汽车平衡悬架的设计要点

汽车平衡悬架的设计要点东风汽车工程研究院陈耀明二00四年十一月目录前言1．四连杆机构的布置1）推力杆外端头的位置2）推力杆的高度3）推力杆的斜度4）推力杆的长度5）推力杆在横向平面的布置（1）上推力杆的布置（2）下推力杆的布置6）关于通用件的处理方法2．推力杆铰接头1）以橡胶体的变形来满足扭转和斜摆运动要求的铰接头（1）硫化粘结式（2）组装压入式①径向压缩型②轴向压缩型（3）粘结压缩式2）橡胶体与滑动衬套并用的铰接头（1）粘接复合衬套（2）聚胺脂衬套3．平衡轴总成1）平衡轴（1）整体式平衡轴（2）断开式平衡轴①左、右支架连接②左、右支架不连接2）平衡轴承（1）轴承（2）止推垫片与锁紧螺母（3）润滑与密封4．钢板弹簧的紧固与定位1）钢板弹簧根部的紧固2）平衡轴承毂3）钢板弹簧端部支承座（1）端座侧板的不对称布置（2）滑板设计（3）端座侧板设计（4）反向限位前言采用倒置半椭圆钢板弹簧做为弹性元件、纵置四连杆机构做为导向杆系的平衡悬架，因其结构简单、可靠，性能良好，长期以来成为6×6越野汽车、6×4自卸汽车和牵引汽车后悬架的传统结构。

尽管近年来为了提高平顺性和解决门对门运输中保持车高不变的问题，一些重型牵引汽车采用了空气悬架，但使用在路面条件苛刻的军用车辆和自卸汽车，这种平衡悬架仍有明显的优势和强大生命力。

我国从上世纪60年代就自主研发了具有独立自主产权的板簧平衡悬架，并且生产了三十几年。

与国外车型对比，我们也有许多独有的设计经验和优势。

撰写本文的目的就是为了总结这些设计经验，供有关的悬架设计师参考借鉴。

1． 四连杆机构的布置1） 推力杆外端头的位置要求对平衡轴对称，对中、后桥相关点位置相同，见图1。

要求对称于平衡轴：21δδ=要求对中、后桥相关位置相同：21γγ=从图中可知： 22δγβ+= （1）11δγα-= （2）将12γγ= ， 12δδ= ， 代入式（1），得11δγβ+= ， 11γβδ-= ， 代入式（2），得 βγγβγα-=+-=1112 ，∴221βαγγ+==2221αββαβδδ-=+-==式中 α、β为中、后桥倾角（设αβ>）。

1γ、2γ为端头连线与中、后桥中垂线的夹角1δ、2δ为端头连线与车架垂线的夹角2） 推力杆的高度推力杆在中、后桥上的外端头高低，按下列步骤布置： （1） 根据桥壳琵琶圆的大小，确定上推力杆端头位置，则确定了其离地高度a ，见图1； （2） 按b ≈2a 布置下推力杆位置，并核对离地间隙是否满足要求。

对于一根上杆、两根下杆的常规设计，这种布置使上、下杆受力基本相同。

3） 推力杆的斜度（1）下推力杆斜角2θ决定轴转向效应，即ε2tan θ=式中εφψd d =为轴转向效应系数，而ψ为轴转向角，φ为侧倾角。

一般纵置的中、后桥布置，稳态转向特性往往具有偏大的不足转应效应。

将2θ设计成如图1所示的布置，可减小不足转向，使转向灵活些，减少轮胎磨损，同时，簧载质体的离地间隙也高一些。

（2）上推力杆斜角1θ的布置，应结合2θ的状态，决定中、后桥的瞬时转动中心位置和倾角变化。

若1θ<2θ，即上、下推力杆延线交点（瞬心）在平衡轴中心线一侧，这样当车桥跳动时，中、后桥间的那根传动轴的运动干涉（花键窜动量和夹角变化）会比较小。

反之，1θ>2θ，则对中桥前的那一根传动轴的干涉较有利。

因为一般设计，中、后桥间传动轴较短，所以较常采用1θ<2θ。

若采用1θ＝2θ，为平行四连杆机构，中、后桥作平移运动，跳动时无倾角变化。

4） 推力杆的长度在平衡轴支架及横梁结构允许条件下，推力杆应尽量选长一些，这样可减小车轮跳动时的纵向窜动量。

最好选取优先数作为长度值。

除非结构布置上的原因，绝大多数设计都选取上、下杆等长。

不等长上、下杆往往造成中、后桥跳动时有倾角变化。

纵置四连杆机构不像双横臂独立悬架，一般不采用不等长上、下臂结构。

但是，国外也有少数厂家采用上短下长的推力杆，以适度的倾角变化来换取轮胎接地点在纵向的移动量（轴距变化）达到最小，减少了轮胎磨损量。

5） 推力杆在横向平面的布置（1） 上推力杆的布置上推力杆的布置往往与中、后桥壳中心线对汽车中心线的偏置量1c 、2c 有关，一般有两种布置方案： ① 令上推力杆尽量靠近纵梁，使横梁受力分散，如图2中1A 、1B 所示。

这时应令21e e =，则桥壳上的支座成为对称件，横梁上支座可以是通用件。

因两支座分置，在其横梁背面应贴加强板。

② 令中、后桥上推力杆摆在一条直线上，如图2中2A 、2B 所示，这时221df f ==，d 为中、后桥中心线的偏距。

这种布置横梁受力集中，支座可通用且对置固定，桥上支座仍为对称件。

这种布置的优点仅是给车架内侧让出一些空间。

当然，也可以采用1A 、2B 或2A 、1B 的布置，视总体布置对空间的要求来确定，这时桥壳上支座可以是通用件。

当设计成通用件或对称件时，支座与销轴的定位搭接相关面应同向。

有些贯通桥往往使中、后桥壳中心线对齐，即o d =。

这时仍可以按上述两种方案中的一种来布置，也就是，分散布置（对称）或集中布置（通用）。

（2） 下推力杆的布置一般布置在中、后桥两侧尽量宽的位置，应注意到与轮胎（考虑装防滑链），制动气室等之间要留有间隙。

6） 关于通用件的处理方法按照上述方法来布置四连杆机构，其重要目的之一是可以将中、后桥对应的推力杆上、下支座设计成通用件。

这对于允许同轴扭转的球头销和带有滑动衬套的橡胶铰接头是毫无问题的，但对于不产生相对滑动的粘结式或压入式橡胶铰接头，若要求在设计位置橡胶处于自由状态，则各个铰接头芯轴定位平面互不相同，零件就不是完全通用的。

从图1可见，若1θ≠2θ，且内端头芯轴定位平面垂直于推力杆向，则上、下支座螺孔要倾斜且不等斜。

反之，若芯轴定位平面平行于支座底面，则它对于推力杆而言要偏转1θ和2θ。

对于外端头：在中桥上，其上推力杆芯轴定位面对桥垂线偏斜1θα+，其下推力杆芯轴定位面偏斜2θα+；在后桥上，其上推力杆芯轴定位面偏斜1θβ-，而下杆偏斜2θβ-。

当然，如果令11θβθα-=+ ，112δαβθ=-=，则上推力杆在中、后桥的支座完全通用；同理，令22θβθα-=+ ，122θαβθ=-=，下杆的支座也可通用。

这就是说，只要选择上、下推力杆互相平行，而且都垂直于外端头连线，则上、下支座均可制成通用件。

然而，如上文已述，推力杆倾斜角的选择有其他考虑因素，不一定能满足这个条件，那么，处理这个问题的比较好的方法可以有： （1） 如果设计时选择的相关角度，α、β、1θ、2θ都不大，即可令芯轴定位平面垂直于推力杆，而上、下支座的定位面都选择与其底面平行或垂直，这样的零件既通用，工艺性又好。

虽然在设计位置上，橡胶铰接头有预扭，但只要在极限跳动时，扭转角不超过许用值，则是好设计。

（2）如果超过许用值，就应选取在设计位置上没有预扭角，处理的方法有两种：①将支座设计成通用件，橡胶铰接头压入推力杆头时偏转一个角度。

这样，推力杆成为非通用件，但其基本元件仍是通用件。

应注意对推力杆要加注标记，以免装错。

②将推力杆设计成通用件，一般是令芯轴定位平面垂直于杆向，而支座的相关定位面按上述公式倾斜，这样的支座就不通用，但仅是局部不通用。

2．推力杆铰接头推力杆做为平衡悬架的导向机构，除了起到导向作用外，还要承受很大的杆向力。

而且，当车桥垂直跳动时，铰接头要发生同轴扭转；当车桥相对车身侧向倾斜时，要发生斜摆。

所以，推力杆铰接头的功能是承受沿杆向的径向负荷，同时，要允许有扭转和斜摆两个自由度的运动，见图3。

早期的铰接头多数采用球头球销结构，除了球碗采用聚胺脂橡胶、并有较好的密封措施的，可以获得较长的使用寿命外，其余如金属球碗、聚甲醛球碗等，可靠性和寿命都不理想。

近代的推力杆，多数采用橡胶铰接头结构，销轴也从悬臂锥销改为贯通两点固定（简支梁）。

橡胶铰接头的结构型式很多，大体可以分为两大类：1）以橡胶体的变形来满足扭转和斜摆运动要求的铰接头具体结构有下列3种：（1）硫化粘结式橡胶硫化后直接与内、外圈金属件的贴合面粘结在一起，见图4。

这种结构的最大缺点是粘结后在橡胶体内产生收缩应力（拉应力），对于自由面远比约束面小很多的衬套，收缩应力很大。

当铰接头承受负荷产生径向拉压，或扭转、斜摆角度很大时，衬套内的工作拉应力叠加收缩应力，使衬套工况更恶劣，缩短其使用寿命。

此外，一旦出现疲劳起因点（裂纹），由于一直存在拉应力，就促使裂纹迅速扩展，导致迅速损坏。

当然，若技术上可以达到高粘接强度，又有低收缩率和高强度的橡胶，这种结构也是可以使用的。

（2）组装压入式为了消除收缩拉应力，而且改变成为压应力，可以将橡胶体压入内、外圈之中，借助橡胶的回弹力，在橡胶与金属表面之间产生很大摩擦力，以阻止相对滑动。

由于一直存在残余压应力，可大大减低合成工作应力，且延长裂纹扩展时间。

组装压入式橡胶铰接头有两种结构：①径向压缩型制成的橡胶圈的内、外径与金属芯轴、外套均有一定过盈量（预压量），利用一套专用工具把橡胶圈挤入芯轴与外套之间。

根据铰接头受力情况，可以设计成单胶圈压入式或双胶圈压入式，见图5与图6。

后者的优点是在扭转和斜摆刚度相同的条件下，可增大径向刚度，从而降低了承受径向载荷时的应力，提高使用寿命。

采用拔细工艺，也可以达到径向压缩的目的。

即，制成的橡胶圈内、外径相对芯轴或套管，外圈皆无过盈量。

外圈的半成品为一根钢管，先将橡胶圈套在芯轴或套管上，再成串地装入钢管内，然后用拔丝机把钢管拔细，形成了对橡胶的压缩，最后在车床上切割就得到成品。

采用内套管可避免浪费外圈钢管。

径向压缩型铰接头的要害问题是胶圈的不稳定性，也就是说，铰接头工作时，受到径向拉压，或同轴扭转，或斜摆，当载荷去掉后，不能恢复到原来状态。

稳定性问题主要取决于橡胶圈的厚宽比。

由于推力杆铰接头工作时扭转和斜摆角比较大，胶圈的厚宽比一般都大于0.25。

在这种条件下，经多次试验证明，推力杆铰接头的胶圈不能维持稳定，工作后不能复原甚至脱落。

结论是径向压缩型橡胶圈不能用于推力杆铰接头，只能用于厚宽比很小的零部件，例如，钢板弹簧销的橡胶衬套。

②轴向压缩型将推力杆头的内圆加工成相对的两个锥孔，橡胶圈也制成两个锥圈，装入后靠端面挡板压紧，并用螺栓紧固，见图7。

也可以采用相反的结构，芯轴中部制成球形，外圈为柱形，两半胶圈制成相似形状，装入后用挡板压紧，然后用挡圈或螺栓固定。

这种结构简单可靠，但若推力杆扭转角很大，往往其压缩后的摩擦力不足以防止滑转。

所以，这种结构较多用在扭转角较小的部件，如减振器吊环。

（3）粘结压缩式单纯的硫化粘结式和组装压入式都有其致命的弱点，所以近年来人们广泛采用两者结合的方法，即，芯轴部分（扭转应力高，容易滑转）采用硫化粘接，外圈不粘接，套入之后靠端面挡板压缩，产生很大压应力和表面摩擦力，阻止外圈滑转，最后用挡圈或螺栓固紧。