悬架螺旋弹簧的设计

1、轿车悬架螺旋弹簧的设计 ,1. 前言 当今乘用车大多数悬架系统的弹性元件都采用螺旋弹簧。它具备结构简单、制造容易、成本低廉、可靠耐用等优点。 虽然在通用机械上的螺旋弹簧计算已相当成熟，但是，车辆用的螺旋弹簧因其恶劣的使用环境和路面随机的动载荷，使它在设计方法上和制造工艺上都有别于其他机械上的螺旋弹簧。 为此，本文将详尽介绍如下。,螺旋弹簧可分为线性弹簧（刚度ks为常数）和非线性弹簧（刚度ks为变量）两种。非线性弹簧可通过采用锥簧、变螺距、锥形变截面钢丝等手段来实现，卷制前钢丝的形状见图1。 图1,C型弹簧钢丝单端逐渐变粗（也有两端的）采取复杂的墩粗工艺来实现，其制造成本猛增，例如Audi 100轿车前悬架弹簧便是如此。其目的在于提高端圈的刚度，避免端圈与邻圈接触后（在A点）增加额外的接触应力，引起应力集中，从而降低弹簧 的疲劳寿命，见图2。 端圈墩粗长度应大于D0 D0 弹簧中径 mm 用锥形钢丝绕制的变刚度弹簧 其紧凑性好，弹簧圈内可装减 震器、缓冲块和烛式悬架导向 柱。 图2,弹簧端部型式是个重要因素，汽车行驶时，弹簧端部相对支承产生转动，常会产生不愉快的噪音。弹簧托盘的适当形状，

2、可保证切成直角的弹簧端头相对支承不动，C类弹簧总成本最低，弹簧端并紧并磨削成平面是比较昂贵的结构型式（A型），以A型为基准，定义它为100%，对其它结构型式进行成本比较，见图3，4。 A型弹簧具有制造简单的优点；弹簧端面向内卷曲的结构（例如D），它安装简单，价格便宜，外廓长度较小，但其缺点是不能将减震器或缓冲块装在弹簧内部，F结构型式是个折衷方案 。,A B C D E F 图3,图4,2. 已知参数 1) 弹簧刚度 Ks N/mm 2) 空载时,弹簧作用负荷 Go N 3) 满载时,弹簧作用负荷 Gm N 4) 弹簧可能的中径 Do mm 5) 满载时,车轮上跳动行程反应到弹簧上的挠 度 fr mm 3. 在弹簧绕制过程中,钢丝将产生变形,内侧产生压缩（见图5 A区），由此产生最高的扭转应力，其大小取决于旋绕比值=Do/d,图5,A,4. 计算扭转应力时应考虑螺旋曲率影响的系数,比其许用扭应力值要低,即:扭转应力=/ 设计弹簧时,往往将视为许用 应力上限值的函数。 Do越小则旋绕比越小值越 大。因此，弹簧能承受的应力 将降低，材料的利用性变坏， 承载后，弹簧的稳定性变坏。 因此，在允

3、许的条件下，弹簧 中径Do应尽可能地取值大一些 是合理的。见图6 图6,5. 计算参数符号 k 车轮处的悬架刚度， N/mm ks 弹簧刚度 N/mm d 弹簧钢丝直径 mm Do 弹簧中径 mm f1 车轮压缩行程 mm f1s 弹簧压缩行程 mm f2 车轮拉伸行程 mm f2s 弹簧复原行程 mm G 剪切弹性模数（G=8104MPa） ix 车轮与弹簧之间的行程传动比 iy 车轮与弹簧之间的力传动比,io 弹簧工作圈数 ig 弹簧总圈数 钢丝弯曲时的应力降低系数 Lo 弹簧自由长度 mm Lw 预加载荷Fw下的弹簧长度 mm LB 弹簧并圈时的长度 mm Ln 最小工作长度 mm Su 弹簧螺线之间的间隙之和 mm =Do/d 旋绕比 弹簧的稳定系数 考虑钢丝弯曲的允许剪切应力 MPa,6. 计算顺序 首先确定钢丝的公差,以便用最小的直径dmin进行计算。因为直径在很窄的公差带内变动，就会导致弹簧刚度显著改变。例如直径为20mm的钢丝，若采用0.2mm的公差(即1%)时，刚度变化可达4%。公差制定过严将导致成本上升，根据经验数据推荐公差如下：,允许偏差：d10mm 0.05 1

4、0 20 0.08 20 28 0.10 28 0.15,1) 根据弹簧中径D0计算=Do/d 和系数 : 先初步设定d值，求出后根据图6查得系数。 2）查出弹簧所用材料的屈服极限s 和抗拉强度b MPa 取弹簧钢的扭转屈服极限约为=0.63 s ,为了能在充分 利用材料能力的条件下制造出轻量结构,应该选取强度贮备系数=1.05-1.10 ,则许用扭转应力为: =0.63 s b0/ 根据钢丝直径d，许用应力上限值的降低曲线(图7)查出系数b0值.,则： 汽车悬架弹簧一般采用60Si2MnA弹簧钢丝冷卷而成， 其抗拉强度 b=1600-1850 MPa 屈服极限 s=1450 MPa 取=1.1 按d=11.5mm,查图7得b0=0.98 则=0.63 s b0/=0.6314500.98/1.1=812 MPa 当曲率影响的系数=1.1时,理想的弹簧扭转剪切应力i i=/=812/1.1=740 MPa 许用应力幅是最大极限强度的函数,并在=1.1 b1=0.99以及=1.1的条件下计算其值: iA=0.24bminb1/()=0.2416000.99(1.11.1) = 314 M

5、Pa,3）计算作用于弹簧上的力Fs、弹簧压缩行程f1s、弹簧复原行程f2s和弹簧刚度ks Fs=Gwiy Gw 单轮上的质量（抛去非悬架质量） N iy车轮与弹簧之间的力传动比 f1s=f1/ iX f1车轮压缩行程 f2s=f2/ iX f2 车轮拉伸行程 ks=kiXiy k车轮处的悬架刚度 作用于弹簧上的最大力 Fsmax=Fs+F1=Fs+ksf1/iX 弹簧在压缩行程时受力值 F1=ksf1s=ksf1/iX, 弹簧在全行程内的平均承受力Fa Fa= 0.9ks（f1s+ f2s）/24） 根据以上计算而得的力 Fsmax、 Fa及刚度ks，然后根据这些值计算比值y1及y2： y1=Fsmax/i y2=Fa/iA5） 用y值中较大的一个来计算 最小钢丝直径dmin 将求得的钢丝直径dmin与初步确定的 钢丝直径dmin进行比较，如果理想的 图8 剪切应力比较小时，则要求重复计算。 用开始算得的理想应力与重新算得的,理想应力相比的方法，可以很容易地将上面所得到的较大（或小）的钢丝直径进行修正。 确定钢丝平均直径时，应考虑尺寸允许偏差，作下一步计算将用到平均直径。当钢丝直径小于

6、20mm时，允许偏差为 0.08mm 即:d 0.08mm 6) 计算弹簧工作圈数i0 根据旋绕比=Do/d 、Do、d（单位为cm）、fs可求得弹簧工作圈数i0,将工作圈数i0精确到小数点1位即可，同时在弹簧两端各加上3/4圈，就可得到弹簧总圈数ig ig= i0+1.57) 求对汽车姿态有影响的有关参数: 预加载荷Fw下的弹簧长度 Lw。 Lw下限值取决于最小 工作高度Ln ，即略大于弹簧并圈长度LB 。确定Ln时，应利用钢丝最大直径dmax=d+0.08(上偏差)。此时需要验算缓冲块是否完全被压缩至2H/3（H为缓冲块自由高度）；弹簧压缩后的高度不应小于Ln 。 弹簧并圈长度LB= igdmax Ln= LB+Sa Sa 是螺旋间的最小间隙 Sa=dmax i0 可根据旋绕比=Do/d 由图9中查得。,图9,8） 弹簧稳定系数：即载荷下的弹簧纵向弯曲度。 =L0/D0 稳定系数与弹簧相对变形的关系见图10。在曲线A区域是不稳定区，在给定的相对变形（L0-LB）/L0条件下， 超过允许值时，弹簧将丧失稳定性。 图10,如果按值计算出相对变形（L0-LB）/L0的值与图10所查得的值

7、不同且落入A区，就必需增大弹簧中径Do ，否则弹簧将发生纵向弯曲，处于不稳定状态。9）再一次验算以下弹簧参数： a）弹簧刚度 N/mm b）最大应力 N/m c） 应力幅 mm 应主意：弹簧刚度的改变导致力Fsmax 或 Fa 的增加或减少，因而将影响应力值。10）弹簧图纸上需标明的参数： a）载荷Fw下的弹簧长度 Lw（安装高度）。 安装高度的检查，是在规定的高度条件下，用计量簧载的办法实现。因而，必须对检验载荷给出偏差，通常将预加载荷Fw作为检验载荷。对于大量生产的弹簧，预加力Fw的允差Tp 约为 5% Fw。可计算如下： Tp=0.51.5mm+0.03(L0-LB)ks+0.01Fw 将数字圆整后在图纸上标注为:当载荷为Fw Tp时,弹簧高度为Lw,当小批量生产弹簧时,公差可放宽到10%Fw. 弹簧高度公差Tw= Tp/ks 若将Tw乘以传递比 i x即可得到车轮和车身之间测得的弹簧行程 变化量f= Tw i x , 它将导致汽车高度减少或增加,从而响应地 减小拉伸或压缩行程. 此外,当一侧弹簧是正偏差而另一侧弹簧出 现负偏差时,这种安装会引起左右高低不一致的不良后果.为避免 类似现象,可将弹簧分组涂上相应的标记, 应按实际尺寸在公差带 范围内的分布情况进行分组,一般按载荷的变化量分为上、中、 下三级。 b） 弹簧刚度 ks N/mm 弹簧刚度同样有公差，其值推荐为：当工作圈数i04时，公差 为7%Ks，当 i04时，为5%ks 。 c） 测量用的弹簧外径 D=D0+d mm d） 弹簧总圈数ig、工作圈数i0、螺旋方向 e） 弹簧特性曲线,

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