现代汽车构造 6 悬架设计-new 学习课件

第六章悬架设计

第六章悬架设计§6-1概述§6-2悬架结构形式分析§6-3悬架主要参数的确定§6-4弹性元件的计算§6-1

概述

一主要作用

传递车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩;

缓和、抑制路面对车身的冲击和振动；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性。保证汽车的操纵稳定性。二．组成弹性元件导向装置减振器缓冲块横向稳定器悬架弹性元件缓冲块横向稳定器减振装置导向装置钢板弹簧螺旋弹簧扭杆弹簧空气弹簧油气弹簧橡胶弹簧非独立悬架独立悬架平衡式悬架交联式悬架主动式悬架三．分类

1．悬架的分类2．独立悬架的分类二对悬架提出的设计要求

1）保证汽车有良好的行驶平顺性。2）具有合适的衰减振动能力。3）保证汽车具有良好的操纵稳定性。4）汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯时车身侧倾角要合适。5）有良好的隔声能力。6）结构紧凑、占用空间尺寸要小。7）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。§6-2悬架结构形式分析

一、非独立悬架和独立悬架

悬架非独立悬架独立悬架两类左、右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架（或车身）连接左、右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接

非独立悬架独立悬架1非独立悬架

优点

纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置结构简单制造容易维修方便工作可靠

缺点

汽车平顺性较差高速行驶时操稳性差轿车不利于发动机、行李舱的布置应用：货车、大客车的前、后悬架以及某些轿车的后悬架2独立悬架

优点

簧下质量小；悬架占用的空间小；可以用刚度小的弹簧，改善了汽车行驶平顺性；由于有可能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下降，又改善了汽车的行驶稳定性；左、右车轮各自独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力。

缺点

结构复杂成本较高维修困难应用：轿车和部分轻型货车、客车及越野车

3评价指标：

1）侧倾中心高度

侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩短，可使侧倾力臂及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减小。但侧倾中心过高，会使车身倾斜时轮距变化大，加速轮胎的磨损。2）车轮定位参数的变化

若主销后倾角变化大，容易使转向轮产生摆振；若车轮外倾角变化大，会影响汽车直线行驶稳定性，同时也会影响轮距的变化和轮胎的磨损速度。5）悬架占用的空间尺寸

占用横向尺寸大的悬架影响发动机的布置和从车上拆装发动机的困难程度；占用高度空间小的悬架，则允许行李箱宽敞，而且底部平整，布置油箱容易。3）悬架侧倾角刚度车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关，并影响汽车的操纵稳定性和平顺性。4）横向刚度悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向轴上的悬架横向刚度小，则容易造成转向轮发生摆振现象。二、不同形式独立悬架方案分析

①侧倾中心位置高，它到车身质心距离短，则侧倾力臂及力矩小，车身侧倾角小。侧倾中心位置高，车身侧倾时轮距变化大，轮胎磨损↑②主销后倾角变化大，转向轮易摆振；外倾角变化大，影响直线行驶稳定性和轮距变化，轮胎磨损速度↑③轮距变化影响轮胎磨损速度④悬架侧倾角刚度影响车厢侧倾角大小⑤悬架横向刚度小，转向轮容易摆振⑥占用空间大小影响发动机布置、拆装的方便性悬架双横臂式单横臂式单纵臂式单斜臂式麦弗逊式扭转梁随动臂式侧倾中心高比较低比较高比较低居单横臂和单纵臂之间比较高比较低车轮定位参数的变化车轮外倾角与主销内倾角均有变化车轮外倾角与主销内倾角变化大主销后倾角变化大有变化变化小左、右轮同时跳动时不变轮距变化小，轮胎磨损速度慢变化大，轮胎磨损速度快不变变化不大变化很小不变悬架侧倾角刚度较小，需用横向稳定器较大，可不装横向稳定器较小，需用横向稳定器居单横臂式和单纵臂式之间较大，可不装横向稳定器横向刚度横向刚度大横向刚度小横向刚度较小横向刚度大占用空间尺寸占用较多占用较少几乎不占用高度空间占用的空间小其它结构复杂前悬架用得较多结构简单、成本低，前悬架上用得少结构简单、成本低结构简单、紧凑，轿车上用得较多结构简单，用于发动机前置前轮驱动轿车后悬架三、前、后悬架方案的选择

1．前后悬架的匹配方案2．三种匹配方案分析

1）前、后轮采用非独立悬架纵置钢板弹簧优点：悬架结构简单维修保养方便在车上布置容易制造容易可传递各种力和力矩

纵置钢板弹簧缺点：质量大簧下质量大悬架弹性特性是线形的寿命短长度短，刚度大，平顺性差

上述优、缺点是指一副钢板弹簧而言，如果前、后轴（桥）四个车轮都装有纵置钢板弹簧，对整车来说又有下述两项缺点：（1）汽车转弯行驶有轴转向效应问题，见图6-3

对前轴轴转向效应使汽车不足转向趋势增加。对后桥轴转向效应增加了汽车过多转向趋势。为克服后者带来的缺点，于轿车要求将后悬架的前吊耳位置布置低些。（2）前悬架采用纵置钢板弹簧，前轮容易摆振，汽车操纵稳定性变坏。应用：中、重型货车前、后悬架均采用纵置钢板弹簧非独立悬架的汽车转向行驶时，内侧悬架处于减载而外侧悬架处于加载状态，于是内侧悬架受拉抻，外侧悬架受压缩，结果与悬架固定连接的车轴（桥）的轴线相对汽车纵向中心线偏转一角度α。如图a对前轴，这种偏转使汽车不足转向趋势增加对后桥，则增加了汽车过多转向趋势

轿车将后悬架纵置钢板弹簧的前部吊耳位置布置得比后边吊耳低，于是悬架的瞬时运动中心位置降低，与悬架连接的车桥位置处的运动轨迹b所示，即处于外侧悬架与车桥连接处的运动轨迹是oa段，结果后桥轴线的偏离不再使汽车具有过多转向的趋势。2）前轮采用独立悬架、后轮采用非独立悬架

（1）目前轿车前轮多采用车轮上、下跳动时，车轮定位参数变化小的麦弗逊式悬架，因而可以保证前轮不易发生摆振现象，使汽车有良好的操纵稳定性。麦弗逊式悬架优、缺点见前述。除此之外，两前轮装上麦弗逊式悬架以后，当主销轴线的延长线与地面的交点位于轮胎胎冠印迹中心外侧时，具有负主销偏移距rs，有利于制动稳定性（2）前悬架采用双横臂式独立悬架、后悬架采用纵置钢板弹簧非独立悬架时，可通过将双横臂中的上横臂支承轴销的轴线布置成前高后低状，使悬架的纵向运动瞬心位于能减少制动前俯角处，使制动时车身纵倾减少，达到保持车身有良好的稳定性能。3）前、后轮采用独立悬架轿车前轮用麦弗逊式悬架，后轮用扭转梁随动臂式后悬架。用的非常广泛。四．弹性元件结构分析①变厚少片簧比多片减少20%～40%的质量。油气弹簧比多片钢板弹簧轻50%②扭杆弹簧本身固定在车架上，∴簧下质量小。③板簧轴销处要求每天或行驶500公里保养一次，即加注润滑脂。④板簧在交变应力作用下，并有污泥、浊水腐蚀，易产生细而深裂纹

→疲劳裂纹。板簧寿命好路10～15万Km

坏路1～1.5万Km

一般4～5万Km

空气弹簧气囊寿命是板簧四倍.五．辅助元件结构分析1．横向稳定器∵车身振动固有频率∴减小悬架垂直刚度C，可使n↓，结果平顺性得到改善。又∵悬架侧倾角刚度Cφ∝C，∴减小C又使Cφ减小结果车身侧倾角↑，舒适性↓设置横向稳定器可以在不增大C的条件下，增大Cφ，能很好解决平顺性与舒适性的矛盾。2.缓冲块

橡胶制造，通过硫化将橡胶与钢板连接为一体，再经焊在钢板上的螺钉将缓冲块固定到车架（车身）或其它部位上，起到限制悬架最大行程的作用多孔聚氨指制成，它兼有辅助弹性元件的作用。这种材料起泡时就形成了致密的耐磨外层，它保护内部的发泡部分不受损伤。由于在该材料中有封闭的气泡，在载荷作用下弹性元件被压缩，但其外廓尺寸增加却不大，这点与橡胶不同。有些汽车的缓冲块装在减振器上。§6-3

悬架主要参数的确定

一、前后悬架的静挠度、动挠度的选择汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即fc=Fw/c。1静挠度汽车前、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ε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

式中，c1、c2为前、后悬架的刚度（N/cm）；

m1、m2为前、后悬架的簧上质量（kg）。汽车前、后部分的车身的固有频率n1和n2（亦称偏频）可用下式表示2)影响选取fc的因素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fc1=m1g/c1

fc2=m2g/c2式中，

g为重力加速度（g=981cm/s2）。将fc1、fc2代入上式得到fc因素要求fc取备注汽车平顺性大

fc大，n↓少碰缓冲块小fc小，C↑变形小紧急制动汽车前俯角小小fc取小，C↑

转弯行驶减小侧倾角小纵置钢板弹簧长度短小3)选取fc时应遵守的原则

1）对轿车应保证有良好的平顺性，即n低，大客车次之，载货汽车居最后。

2）级别越高的轿车n应越小。

3）fc2<fc1

∵分析证明了n1/n2<1时，车身纵向角振动要比n1/n2>1时小。

∴设计时应使n1<n2，即fc2<fc1

若汽车以较高车速驶过单个路障，n1/n2＜1时的车身纵向角振动要比n1/n2＞1时小，故推荐取fc2=（0.8~0.9）fc1。考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐fc2=（0.6~0.8）fc1。为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏频低于前悬架的偏频。希望fc1与fc2要接近，单不能相等（防止共振）希望fc1>fc2(从加速性考虑，若fc2大，车身的振动大）4)fc值取值范围

∵设计时，先从为了保证汽车有良好的平顺性，确定n，然后由式可算得fc，∴下面给出n的选定范围：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，车轮中心相对车回（或车身）的垂直位移

1)动挠度2.动挠度以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更次之。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求1.00~1.45Hz，后悬架则要求在1.17~1.58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在0.80~1.15Hz，后悬架则要求在0.98~1.30Hz。货车满载时，前悬架偏频要求在1.50~2.10Hz，而后悬架则要求

在1.70~2.17Hz。选定偏频以后，再利用上式即可计算出悬架的静挠度。2)影响选取fd的因素3)选取fd的原则悬架刚度小、使用条件又不好的汽车，fd应取大。以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更次之。对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求1.00~1.45Hz，后悬架则要求在1.17~1.58Hz。原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在0.80~1.15Hz，后悬架则要求在0.98~1.30Hz。货车满载时，前悬架偏频要求在1.50~2.10Hz，而后悬架则要求在1.70~2.17Hz。选定偏频以后，再利用上式即可计算出悬架的静挠度。4)推荐fd的选取范围1．定义悬架受到的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移f（悬架变形）的关系曲线。

刚度：弹性特性曲线上某点的切线与水平坐标轴夹角的正切为该点刚度。如图中8点刚度∴8点静挠度是fc

二、悬架的弹性特征2．种类线性的弹性特性、非线性弹性特性3．各自特点1）线性的弹性特性特点（1）定义：悬架变形f与所受垂直外力F之间呈固定比例变化时，弹性特性为一直线，称之为线性弹性特性。（2）特点

①悬架的刚度=常数

②∵

m—簧上质量∴使用中由于m的变化（空、半、超载等），引起n变化，空、半载时，n↑,平顺性变坏。超载时n↓、平顺性↑。③悬架动容量定义悬架从满载静载荷的位置起，变形到结构允许的最大变形为止，消耗的功。动容量大，悬架碰撞缓冲块的可能性愈小。具有线性特性的悬架，在n比较低的条件下与非线性特性悬架比较，当动容量相同时，其动挠度增加很多，—→碰撞车架，—→舒适性↓。上述情况下为不碰撞车架，可抬高车架—→hg↑、汽车稳定性↓。2）非线性弹性特性特点（1）定义悬架变形f与所受垂直外力F之间，不呈固定比例变化时，弹性特性为曲线，称之。（2）特点

①悬架的刚度C是变化的要求C的变化规律如下：满载位置附近（点8）C要小，特性曲线平缓、平顺性↑。空载位置附近（点2到点1）C要大，特性曲线变陡，碰撞车架的机会↓。动载荷位置附近（点7以上）C要大，曲线变陡，击穿缓冲块的机会↓。

②∵图中两端（2～1和7以上）C大，∴在动容量不变的条件下fd↓。4．影响选取弹性特性的因素根据上述归纳如下：三、后悬架主、副簧刚度的分配货车后悬架通常采用主、簧结构的钢板弹簧，其弹性特性曲线如图所示：对主副簧刚度匹配的要求：副簧起作用前后悬架振动频率变化不大车身从空载到满载频率变化要小；主副簧寿命尽可能相等；说明：上述前两项要求主要考虑平顺性需要；但不能同时满足；

主付簧刚度匹配有两种办法:

比例中项法（两点等频法）平均载荷法（一点等频法）1比例中项法（两点等频法）：要求：空载时悬架挠度fo和副簧刚起作用挠度fa相等；副簧起作用前fk与满载fc相等；利用上述条件可得：式中，Fo和Fw分别为空载与满载时的悬架载荷。可得副簧、主簧的刚度比为：为副簧刚度；为主簧刚度。∴结论：副簧在空载与满载载荷比例中项时起作用，可保证在使用范围内频率变化不大。整理①与②式得副簧、主簧刚度比为2）第二种方法：令∵

∴又∵∴①②

将①代入②，整理后得：用上述方法确定的主、副簧刚度比值，能保证在空、满载使用范围内悬架振动频率变化不大，但副簧接触托架前、后的振动频率变化比较大。适合于经常满载车辆。2．平均载荷法（一点等频法）：是使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平均值，即2．平均载荷法（一点等频法）：并使F0与FK间的平均载荷对应的频率与FK和Fw间平均载荷对应的频率相等，当：

对应，当对应令：此时副簧与主簧的刚度比为用此法确定的主、副簧刚度比值，能保证副簧起作用前、后悬架振动频率变化不大。对于经常处于半载运输状态的车辆，采用此法较为合适。由式可知：（1）只有主簧工作时，C不变，随F↑，n↓（2）副簧参加工作瞬间C↑，∴n↑。当F继续↑时，n又↓由图可知只要作到n0、nc、nk、na相近，汽车的平顺性在空、满载和副簧起作用前后等均良好。

四、悬架侧倾角刚度及其在

前、后轴的分配1．悬架侧倾角刚度：簧上质量产生单位侧倾角时悬架给车身的弹性恢复力矩。2．对侧倾角刚刚度的要求：不得过大或过小若过小，则在同样情况下使得车身侧倾角过大，乘员在车上感觉没有安全感或者舒适性差；若过大：使司机失去对路面发生侧翻的感觉（失去路感）；而对后轴使侧偏角过大，易造成过多转向趋势。

四、悬架侧倾角刚度及其在

前、后轴的分配要求以0.4g向心加速度时：轿车车身侧倾角货车车身侧倾角、四、悬架侧倾角刚度及其在

前、后轴的分配

3．前后悬架侧倾角刚度要求：前后悬架侧倾角刚度的大小影响到其轮胎侧偏角，从而影响转向特性，所以设计时还应考虑前后悬架，侧倾角刚度的分配。为满足汽车稍有不足转向特性的要求，应使汽车前轴的轮胎侧偏角略大于后轴的轮胎侧偏角。为此，应该使前悬架具有的侧倾角刚度要略大于后悬架的侧倾角刚度。对轿车，前、后悬架侧倾角刚度比值一般为1．4～2．6。（一）布置方案对称式：钢板弹簧中部在车轴（桥）上固定中心至两端卷耳中心距离相等不对称式：钢板弹簧中部在车轴（桥）上固定中心至两端卷耳中心距离不相等

§6-4

弹性元件的计算

一、钢板弹簧的计算（二）主要参数的确定

由总体布置给出的初始条件：G1、G2—满载静止时，汽车前、后轴（桥）负荷Gu1、Gu2—簧下部分荷重钢板弹簧载荷：Fw1=（G1-Gu1）/2Fw2=（G2-Gu2）/2L—

汽车轴距已选定的参数：fc，fd1.满载弧高fa

1）定义：

fa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（不含卷耳孔半径）连线间的最大高度差。

2）影响选取fa的因素10~20mm钢板弹簧长度L

1）定义：钢板弹簧伸直后，两卷耳中心之间的距离。2）影响选取L的因素

3.）fa的推荐值①

纵向角刚度Cγ的定义：钢板弹簧产生单位纵向转角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩（T）值。即分析上式可知：在垂直刚度不变的条件下，Cγ∝L2所以L增加的同时Cγ也上升，结果因扭转力矩T引起的变形减少（即r角减少）导致扭转力矩T产生的应力减少：3）选取L的原则在总布置允许的条件下，L尽可能选长些。

注：应尽可能将钢板弹簧取长些的原因增加钢板弹簧长度L能显著降低弹簧应力，提高使用寿命降低弹簧刚度，改善汽车平顺性在垂直刚度c给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向角刚度刚板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧产生单位纵向转角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩值增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引起的弹簧变形4）推荐L的选取范围

3.钢板断面尺寸及片数的确定1）钢板断面宽度b(1)影响选取b的因素

片宽b对汽车性能的影响增大片宽，能增加卷耳强度，但当车身受侧向力作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。前悬架用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角。片宽选取过窄，又得增加片数，从而增加片间的摩擦弹簧的总厚

（2）钢板弹簧各片平均厚度hp的确定 钢板弹簧的总惯性矩Jo的确定：

钢板弹簧总截面系数Wo：钢板弹簧的平均厚度hp：（3）推荐b的选取范围：b=(6~10)hp

，b应符合国标2）钢板弹簧片厚h的选择（1）影响选择h的因素

3）钢板断面形状（1）钢板断面形状不同的原因图a示出的矩形断面钢板弹簧中性轴在对称位置处。工作时，上、下表面的拉、压应力绝对值相等。因为材料抗压能力大于抗拉能力，所以，受拉应力的上表面先行损坏。移动中性轴可以使拉应力下降，压应力上升，寿命提高。（2）选取片厚的原则①h应当符合国家标准规格②h选用=(1

0.1)h计算

③厚度组数≤三组，而且hmax/hmin≤1.5④相邻两组的厚度比≤1.25⑤（2）举例4）钢板弹簧片数n（1）影响选取片数n的因素（2）推荐n值取用范围（三）各片长度的确定1.作图法2.为什么用hi3作图多片、等厚、等应力钢板弹簧，由两个三角形钢板构成双臂单片板簧。因为布置上的困难，将单片板簧按照同一宽度b切割为若干片，再叠放构成等应力板簧。

剪开前等应力梁的惯性矩剪开后叠放的多片板簧惯性矩不变即B=b•n若各片厚度不等，有三组(h1、h2、h3)，每组各有n1、n2、n3片，则可见：B和h1/h、h2/h、h3/h是三次方关系。而此时的宽度B是不等厚板簧的换算宽度，所以要用换算后的宽度B去作图，所得到的图不是厚度，是变厚截面的等应力梁，所以应该用厚度立方值画到纵坐标上。

h——为h1、h2、h3的平均厚度所以

将各片厚度hi的立方值hi3按同一比例尺沿纵坐标绘制在图上沿横坐标量出主片长度的一半L/2和U形螺栓中心距的一半s/2，得到A、B两点，连接A、B即得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各叶片上侧边的交点即为各片长度，如果存在与主片等长的重叠片，就从B点到最后一个重叠片的上侧边端点一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度。各片实际长度尺寸需经圆整后确定。（四）钢板弹簧刚度验算

1．为什么要验算刚度？在此之前，理论上需要的Jo是用式计算出来的。之后，靠选取n.h.b,来保证Jo

。因此带来如下问题：

1）b.h应符合标准，即圆整过，所以实际上的惯性矩与理论上的出现差别。

2）式中δ是用算出，不够准确式中只考虑了片数，没有考虑板簧的形状。

3）上述公式是简化公式

2．共同曲率法假设：1）同一截面各片曲率半径变化值相同

2）各片承受的弯矩正比于其惯性矩

3）截面上各片的弯矩和等于外力所引起的力矩l1、lk+1——主片和第（k+1）片的一半长度E——材料弹性模量α——经验修正系数α=0.90~0.94l1用主片的一半代入得到的是钢板弹簧总成自由刚度Cj

(l1-0.5ks)代入得到的是钢板弹簧总成夹紧刚度Cz

计算公式：（五）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho及曲率半径计算1．钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho

1）Ho定义

钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U型螺栓夹紧前，主片上表面与两端（不含卷耳孔半径）连线间的最大高度差Ho。2）Ho的计算公式

H0=(fc+fa+△f)Δf——钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化量。3)钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径Ro证明：Δabc∽Δbdc所以4）钢板弹簧在自由状态下的曲率半径的确定（1）

自由状态下曲率半径的特点各片曲率半径不同，而且如图所示：主片附近的几片曲率半径比较大，片越短，曲率半径越小。装配夹紧之后，各片曲率半径相同。（2）

自由状态下曲率半径不同的原因

①

保证各片有相同的寿命由式可知：在承受垂直载荷作用时，片厚h厚的片应力σ稍大。主片又承受其它力。故早于其它片损坏的机会多。当将各片曲率半径作成不一样时，装配后用U形螺栓夹紧。有些片产生负的预应力。有些片则产生正的预应力。工作时产生的应力与之合成。使各片应力大致接近。寿命也接近。①

减轻主片的工作条件a各片厚度一样，各片曲率半径也作成不同。目的是利用各片曲率半径不同，装配夹紧后各片之间贴合良好，当载荷小时，各片也能参加工作，减轻主片负荷。b若各片曲率半径相同，在车轮自由落下时，下面几片松脱（因为有U形螺栓，不会散开）、车轮、车轴的质量由主片承担，不合理。（3）要求

各片自由状态下具有的曲率半径，经装配夹紧后产生的预应力，能保证各片有相同的疲劳强度。（4）各片自由状态下的曲率半径Ri的确定

Ri——i片自由状态下的曲率半径

Ro——总成自由状态下的曲率半径

σ0i——各片弹簧预应力

E——材料弹性模量2.1x105N/mm2hi——i片的厚度因为Ro已知。所以只要知道σ0i用上式可以算出Ri

（5）σ0i的确定原则

选取σ0i时要求作到下述两点：1）装配前各片弹簧片间间隙相差不大。装配后贴合良好2）适当降低主片及相邻长片的应力，保证有足够的使用寿命。原则：各片厚度相同的钢板弹簧σ0i不宜选取过大。各片厚度不同的钢板弹簧，厚片σ0i可取大些。（六）钢板弹簧总成弧高的核算

1．为什么要核算钢板弹簧总成弧高？因为叶片自由状态下的曲率半径Ri是经选σ0i再用式计算出。结果装配后钢板弹簧总成自由状态的弧高与用式R0=L2/（8H0）计算有出入并影响车身高度发生变化。

因为

式中Ro、E不变。若各片h一样，Ri=f(σ0i)所以σ0i取小些可以满足原则一。基于同一理由若各片hi不同Ri=f(σ0i，hi)所以σ0i可以取大些。

（6）推荐σ0i的取值范围预应力从长片到短片由负值逐渐增至正值。

1~4片长片叠加负的的预应力，短片叠加正的的预应力。主片根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力要在300~350N/mm2

2.核算用公式

等厚叶片Ro用下式计算：钢板弹簧总成弧高H用下式计算两式核算结果应相近。如果相差甚多须从新选取σ0i再核算。（七）钢板弹簧强度核算前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现的最大应力σmax用下式计算式中，

G1为作用在前轮上的垂直静负荷；

m1′为制动时前轴负荷转移系数，轿车：m1′=1.2~1.4，货车：m1′=1.4~1.6；

l1、l2为钢板弹簧前、后段长度；

φ道路附着系数，取0.8；

W0为钢板弹簧总截面系数；

c为弹簧固定点到路面的距离

（1）紧急制动时式中，G2为作用在后轮上的垂直静负荷；

m2′为驱动时后轴负荷转移系数，轿车：m2′=1.25~1.30，货车：m2′=1.1~1.2；

φ为道路附着系数；

b为钢板弹簧片宽；

h1为钢板弹簧主片厚宽。

（2）汽车驱动时

后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现最大应力σmax用下式计算（3）不平路面上行驶时簧中部应力最大：

k动载系数（4）．卷耳和弹簧销验算：卷耳所受应力为弯曲应力和拉（压）应力的合应力弹簧销挤压应力：（八）少片弹簧1.特点:1）片数n少，1≤n<32）等长，等宽，变厚3）质量比多片少20%~40%2．变厚段形式

1)抛物线形变化2)按线性变化3.计算公式hx=h2(x/l2)1/2

Jx=J2(x/l2)3/2

①l1>l2(2β-1)或2h1<h2时，最大应力点在x=B’/A’，此处

hx=A’x+B’=2B’。应力用表中公式计算②计算C的公式一样，但式中K须用K’代入hx——厚度随长度变化规律h1、h2、l、l1、l2见图J2=bh23/12E——材料弹性ε模量ε——修正系数。0.92k=1-(h1/h2)3b——宽度Fs——少片弹簧端部作用力ABCDlh2hxx4.少片弹簧总C

总C为各片刚度Ci之和5.b与h1、h2b75~100mmh1>8mmh212~20mm（九）、扭杆弹簧1.扭杆弹簧分类与布置1）分类扭杆弹簧根据断面不同形状分根据弹性元件数量不同分圆形管形片形组合式单杆式串联并联扭杆弹簧一端与车架固定连接，另一端与悬架控制臂连接，通过扭杆的扭转变形达到缓冲作用。2）在汽车上的布置2.形式分析布置特点不同横置斜置纵置3．圆形断面扭杆设计

1）扭杆直径d扭杆应有足够的强度。在承受最大扭矩作用时不能损坏。

Mmax——作用在扭杆上的最大扭矩τ——扭转切应力[τ]800~900Mpa①2)扭杆有效长度LG——切变模量G=7.7x104MPaCn——扭转刚度设计时先根据平顺性要求选定悬架刚度C，而悬架刚度有与扭杆扭转刚度成正比。所以，扭转刚度不宜过大，以防汽车平顺性变坏。

②分析①和②式：（1）将①式改写为可见如欲减少d，即使仅减少Δd，因为τ正比于1/d3，会使τ大大地增加，强度不够，所以d不能随便减少。（2）将②式改写成。可见在L不变的条件下，如能减少Δd，因为Cn正比于d4所以Cn大大地减少，平顺性变好。（3）在d不能减少的情况下，又要满足减少Cn，提高平顺性，唯一可行的办法就是加长L。加长L会因总布置有困难，不得不采用组合式扭杆3)材料40Cr,45CrNiMoVA,42CrMo,50CrV,经过预扭处理和喷丸处理。4）端部形状①

如用三角形花键，花键角度若取太小，载荷分布不均匀；花键角度若取太大，套管会因强度不足而裂开一般应选用90º三角花键或渐开线花键②组合式用的多5）端部尺寸扭杆弹簧分三部分：端部、过渡段、杆部，过渡段又有锥度过渡和圆弧过渡两种：（1）端部尺寸推荐：D=(1.2~1.3)dL1=0.4D

（2）过渡段尺寸推荐：端部到杆部用30º夹角椎体过渡，使之应力集中最小过渡段长：Lg=(D-d)/2tg15º

过渡圆角：r=1.5d（3）有效长度Le

过渡段Lg中(Lg-Le)不起扭杆作用，称之为非有效部分过渡段中Le一段起扭杆作用，称之为有效长度Le锥度过渡时：

（4）扭杆的工作长度LL=Lo+2Le

（十）空气弹簧1、原理：以空气弹簧为弹性元的件空气悬架系统，利用气体的可压缩性实现其弹性作用的压缩气体的气压能够随载荷和道路条件变化而进行自动调节，不论满载还是空载，整车高度不会变化，可以大大提高乘坐的舒适性。

三、空气弹簧2、特点：

空气弹簧的运动性能特点是：负载能力可调；弹性系数随负载变化；负载变化时,固有频率几乎不变；固有频率较低。三、空气弹簧这些特点决定了空气悬架具有以下优点：(1)乘坐更舒适安全；(2)改善车辆的行驶平顺性；(3)延长轮胎和制动片的使用寿命；(4)负载变化时车身高度不变；(5)减少电气、空调、排气系统、车桥、车身和底盘的维修成本；(6)减少对道路的冲击，保护路面，降低高速公路的维修费用；(7)延长车辆的使用寿命并增加折旧值。三、空气弹簧３、应用目前国外在高级大客车上几乎全部使用了空气悬架，重型载货车使用空气悬架的比例也已达80%以上，空气悬架在轻型汽车上的应用量也在迅速上升，部分轿车也逐渐开始安装空气悬架，如美国的林肯、德国的Benz300SE和Benz600等。在一些特种车辆（如对防震要求较高的仪表车、救护车、特种军用车及要求高度调节的集装箱运输车等）上，空气悬架几乎为唯一选择。

三、空气弹簧国外汽车空气悬架的发展经历了“钢板弹簧-气囊复合式悬架→被动全空气悬架→主动全空气悬架（即ECAS电控空气悬架系统）”的变化。ECAS应用了电子控制系统，使汽车在各种路面、各种工况条件下能实现主动调节、主动控制，并增加了许多辅助功能（如故障诊断功能等）；目前在欧洲一些国家的大客车上已经大量应用，可以预见，ECAS在汽车上的应用将越来越普及。§6.5独立悬架导向机构的设计

一、设计要求：对前轮独立悬架导向机构的要求是：1)悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过±4．Omm，轮距变化大会引起轮胎早期磨损。2)悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车轮不应产生纵向加速度。3)汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在0．4g侧向加速度作用下，车身侧倾角不大于6°～7°，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。4)汽车制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。对后轮独立悬架导向机构的要求是：

1)悬架上的载荷变化时，轮距无显著变化。

2)汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身的倾斜反向，以减小过多转向效应。此外，导向机构还应有够强度，并可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。

二、导向机构的布置参数1．侧倾中心位置的确定方法。1)双横臂式独立悬架侧倾中心位置的确定

首先延长上、下横臂交于P点，其次P点与车轮接地中心点N连线，PN线与汽车横断面对称线交于W点。W点即是侧倾中心。W点至地面距离hw称之为侧倾中心高度。式中

2）滑柱摆臂式独立悬架侧倾中心位置的确定

小结：（1）侧倾中心的定义：在侧向力的作用下，车身在通过左、右车轮中心的横向平面内 发生侧倾时，相对于地面的瞬时摆动中心。（2）独立悬架导向机构在横向平面内的布置位置对侧倾中心位 置有影响。

首先，从E点做活塞杆运动方向的垂直线与下横臂延长线（GD）交于P点，P点于车轮接地中心点N连线，交在汽车横断面对称线上W点，W为悬架侧倾中心。

麦弗逊式独立悬架侧倾中心高度hw：式中2.侧倾中心1）侧倾轴线汽车前后侧倾中心的连线称为侧倾轴线要求：（1）侧倾轴线大致与地面平行，并尽可能离地面高些。侧倾轴线与地面平行，为的是在汽车转弯行驶时，汽车前、后轴上的轴荷变化接近相等，从而保证中性转向特性。侧倾轴线离地面高些，是为了使它到车身质心的距离短些，结果侧向力造成的侧倾力矩的力臂减少，结果车身的侧倾角减少。（2）前悬架侧倾中心位置的高度越高，轮距变化可能越大。2）推荐hw值悬架

hw

hw

mm

前悬架

0~120

后悬架

80~150

3．纵倾中心1）纵倾中心的定义2）纵倾中心位置的确定方法（1）双横臂式悬架纵倾中心位置的确定图中C、D为上、下摆臂的转动轴线

E、G为上、下摆臂靠近车轮一端的球铰自E、G两点各自引出平行C和D轴线的直线交于Ov，Ov即为纵倾中心。（2）麦弗逊式悬架纵倾中心位置的确定4．抗制动前俯角

当汽车前、后悬架的纵倾中心位于轴距以内时，纵倾中心便具有抗制动前俯角性能。

从E点作减振器运动方向的垂直线，过G点作与摆臂轴轴线平行的线，两线交于OV点，

OV即为纵倾中心因为

设

①在不考虑汽车静止时受到的重力作用及前、后轮上的静止反力的作用条件下，仅计及动态作用力时，进行制动分析：设制动减速度为j，于质心处作用有惯性力Fj=maj使前轮载荷增加后车轮载荷减少则②β——制动力分配系数Fj又引起前簧压缩Δf1；后簧伸长Δf2。结果：前簧上端产生的附加力ΔF1=C1Δf1

后簧上端产生的附加力ΔF2=C2Δf2

C1、C2为前、后簧的垂直刚度。假设：①弹簧上载荷转移由车轮上载荷转移代替②忽略车轮惯性力矩和滚动阻力取悬架和车轮作自由体分析：由动态力对瞬心O1、O2的力矩平衡条件得：将①与②代入得③Δf1大小可表征前俯角大小。影响Δf1的因素由③式可知有：

Fj(j)、C1、纵倾中心的位置d1、e1、汽车L、hg、β等。其中e1越大（纵倾中心越高）Δf1越小，前俯角越小。前俯角=0时：

设计时L、hg、β是已知的，e1/d1的比值是已知的，通过选择摆臂轴轴线倾角值来满足e1/d1的比值要求。5．抗驱动纵倾性（后仰）求解方法与4相似，结论如下：1)汽车为单桥驱动才有抗驱动纵倾性作用2)对于独立悬架，纵倾中心位置应高于驱动桥车轮中心

6．悬架摆臂定位角α——摆臂水平斜置角β——悬架抗前俯角θ——悬架斜置初始角三、双横臂式独立悬架导向机构设计1.纵向平面内上、下横臂的布置方案1)上、下横臂轴轴线在汽车纵向平面内的布置方案2）主销后倾角变化规律2）制动时要求主销后倾角按下列规律变化：（1）悬架弹簧压缩时后倾角增大（2）悬架弹簧拉伸时后倾角减小按上述规律变化，制动时汽车前俯角减小。3）β1、β2角的匹配对主销后倾角的影响

β1、β2角有多种匹配方案。在车轮上、下跳动（z）时,不同匹配方案对主销后倾角的影响不一样。2.横向平面内上、下横臂的布置方案上、下横臂在横向平面内的布置方案组合起来有多种。不同方案匹配结果影响侧倾中心位置不同。1）侧倾中心位置求解过程（1）首先求悬架的瞬时摆动中心（如图a,O14）（2）从瞬时摆动中心与车轮接地中心连线（3）左、右瞬时摆动中心与车轮接地中心连线交在O点，即为侧倾中心所在位置处2)图例特点

根据已初步选定的侧倾中心位置高度尺寸和为保证此尺寸能准确实现，利用改变上、下横臂位置即可。3.水平面内上、下横臂摆动轴线的布置方案1)布置方案与主销后倾角的关系

在水平面内上、下横臂的摆动轴线，可以与汽车纵轴轴线平行，也可能与之呈一定的夹角，称为水平斜置角，并规定轴线前端远离汽车纵轴线的夹角为正，反之为负，平行者为零。下横臂轴MM与纵轴轴线夹角用α1表示，上横臂轴NN与纵轴轴线夹角用α2表示，

α1与α2的匹配有三种方案，不同方案对车轮上跳主销后倾角变化有影响:2)主销后倾角λ变化范围λ增大：(1)如图使主销延长线与地面交点变化，并使c增至c1。结果，车轮易摆振，操纵稳定性变坏，∴车轮上跳时要求λ不易增大(2)λ增大，车身上的悬架支承处，会产生反力矩，具有抑制制动时前俯作用，∴要求λ增大为好。

要求：轿车的λ值为-1o~+2o。车轮上跳时，悬架每压缩10mm，主销后倾角变化范围为10ˊ~40ˊ。1）抗前俯角的确定（β1、β2的确定）图中a)为不同减速度时，车身下沉量f1与ηd的关系b)为β1不同时，主销后倾角变化率dλ/df1与ηd的关系c)为不同球销距、dλ/df与（β2-β1）之间的关系确定步骤：（1）先定允许前俯角值（如0.4g时为1o~3o）,再定f1并在a)图沿虚线求得ηd（2）在b)图初选β1，求得主销后倾角变化率dλ/df1，如不满足悬架每压缩10mm，后倾角变化范围10ˊ~40ˊ则应重选β1（3）先在c)图上选定球销中心距，与前面定的dλ/df1虚线相交，求得（β2-β1）经布置后确定β2、β1角可行，即告结束。

4.上、下横臂长度的确定上、下横臂长度不同影响车轮上、下跳动时，前轮定位参数和轮距的变化。要求：①前轮定位参数变化小，保证汽车有良好的操纵稳定性②轮距变化小，减少轮胎的磨损2)上、下横臂长度的确定Z——车轮垂直位移量By——1/2轮距变化五组方案区别：下臂长l1不变上臂长l2与l1之比即l2/l1=0.4、0.6、0.8、1.0、1.2结论：l2/l1=0.6时，By曲线曲率半径最大，表明轮距变化最小。而δ和γ角变化曲线的曲率接近最小，δ和γ变化大。l2/l1=1.0时，δ和γ角变化曲线为一垂直线，表明车轮上、下跳动时δ和γ角没有变化，l2/l1=1.0，By变化很大，曲线曲率半径接近最小。满足By变化最小时，应选择l2/l1=0.6

满足δ和γ变化最小时，应选择l2/l1=1.0

因此同时满足By、δ和γ都小是不可能的，推荐取l2/l1=0.66~0.7δ——外倾角γ——主销内倾角四、滑柱摆臂式独立悬架导向机构设计1.导向机构受力分析1)作用在导向套上的横向力F3

前轮与地面接触处作用有垂直反力F1’，减去前轴簧下质量的二分之一，得作用到前轮中心处垂直力F1。由图a)知F1·a为作用到EG杆系上的力矩

F1a