汽车设计课程设计指导书新

淮阴工学院《汽车设计》课程设计指导书交通工程学院2010年9月汽车钢板弹簧设计0 前言钢板弹簧的使用可以追溯到比汽车更早的马车时代。

当时的安装方法是在如现代汽车所用的纵置钢板弹簧之上再倒置一与之相同的纵置钢板弹簧，且使这两组板簧的主片带有一定的曲率，上下板簧的两端分别相连形成近似椭圆的板簧组。

因此人们习惯性地将汽车上采用的板簧按其安装方式不同称为“半椭圆”或“四分之一椭圆”板簧，但实际上现代大多数汽车的钢板弹簧在其设计载荷下都近似于平直，不再有明显的“椭圆”曲率。

由于钢板弹簧具有结构简单，制造、维修方便；除了作为弹性元件外，还可兼起导向和传递侧向、纵向力和力矩的作用；在车架或车身上两点支承，受力合理；可实现变刚度特性等一些特点而得到了广泛应用。

但钢板弹簧也有其明显的不足，即单位质量的储能量较小，对于传统的多片簧而言当其最大许用应力取1100Mpa时，单位质量储能量约为94J/kg。

相比之下，在1100Mpa应力下，螺旋弹簧的储能量为510J/kg。

而扭杆弹簧在965MPa应力下为390J/kg。

这就意味着在同样的使用条件下，钢板弹簧要重一些。

在设计和使用钢板弹簧时，必须注意尽量发挥其优点以弥补不足。

近年来轿车上采用钢板弹簧作为弹性元件的已越来越少，但在载货汽车上钢板弹簧仍是首选的弹性元件。

板簧的结构形式、材料、加工制造手段和设计方法一直在进步和发展。

目前已有传统的多片簧、少片变截面簧和渐变刚度板簧可以适应不同的需要。

近年来，有人开发出中、低碳系列的弹簧钢代替原先一直采用的高碳弹簧钢以提高可加工性，还有的采用复合材料以减轻自重。

在加工手段上，则普遍采用了预压和应力喷九等措施提高板簧的疲劳寿命。

钢板弹簧的设计也从传统的初选参数——试制——试验——修改设计的模式逐步转向经验设计与优化设计相结合以缩短开发周期，减少浪费。

广义而言，板簧设计应通过合理选择结构型式和设计参数使板簧能够满足整车总布置所规定的弹性特性和装配要求，在使用中具有足够的疲劳寿命，满足轻量化设计的要求，并且有经济可行的生产成本。

1 多片钢板弹簧的结构1.1叶片的截面形状最常用的板簧材料为热轧弹簧扁钢，其截面形状为上下表面平坦(允许稍向内凹)。

两侧为圆边，圆边半径为厚度的0.65～0.85倍。

由于板簧的疲劳破坏总是始于受拉伸的上表面，故下表面常采用如图1(b)、(c)、(d)所示的抛物线侧边或单面单槽、单面双槽形状以使截面的中性轴向上移动，减小拉伸应力。

通常认为许用压应力可大于许用拉应力，其比值达1.27～1.30。

经验表明，采用图(b)、(c)、(d)截面的板簧与采用传统图(a)截面的板簧相比可节约10％～14％的钢材，疲劳寿命约可提高30％。

图1 钢板弹簧的截面形状（a）标准型（b）抛物线侧边（c）单面单槽（d）单面双槽1.2 叶片的端部结构叶片的端部可以按其形状和加工方式分为矩形、梯形(片端切角)、椭圆形(片端压延)和片端压延切断四种，分别如图2(a)，(b)，(c)，(d)所示。

其中矩形为制造成本最低的一种(由于对片端不做任何加工)，但同时也是效果最差的一种。

与压延过的片端相比，在片端的接触区域内，传递的压力更大也更集中，导致片间摩擦和磨损加剧。

同时，也使板簧的作用机理与“等应力”方式相去甚远，导致了板簧质量的增图2 钢板弹簧的片端形状（a）矩形（b）梯形（c）片端压延（d）片端压延切断大。

梯形(片端切角)结构比矩形有所改善，制造成本略有增加。

片端压延的椭圆形端部更接近于理想的“等应力”形状，并且在接触区内压力分布更均匀，片间摩擦磨损都有所减少，但需要专门的压延设备。

压延后再切断的端部结构制造成本最高，效果也最好。

1.3 钢板弹簧端部的支承型式以板簧端部的支承型式而言，可以大致分为卷耳和滑板(见图3(a))两大类。

滑板型式多见于两级式主副簧悬架中副簧的支承和平衡悬架中板簧的支承。

卷耳根据其相对板瓷上平面的位置可以分为上卷耳、平卷耳和下卷耳三类．分别如图3(b)、(c)、(d)所示。

其中平卷耳的纵向作用力可以直接传递给主片，减少了附加的对主片的卷曲力矩，下卷耳可用于对板簧的安装位置或角度有特殊要求的情况(比如使铀转向趋于不足转向)，但采用下卷耳方式时无法像上卷耳和平卷耳那样可以在必要时用第二片加强卷耳(如图3(e)，(f))，加强结构多用于军用车辆或重型载货汽车，其主要目的是为了在主片断裂时起支承作用，还可在恳架反弹时与主片共同负担非簧载部分的重力。

为了方便采用非各向同性的橡胶支承以减缓悬架所受的水平冲击，有些卷耳做成图3(g)所示的长圆形。

图3 滑板及卷耳的结构型式1.4 吊耳及钢板弹簧销结构大多数板簧的支承方式为一端采用固定的卷耳，另一端采用摆动的吊耳。

摆动吊耳的结构可以用C形、叉形以及分体式等，分别见图4(a)，(b)，(c)。

弹簧销的支承、润滑则可用图4(a)，(b)所示的螺纹式，(c)所示的自润滑式，(d)所示的滑动轴承，(e)所示的橡胶支承，或者如图(f)所示将板簧支承在橡胶座内。

螺纹式的好处在于可同时承受垂向及侧向载荷，板簧卷耳侧面不必加工，螺纹可起储存润滑剂和防尘的作用。

螺纹表面渗碳以达到一定的硬度，一般其挤压应力为7MPa。

自润滑式多用于轿车及轻型载货汽车，具有不必加润滑脂及噪声小的优点。

重型载货汽车多使用滑动轴承式，一般采用铜合金或粉末冶金衬套，工作挤压应力约为3.5～7Mpa，这种结构中，板簧卷耳两侧必须加工至规定宽度以便与支架或吊耳配合传递侧向力。

在采用图(e)所示的橡胶支承时，必须充分考虑其对悬架特性的影响。

图(f)的结构用于重型汽车，应当注意该种结构允许的纵向移动量有限，因而板簧必须足够长并且工作在平直位置附近。

图4 吊耳及弹簧销结构2 多片钢板弹簧的设计计算多片簧的设计计算大体可以分为四大步。

第一，根据总布置给定的载荷、刚度要求以及对板簧长度、宽度的限制条件和最大许用应力初选参数；第二，综合考虑板簧的总成弧高要求和各叶片的工作应力、装配应力以及总应力的分布，并计入喷九、预压等工艺过程的影响，确定各片的长度及自由状态下的曲率半径；第三，用计算或试验的方法详细分析各片的应力状况；第四，校核极限工况下板簧的应力及卷耳、弹簧销的强度。

2.1初选参数板簧(见图5(b))可近似地看作是由等厚叶片所组成的等应力梁，如图5(a)所示。

这种近似在做大致估算时具有足够的精度，计入适当的修正系数后，则可用于初选板簧的长度L、叶片厚度h、叶片宽度b以及叶片数目n。

如图5(a)所示的弹簧钢板等应力梁，当在其两端(相当于板簧的卷耳中心处)作用有载荷p，在其中间作用有支承载荷Q(Q＝2p)时，由材料力学可知其挠度f和所引起的最大应力 分别为333333366328Pl Pl Pl QL f E I EBh Enbh Enbh====∑ (1) 22266322Plh Pl Pl QL I Bh nbh nbhσ====∑ (2) 式中 I ∑——根部的总截面惯性矩，3301212Bh nbh I I ===∑ E ——材料的扬氏弹性模量，取2.06×105Mpa 。

相应的等应力梁弹簧的刚度为3383b Q Enbh C f L== 当给定弹簧的静挠度c f (由偏频所确定)和许用应力[]σ后，由以上二式可得叶片的厚度为：[][]224l L h Ef Efσσ== （3） 亦即叶片的厚度与弹簧长度的平方成正比。

为了保证卷耳合足够的强度，在选择I 时应尽量长以便h 加厚。

另外由于板簧的纵向角刚度与长度的平方成正比，选择较大尺寸的弹簧长度还可增加纵向角刚度，有利于提高抗纵倾能力。

当然选择弹簧长度时还应考虑到在整车上市置的方便性，因此要与总布置共同协商确定。

一般情况下，轿车后簧长度为轴距的40％～55％，载货汽车前后簧长度分别为轴距的26％～35％和35％～45％。

一旦弹簧长度确定之后，即可利用图6的模型计算所需的叶片宽度、厚度和叶片数目。

如图6所示的等应力多片钢板弹簧在实际结构中无法实现，这是因为：钢板弹簧主片两端不能制成三角形，而应制成与叶片等宽的卷耳或矩形，以便与车架相连，并传递垂向力、纵向力、横向力以及其他载荷；有时为了减小主片的负荷面采用第二片(或包括第三片)与主片等长的结构并在端部制成包耳(见图，同时其他叶片也相应较上述等应力钢板弹簧的叶片加长了。

因此，实际钢板弹簧的展开面的一半不是如图5(a)所示的三角形，而是梯形。

它介于等应力梁勺等截面梁之间，因此可按等截面简支梁的计算公式并引进一个修正系数加以修正，这时弹簧的挠度为:3330484QL QL f EI Enbhδδ=⋅=⋅ （4） 式中 δ——挠度系数。

图5 多片钢板弹簧的简化模型挠度系数主要与弹簧两端的结构有关。

对等应力钢板弹簧簧： 1.5δ=；对实际钢板弹簧： 1.25 1.42δ=-。

可按式()11.5/1.0410.5/n n δ=+⎡⎤⎣⎦选取，其中1n 为与主片等长的重叠片数，n 为总片数。

这种实际多片簧的刚度s C 和弯曲应力σ则相加为：334s Q Enbh C f L δ== （5） 20 1.54QL QL W nbhδ== （6）式中：0W ——钢板弹簧总截面系数，206nbh W = 显然，式(4)——式(6)均为自由状态下钢板弹簧(带中心螺栓)总成的相应计算公式，其计算结果一般表不在总成图纸中。

由式(4)可以得到钢板弹簧的总截面惯性矩为：3048QL I I E δ==∑ （7）将式（4）代入式（3）可求得叶片厚度：[][]3124I L h Ef QLσσδ==∑ （8） 上述公式可用作初选钢板弹簧的参数。

初选参数的顺序为：（a ）由汽车的总布置确定钢板弹簧的长度L ；（b ）用式(7)计算满足刚度要求的总截面惯性矩I ∑；（c ）用式(8)确定叶片厚度；（d ）根据材料标准选择叶片宽度b (希望6＜(b ／h)＜10)、片厚及片数使满足I ∑和h 的要求。

一般片数取6—14片(重型载货汽车和越野汽车平衡悬架的板簧可多达18—20片)；片厚可取不同的规格，一般一副簧中不超过3种，长片厚、短片薄，主片厚度不应小于6mm ，以保证足够的卷耳强度。

近年来的板簧多采用一副簧中仅选取一种厚度的作法；（e ）用式(6)大致校核其应力。

对于非对称结构的钢板弹簧，则其挠度和应力应按下式计算：221234l l Q f Enbh Lδ=⋅ （9） 1226l l Q nbh Lσ= （10） 式中 1l ，2l ——非对称钢板弹簧的前、后段长度，1l 十2l ＝L 。

采用非对称钢板弹簧可减小在压缩行程时后驱动桥前端以及传动袖后万向节抡起的高度，改善万向节传动的工作条件并降低车身底板传动轴通道处的底板高度。