最大卸荷力F0的确定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度vx，按上图安装形式时有:vx=Aωcosαa/b式4-4中，卸荷速度一般为0.15~0.3m/s；A为车身振幅，取±40mm；ω为悬架振动固有频率。代入数据计算得卸荷速度为0.24m/s，符合vx在0.15~0.30之间范围要求。根据伸张行程最大卸荷力公式：F0=cδvx式4-5中，是冲击载荷系数，取；代入数据可得最大卸荷力为1070.31N4.2.4减振器工作缸直径D的确定根据伸张行程的最大卸荷力F0计算工作缸直径D为：D=4F0π[p](1−λ式4-6中，[p]——工作缸最大压力，在3MPa~4MPa，取[p]=3MPa；λ——连杆直径与工作缸直径比值，λ=0.4~0.5，取λ=0.4。代入计算得工作缸直径D为23.26mm减振器的工作缸直径D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等几种。选取时按照标准选用，按表4-1选择。表4-1减震器类型（单位：mm)工作缸直径D基长L贮油直径DC吊环直径∅吊环直径宽度B活塞行程S30110(120)44(47)2924230、240、250、260、270、2