摘要：在当今社会，汽车已经发展成人们日常生活中的代步工具，更快更舒适成为了今后汽车的研究方向，因此悬架系统成为了人们首要的研究目标。本设计以两座电动汽车后悬架为研究对象，通过对两种类型的悬架的优缺点进行对比，选取最适合两座电动汽车后悬架的悬架类型，采用非独立悬架以达到制造简便、方便维修且结构简单的目的。对后悬架的弹性元件和减震器进行计算，确定其弹性元件和减震器等零部件的具体数值并进行校核，确保计算所得的数据符合设计要求，并运用CATIA建模。
关键词：汽车悬架微型电动汽车建模工程图
1引言
在当今社会，汽车已经成为了人们出行的重要交通工具，悬架是汽车的重要总成之一，主要作用是传递力、导向和减震，因此悬架系统成为了人们首要的研究目标。悬架是汽车上的重要组成部分。它由弹性元件、导向机构和减振器组成。汽车在行驶过程中，悬架可以通过减缓由于颠簸而引起的冲击力，悬架还可以迅速衰减由于弹性系统引起的振动，传递来自各个方向的力及其转矩，并起导向作用。
2悬架系统的选择
两座电动汽车后悬架设计首先要满足其车身整体布局设计，其次还要具有制造简便、方便维修的特点[1]。根据两座电动汽车的设计要求，两座电动汽车需要有良好的导向作用，其结构要简单，使其制造成本降低，具有良好的承载能力，也要方便维修，最终选择整体桥式非独立悬架。
3电动汽车后悬架计算
电动汽车后悬架的基本参数如表1所示。
3.1悬架动静挠度的确定。由于设计的汽车悬架为电动汽车悬架，汽车选用驱动电机作为动力源。为了使汽车平顺性变好，汽车的偏频就要变小，而一般的轿车满载偏频要求在0.98～1.30Hz之间，人体正常步行的时候偏频是0.98-1.30Hz之间[2]。因此选取后悬架偏频n=1.0Hz，经计算得到后悬架刚度C为42657N/mm。代入数据，后悬架静挠度为：=147mmcmgfc=悬架的动挠度是指悬架从满载静平衡位置开始压缩到结构容许的最大变形时，车轮中心相对车架的垂直位移。通常轿车的动挠度的选择范围在6～9cm。最后确定悬架动挠度fa=8cm。
3.2弹性元件的确定。本次设计选择的弹性元件是钢板弹簧，钢板弹簧结构简单，便于维修，制造时成本也大大降低。同时钢板弹簧的特性使得它只能在非独立悬架上使用，并且会导致乘坐舒适性降低[3]。满载弧高是指钢板弹簧装到车轴上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端连线间的最大高度差，用来保证汽车具有给定的高度。为了降低钢板弹簧使用过程中发生变形时对车架动挠度的影响常取10mm。钢板弹簧长度是指弹簧的钢板在平直状态下除去两侧卷耳的距离。由于钢板弹簧易磨损，通常可以增加钢板弹簧的长度来降低弹簧的应力，增加钢板弹簧的使用周期;同时还可以提高汽车行驶平顺性。由于后悬架布置空间有限制，钢板弹簧也不宜过长。原则上，在不影响钢板弹簧布置的情况下，钢板弹簧可以适当取得较长。一般情况下乘用车上钢板弹簧的长度等于轴距的0.40-0.55倍，即：乘用车L=（0.40-0.55）轴距，这里选取后悬架的钢板弹簧长度为L=1195.7mm。根据截面简支梁的计算公式来计算钢板弹簧的刚度和强度，但是要使用挠度增大系数对计算结果进行修正。因此，可根据修正后的简支梁公式得到总惯性矩J0。确定钢板弹簧总截面系数和钢板弹簧的平均厚度，初选钢板弹簧的片厚h=6mm，钢板采用相同厚度。通常车辆在6-10片之间选取[4]，由于本次设计的车型为小型车，因此本次设计选取钢板弹簧的片数为6片。因为本次设计存在一片与主片等长的重叠片，所以就从B点到最后一个重叠片的上端断点连成直线，这条直线和弹簧片上端的焦点就是各片长。计算出结果后需要将各片的实际长度圆整然后确定，各长度见表2。钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U形螺栓夹紧前，其主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0=163mm。钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不同，装配后各片会产生预应力，其值确定了各钢板簧片自由状态下的曲率半径和弧高。根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态，钢板弹簧的总成弧高为296mm。汽车行驶时，钢板弹簧除受垂直载荷外，还承受其他方向的力和力矩及冲击载荷等的作用，因此，必须对这些受力工况的极限状态进行强度，以保证弹簧能可靠的工作，经校核钢板弹簧所受应力小于其许用应力，满足强度要求。设计钢板弹簧销时，要验算钢板弹簧受静载荷时它受到的挤压应力。用20Cr钢或20钢经渗碳处理或用45钢经高频淬火后，许用应力小于7-9MPa，所以钢板弹簧销宽在9.6～12.4之间取，初选10mm。
3.3减振器的确定。减振器根据结构模式可以划分成两种：摇臂式和筒式。筒式减振器有四大主要优点：质量轻、性能稳定、工作可靠和能够大批量生产，所以本设计选择筒式减振器。汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数ψ的大小来评定振动衰减的快慢程度，选取ψ值时，在颠簸的路面上行驶时的冲击力会由于ψ的取值过大而没有办法有效的衰减其冲击力。反之则会使其衰减冲击力的速度变慢，不利于行驶。当ψ取0.25-0.5时，需要使该悬架的弹性元件之间的摩擦力较小甚至无限趋近于零，相反则可以使相对阻尼系数的取值相对较小。因此该悬架选取ψ=0.3，从而确定减振器阻尼系数8.7。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。由卸荷速度确定最大卸荷力为2.28kN。最后，根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径为29mm，减振器的工作缸直径有20mm、30mm、40mm等几种，最终选择工作缸直径为30mm。壁厚取为2mm，材料可选20钢，从而确定贮油筒直径为45mm。根据计算得到的部件尺寸，包括六片钢板弹簧、减振器、U形螺栓和下夹板等，使用CATIA绘制悬架模型如图1所示。
4结语
本文针对对两座电动汽车后悬架的进行设计，根据相关技术规范和标准，设计满足要求的后悬架系统。在经过对比分析后确定两座电动汽车后悬架使用整体桥式非独立悬架。在确定悬架的选型后，对悬架的主要零件的参数如钢板弹簧、减振器、卷耳等进行设计。最后利用CATIA绘制完成汽车后悬架模型。
作者:沈易晨 王传杏 李健 单位:南通理工学院汽车工程学院
