悬架设计

双叉臂\双A臂悬挂
上叉臂
推杆（连接减震器）
转向拉杆
下叉臂
1. 现代方程式赛车都采用从外到内的设计过程，所以首先要确定赛车主要框架参数，包括：外形尺寸、重量、发动机马力等等。

2. 确定悬挂系统类型，一般都会选用双叉架，主要是决定选用拉杆还是推杆。

3. 确定赛车的偏频和赛车前后偏频比
4. 估计簧上质量和簧下质量的四个车轮独立负重。

5. 根据上面几个参数推算出赛车的悬挂刚度和弹簧的弹性系数
6. 推算出赛车在没有安装防侧倾杆之前的悬挂刚度初值，并计算车轮在最大负重情况下的轮胎变形
7. 计算没安装防侧倾杆时赛车的横向负载转移分布
8. 根据上面计算数值，选择防侧倾杆以获得预想的侧倾刚度
9. 最后确定减震器阻尼率。

10. 上面计算和选型完成后，在重新对初值进行校核。

悬架设计
一、悬架主要性能参数的确定
悬架应首先保证整车有良好的行驶平顺性和操纵稳定性，这是确定悬架主要性能参数的重要依据
（一）、前、后悬架静挠度和动挠度的选择
1、偏频与静挠度
（1）、n1=12πc1/m 1 n2=12πc2/m 2
（2）、fc1=m1g/ c1 fc2=m2g/ c2 （g=981cm/s2）
（3）、n1≈5/fc1 n2≈5/fc2
式中：n1、n2—前、后悬架的偏频，单位Hz（偏频越低，行驶平顺性越好）；
fc1、fc2—前、后悬架在簧载质量m1、m2作用下的静挠度，单位cm；
c1 、c1 —前、后悬架的刚度。

表一偏频与挠度
车型n/Hz fc/cm Fd/cm
货车 1.5~2.2 5~11 6~94
轿车0.9~1.6 10~30 7~9
大客车 1.3~1.8 7~15 5~8
越野车 1.4~2.0 6~13 7~134
根据分析，在n1/ n2＜1时的车身角振动要比n1/ n2＞1时小，因此推荐如下：高速车fc2=（0.8~0.9）货车fc2=（0.6~0.8）微型轿车为了改善后座的舒适性，也有设计成后悬架的偏频低于前悬架的偏频，即n1/ n2＞1
（注：对于纵置钢板弹簧组成的非独立悬架，悬架的静挠度与弹性元件的静挠度是一样的；对于螺旋弹簧的独立悬架，就有可能是不一样的）
2、静挠度与动挠度
悬架的动挠度是指由满载位置开始，压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压到其自由高度的1/2或1/3）时，车轮中心相对于车架（或车身）的相对位移。

悬架动挠度的选择通常按相应的静挠度值来选择，它与车型和经常使用的路况有密切关系。

对于在好路面行驶的轿车来说，其fd/fc应小些，对于在坏路行驶的越野车来说，其fd/fc 应大一些。

汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵性和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。

因此，在总体设计时应根据汽车的布置型式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。

汽车的布置型式对轴荷分配影响较大，例如对载货汽车而言，长头车满载时的前轴负荷分配多在28%上下，而平头车多在33%-35%,对轿车而言，前置发动机前轮驱动的轿车
满载时的前轴负荷最好在55%以上，以保证爬坡时有足够的附着力；前置发动机后轮驱动的轿车满载时的后轴负荷一般不大于52%,后置发动机后轮驱动的轿车满载时后轴负荷最
好不超过59%，否则，会导致汽车具有过多转向特性而使操纵性变坏。

在确定轴荷分配时还要充分考虑汽车的结构特点及性能要求。

例如：重型矿用自卸汽车的轴距短、质心高，制动或下坡时质量转移会使前轴负荷过大，故在设计时可将其前轴负荷适当减小，使后轴负荷适当加大。

为了提高越野汽车在松软路面和无路地区的通过性，其前轴负荷应适当减小以减小前轮的滚动阻力。

在确定高速轿车的轴荷分配时，还应考虑操纵稳定性的需要。

理论分析认为，汽车质心的位置及其与汽车中性转向点的距离，对汽车的静态方向稳定性有决定性的影响。

当质心位于中性转向点之前，汽车具有不足转向特性，则汽车的静态方向稳定性较好。

而质心的位置与前后轴的轴荷分配有关；中性转向点的位置又与前
后轮轮胎侧偏刚度有关。

悬架系统开发流程---布置部分
目标设定BENCHMARK在此主要是分析竞争车型的底盘布置。

底盘布置首先要确定出轮胎、悬架形式、转向系统、发动机、传动轴、油箱、地板、前纵梁结构(满足碰撞)等，因为这些重要的参数，如轮胎型号、悬架尺寸、发动机布置、驱动形式、燃油种类等在开发过程中要尽可能早地确定下来。

在此基础上，线束、管路、减振器、发动机悬置等才能继续下去悬架选择
对各种后悬架结构型式进行优缺点比较，包括对后部轮罩间空间尺寸的分析比较，进行后悬架结构的选择。

常见的后悬架结构型式有：扭转梁式、拖曳臂式、多连杆式。

扭转梁式悬架
优点：
1.与车身连接简单，易于装配。

2.结构简单，部件少，易分装。

3.垂直方向尺寸紧凑。

4.底板平整，有利于油箱和后备胎的布置。

5.汽车侧倾时，除扭转梁外，有的纵臂也会产生扭转变形，起到横向稳定作用，若还需更大的悬架侧倾角刚度，还可布置横向稳定杆。

6.两侧车轮运转不均衡时外倾具有良好的回复作用。

在车身摇摆时具有较好的前束控制能力。

车轮运动特性比较好，操纵稳定性很好，尤其是在平整的道路情况下。

9.通过障碍的轴距具有相当好的加大能力，通过性好。

如果采用连续焊接的话，强度较好。

缺点：
1.对横向扭转梁和纵向拖臂的连续焊接质量要求较高。

2.不能很好地协调轮迹。

3.整车动态性能对轴荷从空载到满载的变化比较敏感。

但这种悬架在侧向力作用时，呈过度转向趋势。

另外，扭转梁因强度关系，允许承受的载荷受到限制。

4．扭转梁式悬架结构简单、成本低，在一些前置前驱汽车的后悬架上应用较多。

拖曳臂式悬架优点：
1.Y轴和X轴方向尺寸紧凑，非常有利于后乘舱（尤其是轮罩间宽度尺寸较大）和下底板备胎及油箱的布置。

2.与车身的连接简单，易于装配。

3.结构简单，零件少且易于分装；
4.由于没有衬套，滞后作用小。

可考虑后驱。

缺点：
1.由于沿着控制臂相对车身转轴方向控制臂较大的长宽比，侧向力对前束将产生不利的影响。

2．车身摇摆（body roll）对外倾产生不利影响；（适当的控制臂转轴有可能改善外倾的回复能力，但这导致轮罩间宽度尺寸的减小。

）
3.调校很困难，因为所有的几何参数以及相关变量都是相关联的。

4.由于没有衬套，所有传递给车身的振动都是未经过滤的。

多连杆式悬架
优点：
多连杆式悬架能同时兼顾良好的乘坐舒适性和操纵稳定性，这种优点主要得益于其结构上具有下面这些几何特性：
1.利用多杆控制车轮的空间运动轨迹，能更好地控制车轮定位参数变化规律，得到更为满意的汽车顺从转向特性。

2.受到侧向力时前束具有自动回正能力；
3.受到纵向力时前束具有自动回正能力。

4.车轮行驶时的外倾角回复能力。

5.通过障碍的轴距较大，能兼顾后轮驱动。

7.后轮驱动时的转向力控制。

缺点：
1.零部件数量多，制造加工困难。

2.试验调校工作复杂，且不便于调整，适应性较差。

3.对悬架几何尺寸的公差和弹性元件特性的要求较高。

4.单位质量的负荷能力较低（需要一个后副车架）。

5.对使用条件要求比较苛刻。

6.所占空间较大，影响后乘员舱和后底板的空间布置。

7.制造成本较高。

考虑到后悬架载荷的变化较前悬架大，一般的，前悬架结构选择时性能不优于后悬架。

悬架的设计总是与整车的设计紧密相连的，整车预布置通常包括动力总成的预布置和悬架的预布置。

在基本确定了整车的总体尺寸、驱动型式、相应的轮胎、最小的目标转弯半径后就可以进行悬架的预布置了。

悬架的预布置
在悬架的预布置过程中主要考虑以下几点：
整车姿态
一般来说，整车姿态是通过悬架的布置来设定的，可以说悬架的布置决定了整车姿态。

一旦整车姿态确定后，在以后更改就比较困难了。

通常整车在满载状态下的整车姿态是0～0.5°之间。

`
轮胎的跳动行程
轮胎行程根据车型的不同略有不同。

通常在悬架的预布置过程中前后轮胎的行程按上跳、下跳各100mm考虑；越野车要大一些。

在后期的调整中，由于后轴载荷变化较大，为了提高后排乘客的舒适性后悬架的行程取值要比前悬架的大。

还要考虑轮胎加装防滑链的要求。

驱动型式
驱动型式对悬架的影响主要在四驱的保护上。

一般来说如果一款轿车后悬架采用了扭转梁结构，要保护四驱在总布置上就很困难了。

导向杆的布置
对于导向杆的布置，纵向导向杆（或拖曳臂）设计布置时尽可能水平布置，以保证轮胎上跳或者回弹轴距变化尽可能的小；而横向推力杆（或横向摆臂）尽可能与后轴平行且左右对称布置。

前悬架的布
前悬架的型式主要有非独立钢板弹簧悬架、麦弗逊独立悬架、双横臂独立悬架、多连杆独立悬架和双横臂独立悬架的一些变形。

悬架在目前的轿车和部份的轻型客车、轻型货车的前悬架大多采用独立悬架，一般在整车设计之初就已确定了悬架的型式。

下面以麦弗逊为例来说明一下前悬架的设计过程。

在前悬架的布置过程中主要从以下几点来考虑：
转向系统几何尺寸的确定
在转向系统的设计过程中，首先要确定转向梯形，以保证车轮能绕一个转向中心在不同的圆
周上作无滑动的纯滚动。

对轿车来说，通常采用断开式转向梯型机构，有时为了提高车辆的灵活性，减小转弯半径而改变转向梯型；当然，初步确定的时候可以不这样考虑。

根据初步设定的最小转弯半径和相应的计算公式及阿克曼转角的关系可以初步确定左右车轮转角的关系，同时结合相应的前纵梁布置产生的几何约束就可以确定左右车轮的转角。

同时可以初步选定轿车转向系统角传动比，一般为15-17。

.
轿车悬架系设计指南
1．概言
一辆性能优良的轿车，几乎所有的整车性能，譬如：动力性、制动性、操纵稳定性、平顺性、舒适性、经济性、通过性及安全性，都与底盘设计的优劣息息相关。

所谓汽车底盘，一般指车身（含内外饰件）以外的所有零部件总成装配成的平台而言，而汽车设计业内人士则还需将发动机、车架及它们相配套的零部件总成排除在外。

因此，汽车设计部门往往将《底盘》定义在两大系统之内，即：1．传动系统：含离合器、变速器、分动器、传动轴、前后驱动桥（包括主减速器、差速器、半轴等）。

2．行路系统：含前轴（包括车轮及轮毂）系、转向系、制动系、悬架系等。

经验丰富的驾驶员在对一辆新车试车后，除对其动力性、经济性评价外，该车的操纵稳定性、平顺性也是他们津津乐道的话题。

诸如车辆高速行驶下“发不发飘”、“摆不摆头”、“跑不跑偏”等等。

以下仅就个人近50年汽车设计的经验，围绕轿车悬架结构因素对性能影响的简明讨论，供缺乏悬架设计经验的设计师参考。

2．汽车的悬架系
2-1 悬架系是汽车的重要部分。

它是将车身（含车架）与车桥（轴）弹性联结的部件，主要功能是：
2-1-1 缓解由于路面不平引起的振动和冲击，保证良好的平顺性。

2-1-2 衰减车身和车桥（或车轮）的振动。

2-1-3 传递车轮和车身（含车架）之间的各种力（垂直力、纵向力和横向力）和力矩（制动力矩和反作用力矩）。

2-1-3 保证汽车行驶时的稳定性。

2-2 汽车悬架通常由弹性元件、导向机构和减震器组成。

2-2-1弹性元件（含各类弹簧）用来传递垂直力和缓解冲击；当汽车横向角刚度较小时，还需装横向稳定器（横向稳定杆）以减小车身的横向
滚动角（侧倾角）。

2-2-2导向机构用来控制车轮相对于车身的运动特性，以保证必要的稳定性，同时传递除垂直力以外的力和力矩。

2-2-3减震器仅用来衰减车身和车桥（或车轮）的振动振幅，它并不能改变悬架的“硬软”程度。

2-3 悬架结构一般分为两大类：独立悬架和整体桥悬架（非独立悬架）。

2-3-1独立悬架分为3个类型，如图4所示
1) 麦克菲尔逊支柱型：亦称滑柱式或简称柱式，如图1所示。

结构简
单，质量轻，占有空间小，适合发动机前置前轮驱动的布置。

2) 双摆臂型，如图2所示。

为了获取最佳的前轮定位及其运动几何学，
通常上、下摆臂具有不同的长度和安装角。

该结构经常被中型以
上的轿车、皮卡及轻型越野车上采用。

3) 斜三角单摆臂（A型斜摆臂）如图3所示。

长适用于轿车后独立悬
架，以获取较理想的外倾及轮距变化。

例如在丰田、奔驰轿车系列
上采用。

2－3－2独立悬架的特点：
1) 左右车轮在不平路面作上下跳动时，是互相独立的，它们彼此之
间不产生耦合关系。

因此提高了乘坐舒适性、轮胎抓地性、操纵
稳定性和平顺性。

2) 降低了簧下质量（非悬架质量），使簧下质量（悬架质量）的固
有频率提高（所谓悬架振动的高频部分），远离簧上质量的固有
频率（所谓悬架振动的低频部分），从而减少它们之间的耦合关
系，有利于降噪及舒适性。

图1
图2
图3
图4
2-3-3整体桥悬架（非独立悬架）
结构简单、可靠，坚固耐用，适合较大的轿车后悬架上采用。

左右车轮在不平路面作上下跳动时，会产生互相牵连的，它们彼此之间将产生振动耦合，如果不采取相应措施，这将会降低乘坐的舒适性如图5所示。

非独立悬架的型式具有钢板弹簧式、带横向拉臂、螺旋弹簧的纵向拖臂
式（简称纵向拖臂式）、四连杆式以及扭梁式。

图5
2-4轿车的行驶平顺性
汽车行驶中，不平路面的冲击传给车身后引起三维振动；加、减速、制
动、转向等操作都将会引起车身的垂直、纵向及横向振动。

有时这种强
烈的车身振动将迫使司机降低车速，同时也会加大动载荷，进一步引起
零部件的磨损。

因此，轿车在一般使用速度范围内行驶时，保证乘客不
会因振动而导致不舒适感觉的性能，称之为轿车行驶平顺性。

轿车行驶平顺性的评价方法，通常根据振动对人体的生理反应来确定
的。

轿车是一个多质量的复杂的振动系统，车身通过悬架的弹性元件与
车桥相连接，又通过具有弹性的轮胎与地面相接触，而发动机也通过橡
胶悬置与车身相连。

当它们承受外激力作用时，轿车将产生极为复杂的
振动。

为便于了解及分析轿车的基本振动规律，人们常将此复杂振动系
统简化为两个质量的振动系统，即悬架质量（簧上质量）M与非悬架质
量（簧下质量）m两部分组成。

如图6所示。

图6
悬架质量（簧上质量）M是指由弹性元件所支撑的质量。

例如车身及其内外饰件质量、乘员、燃料及辅料质量、动力总成及其附件质量、安装在车身上的底盘件质量等。

非悬架质量（簧下质量）m是指不通过弹性元件所传递的那些质量。

例如车轮及轮胎的质量、制动器总成质量、后轴质量等。

然而，相连于M及m之间的元件质量，如弹性元件、导向机构杆件、减震器、转向横拉杆及传动轴等。

通常要将它们重量的一半计入悬架质量，另一半计入非悬架质量中去。

就悬架质量M而言，其振动具有六个自由度；即沿X、Y、Z轴作线性振动及绕此三个轴作角振动。

如图7所示。

图7
根据经验，影响平顺性最大的振动是悬架质量M沿Z轴向的垂直振动
和绕Y轴的纵向角振动。

为了便于分析，进一步将系统简化为如图6
所示4个自由度的平面模型。

在此模型中，忽略轮胎的阻尼，同时将悬
架质量M分解为在前、后轴上的悬架质量M1及M2以及重心C上的
联系质量M3，这3个集中质量由无质量的刚性杆连接，它们之间应满
足3个条件：
1）总质量保持不变
M1 + M2 + M3 =M
2）重心位置不变
M1a - M2b =0
3）转动惯量值保持不变
I y =Mρy2 = M1a2 + M2b2
解此3个方程后得出：
M1 = Mρy2 / aL
M2= Mρy2 / bL
M3= M（1-ρy2 / ab）
式中
ρy 绕横轴Y的回转半径
a，b 车身重心至前、后轴的距离
L 轴距
使ε=ρy2/ ab ε的物理意义是悬架质量分配系数，当它等于1时，
联系质量M3=0，大部分现代轿车ε=0.8-1.2，即接近1。

在ε=1的情
况下，前、后轴上悬架质量M1、M2在垂直方向上的运动是相互独立的。

换句话说，当轿车行驶在不平的道路上而引起振动时，质量M1运动而
质量M2不运动；反之亦然。

因此，在特殊情况下，我们可以分别讨论
前、后单质量系统的自由振动。

如图8所示。

图8
2 – 5 单质量系统的自由振动
单质量系统的自由振动是分析轿车振动的最基本的手段。

它是由悬架
质量M、弹簧刚度C、减震器阻尼系数K组成。

q是输入路面的不平度函数。

该系统的自由振动可由以下齐次方程来描述：
Mz’’+δz‘ + Cz= 0
令2n =δ/M，ω02 =C/M 后可以置代为下式
z’’+2nz‘ + ω02z = 0
该微分方程的解为：
z = Ae-n t Sin〔（ω02– n2）1/2 t +a〕
将上式绘制成A-t（振幅—时间）曲线，如图9所示。

曲线指出：有阻尼自由振动时，质量M以圆频率（ω02– n2）1/2振动，其振幅按e-nt 衰减。

有阻尼自由振动时的固有频率ωd=（ω02– n2）1/2，
若改写为ωd=（ω02– n2）1/2 =ω0（1-ψ2）1/2---------------- （1）式中
ψ=n /ω0起名为相对阻尼系数
ω0 称之为无阻尼自由振动的固有频率
图9
由式1可知，当相对阻尼系数ψ值增大时，有阻尼固有频率ωd下降。

当ψ=1时，则ωd=0，振动消失。

由于轿车悬架系统的相对阻尼系数较小，通常ψ≈0．25－0.50，ωd比
ω0仅下降了3%，所以在分析悬架系统时，车身振动的固有频率可按无
阻尼自由振动的固有频率ω0来考虑。

根据上述分析的结论非常重要，在设计轿车悬架系统时，具有实际指导
意义。

固有频率ω0=√C/M 弧度/秒
或固有频率f0=ω0/2π=1/ 2π（C/M）1/2Hz
2-6 簧上质量固有频率n0和悬架挠度f的选择
轿车悬架系统的固有频率n0的选择，特别是前悬架簧上质量的偏频（即
固有频率）n01和后悬架簧上质量质量的偏频（即固有频率）n02的选择，对轿车的平顺性及舒适性起着至关重要的作用。

人类大脑能承受振动的频率范围，其最佳值应是与人们步行时身体上下运动的频率接近。

当人们散步时，以步行速度按1.2-2.4 km/h 、步距按0.33M计算，大脑上下起伏的频率约在60-120次/分的范围内。

因此，汽车悬架质量的固
有频率应控制在此范围内为最佳。

对于现代轿车而言，f0推荐为75-85
次/分，而载重车由于受空载到满载悬架挠度变化大的限制，一般选择n0在100-120次/分范围内。

如果轿车悬架质量频率n0低于60次/分时，有些乘客将会患“航海症”
产生头晕呕吐症状，反之，如果选择n0大于95次/分以上，乘客就会感
觉乘车如同骑野马，颠簸振动剧烈不堪忍受。

前后悬架的固有频率（偏频）的匹配对平顺性影响也很大，通常应使二
者接近，以免车身产生较大的纵向角振动。

当汽车高速通过单个路障时，n01＜n02引起的车身角振动小于n01＞n02的，故推荐n01/n02的取值范围为
0.55-0.95 (满载时取大值) ，对于一些经济型轿车，设计成n01＞n02以
改善后座舒适性。

对于悬架刚度C为常数，已知其静挠度f S，则可按下式计算偏频：
n0≈300 / √f S
n0 偏频次/分
f S静挠度cm
2-7悬架的动挠度f d
悬架除了有静挠度外，还应有足够的动挠度。

如果没有较合适的动挠度，这就意味着悬架被“击穿”的机率增加。

当汽车行驶在不平的路面上时，由于动行程不够，缓冲块经常被撞死发出巨大的“咚咚”撞击声。

动挠度
取值范围与悬架的静挠度f S有关。

货车f S =50-110 mm f d =(0.7-1.0) f S
轿车f S =100-300mm f d =(0.5-0.7) f S
2-8 悬架的刚度C
千万不要将悬架刚度C与弹簧刚度C S混淆起来。

由于存在悬架导向机构的关系，悬架刚度C与弹簧刚度C S是不相等的，其区别在于悬架刚度
C是指车轮处单位挠度所需的力；而弹簧刚度C S仅指弹簧本身单位挠度
所需的力。

例如双摆臂型独立悬架的悬架刚度C的计算方法：如图10所示。

C=（ml cosθ/n p）2C S
图10
θ弹簧轴线与下摆臂垂线的夹角
m 弹簧轴线与下摆臂的交点到下摆臂轴轴线的距离
n 转向节下球销中心到下摆臂轴轴线的距离
l、p 分别为转向节下球销中心和轮胎接地中心到导向机构摆动
瞬心O＇的距离。

以下将就某款轿车前悬架系统进行悬架刚度C、悬架静挠度f及偏频n的验算，其前悬架属于典型的麦克弗逊式独立悬架。

2－9 前悬架偏频计算实例
已知：β=11°n=364 m=150 B=740 AN=697 P=2428 HK=34
计算：
1.求δ：
在△EHK中，
Sinδ=HK/n=34/364 δ=5.36°
在△AEN中，
∠AEN=90°-β=90°-11°=79°
在△AEO中，
∠AEO=∠AEN -δ=79°-5.36°=73.64°2．求θ：
在△AOE中，
θ=90°-∠AEO =90°-73.64°=16.36°
v = AN/Cosβ=697/Cos11°=684.2
在△AEN中，
u=AE/tgθ=684.2/tg16.36°=2331
设
C S弹簧刚度kg/mm
C 悬架刚度kg/mm
G 满载时前单轮悬架质量kg
G 0 空载时前单轮悬架质量 kg
3．求弹簧上作用力 T 及下摆臂球头R
T=GCos β R=GCos δ
4．悬架刚度C
设 在E 点的挠度为fa 时，,则A 点弹簧压缩挠度应为fb
则 T u=RP
P/u = fa /fb
fb=fa u/P ————————————（1）
由于质量G 、挠度f 、刚度C 之间存在下述关系，即：C=G/f ，
则：
fb= GCos β/Cs ———————————（2）
fa= GCos δ/C —————————— （3）
将（2）（3）式代入（1）式得
GCos β/Cs = uGCos δ/CP
整理后得悬架弹簧钢度C 与螺旋弹簧刚度C S 的关系式如下：
C=(uCos δ/PCos β)Cs ——————（4）
5．求前悬架空载偏频n 0及满载偏频n
已知：
空载前单轮悬架质量 G 0=2714N
满载前单轮悬架质量 G=3018N
Cs=22.68 N/mm
将有关数据代入（4）式后得：
C=(2331Cos5.36°/2428 Cos 11°)Cs
前悬架刚度C 为：
C=0.9737Cs=0.9737×22.68=22.08N/mm
计算：
前悬架单轮空载静挠度f 0=G 0/C=2714/22.08=123mm=12.3cm
前悬架空载偏频 n 0=300/√f 0
＝300 / √12.3＝85.5次/分
前悬架单轮满载静挠度f=G 0/C=3018/22.08=137mm=13.7cm
前悬架满载偏频
分次/817.13300300===f n
6．螺旋弹簧的计算
根据悬架结构布置和弹簧特性，分别计算出前（后）轴，空载和满载
时单个车轮上的悬架质量。

接着算出悬架的动、静挠度。

然后进行螺旋
弹簧的计算。

计算方法与普通弹簧无任何区别，它仅能承受垂直载荷。

钢丝内产生的扭转应力τc为：
τc=8F W D/πd3
F W弹簧上的轴向力
D 弹簧平均直径
d 弹簧钢丝直径
螺旋弹簧的静挠度f cs
f cs=8F W D3i / Gd4
i 弹簧工作圈数
综合两式有：
τc=（f cs Gd/πd2i）≤〔τc〕
同理，动载荷下的扭转应力为：
τc=（f ds Gd/πd2i）≤〔τm〕
许用静扭转应力〔τc〕=500 N/mm2 ；
最大许用扭转应力〔τm〕=800-1000 N/mm2
悬架用螺旋弹簧采用60Si2MnA弹簧钢制造，由于制造上的原因，弹簧表面往往有裂痕、皱折、凹痕、及锤击印痕等缺陷，它们是造成降低
疲劳极限、早期损坏的元凶。

为此，采取喷丸处理在弹簧表面造成残余
压应力，从而降低弹簧工作时引起的拉应力，提高了弹簧的疲劳强度。

另一项提高弹簧的疲劳强度的措施是采取塑性压缩处理（俗称立定试验）。

塑性压缩处理是指对弹簧进行予加载荷，并使表面层产生的拉应力达到材料的屈服极限，卸载后造成一定的塑性变形及残余应力，从而强化了金属表面，道理与喷丸处理相似。