麦弗逊悬架钢板弹簧悬架毕业设计

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诚信承诺书

本人郑重承诺：本人承诺呈交的毕业设计《东风帅客悬架结构设计》是在指导教师的指导下，独立开展研究取得的成果，文中引用他人的观点和材料，均在文后按顺序列出其参考文献，设计使用的数据真实可靠。

本人签名： 日期： 年 月 日

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东风帅客悬架结构设计

摘 要

悬架是现代汽车上的重要组成之一，它的主要作用是传递车轮和车身之间的力和力矩，并且缓和由不平路面传给车身的冲击载荷，衰减由此引起的振动，保证乘员的舒适性，减小货物和车辆本身的动载荷。

本文主要完成东风帅客2013款悬架结构的设计。设计中首先介绍了乘用车悬架结构的研究现状，对悬架的作用、悬架的分类以及悬架的设计要求进行了概述；然后确定了东风帅客的悬架结构形式为前麦弗逊悬架独立悬架，后钢板弹簧非独立悬架；然后完成悬架各零部件进行参数设计计算和校核。计算过程先确定东风帅客悬架主要性能参数，包括悬架静挠度、动挠度等；而后进行前后悬架弹性元件设计计算，包括螺旋弹簧、钢板弹簧、减震器等元件基本参数的设计计算以及强度校核；最后对本设计做出结论分析和利用CAD绘图软件完成麦弗逊悬架和钢板弹簧悬架的装配图和部分零件图的绘制。

关键词：麦弗逊悬架；钢板弹簧悬架；减震器；结构设计

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The Design of the Suspension Structure of Dongfeng shaico

Abstract

Suspension is one of the important components of modern cars.Its main functions are transmitting forces and torques between the wheels and bodies,easing the impact load from the uneven surfaces which delivers to the body, decaying the resulting vibration, ensuring the passengers’ comfort and decreasing the dynamic load from both the goods and the vehicles.

This paper is mainly about the design of the suspension structure of Dongfeng Succe. First ,it introduces the research status of suspension structure of the passenger cars,and the overview of suspension function, suspension classification and suspension design requirements. Second, it sets the suspension structure type as front MacPherson dependent suspension and rear leaf spring independent suspension. Third, the parameter of every component of suspension is designed and checked. During calculation, the main performance parameters of the suspension , such as, static deflection, dynamic deflection ,etc should be determined . Then the front and rear of suspension elastic components are designed and calculated, including coil spring, leaf spring, shock absorber, those component’s basic parameters design caculation and strength check.Finally, this paper is made to a analysis and summary, and the assemble diagram and parts of spare parts diagram of MacPherson suspension and leaf spring suspension are completed by using CAD software.

Keywords: Front MacPherson dependent suspension ; Leaf spring suspension;

Shock absorber; Structure design

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目 录

1前言 ...................................................................................................................................................... 1

1.1悬架设计在国内外的发展概况及存在的问题 ....................................................................... 1 1.2悬架研究的目的、意义及设计要求 ....................................................................................... 2 1.3本设计应解决的主要问题 ....................................................................................................... 3 2悬架结构的确定 .................................................................................................................................. 4

2.1汽车悬架的组成及各部件的作用 ........................................................................................... 4 2.2非独立悬架的分类及特点 ....................................................................................................... 4 2.2独立悬架的分类及特点 ........................................................................................................... 6 2.3前后悬架系统的确定 ............................................................................................................... 7

2.3.1 前独立悬架结构的确定 ............................................................................................... 8 2.3.2 后悬架结构的确定 ....................................................................................................... 9

3悬架主要参数的确定 ........................................................................................................................ 10

3.1东风帅客基本参数 ................................................................................................................. 10 3.2悬架主要性能参数的确定 ..................................................................................................... 10

3.2.1 悬架静挠度和动挠度的确定 ..................................................................................... 10 3.2.2平顺性参数的确定 ...................................................................................................... 13 3.2.3操纵稳定性参数的确定 .............................................................................................. 14 3.2.4纵向稳定性参数的确定 .............................................................................................. 16

4悬架弹性元件和减震器的设计计算 ................................................................................................. 18

4.1钢板弹簧主要参数和尺寸的确定 ......................................................................................... 18

4.1.1 钢板弹簧材料的确定 ................................................................................................. 18 4.1.2钢板弹簧主片长度L的确定 ..................................................................................... 20 4.1.3钢板弹簧断面高度及片数的确定 .............................................................................. 20 4.1.4自由状态下弧高和曲率半径的确定 .......................................................................... 23 4.1.5装配前各片弹簧自由状态下曲率半径的确定 .......................................................... 24 4.1.6钢板弹簧的强度校核 .................................................................................................. 25 4.1.7钢板弹簧卷耳强度核算 .............................................................................................. 26

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4.2麦弗逊悬架螺旋弹簧的设计 ................................................................................................. 27

4.2.1螺旋弹簧材料的确定 .................................................................................................. 27 4.2.2螺旋弹簧直径和刚度的确定 ...................................................................................... 27 4.2.3螺旋弹簧其他几何参数的确定 .................................................................................. 29 4.2.4螺旋弹簧稳定性校核 .................................................................................................. 30 4.2.5螺旋弹簧扭转应力的校核 .......................................................................................... 30 4.3减震器的设计 ......................................................................................................................... 31

4.3.1减震器的选择 .............................................................................................................. 31 4.3.2双筒式减震器的工作原理 .......................................................................................... 31 4.3.3减震器相对阻尼系数的选择 ...................................................................................... 32 4.3.4减震器阻尼系数?的确定 .......................................................................................... 33 4.3.5最大卸荷力

F0的确定 ................................................................................................ 34

4.3.6筒式减震器工作缸直径D的确定 ............................................................................. 35

5结论 .................................................................................................................................................... 38 参考文献 ............................................................................................................................................... 39 谢辞 ....................................................................................................................................................... 40 附录 ....................................................................................................................................................... 41

1麦弗逊悬架装配图 .................................................................................................................... 41 2钢板弹簧悬架装配图 ................................................................................................................ 42 3外文翻译 ................................................................................................................................... 43

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1前言

悬架[1]是现代汽车的重要组成部分之一。因而悬架设计成功与否，极大的影响汽车的操纵稳定性和平顺性，对整车性能有着重要的影响。在汽车市场竞争日益加剧的今天，人们对汽车的性能的认识更多的靠更为直接的感观感受，而这种感官感受都是由汽车悬架传递给驾驶者的，人们对汽车悬架的设计也是越来越重视。

因此，对汽车操纵稳定性﹑平顺性的提升成为了各大汽车厂商的共识。与此关系密切的悬架系统也被不断改进，主动半主动悬架等具有反馈的电控系统在高端车辆上的应用日趋广泛。无论定位高端市场，还是普通家庭的经济型轿车， 没有哪个厂家敢忽视悬架系统及其在整车中的作用。这一切，都是因为悬架系统对乘员的主观感受密切联系。悬架系统的优劣，乘员在车上可以马上感受到。

现在悬架的设计也是国内汽车厂商一个重要提升的方向。以前对汽车的要求相对较低，国人更注重外观和汽车配置方面的要求，因此对汽车悬架的概念及要求并没有很高的要求。随着现在人们对汽车操纵稳定性﹑平顺性越来越重视，人们不仅需要一辆好看配置高的车，更需要一辆好开乘坐舒适的车。因此现在国内出现很多汽车厂商将新汽车的悬架设计及调校交给国外一些有实力汽车厂商，这也实实在在的提升了自身车型的市场竞争力，不过从另一方面也反映出国内悬架设计及调校所存在的问题，也使我们知道悬架设计的重要性，从而让我们对汽车悬架设计更加重视。

1.1悬架设计在国内外的发展概况及存在的问题

国内外的汽车公司一直致力于汽车悬架新技术的研究，而悬架的结构类型也日新月异。控制方式从刚刚开始的被动不可控式逐渐进入了主动可调节。当然主动悬架因为技术的不够成熟和成本控制难度大，还未大规模的投入量产使用，在1980年以后，可控制主动悬架的研究技术有点突破，并在部分的车型上进行了主动悬架的配置，当然技术的瓶颈，因为研究自动控制的难度较大，主动悬架更成熟的技术让在继续研究更新。主动悬架[1]可以能主动地控制垂直振动及其车身姿态，根据路面和行驶工况自动调整悬架刚度和阻尼。由于性能的优越性，国外各大品牌汽车公司就争相研究汽车的主动悬架。主动悬架与被动悬架增加了控制装置，控制装置通常由测量系统、反馈系统和能源系统组成，使装备了主动悬架的汽车在不良路面高速行驶时，车身非常平稳，轮胎的噪音小，转向和制动时车身保持水平，乘坐非常舒服，但不同程度存在着结构复杂、能耗高、成

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本昂贵、可靠性问题。由于高昂的成本的技术的复杂性，目前国外部分豪华汽车品牌配备了主动悬架，但主动悬架在未来的应用肯定会越发广泛。

由于国内工业水平和国家的科研水平远低于西方国家，我绝国大部分汽车仍然采用被动悬架，在主动悬架和半主动悬架的研究和应用水平与西方国家差距较远。被动悬架是简单的机械结构，悬架的刚度和阻尼无法根据汽车的行驶路况和载重量的变化而随之改变。它仅仅只能保证在特定的路况使汽车达到较好的行驶效果和乘坐的舒适性。但是现在国内被动悬架应用的如此广泛主要是因为它理论成熟、结构简单、成本相对主动悬架低廉和性能可靠等特点。悬架的研究一直在进行，由于种种原因的限制，现阶段大部分汽车使用的仍然是被动悬架。被动悬架的市场占有率仍旧占有难以替代的地位。

1.2悬架研究的目的、意义及设计要求

轻型汽车整车悬架的设计，尤其是悬架结构形式和性能参数的选择，直接对汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性有很大的影响。可以说，悬架系统是现代汽车最重要的总成之一，是汽车保证操纵稳定性、平顺性和舒适性的最重要部件[3]。所以，悬架的设计是整个汽车设计最重要环节之一。本次设计的主要内容是东风帅客2013款的前后悬架总成的设计。这次的设计是对我四年来对所学的汽车专业理论知识的检验，我相信这对我将来从事汽车行业工作也将会是一次锻炼的机会。我对于本次整车悬架设计的基本原则是在不影响强度和刚度要求的前提条件下，尽量简化结构，降低成本，容易制造，保养维修方便。并且，要尽量减小车轮跳动对转向轮定位的影响和轮胎磨损量。 悬架的设计中应当满足如下要求:

(1) 悬架的设计应该使汽车具有良好的平顺性，具有适合的阻尼特性，悬架的阻尼

特性应该匹配并且达到快速衰减车身振动。

(2) 在汽车转向时，应该使汽车具有大的侧倾角刚度，保证车身侧倾的角度保持在

合适合理的范围。

(3) 汽车操纵稳定性是一项重要的性能指标，悬架的设计应该使汽车在转向时具有

适当的不足转向特性，在制动和加速时，应尽量减少俯仰角位移。

(4) 悬架的零部件需要减轻质量，是非簧载质量尽可能的减少，以保证汽车的偏频

和悬架刚度达到最佳的匹配，并且悬架的材料需要保证满足强度和使用寿命的要求。[3]

汽车的振动系统产生的固有频率是评价汽车行驶时候平顺性的一个主要指标，固有频率的匹配是否合理，直接决定了汽车的平顺性是否满足使用要求。而前悬架和后悬架

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振动系统的固有频率在匹配上也应该在合理的范围内，对于乘用车，一般要求后悬架的固有频率要比前悬架的稍稍偏高，以及需要保证偏频的选择错误导致在汽车行驶在不平路面时悬架和车身发生碰撞（或车身）。

当汽车在路况不佳的路面行驶时，汽车由于悬架具有的弹性力作用会在垂直的方向产生震动，从而导致车身和车轮产生一定程度的共振，此时，汽车悬架的减震器需要发挥作用以达到迅速缓解和抑制共振的发生，前提的要求是减震器需有合理的阻尼。阻尼值取大，能使振动迅速衰减，但会把路面较大的冲击传递到车身，阻尼值取小，振动衰减慢，受冲击后振动持续时间长，使乘客感到不舒服。为充分发挥弹簧在压缩行程中作用，常把压缩行程的阻尼比设计得比伸张行程小。 利用减振器的阻尼作用，使汽车振动的振幅减小，直至振动停止[4]。

1.3本设计应解决的主要问题

设计对于价格区间在10万元内的乘用车的悬架总成，设计要求达到汽车具有良好的行驶平顺性、操纵稳定性和司乘人员的乘坐舒适性，在本次的设计过程中，需要完成下列计算过程，以确定悬架总成能完全应用在实际生产之中。

(1) 确定前后悬架总成类型，确定车型参数。

(2) 确定悬架基本参数，如：弹性特性、阻尼特性、非簧载质量、侧倾中心/角刚度、

钢板弹簧的基本参数等。

(3) 前麦弗逊悬架的设计计算。包括：减震器的设计计算、螺旋弹簧的设计计算、

螺旋弹簧的强度校核等。 (4) 前悬架横拉杆的设计计算。

(5) 后钢板弹簧的设计计算。包括：确定钢板弹簧的动静挠度，钢板的断面尺寸和

厚度、钢板弹簧的长度的片数以及钢板弹簧的满弧高、钢板弹簧的校核等。 (6) 完成对悬架总成的装配图和零件图的绘制。

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2悬架结构的确定

2.1汽车悬架的组成及各部件的作用

悬架是车架与车桥之间所有的传力连接装置的总称。

由弹性元件1、推力杆2、5和减震器3等组成的悬架如图2.1所示。

图2.1 汽车悬架组成示意图

悬架的主要作用[3]：把作用在车轮上的垂直反力、纵向反力以及侧向反力还有这些反力所形成的力矩传递到车架上，用来保证汽车在路面上的正常行驶。

弹性组件的主要作用：把车架和车桥弹性的连接起来，承受和传递垂直的载荷、缓和及抑制在不平道路上行驶时所受到的冲击；推力杆的作用是用来传递纵向力、侧向力以及这些力形成的力矩，并且保证了车轮相对于车架或车身，有一定的运动规律；减震器的作用是加快振动的衰减，限制车身以及车轮的振动。

综上所述，弹性组件起到缓冲作用，推力杆起到导向作用，减震器起到减振作用，三者联合起来，起到了共同传力的作用。为了防止车体在不平道路行驶或转向时发生过大的横向倾斜，有些汽车还装有辅助的弹性组件，弹性组件包括横向稳定器和平衡杆。

在实际的工作中，任何悬架在结构上不一定需要具备以上全部的装置条件，只要具备上述的功能就可以了。如在一般汽车上，广泛使用的是采用多片的钢板弹簧为悬架，因为它既有缓冲减振的作用，又能可以起到传力和导向的作用，因此，不需要再安装导向机构装置，甚至不需要安装减振器装置。

2.2非独立悬架的分类及特点

非独立悬架的结构特点是两侧车轮由一根整体式车桥相连，悬架系统直接和车轮与车架相连。该类型悬架最早应用在汽车上，特点是技术成熟、安全性好、维修保养简单方便，结构相对于独立悬架简单，因为和整根车架相连，悬架的强度高，而且针对于前

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悬架来说，采用非独立悬架的车轮定位参数变化较小。但是非独立悬架的零件质量较大，导致所采用的悬架总成簧载质量相对于独立悬架的要大，这就导致悬架整体的抗震缓冲性能差，使汽车在坏路面行驶的平顺性较差。目前非独立悬架较多在重型货车、货车、普通的客车上面装配，轿车也只有少数的中低档车型上配备运用。非独立悬架的结构如图2-2所示。

图2-2 非独立悬架示意图

(1)钢板弹簧式非独立悬架

钢板弹簧是传统汽车上广泛应用的悬架弹性元件。它的优点是结构简单，工作可靠，成本低廉，维修方便。它既是悬架的弹性元件，又是悬架的导向装置。它的一端与车架铰接，可以传递各种力和力矩，并决定车轮的跳动轨迹。同时，它本身也有一定的摩擦减震作用。一举三得，所以广泛用于非独立悬架上。它的缺点是只能用于非独立悬架，重量较重，刚度大，舒适性差，纵向尺寸较长，不利于缩短汽车的前悬和后悬，与车架连接处的销容易磨损等[1]。

钢板弹簧非独立悬架的固定元件是U型螺栓，U型螺栓把钢板弹簧固定连接在汽车的车桥上面，钢板弹簧悬架的前端用销把卷耳与车架的吊耳连接固定，形成一个固定的死吊耳。而后端连接成为活动吊耳，这样可以让弹簧在收到冲击是两端的距离实现变化，达到缓解振动的目的。

为了提高汽车的平顺性，有些轻型货车采用主簧下加装副簧，实现渐变刚度钢板弹簧。如南京汽车工业公司引进的依维柯后悬架。其主簧由厚度为9mm的4片（或3片）和副簧厚度为15mm的2片（或3片）组成几种车型渐变刚度钢板弹簧[5]。

此类弹簧广泛应用于货车的前、后悬架中。也常见于中低挡的确乘用车辆的后悬架。 (2)空气弹簧非独立悬架

空气弹簧只承受垂直载荷，因而必加设减振器，其纵向力和横向力及其力矩由悬架中的纵向推力杆和横向推力杆来传递。

对于轿车要求在好路上降低车身高度，提高车速行驶；在坏路上提高车身，可以增大通过能力。因而要求车身高度随使用要求可以调节。空气弹簧非独立悬架能满足要求。 (3)非独立悬架的结构特点 优点：

1) 结构简单、成本低廉，易于维护，对汽车厂家比较有利。

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2) 承载能力强，钢板弹簧做弹性元件的非独立悬架，可承载达几十吨的负荷。中、

重载车辆常常采用非独立悬架。 缺点：

1) 由于是用一根杆件直接刚性地连接在两侧车轮上，一侧车轮受到的冲击、振动

必然要影响另一侧车轮。操纵稳定性、平顺性不理想。

2) 由于左右两侧车轮的互相影响，容易影响车身的稳定性，在转向的时,侧倾较大，

容易侧翻。

2.2独立悬架的分类及特点

独立悬架的车轴分成两段，每只车轮用螺旋弹簧独立地，弹性地连接安装在车架(或车身)下面，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。示意图如如图2-3所示。

采用独立悬架的汽车，其两侧悬架系统分别与车轮和车架相连，在不平路面行驶时，两侧车轮的运动干涉较小。独立悬架的零部件质量较小，因此簧载质量也会有很大的降低，这让采用独立悬架的汽车行驶平顺性较好。而且独立悬架的使用，会增大车轮对地面的附着力，这样在选择汽车悬架弹簧元件时可以采用弹簧刚度较小的螺旋弹簧，使司乘人员乘坐舒适性大大提高。独立悬架的特点是汽车的稳定性好、两侧车轮的运动互不干涉减轻了车身的振动和侧倾、平顺性和舒适性比非独立悬架好。不足之处是结构相对复杂，维修不便，已经成本相对于非独立悬架高。

图2-3 独立悬架示意图

（1）双横臂式

工作原理：由上短下长两根横臂连接车轮与车身，通过选择比例合适的长度，可以让主销角度和轮距变化减小，这种悬架多数应用在桥车的前轮，横臂的类型有A和V字两组类型，而采用居多的是不等臂长的V字型。 优点：

结构比较复杂，但经久耐用，同时减振器的负荷小，寿命长。可以承载较大负荷，多用于轻型﹑小型货车的前桥。 缺点：

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因为有两个摆臂，所以占用的空间比较大。所以，应用的还是比较少，乘用车一般不用此种结构形式。

（2）麦弗逊式（滑柱连杆式）

麦弗逊悬挂的车轮是沿着主销滑动的悬架，组成包括减震器和一个类似A字形状的横托臂，麦弗逊悬架的减震器除了提供减震的作用，还担当了支撑车身的功能，减震器的结构和螺旋弹簧装配在一起，形成了一个上下方向进行滑动滑柱，A字形的下托臂向车轮提供支撑力，并且承担前后方向的各种应力。麦弗逊的结构简单，结构简单能带来两个直接好处那就是：悬挂重量轻和占用空间小。悬挂的质量轻，则悬架系统的回弹速度和系统的响应速度就会越快。这样最直接可以达到的效果就是悬架减震能力的提高，同时结构简单则簧下质量就会降低，在车身总体的质量一定时，簧下质量的减轻则舒适性就会越好。而悬架结构的简化可以带来的是拥有更多的发动机选择和使发动机的布置方案有了较多的选择。[6] (3)麦弗逊独立悬架的特点 优点：

技术成熟，结构紧凑，响应速度快，占用空间少，便于装车及整车布局，多用于中低档乘用车的前桥。

缺点：

由于结构过于简单，刚度小，稳定性较差，转弯侧倾明显，必须加装横向稳定器，加强刚度。

(4)独立悬架的总体特点 优点：

1）发动机可放低安装，有利于降低汽车重心，并使之结构紧凑。

2）允许前轮有大的跳动空间，有利于转向，便于选择软的弹簧元件使平顺性得到

改善。

3）非簧载质量小，可提高汽车车轮的附着性。

缺点：

1）由于在转向时由于受离心力的作用内侧车轮要比外侧车轮受到的力大得多，极端情况下，是危险区域

2）某些特殊情况下(如转速过快、侧向风较大、路况较差等)，侧倾较大，乘员感到不适[3]。

2.3前后悬架系统的确定

经过资料的查找和分析可以知道当前汽车悬架的前沿技术是带反馈的闭环自控悬

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架系统统。比如，主动，半主动悬架系统，已经在一些高档轿车上得以应用。但是普通乘用车所使用的仍旧是传统的机械式的悬架系统，发展趋势是，四轮全部采用独立悬架系统。目前，乘用车上应用的悬架系统种类繁多，全部采用非独立，全部独立，抑或是将二者结合，这主要源于汽车厂商的不同市场定位，市场策略。不管在一辆车上采用何种技术对比，目的只有一个--提供一台操纵稳定性，平顺性，舒适性兼顾的车子。以尽可能低的成本制造出技术性能尽可能好的产品是每一个汽车设计人员的最大追求。这也是与车场利益相吻合的。

这次我的毕业设计题目是汽车车悬架系统的设计，选的车型是东风帅客2013款，由于本车总成本在7-10万人民币，这个区位的汽车市场，集中了大量车型，竞争激烈。为了增强本车的市场竞争力，在保持各项技术达标的前提下，应尽可能的压缩成本。

虽然，采用四轮全独立悬架的轿车操纵稳定性，平顺性及舒适性都比较理想。从设计角度来讲，倾向于采用。但是，相对来说，总成本比较高，不适和本车的实际情况。

出于综合考虑，经过慎重思考，选定了本车的悬架系统：前独立悬架+后整体式悬架。

2.3.1 前独立悬架结构的确定

通过前一节的分析、对比，认为麦弗逊独立悬架比较适合本车的设计要求。因为,它既能很好的满足舒适性的要求,又能使车辆的技术指标符合设计任务的规定.所以,前悬决定选用麦弗逊式独立前悬架。

麦克弗逊悬架是以福特汽车公司的工程师Earle S. McPherson 的名字命名的。典型的结构如图2-4所示。麦弗逊悬架的结构简单，能减少空间的占有面积，且技术发展成熟，应用广泛，特别在结构紧凑的车型上，具有很强的竞争力。麦弗逊悬架的另外一些优点包括：结构连接点较少，弹簧行程较大、另外，当车轮跳动时， 其轮距、前束及车轮外倾角等均改变不大，减轻了轮胎的磨损，也使汽车具有良好的行驶稳定性。

图 2-4 麦克弗逊式前悬架结构简图

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2.3.2 后悬架结构的确定

为了有效的降低本车的制造，使用,维护,购买的成本。后悬架决定采用普通的钢板弹簧整体式悬架(如图2-5所示)。虽然,普通钢板弹簧式非独立后悬架在乘用车上来看,技术不够先进,平顺性也没独立悬架优良,但是它可以合理的照顾整车成本,寿命长且使用期间维护简单,成本低，坚固,可靠，耐用。

如此，既可兼顾技术的主流性，易于被客户接受,又可降低制造成本，增强市场竞争力。毕竟，就目前的形势来说，国产车在与国外巨头竞争中，手中的牌不多，价格是最为有效和杀伤力的一张。只有用好这张牌，才有可能在不远的将来打一个漂亮的防守反攻。最终使民族品牌成为国内乃至全球的强势汽车品牌。

图 2-5纵置钢板弹簧非独立悬架结构简图

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3悬架主要参数的确定

3.1东风帅客基本参数

表3-1 东风帅客基本参数

参数名 长*宽*高 轴距 整备质量 满载质量 前悬架设计偏频 后悬架设计偏频 主销内倾角 主销后倾角

在设计时首先对悬架总体参数进行计算，如悬架频率的选择，悬架的刚度、悬架的挠度等，这样，在下文对零部件的计算时，就可以以悬架的总体参数为依据，根据悬架的结构参数求出相关零部件的受力、刚度等参数。

参数值

4220*1695*1825 L=2695mm

参数名 前轮距 后轮距 最小离地间隙 最高车速 轮胎

主销轴线与减震器夹

角

车轮外倾角 减震器内倾角

参数值

L1=1470mm L2?1475mm

140mm

m0?1435kg ma?2035kg n1?1.2Hz n2?1.3Hz

13.33 3.2

Vmax?145km/h

205/55R16

9 1 12

3.2悬架主要性能参数的确定 3.2.1 悬架静挠度和动挠度的确定

悬架的静挠度[7]fc是指汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c的比值，悬架的静挠度直接影响车身振动的偏频n。因此，欲保证汽车有良好的行驶平顺性，必须正确选取静挠度，而悬架设计除了要考虑静挠度的确定外，还应该让悬架有一定的动

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挠度，动挠度的选择是防止悬架击穿，当汽车行驶在不平路面时，由于悬架的动行程不够，导致缓冲块被压缩到底被撞碰到车架。所以引入了表征悬架在汽车满载状态静平衡时能够允许的最大结构压缩变形的动挠度参数，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。

汽车前后悬架与其悬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。汽车的悬挂质量分配系数一般??0.8~1.2，所以设计要求可以按照? =1计算，即前后桥上方车身质心的垂向振动是相不干涉的，并用偏频n1 ，n2代表前后悬架的自震频率，偏频越小，汽车的各项平顺性参数就越好。针对弹簧材料为钢制的轿车，， n2约为1.17~1.5Hz。货车所采用的偏频一般会n1约为1~1.3Hz (60 — 80次/ min）

高于乘用车辆，n1约为1.3Hz，n2则可能超过1.5Hz 。为了减小汽车的角振动，一般汽车前、后悬架偏频之比约为

n1?0.85~0.95[7]。 n2表3-2：具体的偏频选取可参考

车型 乘用车

静挠度fc/cm

10~30

动挠度fd/cm

7~9

偏频n/Hz

0.9~1.6

由上表选取帅客汽车满载时前后悬架的偏频分别为：

n1?1.2Hz， n2?1.3Hz 所以

nn1.2??0.92，满足要求。 n21.3满载时取汽车前后轴载荷分配为前轴45%后轴55%，汽车前、后桥上方车身部分的垂向振动频率n1、 n2与相应的悬架刚度Cs1 和Cs2以及悬挂质量ms1和ms2之间有如下关系：

1n1?2?n2?

Cs1?ms1Cs2ms212?gCs1??Gs1??gCs2??Gs2?? （式3.1）

式中 g ——重力加速度，g?9810mm/s2

Cs1 , Cs2 ——前、后悬架刚度， N/mm Gs1 , Gs2 ——前、后悬架簧载重力，N 。

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为了求出前后悬架的垂直刚度，必须先求出前后悬架的簧载质量ms1 和ms2。而ms1 和ms2 可以通过满载时前后轮的轴荷减去前后非簧载质量得到。即：

ms1?0.45?m前轮轴荷?m前轮非簧载质量

ms2?0.55?m后轮轴荷?m 后轮非簧载质量 （式3.2）

为了获得良好的平顺性和操纵性，非簧载质量应尽量小些。根据同类车型类比，取前悬架的非簧载质量为50kg，后悬架的非簧载质量为100kg。 所以：

ms1?0.45?2035?50?866kg ms2?0.55?2035?100?1019kg 由式3-1可以推出

Cs?(2?)2mn2 （式3.3）

将计算所得的ms1 和ms2 分别代入式3-3，得到：

前、后悬架的刚度分别为：Cs1?49N/mm； Cs2?68N/mm。 由于悬架的静挠度 fc?Fw/Cs，带入数据计算得：

fc1?Fw1/Cs1?866?9.81?49?173mm （式3.4） fc2?Fw2/Cs2?1019?9.81?68?147mm （式3.5）

因为fc2/fc1?147/173?0.85；符合fc1??0.7~0.9?fc2。

为了防止汽车行驶过程中频繁撞击限位块，应当有足够的动挠度，对于乘用车

fd/fc?0.5，大客车应不小于0.75，载货汽车1.0。所以选取乘用车前后悬架的动挠度等于静挠度的一半，

即fd1?0.5fc1?86.5mm fd2?0.5fc2?73.5mm （式3.6）

此时悬架总的工作行程即静挠度 fc 和动挠度fd之和等于：

式3.7） f1?259.5mm，f2?220.5mm （

为了得到良好的平顺性，因当采用较软的悬架以降低偏频，但软的悬架在一定载荷

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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。

因此，f1?259.5mm，f2?220.5mm满足设计要求。

3.2.2平顺性参数的确定

(1)阻尼特性[7]

当悬架的刚度确定下来后，仍需要进行悬架阻尼力的选择，拥有适当的阻尼力时，才可以把悬架的减震缓冲能力释放出来，因为汽车悬架质量的振动时间与减震阻尼力有必要的联系，不能仅仅依靠悬架的弹性元件。

对于一个带有线性阻尼减振器的悬架系统或弹簧—质量—阻尼系统，一般我们评价悬架振动衰减的快慢程度采用相对阻尼比?来评价，表达式如下：

??式中 Cs——悬架的弹簧刚度； ms ——悬架质量。

k （式3.8）

2Csms上式表明，减振器的阻尼作用与悬架质量和悬架的刚度有关外，还和悬架的阻尼系数有关。悬架的总体阻尼效果和选用不同刚度和不同质量的悬架总成系统有关，部分典型的相对阻尼比如表3-3所示，参考表格的参数，可以使汽车达到平顺性的要求。

表3-3汽车悬架的偏频及相对阻尼比

乘用车 前悬架

1.2

后悬架

1.3 0.2

前悬架

1.3 0.4

后悬架

1.5 0.3

偏频n

相对阻尼比? 0.4

(2)悬架的非簧载质量

前悬架为麦弗逊独立悬架，其非簧载质量包括车轮和转向节的质量等；后悬架为纵置钢板弹簧非独立悬架，其非簧载质量包括车轮和转向节的质量以及连接左右车轮的从动桥的整个刚性梁，包括主减速器、差速器以及半轴的质量，还有传动轴的部分质量。

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由上述的分析中，参考同类型车辆参数，确定悬架的非簧载质量取为50kg，后悬架的非簧载质量为100kg。

3.2.3操纵稳定性参数的确定

(1)侧倾中心

取车身的质心高度为40%车身高度=73cm。

侧倾中心为通过左右车轮中心的垂直横断面上的一点，在该点向悬挂质量上施加一个横向作用力不会引起悬架的侧倾变形。

侧倾中心的高度对汽车的操控稳定性和轮胎的磨损有一定的影响，较高的侧倾中心，会导致汽车车身在过弯时侧倾轮距变化增大，加剧了轮胎的磨损。侧倾中心较高时，接近汽车的质心，可以减少转向侧倾力臂，从而使车身侧倾角减少，利于汽车的操控稳定性[3]。选取悬架的侧倾中心高度为73cm。

(2)侧倾角刚度

1)前悬架麦弗逊悬架的侧倾角刚度C?

悬架的侧倾角刚度是指簧上质量产生单位倾角时，悬架给车身的弹性恢复力矩，它对簧上质量的侧倾角有影响，侧倾角度不允许过大或者过小。乘员在乘坐侧倾角刚度太过于小的汽车时，会出现眩晕和反胃恶心的情况，缺乏舒适感。但是若乘坐侧倾角刚度太大的汽车时，就会缺乏了开车的方向感和手感，没有了一点点的侧翻感觉。根据总体设计要求在侧倾的惯性力等于0.4 倍车重时，货车车身侧倾角不超过60 -70。首先绘图画出前悬架侧倾时的侧倾中心，如图3-1：

图 3-1 麦弗逊式悬架侧倾 角刚度图

作过减振器的上支点做减振器中心线的垂线，延长转向节的下支点和下摆臂的端点的连线，从而使其与前一条线相交，交点为M，N，将M，N 点分别与两边轮胎的接地点

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连接，从而与汽车的侧倾中心线相交一点O，此O 点即为汽车的侧倾中心。而麦弗逊悬架的侧倾角刚度通过下式可求出：

?bd? C??2Cs??? （式3.9）

a??其中d可以通过几何关系求出:

?1??1?d??B1??7302???1470??7302?1035mm （式3.10）

?2??2?222

参考同类车型，可以知道b?715mm，a?1118mm。 将上述数据代入式3-9，得到麦弗逊悬架的侧倾角刚度为：

?bd??715?1035?6C??2Cs????2?49????7.9?10Nmm （式3.11）

?a??1118?

2)后悬架钢板弹簧的侧倾角刚度C?

22 C??2Csq2 （式3.12）

式中 M ——悬架抵抗侧倾的弹性恢复力矩，它与车身所受侧倾力矩等值异号；

Cs ——钢板弹簧垂直刚度； q——两侧钢板弹簧的中心距。

前面已经求出钢板弹簧的垂直刚度为Cs?68N/mm；；两侧钢板弹簧的中心距为：

11B2??1475?737.5mm （式3.13） 22代入上式求出钢板弹簧的侧倾角刚度为：

q?C??2Csq2?2?68?737.52?7.4?107Nmm （式3.14）

3)验证侧倾角刚度的可靠性

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在确定悬架的侧倾角刚度时，应当使前、后悬架的侧倾角刚度之和C?1?C?2足够大，以保证汽车转弯行驶时车身的侧倾角不致过大，通常在0.4g 横向加速度下车身侧倾角应小于6o 。把汽车的悬架质量ms由两大部分组成，即位于麦弗逊悬架的质点ms1和位于钢板弹簧悬架的质点ms2，ms1 和ms2布局应刚好符合ms质心位置, ms1 和ms2之间通过纵向平面连接以保证有同样的侧倾角?。在X方向的加速度ay作用下，离心力 Ms1?ms1ay和 Ms2?ms2ay，分别向前、后悬架的侧倾位置简化侧倾力矩得

Ms1?ms1ayd1和Ms2?ms2ayd2

代入数据得到， Ms1?ms1ayd1?866?0.4?9.8?1035?3.5?106 （式3.15） Ms2?ms2ayd2?1019?0.4?9.8?735?2.9?106 （式3.16） 所以，总的侧倾角为

Ms1?Ms23.513?106?2.935?1061????0.0787??0.00787?2.02?6 （式3.17）

c?s1?c?s27.9?106?7.4?10702?可见，刚度满足侧倾角要求。

3.2.4纵向稳定性参数的确定

汽车在制动或加速行驶时，由于惯性力的作用会造成轴荷转移，并伴随前、后悬架的变形，表现为制动时的“抬头抬尾”和驱动加速时的“仰头垂尾”现象。悬架设计时应考虑采取相应的措施减小或消除制动及驱动时悬架的变形。 (1)前、后悬架纵倾中心

前悬架：麦弗逊式独立悬架的纵倾中心，可由E 点做减振器运动方向的垂直线。 该垂直线与横臂轴D 延长线的交点O 即为纵倾中心，如图3-2 所示：

后悬架：纵置钢板弹簧非独立悬架结构，纵倾中心近似位于钢板弹簧前卷耳中心

O2 处，如图3-3所示。

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图3-1 麦弗逊式独立悬架的纵倾中心

图3-2 钢板弹簧非独立悬架

(2)抗制动纵倾性（抗制动前俯角）

抗制动纵倾性可使制动过程中汽车车头的下沉量及车尾的抬高量减小。只有在前、后悬架的纵倾中心位于两根车桥（轴）之间时，这一性能才能实现。

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4悬架弹性元件和减震器的设计计算

4.1钢板弹簧主要参数和尺寸的确定 4.1.1 钢板弹簧材料的确定

汽车钢板弹簧在汽车行驶过程中承受各种应力的作用，其中以反复弯曲应力为主，绝大多数是疲劳破坏。所以要求弹簧钢应有高的弹性极限以及弹性减退抗力好，较高的屈强比，为防止在交变应力下发生疲劳和断裂，弹簧应具有高的疲劳强度和耐蚀等性能。

弹簧材料[8]种类繁多，一般弹簧的选用材料有20Cr、40CrNiMn、60Si2Mn、65Mn，参考弹簧设计手册进行几种板簧材料的比较如下：

(1)20Cr

该钢是我国目前产量最大的几个合金结构钢之一，用途广泛。硬度较高。且此钢比相同含碳量的碳素钢具有较好的淬透性、强度和韧度。为了提高该模具钢的耐磨性，常进行渗碳处理（注意：渗碳时钢的晶粒有长大倾向），然后进行淬火和低温回火，从而保证模具表面具有很高硬度、高耐磨性而心部具有很好的韧度。

常用于制造截面小于30mm的、形状简单的、转速较高的渗碳件或氰化件，如活塞销、小轴等；也可以用于调制钢零件。

(2)40CrNiMn

高淬透性的调质钢，有高的强度、韧度和良好的淬透性和抗过热的稳定性，但白点敏感性高，有回火脆性。焊接性较差，焊前需经高温预热，焊后需消除应力，经调质后使用。

应用：一般制作强度高、塑性好的重要零部件，氮化处理后制作特殊性能要求的重要零件，如轴类、齿轮、紧固件等；在低温回火或等温回火后可作超高强度钢使用。

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(3)60Si2Mn

由于硅含量高，其强度和弹性极限均比55Si2Mn高抗回火稳定性好，淬透性不高，易脱碳和石墨化。在我国主要用作汽车拖拉机上的板弹簧、螺旋弹簧等。也用于制造承受交变载荷及高应力下工作的重要弹簧、抗磨损簧等。

(4)65Mn

钢中加入锰为0.8%~1.2%，使淬透性和综合性能有所提高，脱碳倾向减小，但有过热倾向及回火脆性，易出现淬火裂纹。且锰钢价格便宜，资源丰富。应用：（1）可用于普通模具弹簧；（2）冷冲模具凸模；（3）弹簧环、汽门簧。

通过比较分析，硅锰弹簧钢（60Si2Mn）是同时加入硅、锰，能显著强化基体铁素体，大为提高了钢的弹性极限，屈强比可达到0.8~0.9，而且疲劳强度也显著提高。硅锰元素的共同作用提高了钢的淬透性，硅还有效地提高了回火稳定性，锰提高了耐磨性。但硅促进脱碳倾向，锰增大了钢过热敏感性，但是两者复合加入后，硅锰钢的脱碳和过热敏感性较硅钢、锰钢为小，但还是会因过热敏感性产生淬火裂纹，因脱碳对工件耐磨性、疲劳强度产生显著影响。所以符合本次设计中钢板弹簧悬架的工作要求，因此确定钢板弹簧的材料为60Si2Mn。详细的性能参数[9]如表4-1所示：

表4-160Si2Mn性能参数

参数

许用剪切应力???/MPa 许用弯曲应力??b?/MPa

弹性模量E/MPa 切变模量G/MPa 推荐使用温度/C

参数值

740 925

206000 79000 ?40~200

确定板簧加工工艺路线为：下料→校直→钻孔→卷耳→淬火+中温回火→喷丸→装配→预压缩。

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4.1.2钢板弹簧主片长度L的确定

弹簧伸直后两卷耳中心的最短距离，为钢板弹簧长度L,在布置条件允许的情况下，应尽可能将钢板弹簧取得更长些，原因如下：

（1）弹簧长度L的增加能减小弹簧的应力以及弹簧的刚度，从而延长使用时间，并且可以改善汽车的平顺性。

（2）在弹簧刚度c一定的前提下，增长钢板长度，可以达到增加弹簧的纵向角刚度。（3）增加钢板长度还能减小车轮扭转力矩所引起的弹簧变形。 各种车型选用钢板弹簧的长度如下所示： 轿车L??0.30~0.55?轴距；

货车:前悬架：L??0.26~0.35?轴距； 后悬架：L??0.35~0.55?轴距。

取 L?0.43L?0.43?2695?1158mm （式4.1）

4.1.3钢板弹簧断面高度及片数的确定

(1)钢板断面宽度b的确定[7]：

由前面设计数据可得单个钢板弹簧的载荷为：

mg1019?9.81?4998N （式4.2） Fw2?s2?

22根据修正后的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩J0。 钢板的垂直刚度：Ca?68N/mm

U型螺栓中心距取：S?76mm （ U型螺栓中心距）

暂定片数为4片，与主片相同的片数为1，则求?：（?为挠度增大系数）

?? （式4.3） 1.51.5????1.15(1.04?0.5?)1.04?(1?1)4式中：

n1——与主片长度相等的片数

n0——总片数

20

n11?,n04

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E=206?103 N/mm3（弹性模量） 取k?0.5 总惯性矩

3J0???L?ks?c?????48E? （式4.4）

公式中:

L——主片片钢板弹簧长度 S——为U形螺栓中心距（mm）；

K——为U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数（如果是刚性夹紧，取k?0.5，如果是挠性夹紧，取k?0）；

C——为钢板弹簧的垂直刚度（N/mm），c?Fw/fc；

?——为挠度增大系数。

带入数据有：

3J0???1158?0.5?76??68?1.15?/?48?206?103??11111mm3 （式4.5）

??由

Fw??L?ks? ?c????c? （式4.6）

4W0所以：

1?9.8??111?58?0.?576Fw??L?k?s2?1019??2744m m W0? （式4.7）

4??c?4?510

2J02?11111??h??p?W?2744?8.10mm （式4.8）

0因为hp???hp??，所以取hp?8mm。 宽度b的确定： 因为6?b?10，参考表4-2，因板簧的加工轧制工艺装备的限制，不能随意增加新的轧hp辊，从经济管理的角度来看，板簧宽度应按照尺寸规范系列选取截面尺寸[10]，故选取

b?70mm。

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表4-2矩形截面弹簧板的主要尺寸（单位：mm）

板宽 50 60 70 80 90 100

(2)片数和片厚的确定

钢板弹簧的片数n通常为6~14之间，如果采用变截面少片簧，则叶片数在1~4之间。钢板弹簧的片厚尽量采取同一厚度，使其寿命接近。依据前期设计计算数据： 确定片数n：

取钢板弹簧片数为4片。 片厚h：

n?12J012?11111??3.7 bhp370?83板厚

5 √ √

6 √ √ √ √

7 √ √ √ √

8 √ √ √ √ √

9 √ √ √ √ √

10 √ √ √ √ √

11 √ √ √ √ √ √

12 √ √ √ √ √ √

（式4.9）

h?312J0312?11111??7.8mm nb4?70（式4.10）

参考弹簧设计手册中的钢板弹簧规格，选取弹簧截面高度为8mm。 根据作图法确定钢板弹簧的各片长度，

图4-1 多片钢板弹簧的展开作图法

得L0?1158mm L1?887.5m mL2?617mm L3?346.5mm

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4.1.4自由状态下弧高和曲率半径的确定

钢板弹簧各片装配在一起，每片紧紧贴着，在没有受到任何外力的时候，其主片上表面与两端连线间的最大高度差，称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高H0。

可以用下式计算：

H0??fc?fa??f? （式4.11）

式中，fc为静挠度；fa为满载弧高；?f为钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高变化.

?f?s?3L?S??fa?fc? （式4.12）

2L2

s为U形螺栓中心距；L为钢板弹簧主片长度。钢板弹簧总成在自由状态下，曲率

L2半径为R0?。钢板弹簧在自由状态下的总成弧高示意图如图4-2所示。

8H0

图4-2钢板弹簧在自由状态下的总成弧高示意图

首先确定满载弧高fa：钢板弹簧装到车轴上，汽车在满载的时候，钢板弹簧主片的上表面与弹簧两端连线的垂直距离。常取fa?10~20mm，这里取fa?20mm。 已知

fc?147mmfd?20mm，所以：

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??(0.055~0.075)?(fc?fd)?0.060?(147?8)?9.3 （式4.13）

取?=10mm

?f??s?3L0?s??fc?fd???2?2L076??3?1158?76??147?20?10? （式4.14）

2?1158?7.42mm所以

H0?fc?fd????f?147?20?10?7.5 （式4.15） ?184.5mm曲率半径：

L2115820R0???908.5mm （式4.16）

8H08?184.54.1.5装配前各片弹簧自由状态下曲率半径的确定

在自由状态下和装配后，钢板弹簧各片的曲率半径是不同的，装配后各片产生预应力，然后可以确定自由状态下的曲率半径Ri。

钢板弹簧的各片，在处于自由的状态时，要求其曲率半径不一样，是为了使厚度相同的钢板弹簧在装配后，各片能更好地贴紧，这样可以减少主片的工作应力，从而使得各片的寿命相接近。

装配前，矩形断面钢板弹簧的各片曲率半径，可以由下式确定：

Ri?1 （式4.17）

12?0i?R0Ehi R0?908.5mm hi=8 E?206?103 ?0i?350MPa

则 Ri?11??655.5mm （式4.18）

12?35012?0i??908.5206?103?8R0Ehi24

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因为本次设计选用的钢板弹簧为等厚等宽度，所以：

R1?R2?R3?R4?655.5mm

在钢板弹簧总成自由状态下，各片弹簧在自由状态下的曲率半径Ri可以由曲率半径

R0和各片弹簧预加应力?0i计算得出。

选取各片弹簧预应力时，要求做到：装配前各片弹簧片间间隙相差不能太大，且装配后各片应该需要很好的贴和；应把主片及与其相邻长片的应力适当降低，这样可以确保主片及其相邻长片具有足够的使用寿命。

因此，选取各片预应力时，可分为以下两种情况：第一种情况是对于不同片厚的钢板弹簧，应该选取大点的厚片预应力；第二种情况是对于相同片厚的钢板弹簧，应该选取较小的预应力值。推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在300-350

N/mm2内选取。长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应力。预应力从长片到短片由

负值逐渐递增至正值。

4.1.6钢板弹簧的强度校核

因为汽车在制动时，悬架承受的载荷最大，汽车在驱动时，后悬架的承受载荷最大，因此在本设计中钢板弹簧的校核主要分析在汽车驱动时，钢板弹簧的受力分析[7]。后钢板的受力情况如下图所示，

图4-3 汽车驱动时钢板弹簧的受情况

此时，后钢板弹簧承受的载荷最大，钢板弹簧的最大应力出现在它的前半段，为

''m2G2?(l2??c)?l1?m2G2?? （式4.19）

(l1?l2)?W0bh1?max''式中G2是作用在后轮上的静载荷，m2为驱动时后轴负荷转移系数（货车m2?1.1~1.2；

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'乘用车m2；?为道路附着系数，取1.0；?为主片宽度；h1为主片厚度。 ?1.25~1.3）'根据前面的计算结果以及参考类似车型的参数，选定m2?1.25，??1，b?70mm，

h1?8mm，?max?900?1000MPa，代入上式得到：

?max??G2??l2??c??l1?m2m2?G2?bh1?l1?l2??W01019?9.81?1158?11581019?9.81 （式4.20） ???1?68??1?1.25?22?2?2??1158?274470?8?710?11.5?722.5MPa1.25?由表4-1可得??max??925MPa

因为

?max?722.5MPa???max??925MPa

所以本次设计的钢板弹簧满足强度要求。

4.1.7钢板弹簧卷耳强度核算

钢板弹簧主片卷耳受力如图4-4所示。卷耳处所受应力?是由弯曲应力和(压)应力合成的应力公式(3.21)中，Fx为沿弹簧作用在卷耳中心线上的纵向力；D为卷耳内径，暂取D=50mm；b为钢板弹簧宽度；h1为主片厚度。许用应力[σ]取为350N／MPa。

图4-4 钢板弹簧主片卷耳受力图

卷耳处

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Fw?Px??max?1019?9.81?4998N23F?D?h?F?max31?maxbh1bh1 （式4.21）

3?4998??50?8?4998?370?870?8?33.18MPa?????350MPa满足要求

同时，钢板弹簧与车架通过销链接，则需要验算钢板弹簧销：钢板弹簧受静载荷时，

Fs为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；钢板弹簧销受到的挤压应力[11]?z?Fs/bd。其中，

b为卷耳处叶片宽；d为钢板弹簧销直径。

P4998?1.58MPa???z??3MPa （式4.22） ?z?s?bd70?45满足要求。

用30钢或30钢经液体碳氮共渗处理时，弹簧销的许用挤压应??z??3~4MPa；20钢或20Cr钢经过渗碳处理或35钢经过高频淬火后，弹簧销的许用应[?z]?7~9MPa多数情况下，钢板弹簧采用55SiMnVB钢或60Si2Mn钢制造。常采取表面喷丸处理工艺和减少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹簧的寿命。表面喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两种，前者可使钢板弹簧表面的残余应力比后者小很多。

4.2麦弗逊悬架螺旋弹簧的设计 4.2.1螺旋弹簧材料的确定

由4.1.1分析可得，由于螺旋弹簧的的生产量较大，应用广泛且成本低，故选择压缩圆柱螺旋弹簧。根据汽车的工作条件，采用热扎弹簧钢60Si2MnA，加热成形，而后淬火﹑回火等处理。

4.2.2螺旋弹簧直径和刚度的确定

由前面的计算得：

前悬架刚度：Cs1?49.2N/mm2

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固有频率：n1?1.2Hz 前轴单侧静载荷：Fw1?静挠度： fc1?866?9.81?4248N 2Fw?173mm Cs1动挠度：fd?0.5?173?86.5mm

查阅机械设计手册可知螺旋弹簧的旋绕比（弹簧指数）影响着弹簧的加工工艺，当旋绕比过小时将给弹簧的制造带来困难。一般的选择范围是 C=4~8,这里初选旋绕比 C=8。

当弹簧仅承受静载荷Fw1时，因为：

??8Fw1D2K8F2KC?????MPa （式4.23） 32?d?d

且螺旋弹簧材料直径计算公式：

d?1.6Fw1KC? （式4.24）

式中：D2——弹簧中径；

?p——弹簧的许用应力，查表得?p?740MPa；

C——旋绕比，取C=8； K——曲度系数，

K?4C?10.615??1.18 （式4.25） 4C?4C所以：

d?1.6取材料直径d=12mm。 又因为：

Fw1KC??1.6?4248?1.18?8?11.7mm （式4.26）

740D2 （式4.27） d所以螺旋弹簧中径为96mm。参考机械设计手册可得弹簧中径系列尺寸，故取中径为

C?100mm。

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弹簧的有效圈数暂定为8，则螺旋弹簧的刚度为：

Gd4c?3 （式4.28） 8Dn式中：

c——螺旋弹簧刚度；

G——材料剪切弹性模量，G?7.9?104MPa； D2——螺旋弹簧中径，D2?100mm；

d——螺旋弹簧材料直径，d?12mm； 代入数据得：

Gd47.9?104?124c???25.59N/mm （式4.29）

8D3n8?1003?84.2.3螺旋弹簧其他几何参数的确定

经上文计算得到螺旋弹簧材料直径和螺旋弹簧的刚度，查询弹簧设计手册，代入数据计算后得到麦弗逊悬架螺旋弹簧的详细参数如表4-3所示。 表4-3 螺旋弹簧各尺寸

参数名 弹簧外径： 弹簧内径： 总圈数： 节距： 自由高度： 压拼高度： 螺旋导角：

参数值

D?D2?d?100?12?112mm D1?D2?d?100?12?88mm

n1?n?2?10圈

t??0.28~0.5?D?0.32?100?32mm

H0?nt??n2?0.5?d?32?8?1.5?12?274mm

Hb?(n1?0.5)d=(10-0.5) ?12=114mm

??arctant?6.0? ?D2展开长度：

L??Dn13.14?100?12??3634mm cos?cos629

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4.2.4螺旋弹簧稳定性校核

压缩螺旋弹簧轴向变形较大时，会产生侧向弯曲而失去稳定性，特别是弹簧自由高 度超过弹簧中径的4倍时，更容易产生这种现象，因而设计时要进行稳定性计算。 高径比：

H0274??2.74?4 (4.30) D100在4倍范围内故稳定性符合要求。

b?4.2.5螺旋弹簧扭转应力的校核

螺旋弹簧的静挠度：

8FwD3n (4.31) fcs?4Gd式中D为螺旋弹簧的平均直径，d为钢丝直径。 所以：

8FW1D3n8?4248?1003?8??146mm (4.32) fcs?Gd47.9?104?124则螺旋弹簧的动挠度为：

fds?0.5fcs?73mm (4.33)

故有

8FW1DfcsdG146?12?79000???550.9MPa (4.34) 322?d?Dn3.14?100?8同理，动载荷下的扭转应力为：

8FDfdG73?12?79000?d?W13?ds2??275.5MPa (4.35) ?d?Dn3.14?1002?8 ?c?查阅汽车设计式8-48可得，最大许用扭转应力为?m??c??d?[?m]。最大许用扭转应力????800~1000MPa，根据以上计算结果，得：

?m??c??d?550.9?275.5?825.5MPa?????800~1000MPa (4.36)

综上，螺旋弹簧符合扭转应力符合要求。

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4.3减震器的设计 4.3.1减震器的选择

汽车悬架配备减震器[12]的作用是对因路面不平或驾驶条件差而引起向车身传递的振动进行阻尼，保持车辆的平顺性，乘座舒适和快速消除由路面引起的轴和车轮的振动，保证车轮随时抓地，从而保证车辆的转向和刹车功能，提高车辆行驶的安全性。

现代汽车悬架中广泛采用液压减振器。液压减振器按其结构可分为摇臂式和筒式；按其工作原理可分为单向作用式和双向作用式。筒式减振器具有比较轻的质量、稳定的性能、可靠的工作效率以及易于流水线生产等特点，所以汽车中的减振器多用筒式减振器。筒式减振器又可分为双筒式、单筒式和充气筒式，其中以双筒式应用最多。充气筒式减振器是在原来筒式减振器中充以一定压力的气体，改善了高速时的减振性能，并有利于消除减震器所产生的噪声，但由于成本较高及维修不方便，使其推广应用受到一定限制。本设计中，选用双向作用筒式减振器。

4.3.2双筒式减震器的工作原理

双筒式液力减振器主要由活塞、工作缸筒、贮油缸筒、底阀座、导向座、回流孔、活塞杆、油封、防尘罩组成，具体工作原理如下图4-5所示，图中A腔为工作缸，C为补偿缸，腔与腔之间有一系列各种阀相互连通。当汽车行驶在路面不平的道路上时，带动活塞 1 在工作腔 A运动，压迫工作缸内的液体通过对应阀体上面的阻尼孔，将汽车振动产生的动能通过产生的阻尼力转换为缸内液体的热能散发出外界。在悬架被压缩的行程中油液从阀Ⅱ进入到工作油缸上腔，但由于工作腔中的活塞杆的存在，是腔内的体积变小，则需要有小部分的油液通过阀Ⅳ流入到下方的补偿腔，反之在悬架处于拉伸状态时，油液通过阀体上面的阀Ⅰ流回工作腔下腔，还有部分经过缝隙经过6流入补偿腔。同理，因为活塞杆占据了一定的工作腔体积，使得工作腔工作时候接收不了全部的油液，则需要部分油液流入下腔，流向通道经过阀Ⅲ完成。在工作时，动能转换为热能使得减震器的温度剧烈升高，这时就得通过储油缸筒来散热。储油桶在汽车上布置在裸露的空气中，汽车运动时利用风冷可以很好的达到降温的效果。

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图4-5 双筒式减震器的工作原理

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

4.3.3减震器相对阻尼系数的选择

在减振器卸荷阀打开前，其中的阻力F与减振器振动速度V之间的关系为：

F??V (4.37)

式中，?为减振器阻尼系数。

在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数。一般情况下，压缩行程的阻尼系数??Fy/uy与伸张行程的阻尼系数?s?Fs/us是不相等的。

汽车悬架有阻尼以后，簧上质量振动得到衰减，用相对阻尼系数?的大小来评定振动衰减的快慢速度。?可以由下式表达：

???2cms (4.38)

式中，c是悬架的垂直刚度ms是簧上质量。

上式表明，在不同刚度c和不同簧上质量ms的悬架系统匹配时，相对阻尼系数?不同，减振器的会产生不同的阻尼作用效果。

振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；?值大，?值小则相反；

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一般情况下，伸张行程时的相对阻尼系数?o应该取得大些，压缩行程时的相对阻尼系数

?c应该取得小些。两者之间保持有?c?0.25~0.50?o的关系。

设计时，对于无内摩擦的弹性元件悬架，??0.25~0.35；?选取?o与?c的平均值。对于有内摩擦的弹性元件悬架，?值取小些。对于行驶路面条件较差的汽车，?值应取大些，一般取?o?0.3；为避免悬架碰撞车架，取?c?0.50?o。

暂取前悬架的相对阻尼系数?c1?0.3，后悬架的相对阻尼系数?c2?0.12。

4.3.4减震器阻尼系数?的确定

减振器阻尼系数??2?cms?2?m?，?为悬架的固有频率，??cms。

（1）麦弗逊悬架减震器阻尼系数?1：

在悬架减震器的轴线与垂直线成一夹角时，减震器的阻尼系数[14]为

2m??i2?? （4.39）

cos2?式中，i为杠杆比，i?n/a；?为减震器的安装角度，??9 减震器安装方式如图4-6所示。

图4-6 麦弗逊悬架减震器安装简图

在此，由于下摆臂的n?a，所以i?1，则

??c/m?2?n?2?3.14?1.2?7.53r/min （式4.40）

所以前悬架的阻尼系数：

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2m??i22?0.866?0.3?12?8.16?1???4.01 （式4.41） 22cos?cos9（2）钢板弹簧悬架的阻尼系数?2：

后钢板弹簧悬架的阻尼系数?2计算方法同上，在此i?1

??c/m?2?n?2?3.14?1.3?8.16r/min （式4.42）

2m??i22?1.019?0.12?12?8.16?2???2.05 （式4.43）

cos2?cos294.3.5最大卸荷力F0的确定

为了减少汽车行驶时路面传给车身的冲击力，当减振器的活塞振动速度达一定数值时，减振器的卸荷阀被打开，此时的活塞速度称为卸荷速度vx,一般为0.15~0.3m/s，

vx?A?acos?/n公式中， A为车身振幅，取?40mm; ?为悬架的固有频率。

（1）麦弗逊悬架减震器最大卸荷力的确定

前悬架需要考虑驾乘人员的乘坐舒适性，对对车身的振幅可以取小些，取

A?25mm，??7.53r/min ??9

卸荷速度

Vx?A?cos??25?7.53?cos9?0.185m/s （式4.44） i式中：

A——车身振幅，取?40mm；

?——悬架振动固有频率；

?——减震器安装角度；

由前面已知，前悬架的??0.3，取?c?0.4?0 ，则

0.4?0??0?0.3 （式4.45） 2得到：?0?0.43， 以上：

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?——为相对阻尼系数；

?0——为伸张行程飞相对阻尼系数； ?c——为压缩行程的相对阻尼系数。

故伸张行程的阻尼系数为：

2m??i22?0.866?0.43?12?7.53??5.75 （式4.46） ?0?cos2?cos29所以最大卸荷力为：

F0=?0Vx?5.75?185?1063.8N （式4.47）

（2）钢板弹簧悬架减震器最大卸荷力的确定

同理：取A?25mm，??c/m?2?n?2?3.14?1.3?8.16r/min ??9 卸荷速度

Vx?A?cos??25?8.16?cos9?0.201m/s （式4.48） i由前面已知，后悬架的??0.3，取?c?0.4?0 ，则 得到：?0?0.17，

故伸张行程的阻尼系数为：

0.4?0??0?0.12 22m??i22?1.019?0.17?12?8.16?0???2.90 （式4.49） 22cos?cos9所以最大卸荷力为：

F0=?0Vx?2.90?201?583N （式4.50）

4.3.6筒式减震器工作缸直径D的确定

（1）麦弗逊悬架减震器工作缸直径的确定

筒式减震器工作缸内最大的容许压力?P??3~4MPa，取?P??3MPa； 根据伸张行程的最大卸荷力F0和容许压力[P]可以求得工作缸直径，

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