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摘要:在現代車輛的設計中，懸架系統是汽車行駛系統中最重要的部件之一，更是需要應對各種復雜路面的全地形車中的核心組成部分。優良的整車性能，需要駛系統配備性能優良的懸架系統。
關鍵詞:懸架系統;全地形車;汽車;設計
汽車懸架是所有傳力連接裝置的總稱，它能保證車輪與車身之間的彈性連接，并能傳遞載荷、減輕沖擊、衰減振動等，其主要功能是減輕路面不平造成的沖擊力，保證貨物的完整性和乘客的舒適性，迅速衰減彈性系統引起的車輛振動，使車輛在行駛過程中保持穩定的姿態，提高操縱穩定性，將垂直反力、縱向反力和橫向反力及其力矩傳遞到車架上，保證乘坐的安全性車輛的舒適性。全地形車主要行駛在情況惡劣的各種路面上，所以它的通過性和舒適性成為全地形車設計的關鍵所在。懸架是保證汽車的操縱穩定性、舒適性、平順性和通過性等性能的關鍵部件，同時懸架的設計直接影響著輪胎的使用，設計時要重點關注減少輪胎的磨損和提高懸架系統和轉向系統零部件的使用壽命，因此對懸架的設計就是對全地形車行駛系統設計的核心工作之一。要設計出適合ATV的懸架就需要考慮兩方面問題:需要考慮整個懸架系統的兩個方面:第一個方面，是單個懸架參數的參數問題;二是前后懸架數據要滿足匹配關系，在制動和加速時，車身應具有防“抬頭”和防“低頭”的效果。綜上所述，針對全地形車行駛系統和其獨立懸架的研究，對改善車輛行駛平順性、操縱穩定性、舒適性和通過性都有著十分重要的意義。在設計中，首先計算懸架的總體參數，如懸架的剛度和撓度等，可以根據懸架和結構的總體參數計算出相關部件的應力和剛度等參數懸架參數。以下是懸架設計參數:
一、質量參數
(一)汽車的裝備質量。汽車的裝備質量就是汽車經裝備后再完備狀態下的自身重量，即指汽車再加滿燃料潤滑油，工作油液及發動機冷卻液和裝備(隨車工具及備胎等)齊全后但未載人、貨時的質量。汽車的裝備質量可以從表1中得出:m0=587kg。
(二)汽車的總質量。汽車的總質量是指已裝備完好、裝備齊全并按規定載滿客、貨時的汽車質量。除包括汽車的裝備質量以及裝載量外，轎車還要計入駕駛人人員和乘客的質量，mn=m0+65n+an。根據規定:人員重量按照每人65kg計算，行李質量按照每人5～10kg計算，所以汽車總質量為:mn=m0+65n+an=587+65×2+5×2=727kg
(三)汽車的懸掛質量。一般而言，對于轎車的非驅動橋，其非懸掛質量均在50～90kg之間，采用獨立懸架是均為下限，采用非獨立懸架時候均為下限，采用非獨立懸架時候均為上限，采用復合縱臂式后支持橋懸架時均為中間值，對于轎車驅動橋，采用獨立懸架的非懸掛質量為60～100kg，而非獨立懸架由于帶有主減速器、差速器和缸體橋殼，非懸掛質量可達120～140kg。對于全地形車而言，發動機前置驅動，所以對于全地形車，前懸掛的非懸掛質量一般為70kg，后懸掛的非懸掛質量為60kg。所以汽車的簧上質量:滿載時候汽車簧上質量:m1=mn－70－60=597kg空載時候汽車簧上質量:m2=m0－70－60=457kg前后懸架的分別簧上質量近視等于前后軸的載荷，設計懸架的時候設計載荷根據前后軸載荷確定。
二、懸架總體參數計算
(1)懸架的靜撓度。懸架靜撓度fc是指汽車滿載靜止時懸架的載荷FW與此時懸架剛度c之比即fc=Fw/c。由彈簧和彈簧質量組成的振動系統的固有頻率是影響車輛平順性的主要參數之一。車身的固有頻率n?？梢员硎緸?n1=c1/m槡12π。其中c1—前懸架剛度，N/mm;m1—懸架簧上質量，kg;n1—前懸架偏頻，Hz;懸架的靜撓度:fc=m1gc1所以，懸架的靜撓度fc1和懸架剛度n1之間有如下關系:fc1=25n2。全地形車的發動機排量越大，懸架的偏頻應越小，滿載情況下前懸架偏頻在0．80～1．15Hz之間取，后懸架要求在0．98～1．30Hz。n1=1．15Hz代入數值得:fc1=189mm。81科技創新科技風2020年11月(2)懸架的動態撓度。懸架的動態撓度fd是指當懸架被壓縮到結構允許的最大變形(通常緩沖塊被壓縮到其自由高度的1/2或1/3)時，車輪中心相對于車架(或車身)的垂直位移。乘用車fd取7～9cm，貨車fd取6～9cm，客車fd取5～8cm。從越野車的通過性越野性能出發，選此懸架的動撓度fd=90mm。(3)懸架的剛度計算。懸架剛度:c=Fwfc=597189=3．159N/mm(4)懸架的彈性特性。垂向外力引起的車輪中心位移(即懸架的變形)與懸架的彈性特性之間的關系曲線稱為懸架的切線剛度。
三、螺旋彈簧參數計算
(1)螺旋彈簧有多種類型，按形狀可分為普通圓柱螺旋彈簧和變徑螺旋彈簧，按螺旋線方向可分為左旋彈簧和右旋彈簧。圓柱螺旋彈簧具有結構簡單、制造方便、應用廣泛等優點。其特征線為直線，可用作壓縮彈簧、拉伸彈簧和扭轉彈簧。當載荷較大且徑向尺寸有限時，可將兩個不同直徑的壓縮彈簧組合成一個組合彈簧。(2)螺旋彈簧的計算:原始條件:滿載時汽車簧上質量597kg，則彈簧所受的壓力F=m1·g4·cos12°=1495．33N;彈簧所受到的最大的力:動荷系數k取2．5，則彈簧所受的最大壓力:Fmax=k·F=3738．3N;空載時汽車簧上質量457kg，最小工作載荷:Fmin=m2·g4·cos12°=1144．66N;工作行程h:h=113mm，彈簧外徑不大于71mm，兩端固定支承。彈簧在變載荷、常溫下工作，對工作的可靠性要求高，載荷作用次數大于106，按I類彈簧來考慮。故選用碳素彈簧鋼絲C級，熱處理:采用油淬火回火，表面硬度達到45～50HRC。設計過程及布置如下:計算彈簧鋼絲直徑d及確定彈簧中徑D。若選取彈簧鋼絲直徑為10mm，則D=D2－d=71－10=61mm，選取彈簧中徑D=60mm，則旋繞比C=D/d=60/10=6。曲度系數K≈4C－14C－4+0．615C=4×6－14×6－4+0．6156=1．25，根據初選的彈簧直徑d=10，查機械設計手冊，可知τp[]=565MPa，有d?1．6FmaxKC[τ]槡=1．63738．3×1．25×6565槡=11．27mm與估值接近，取彈簧絲直徑為10mm。計算彈簧圈數n。由工作條件說明，得彈簧剛度為kF=ΔFh=3738．3－1144．66113=22．86根據手冊，取G=79000MPa，則彈簧圈數為:n=Gd48D3kF=79000×1048×603×22．86=20．03圈，取有效圈數n=20。取支承圈n2=2，則總圈數n1=n+n2=20+2=22。彈簧剛度的校核:k=Gd48nD3=79000×1048×20×603=22．86N/mm與所需剛度基本符合。計算彈簧變形量:最小變形量λmin=Fmin/k=1144．66/22．86=50．07mm;最大變形量λmax=Fmax/k=3738．3/22．86=163．53mm;實際行程h0=λmax－λmin=163．53－50．07=113．46mm。幾何尺寸:節距p=(0．28～0．5)D=16．8～30mm，p=20mm。當支承圈n2=2時，有:H0=p×n+1．5d=20×20+1．5×10=415mm。取彈簧自由高度為450mm。螺旋角取右旋:α=arctanpπD=arctan203．14×60=6．06°展開長度:L=πDn1cosα=3．14×60×22cos6．06°=4168．09mm計算試驗載荷及其變形量:查得彈簧的試驗切應力的最大值為726MPa，按I類載荷彈簧考慮，取試驗切應力τs=1．2τp=1．2×565=678MPa＜726MPa，故未超過最大值:Fs=πd3τs8D=3．14×103×6788×60=4435．25N;試驗載荷下的變形量λs=Fs/k=4435．25/22．86=194．02mm。校核彈簧特性:Fmin/Fs=1144．66/4435．25=0．26;Fmax/Fs=3738．3/4435．25=0．84滿足工作變形量在20%～80%之間的要求。(3)螺旋彈簧穩定性和強度驗算。彈簧穩定性驗算:對于高徑比較大的壓縮彈簧，當軸向載荷達到一定值時，會產生橫向彎曲，失去穩定性。高徑比b=H0/D應滿足:兩端固定b!5．3，當高徑比大于上述數值時，要按照下式進行驗算Fc=CBkH0＞Fmax，Fc—彈簧的臨界載荷，N;CB—不穩定系數，CB=0．28k—彈簧剛度，N/mm;Fmax—最大工作載荷，N。Fc=0．28×22．86×420=2688．34N＜Fmax。因不滿足公式，而且設計結構受限制，不能改變參數b值，故設置導桿，彈簧與減振器組合在一起使用，來保證彈簧的特性，導桿與彈簧的間隙取得:l=5mm。強度校核計算:重要彈簧在循環載荷作用下進行疲勞強度校核計算;在循環載荷次數較少或循環載荷變化幅度較小時進行靜強度校核計算。當兩者不易區分時，應同時進行兩種強度的驗算。疲勞強度、安全系數按下式進行:S=τ0+0．75τminτmax?Smin，其中τ0—彈簧循環載荷下的剪切強度，MPa;τmax—最大工作載荷狀態下所產生的最大切應力，MPa;τmin—最小工作載荷所產生的最小切應力，MPa;Smin—最小安全系數，Smin=1．1～1．3。τ0=0．45σb=0．45×1320=594MPa
四、結語
全地形車的行駛系統是汽車上一個重要的部分，與整車的操作性和穩定性有著密切關系。針對現階段全地形車所存在的問題，為了讓全地形車能夠在各種路況下正常行駛。在雙橫臂獨立懸架方面，改進了轉向節處的結構形式，提高了轉向時懸架處的強度。采用V字型結構和實心形式，對橫臂強度進行了加強。并且對懸架中關鍵零部件進行了設計計算和校核，以及導向機構進行了分析，在理論上該車滿足在沼澤地等特殊路況下的正常行駛。
參考文獻:
［1］張英富，崔鳳．汽車底盤懸架結構設計要點分析［J］．汽車世界，2019，000(007):46．
［2］張明旭，王亞南．懸架系統性能研究方法［A］．第九屆河南省汽車工程技術研討會論文集［C］．2012．
作者:馬瑞 單位:深圳市龍崗職業技術學校