哈弗H6雙橫臂獨立懸架設計分析目錄摘要 哈佛H6雙橫臂獨立懸架設計與性能分析摘要：懸架是汽車組成中不可或缺的一部分。懸架設計是否合理直接影響汽車在行駛過程中的穩定性。本文以2015款哈弗H6運動兩驅1.5T精英型為研究對象，對其后懸架進行設計和計算。設計初，首先查閱和學習了大量文獻和設計手冊，了解到了懸架的類別和主要組成部分，結合哈弗H6的后懸架實例，確定了本次懸架的設計方案，即采用雙橫臂獨立懸架作為本次車型的后懸架。首先，對哈弗H6汽車原有懸架進行性能分析，其次，利用懸架相關性能參數，計算了懸架的靜態繞組、動態繞組和懸架剛度。然后，根據相應的設計規則，對導向機構、彈簧、減震進行相應的設計和計算;最后，繪制了懸架CAD圖紙。關鍵詞：懸架；哈弗H6；雙橫臂；減震器1引言懸架是用來確定車輪或車橋與車輛的承載系統(車架或承載式車身)之間是否存在彈性聯系的總稱[1]。它的主要作用是傳遞車架與車輪之間的力和力矩。還能減緩汽車在惡劣路況下的振動和沖擊，使汽車平穩行駛[2]。因此，在設計汽車懸架時，應考慮車輪與車架的連接。通常，車身與車輪的連接采用彈性連接，通過彈簧本身的變形、減速引起休克和振動來吸收能量[3]。本設計的研究對象是2015款哈弗H6運動兩驅1.5T精英的后懸架，橫臂是懸架中重要的組成，根據長度，它可以分為兩種：等長的雙叉骨和不等長的雙叉骨。其中，相同長度的雙叉骨會在車輪上下移動時導致嚴重的車輪磨損。當不等長的雙叉骨在車輪上上下移動時，上，下橫臂的長度不同，并且雙叉骨的位置合理排列，因此車輪上的磨損量較小，車輛狀況良好，穩定性和柔軟性較好。為了得到原始參數，對雙橫臂獨立懸架的運動情況進行分析，用車輪軌跡變化、外傾角、前束角、主銷后傾角、主銷傾角和公式計算得到懸架各點位置。以雙橫臂式獨立懸架為研究對象，研究基于機構運動學和部件數據的計算方法，給出雙橫臂式獨立懸架的結構模型；研究懸架結構參數與定位參數之間的關系，進行設計計算，對懸架的主要參數進行分析以及確定主要參數。2懸架主要參數的確定2.1確定參考車型的主要參數本次設計選用的車型為2015哈弗H6運動型雙輪驅動1.5t精英型。主要參數如下表2-1所示。表4-1參考車型主要參數車身長/寬/高（mm）4649/1852/1710整車整備質量（kg）1554總質量（kg）1554+570+200=2104前輪距（mm）1565后輪距（mm）1565前輪胎規格225/65R17最小離地間隙空載185mm滿載140mm2.2懸架靜撓度計算懸架的靜撓度是指汽車在滿載靜止狀態下懸架上的載荷與懸架剛度c之比，即。汽車前部分車身與后部分車身的固有頻率和(亦稱偏頻)可以用下式表示：(2.1)(2.2)式中，、為分別為汽車前懸架的剛度和汽車后懸架的剛度(N／cm)；、為前、后懸架的簧上質量(kg)。根據《汽車設計手冊》可知，汽車前懸架的靜撓度和后懸架的靜撓度可用下式表示(2.3)=(2.4)g為重力加速度(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，汽車懸架的動擾度與汽車前、后部分的車身的固有頻率和有直接關系，為了保證汽車能夠在道路上安全且平穩的進行行駛，并根據《汽車設計手冊》選取汽車前、后部分的車身的固有頻率和分別為1.1Hz和1.4Hz。將固有頻率分別帶入式(2.5)和式(2.6)可得前、后懸架的靜撓度分別為20.66cm和12.76mm,為了方便計算將前、后懸架的靜撓度分別取整，即=21cm，=13cm。2.3懸架的動撓度懸架的動撓度指的是當懸架被壓縮到結構允許的最大變形時，車輪中心相對于車架(或車身)從滿載靜平衡位置的垂直位移。根據前任設計經驗可知，一般SUV和轎車在工作行程中其靜撓度與動撓度之和應該大于160mm，才能保證汽車擁有良好的行駛性能。對于后懸架：懸架動撓度：=（0.5—0.7）QUOTEfc取=0.6QUOTEfc=0.6×130＝78=130+78=208>160符合要求。2.4懸架剛度計算已知整車裝備質量：m=1554kg，取簧上質量為1454kg，簧下質量為100kg，滿載時總質量為：1554+570+200=2104kg。2015哈弗H6運動型兩驅1.5t精英版車型為前置前驅。從軸荷分配范圍表2-2可以得到：空載后軸單軸負荷60%：=466.2kg滿載后軸單軸負荷50%：QUOTEm2=（1340+5×60）×55%2表2-2軸荷分配范圍車型空載滿載前軸后軸前軸后軸乘用車前置發動機前輪驅動（FF）56%~66%34%~44%47%~60%40%~53%前置發動機后輪驅動（FR）50%~55%45%~50%45%~50%50%~55%后置發動機后輪驅動（RR）42%~50%50%~58%40%~45%55%~60%貨車4*2后輪單胎50%~59%41%~50%32%~40%60%~68%4*2后輪雙胎，長頭、短頭車44%~49%51%~56%27%~30%70%~73%4*2后輪雙胎，平頭車49%~54%46%~51%32%~35%65%~68%6*4后輪雙胎31%~37%63%~69%19%~24%76%~81%則后懸架的滿載的剛度為：=(2.7)后懸架空載的剛度為：(2.8)3雙橫臂獨立懸架導向機構的設計3.1側傾中心如圖3.1所示，得到了獨立于雙叉臂的懸架的側傾中心。通過延長連接橫臂的內部和外部轉折點的線，可以同時獲得極點P和P點的高度。通過把點P連接到車輪接地點N，可以在車輛軸線作出側傾中心W。兩臂相互平行時，P為無窮大。如果通過點N繪制一條平行線，則還可以獲得滾動中心W。原理圖如圖3.2所示。圖3.1側傾中心W的確定圖3.2側傾中心W的確定本文采用非平行雙橫臂布置，即不等長雙橫臂式獨立懸架。3.2側傾軸線獨立懸架中，連接前側傾中心和后側傾中心的線為側傾軸線。前后懸架的側傾軸線值不易過大也不宜過小，為了保證車身的傾側值在允許范圍內，查閱相關資料并結合實際汽車使用情況將前、后懸架的傾側范圍值選取O～120mm和80～150mm。3.3縱傾中心如圖3.3縱傾中心可以通過作圖法計算。圖3.3雙橫臂式獨立懸架的縱傾中心3.4縱向平面內上、下橫臂的布置方案主銷后傾角的變化受上橫臂軸和下橫臂軸與前俯角匹配的很大影響。圖3.4給出了六種布置方案的主銷后傾角值可能隨車輪跳動的曲線。圖3.4-β1、β2的匹配對λ的影響為了提高車輛的制動穩定性和舒適性，通常預期主銷的腳輪傾角將發生如下變化：當懸架彈簧被壓縮時，腳輪角度增加，而當彈簧被拉伸時，腳輪角度減小。當主銷的腳輪角度增加時，控制臂支架中會產生力矩，以防止制動器前進。3.5橫向平面內上、下橫臂的布置方案圖3.5中示出了在橫向平面中上橫臂和下橫臂的布置的示意圖示。比較圖5-6圖中的a、b、c三種方案。一種方案是下橫臂平行地面，上橫臂向下傾斜，側傾中心在相向方向上；另一種方案是下橫臂平行地面，上橫臂向上傾斜，側傾中心在相反方向上；最后一種方案是上下橫臂都平行地面，側傾中心離地距離特別小。比較a、b、c三種方案，結合實際車型優先選著a方案。a)b)c)圖3.5布置方案3.6水平面內上、下橫臂擺動軸線的布置方案上、下橫臂軸線在水平面內有三種布置方案，如圖3.6：圖3.6布置方案為滿足使用需求，使汽車具有良好的行駛性能，選擇合適的抗前俯角，已有一套根據設計經驗制定出的列線圖，如圖3.7所示。圖3.7線圖充分考慮設計需求與汽車行駛過程中具有良好性能，上橫臂和下橫臂的擺動軸線在水平面內的布置方案選擇圖3.6b的方案進行布置3.7上、下橫臂長度的確定上、下橫臂長度之比L1/L2變化時的懸架運動特性如圖3.8所示圖3.8懸架運動特性根據圖3.8所示的上、下橫臂長度之比L1/L2改變時的懸架運動特性，本次設計選取0.8。3.8橫向穩定桿的設計與計算3.8.1橫向穩定桿的作用目前，懸架中廣泛使用橫向穩定桿，大多轎車、suv等車型的后懸架上都裝有橫向穩定桿。橫向穩定桿的作用是減小車身在旋轉過程中的側傾角，增加懸架的側傾角剛度，提高汽車的行駛穩定性。在獨立雙叉臂的懸架中，大多數橫向穩定桿的安裝如圖3.9所示。圖3.9安裝示意圖如果左右車輪以相同的幅度和相同的方向振動，則水平穩定桿將無能為力，并且將無法正常工作。當左右車輪有相對位移時，穩定桿被迫接管。彈性元件。穩定桿對車輛的穩定性有很好的影響，并且通常放在車輛的前懸架和后懸架上，以增加側傾角的剛度。當然，一切都是積極的和消極的。不利之處在于，當車輛在崎嶇不平的道路上行駛時，左右車輪在垂直方向上會有相對位移。水平穩定桿增加了車輪的垂直剛度。乘坐舒適性降低。設計中要避免與懸架的導向系統發生干涉。出于減小噪聲和震動的目的，通常把橡膠支承安裝在橫向穩定桿的連接處。3.8.2橫向穩定桿參數的選擇橫向穩定桿結構大致如圖3.10所示:圖3.10穩定桿角剛度C選取:B=795mmm1=250mmd1=20mm橫向穩定桿角剛度為：C1=πd4G/32B(N.mm/rad)（3.1)式中：G1—剪切彈性模數，取=75460(N/mm2)d—穩定桿直徑（mm），取20mB—穩定桿有效工作長度(mm),取795mm將數據帶入公式（3.1）得:C1=πd4G/32B=π×204×75460/（32×795）=1490972.2N.mm/rad=1490.97N.m/rad橫向穩定桿上的扭矩：Mc=C1b（3.2）式中：b—穩定桿最大工作扭轉角：取值為b=22°=0.384rad則由公式（3.2）得：Mc=1490.97×0.384=572.5N.m橫向穩定桿扭轉應力：τ1=16Mc/πd13=16×572533.3/（π203）=364.49N/mm2(3.3)4螺旋彈簧的設計計算4.1螺旋彈簧材料的選擇獨立懸架通常采用螺旋彈簧作為彈性元件。通常，螺旋彈簧由彈簧鋼筋材料制成，并且可以由節距螺旋彈簧或可變節距螺旋彈簧等制成。相同螺距的剛度是恒定的，而可變螺距的剛度是可變的。螺旋彈簧具有以下優點：制造簡單，成本低廉，不擇環境，也不需要潤滑保養，自身質量小，安置空間也不大，因此運用的比較普遍。根據汽車工作時螺旋彈簧的壽命要求和受力特點（可參考下一節的計算分析），選擇60Si2MnA作為簧絲材料，以提高彈簧在交變載荷下的疲勞壽命。彈簧材料特性如下表4-1：表4-1彈簧材料特性許用切應力[]許用剪應力[]剪切模量G彈性模量E強度范圍481000800020000MP45-50HRC4.2彈簧幾何參數的計算在設計后懸架時，根據以上章節的計算結果和實際情況，可參考如下設計參數，見表4-2所示。表4-2設計參數后懸架滿載荷QUOTE后懸架空載荷QUOTE后懸架總質量QUOTE后懸架設計偏頻n1052Kg932.4Kg102Kg1.4Hz4.2.1彈簧所受的壓力彈簧受到壓力可用如下公式計算：P==0.5×1052×9.81/0.985=5238.64N(4.1)式中：P—彈簧所受的壓力后懸架滿載荷g—重力加速度，此處取9.81彈簧所受到的最大的力：(4.2)式中：k—彈簧動荷系數，取2.5則：4.2.2位移傳遞比及彈簧的剛度計算彈簧的剛度QUOTE可通過傳遞比建立聯系：利用傳遞比i可計算螺旋彈簧的剛度QUOTE：(4.3)QUOTE代表懸架的線剛度，用表示。從而，得到如下關系式：(4.4)根據文獻[7]，可以得出ix=1.185,iy=1.81,將上述參數帶入式4.4可以得出，彈簧位移傳遞比是2.15。由后懸架偏頻f＝1.4Hz，代入式4.3可得：(4.5)于是可得出彈簧的剛度。(4.6)4.2.3彈簧的最大變形量及后懸架的剛度彈簧的最大形變量F為：(4.7)根據公式(4.7)，可以得到后懸架的剛度：QUOTE(4.8)式中；QUOTE指汽車后懸架剛度，N/mmQUOTE指汽車單個后懸架的簧上質量，KgQUOTEn指汽車后懸架的偏頻，Hz，由4.2章節知后懸架偏頻為1.4HZ當汽車空載時：QUOTE=466.2kg，n=1.4Hz將上述參數代入公式（4.8）計算得：（4.9）汽車滿載時，由2.4節可知：QUOTE=526kg，QUOTEn=1.4Hz帶入公式計算得：（4.10）計算的空載和滿載的剛度與2.4章節計算的初始剛度相差不大，計算正確。4.2.4滿載時彈簧鋼絲的幾何參數滿載時，彈簧鋼絲的幾何參數可根據（4.8）公式計算：(4.11)所以得出：QUOTE(4.12)式中：i指彈簧的有效工作參數，取5G指彈簧材料的剪切彈性模量，取8.3×QUOTEMPaQUOTE指彈簧中徑彈簧螺旋比：（4.13）彈簧絲直徑與螺旋的選取范圍如表4-2所示:表4-2彈簧直徑與螺旋比的選取關系彈簧絲直徑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初選螺旋比為8，彈簧直徑d初選為14mm，彈簧中徑QUOTE初選為112mm。彈簧總圈數為：n=i+2=5+2=7（4.14）式中：i—工作圈數彈簧節距的計算公式如下所示：彈簧的節距t一般按公式取：QUOTE=14+166.66/8+9≈44mm(4.15)彈簧的自由高度：(4.16)式中：QUOTEn—工作圈數，取5—彈簧鋼絲的工作間隙，=t-d=30mmQUOTEn0—彈簧的總圈數,是7d—彈簧的直徑，為14mm將上述參數代入式(4.16)中，可得H=262mm。彈簧螺旋升角：=9.04（4.17）4.3彈簧的校核4.3.1彈簧的剛度校核計算彈簧剛度的計算公式：QUOTE(4.18)式中：i—彈簧的有效工作參數，取5G—彈簧材料的剪切彈性模量，取8.3×QUOTEMPa—彈簧中經，取112mmd—彈簧直徑d取14mm將上述參數代入式(4.18)可以得到：QUOTE=51.04N/mm符合要求。4.3.2彈簧表面的剪切應力校核彈簧在壓縮時靠材料的剪切變形吸收能量，表面切應力為：(4.19)式中：C指彈簧的螺旋比，C==112/14=8QUOTE指曲度系數，是考慮彈簧圈數曲率對強度的影響的系數，=1.184(4.20)P指彈簧所受的壓力，P=5238.64N將上述參數帶入式(4.20)得到的彈簧的剪切應力為:=644.68MPa彈簧的許用剪切應力為：（4.21）由4.21可知QUOTE，所以彈簧滿足要求。經過上述計算可確定所選彈簧的最終參數如表4-3所示：表4-3綜上所述最終彈簧選定的參數彈簧高度H彈簧圈數n螺旋角C內徑QUOTE外徑QUOTE節距t262mm79.0498mm126mm44mm4.4本章總結本章主要對螺旋彈簧進行設計計算，首先選擇螺旋彈簧的材料，確定其特性。然后對彈簧的幾何參數進行了計算，比如所受的壓力、位移傳遞比、彈簧剛度、彈簧的最大變形量及后懸架的剛度分別進行了計算。再者，進行了相應的校核，如剛度校核，彈簧表面的剪切應力校核，最終確定了后懸架彈簧的各項參數。5減振器的設計計算5.1相對阻尼系數ψ的確定相對阻尼系數是指，減震器的阻尼效果與不同剛度C和不同彈簧質量的懸架系統重合時，它會產生不同的阻尼效果。如果數值較大，振動可以快速衰減，同時，更大的路面沖擊會傳遞到車身，反之亦然。在壓縮沖程期間，相對阻尼系數應較小，在膨脹沖程期間，相對阻尼系數應較大，并且兩者之間的關系為（0.25-0.50）。設計時，先選取與的平均值ψ。無摩擦彈性元件懸架，取ψ=0.25-0.35；對于彈性元件懸架來講，考慮到部分彈性元件具有內摩擦，ψ值取的較小，為了避免懸架與車架碰撞，取=0.5取ψ=0.3，則有：，計算得：=0.4，=0.25.2減震器阻尼系數的確定減震器阻尼系數。懸架系統固有頻率，理論上。減震器阻尼系數應根據減震器布置特性確定。本次設計選擇圖5.1所示的安裝形式，阻尼系數為：(5.1)圖5.1減震器安裝形式根據公式，可得出：由章節2.2知，n=1.4,故ω=2×3.14×1.4＝8.8rad按滿載計算有：簧上質量M=526kg，，下橫臂b長度為0.2088m，減震器安裝點到懸架的右端點距離a為0.1488m，代入公式（5.1）得：N.s/m5.3減震器最大卸荷力的確定減震器振動達到一定值時，減震器中的活塞將會運動，減震器的卸荷閥打開，此時活塞的運動速度稱為卸荷速度，按照圖5.1有：(5.2)式中，為卸荷速度，一般為0.15～0.3m/sA為車身振幅，取為懸架振動固有頻率，為8.8rad代入數據計算得卸荷速度為：Vx＝0.04×8.8×0.1488×cos10°/0.2088＝0.21m／s0.21在0.15～0.3m/s之間，卸荷速度符合要求。最大卸荷力公式為：Fo=δsVx（5.3）伸張時的阻尼系數δs：(5.4)帶入數據得δs=7767.42，將上述參數帶入式（5.3）可得：Fo=δsVx=7767.42×0.21=1631N5.4減震器工作缸直徑D的確定減震器工作缸直徑與減震器的最大卸載力有以下關系:(5.5)式中，為工作缸的最大允許壓力，取3～4Mpa，這里取3.5Mpa為連桿直徑與缸徑的比值，雙筒式減振器取＝0.40～0.50，單筒式減振器取＝0.30～0.35，此處取0.45。將上述參數帶入式(5.5)中可以得到：根據我國標準規定，減震器的工作缸直徑D主要有：20mm，30mm，40mm，45mm，50mm，65mm等幾種。根據經驗設計選取直徑D=30mm貯油筒直徑=（1.35～1.50）D，壁厚取2mm，材料選取20鋼。在這里，選取貯油筒直徑為：=1.4D=1.4×30=42mm。活塞桿的直徑可以按照表5-1選取。表5-1雙筒式減振器工作缸和活塞桿直徑（單位mm）工作缸101112.41315161720262820A25AA27AB30AA工作缸直徑為30mm，優選A類標準，因此選擇活塞桿直徑為：d=13mm由于杠桿比關系，行程可以比規定范圍小，選活塞行程：S=180mm則減振器壓縮到底時長度為：減振器最大拉伸長度為：總結本次雙橫臂獨立懸架的設計，首先收集了相關文獻資料認真閱讀分析，思考SUV后懸架主要有哪些類型和各自的運動原理。然后以當前市場上的SUV后懸架為依據，參照其設計思路和懸架布置型式。借鑒先進SUV的技術，按照其經濟性，實用性，耐用性為原則，在一般車型上進行改進設計，達到設計要求目的的同時使其更有創新性。設計時按照先確定懸架布置型式，再計算相關設計參數，設計和校核主要零部件。主要內容有：1.后懸架設計①參數選擇：固有頻率、剛度、阻尼系數及缸徑。②懸架結構設計③穩定桿計算及結構設計2.彈性元件設計螺旋彈簧的計算3.減振器的設計阻尼系數確定及缸徑確定繪制后懸架二維機械總裝配圖和主要零部件圖對后懸架進行建模、