悬架系统匹配设计

悬架系统匹配设计

一、

悬架系统概述

悬架是现代汽车上重要总成之一，它把车架与车轴弹性地连接起来。其主要任务是传递作用在车轮和车架之间的一切力和力矩，并且缓和由不平路面传给车架的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车平顺地行驶。

悬架主要由弹性元件、导向机构和减振器组成（在有些悬架中还有缓冲块和横向稳定杆）。弹性元件用来传递垂直力，并缓和由不平路面引起的冲击和振动，其种类有钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧、空气弹簧、油气弹簧及橡胶弹簧等。由于钢板弹簧在悬架中可兼作导向机构用，可使悬架结构简化，且保养维修方便、制造成本低，所以货车悬架中一般都采用钢板弹簧作为弹性元件。

钢板弹簧是汽车悬架中作为汽车当中应用最广泛的弹性元件，它是由若干等宽但不等长的合金弹簧片组成的一根近似等强度的弹性梁，钢板的弹簧的第一片一般是主片，其两端弯成卷耳内装青铜、粉沫治金组成的衬套，以便用弹簧销与固定在车架的支架或吊耳作铰接连接。钢板弹簧一般用U 型螺栓固定在车桥上。

中心螺栓用以连接各片弹簧片，并保证装配时各片的相对位置。中心螺栓距两卷耳的距离可相等也可以不等。

主片卷耳受力最严重，是薄弱处，为改善主片卷耳的受力情况，常将第二片末端也弯成卷耳，包在主片的外面（也称包耳）。有些悬架中的钢板弹簧两端不做成卷耳，而采用其它的支承方式（比如滑块式）。

连接各构件，除了中心螺栓以外，还有若干个弹簧夹，其主要作用是当钢板弹簧反向变形时，使各片不致于相互分开，以免主片单独承载，此处，为了防止各处横向错动。弹簧夹用铆钉铆接在下之相连的最下边弹簧的端部，弹簧的夹的两边用螺栓连接，在螺栓上有套管顶住弹簧片的两边，以免将弹簧片夹得过紧。中螺栓套管和弹簧片之间有一定的间隙（不少于（1.5mm ）。以保证弹簧变形可以相互滑移。

钢板弹簧在载荷作用下变形时，各片有相对滑移而产生摩擦，可以促进车架的振动的衰退。但各片的干摩擦，将使车轮所受的冲击在很大程度上传给车架，即降低了悬架的缓和冲击能力, 并使弹簧片加速磨损，这是相当不利的，为了减少弹簧片之间的摩擦，在装组合钢板弹簧时，各片间需涂上石墨润滑脂，并应定期的保养。 二、悬架系统设计

设计钢板弹簧首先应确定的参数 1、弹簧载荷

通常新车设计时，根据整车布置给定的空、满载轴荷减去估算的非簧载质量，得到每副弹簧上的承载质量。一般将前、后轴，车轮、制动鼓及转向节、等总成视为非簧载质量，将传动轴、转向纵拉杆等总成一半也视为非簧载质量。如果钢板弹簧布置在车桥上方，弹簧3/4的质量为非簧载质量；下置弹簧，1/4弹簧质量为非簧载质量。 2、弹簧伸直长度

应根据不同车型要求，由总布置给出弹簧伸直长度的控制尺寸。在布置可能的情况下，尽量增加弹簧长度，这主要是考虑以下几方面原因：

（1） 由于弹簧刚度与弹簧长度的三次方成反比，因此从改善汽车平顺性角度看，希望

弹簧长度长些好。

（2） 在弹簧刚度相同情况下，长的弹簧在车轮上下跳动时，弹簧两卷耳孔距离变化相

对较小，对前悬架来说，主销后倾角变化较小，有利于行驶稳定性。 （3） 增加弹簧长度可以降低弹簧应力和应力幅，从而提高弹簧使用寿命。 （4） 增加弹簧长度可以选用片厚的弹簧，从而减少弹簧片数，并且片厚的弹簧对提高

主片卷耳强度有利。

由于受整车总布置的限制，所以要与总布置设计人员商定，推荐数值如下： 货车：前簧L=（0.26~0.35）轴距，后簧L=（0.35~0.45）轴距。 3、前、后悬架静挠度和动挠度的选择 （1）前、后悬架静挠度的选择

理论研变和使用经验证明：汽车前、后悬架与其簧载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。前、后悬架的振动频率（亦称偏频）为：

11

n 1=2π c 1/m1 ，n 2=2π c 2/m2 (1)

当采用线性悬架时，悬架的静挠度与簧载质量和悬架刚度的关系为： f c1=m1g/c1，f c2=m2g/c2 (2) 将（2）式代入（1）式得： n 1≈5/ f c1 ，n 2≈5/ f c2 （3）

式中 n 1，n 2——前、后悬架的偏频，单位为Hz ；

f c1，f c2——前、后悬架在簧载质量m 1，m 2作用下的静挠度，单位为cm ； c 1，c 2——前、后悬架的刚度。

由此可见，车身振动频率直接与悬架的静挠度有关。在悬架设计中，先根据行驶平顺性要求

确定n 1和n 2值，然后就可根据式（3）确定前、后静挠度f c1和f c2。

前、后悬架系统的偏频及静挠度的匹配，对汽车行驶平顺性有很大影响。一般使前、后悬架

的静挠度值及偏频值接近些以免造成较大的车身纵向角振动。对货车而言，考虑到前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，其前悬架的静挠度一般大于后悬架的，取f c2=（0.6~0.8）f c1。

（2）前、后悬架动挠度的选择 悬架动挠度是指从满载位置开始，压缩到结构允许的最大变形时，车轮中心相对车架的垂直

位移。

为了防止在不平路面上行驶时经常撞击缓冲块，悬架必须具备足够的动挠度f d 。 载货汽车一般取f d =（0.7~1.0）f c 。

4、满载弧高f a

满载弧高直接影响车身高度，一般希望它等于零，可使弹簧满载时在对称位置工作，但考虑到弹簧在使用中会产生塑性变形，要由f a 给予补偿，有时为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度值，也需要有一定的f a 值，常取10~20mm。

簧断面尺寸和长度的确定

悬架静挠度确定后，根据下式可以求出期望的弹簧刚度值（夹紧刚度）。 Q

K=f (4)

c

48EJ 0

根据公式K=δL （5）可计算出弹簧断面尺寸和长度。

（1） 初步确定弹簧挠度增大系数δ。先确定与主片等长的片数n 1，然后估算总片数n ，由式

1.5

δ=

n 1 （6）初步计算出挠度增大系数δ值。选择弹簧总片数时，尽可能使片数

1.04(1+2n )

少些，这不仅可以减少片间摩擦，而且便于弹簧生产制造。

（2） 确定弹簧有效长度Le 。由U 型螺栓夹紧距和总布置给定的弹簧伸直长度，用式Le=L-kS

（7）初步确定出弹簧有效长度Le ，式中

k ——考虑U 型螺栓夹紧后无效长度系数，刚性夹紧时，取k=0.5

S ——U 型螺栓中心距

（3） 弹簧总惯性矩。由式（5）计算出弹簧总惯性矩后，可以确定弹簧片数、片宽、片厚。

(a) 弹簧片宽度选取。增加弹簧片宽度，可以减少弹簧片数，并能增加卷耳强度。对前悬架来说，为保证转向车轮有一定转向空间，增加片宽度受到一定限制。

(b) 弹簧片厚度选取。由于弹簧片厚度和弹簧总惯性矩的三次方成正比，稍许增加片厚度，就可以减少片数。因此在满足弹簧使用寿命的前提下，应尽可能选择片厚的弹簧。另外，选择弹簧片厚度时，同一副弹簧的不同片厚度的组数越少越好，希望片厚度能相等。 弹簧尺寸参数（弹簧长度、片宽度及片数）确定后，应重新按式（5）对弹簧刚度进行验算。如果弹簧刚度不能满足设计要求，应重新进行计算。除了对弹簧刚度进行验算外，还应对弹簧强度进行核算，计算的弹簧应力和比应力应在推荐的范围内。如果所选的弹簧尺寸参数不能满足强度要求，则应重新计算，直至所选定的弹簧尺寸参数满足弹簧刚度和强度要求为止。

注意：最后选定的弹簧宽度与厚度最好选用社会现有弹簧钢板规格。

弹簧强度验算

5、弹簧静应力σc

QLe σc= ≤[σc]

4W 0

W 0——钢板弹簧总截面系数

对于55SiMnVB 或60Si2Mn 等材料，表面经应力喷丸处理后，推荐[σc]在下列范围内取值：

前弹簧——350~450N/mm2；后主簧——450~550 N/mm2；后副簧——220~250 N/mm2。 6、弹簧比应力σ

比应力是指弹簧单位变形的应力，它对钢板弹簧的疲劳寿命有显著影响。

12Ea σ=δLe

建议σ的设计值应在下列范围内：货车的前、后簧σ=45~55Mpa/cm；副簧σ=75~85Mpa/cm。

如所得比应力值不合适，应修改片厚和片数。 7、最大动行程时的最大应力σmax σmax=σ(fc +fd ) ≤900~1000 N/mm2

悬架的弹性特性

1、悬架的弹性特性是指悬架变形f 与其所受载荷F 之间的关系曲线。当悬架变形与所受载荷成固定的比例一起增长时，弹性特性可由一直线表示，称为线性特性。此时，悬架刚度是常数。

2、线性悬架的汽车，在使用中由于装载的多少会使簧载质量值不同，如刚度保持不变，则会使振动频率发生变化，这一变化显著时将导致平顺性变坏，故为了改善这种情况，应该采用刚度可变的非线性悬架。 3、采用非线性悬架，对于载荷变化大的货车，其必要性是很明显的。例如150T-1A(G)车型，空载时后轴荷为350Kg ，载重1259.5吨时，后轴荷为7662Kg ，约为空载时的6倍。假如用线性悬架，刚度不变，则空载时后悬架频率显得过高，因而其平顺性差。如采用变刚度非线性悬架，使空车时的刚度比满载时小，就会降低空车的振动频率而改善行驶平顺性。 4、在货车上一般采用加副簧的方法得到变刚度特性。

货车后悬架主、副簧的刚度分配

1、货车后悬架主、副簧结构简图

副簧在主簧上面，载荷较小时，只有主簧工作，载荷增至一定值，副簧和副簧支架接触，副簧开始参加工作。

2、设计主、副簧结构参数时，首先应确定主、副簧之间的刚度分配，以及副簧开始参加工作时的载荷。一般首先从保证良好的行驶平顺性考虑，这一要求包含着两个内容：一是从空载到满载范围内频率的变化应尽量地小；二是在副簧接触托架前、后的频率突变不要太大。

3、主副簧刚度匹配有两种方法：

（1） 比例中项法

Fk=F 0Fc

C 副/C主=λ –1，λ=Fc/F0

(2)平均值法 Fk=( F0+ Fc)/2

C 副/C主=2(λ-1)/(λ+3) 式中 F 0—空载时后悬架簧载质量 Fc –满载时后悬架簧载质量

Fk —副簧开始起作用时后悬架簧载质量 C 副—副簧刚度 C 主—主簧刚度

用第一种方法可使空、满载范围内悬架系统振动频率变化不大，但副簧接触托架前、后的频率突变较大，对于运输部门使用的货车，因其半载运输状态少，所以采用此法计算效果好。为了减少副簧接触支架前、后的频率突变，可使副簧与前、后托架错开接触，但会使副簧前后段应力略有差别。用第二种方法确定的副簧接触载荷，会使副簧接触托架前、后的频率突变小些，但却使全部载荷变化范围内的频率差变化大。因此，对于经常处于半载状态运输或λ值较小的车辆，采用此法较为合适。 (三) 实例分析

150T-1A(G)前后悬架的匹配分析。

作下列分析：①整车相关质量参数②现有前、后板簧参数③轴荷分配 ④前、后悬架匹配。

1：整车相关参数

2

*空载时的匹配

①：前悬架空载孤高的计算 已知：前轴荷为1030.5Kg

前悬架簧载质量：346.65Kg 单侧板簧夹紧刚度91.8N/mm

单侧板簧夹紧弧高95mm （含卷耳） 空载前簧弧高（不含卷耳）：H1=95-346.65×9.8/91.8+5 =63mm

空载时前悬架挠度 f 1=346.65×9.8/193=37mm 偏频 n 1=2.6 ②后悬架空载弧高

已知：后轴载荷为1259.5Kg

后悬架簧载质量：334.75mm 主簧刚度246.8 夹紧弧高 100 副簧刚度 254 夹紧弧高 40 空载时后悬架弧高（不含卷耳）：H2=100-334.75×9.8/246.8+5=91.71mm 空载时后悬架挠度： f 2=334.75×9.8/246.8=13.29mm 偏频： n=4.337

③前、后悬架的挠度比：f 2：f 1=13.29：37=0.359

*满载时：前后悬架的匹配

根据货厢内部尺寸（3100×1800×600），设计装载到6026Kg 时，前、后板簧的弧高为h1、h2 ① 已知：满载6026Kg 时，前轴载荷为：1830Kg 前悬架簧载质量：746.4Kg 满载时前簧弧高（不含卷耳）：h1=95-746.4×9.8/91.8+5=20.32mm 满载时前悬架挠度：f 1=746.4×9.8/91.8=79.68mm 偏频：n 1=1.777 ② 已知：满载6026Kg 时，后轴载荷为：6486Kg 后悬簧载质量：2948Kg

后簧跳动65后，副簧开始接触，设此时主，副簧共同跳动的尺寸为y 则：246.8×（65+y）+254×y=2948×9.8 得：y=25.66mm

此时主簧弧高（不含卷耳）：h2=100+5-（65+25.66）=14.34mm 满载时，后悬架挠度：f 2=2948×9.8/（246.8+254）=60.8mm 偏频：n 2=1.612 ③ 满载时，前、后悬架的挠度比；f 2：f 1=60.8 ：79.86=0.76

*超载时：前、后悬架的匹配

根据货厢内部尺寸（3100×1800×750），设计超载到7533Kg 时，前、后板簧的弧高为h1′，h2′ ① 已知：超载7533Kg 时，前轴载荷：2162Kg 前悬簧载质量：911.9Kg

超载时，前簧弧高（不含卷耳）：h1′=95-911.9×9.8/91.8+5=7.65mm 超载时，前悬架挠度：f 1=911.9×9.8/91.8=97.35mm

偏频：n 1=1.49

② 已知：超载7533Kg 时，后轴载荷为：7662Kg 后悬簧载质量：3536Kg

超载时主，副簧共同行程为：y 246.8（y+65）+254×y=3536×9.8 得y=37.16mm

超载时，后簧弧高(不含卷耳) ：h2′=100+5-（65+37.16）=2.84mm

超载时，后悬架的挠度：f 2=3536×9.8/（246.8+254）=mm 偏频： n 2=1.77

③ 超载时，前、后悬架的挠度比；f 2：f 1=63.54：97.35=0.704 *整车应力计算分析

前簧比应力δ=12X205800X4.5/1.282X1351X1351=4.74 后簧比应力δ=12X205800X5.5/1.184X1351X1351=6.28 副簧比应力δ=12X205800X4.5/1.2366X941X941=10.149 相应最大动挠度分别为:186,140,86 结论

①从满载、超载前簧的弧高可以看出，超载到7.5吨时，前板簧尚有7mm 弧高，后板簧弧高尚有2mm

所以前、后板簧不会出现压平的情况。

②从应力角度分析, 板簧所取的处厚和应力分步也是合理的.