汽车设计课程设计指导书新

1、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

2、，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

3、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

4、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0.650.85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1.271.30。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1014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)、

5、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

6、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

7、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

8、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3.57Mpa，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

9、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

10、耳中心处)作用有载荷p，在其中间作用有支承载荷Q(Q2p)时，由材料力学可知其挠度f和所引起的最大应力分别为 (1) (2)式中 根部的总截面惯性矩， 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当给定弹簧的静挠度 (由偏频所确定)和许用应力后，由以上二式可得叶片的厚度为： （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，在选择时应尽量长以便加厚。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

11、般情况下，轿车后簧长度为轴距的4055，载货汽车前后簧长度分别为轴距的2635和3545。 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

12、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: （4）式中 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：；对实际钢板弹簧：。可按式选取，其中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和弯曲应力则相加为： （5） （6）式中：钢板弹簧总截面系数， 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： （7）将式（4）代入式（3）可求得叶片厚度： （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：（

13、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；（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(bh)10)、片厚及片数使满足和h的要求。一般片数取614片(重型载货汽车和越野汽车平衡悬架的板簧可多达1820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： （9） （10）式中 ，非对称钢板弹簧的前、后段长度，十 L。 采用非对称钢

14、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。由式(10)求得Q的表达式代人式(9)，经整理后可得： （11）当时，得 （12）采用非对称钢板弹簧时，由于其前段长度小于后段长度，因此前段的弹簧刚度大于后段，这一特点有助于提高汽车制动时的抗“点头”性能和加速时的抗“垂尾”性能。 为了预先确定钢板弹簧的长度L，可利用式(12)求得，即式中：板簧材料的弹性模量，取206×105Mpa；叶片厚度；钢板弹簧的总变形或总挠度，mm；钢板弹簧的静挠度，mm；可根据行驶平顺性对前、后悬架的偏频 (单位为Hz)，按表1选

15、取，对一般汽车，前、后悬架的静挠度可按：选取，对货车考虑到前、后轴荷的差别和司机的乘坐舒适性而取；钢板弹簧的动挠度；可按表1选取；一最大许用弯曲应力，MPa；挠度系数。表1 悬架的静挠度、动挠度和偏频 当钢板弹簧由一对U形螺栓(又称骑马螺栓)夹紧安装到车桥或车轴上时，则两U形螺栓之间的板簧有一部分不起弹簧作用，称为非工作部分或无效长度，剩下起弹簧作用的长度则称为有效长度。无效长度由两U形螺栓中心距s和夹紧方式决定，后音又用无效长度系数k来表述。刚性夹紧时取0.5；挠性夹紧时取k0。因此，考虑到钢板弹簧的安装夹紧，则根据式(7)和式(6)，夹紧并修正后的钢板弹簧所需的惯性矩和应满足的强度要求分别

16、为： 13 14式中：SU形螺栓中心距，mm；K考虑U形螺栓夹紧板簧后的无效长度系数，刚性夹紧时k0.5；挠性夹紧时k0；Wo钢板弹簧总截面系数；一许用静弯曲应力，对于55siMnVB和60Si2Mn等弹簧钢，经表面喷丸处理后，推荐对前板簧取350-450 MPa，对后主簧取 450-550MPa；对后副簧取 220-250MPa；平衡悬架用板簧取 350-450MPa 。一般静挠度大的弹簧， 也可选大些。美国SAE推荐的许用静应力为 Mpa 式中的单位为mm。还应验算在最大动行程时的最大应力，可根据式12并以有效长度及板簧的平均厚度代入，得 Mpa （15） 弹簧的单位变形应力称为比应力，它

17、对钢板弹簧的疲劳寿命有显著影响。比应力可表达为 （16） 设计值的选择范围为：货车的前、后簧4.55.5Mpa/mm，后悬架副簧为7.58.5Mpa/mm，平衡悬架板黄6.58.0Mpa/mm。当钢板弹簧的长度、挠度及应力确定后，按式(15)即可求出叶片的厚度进而按式14)求出Wo并由选定的叶片数求出叶片宽度。钢板弹簧的各片厚度h应在(1十0.1)h p的范围内选取，尽量采用同一厚度。但当长度L受限时，为了加强主片及卷耳而将主片加厚，这时其余各片应选取较小的厚度并给以较大曲率烈分散主片的负荷。在一副板簧中厚度的种类不宜超过三种，且为使其叶片寿命接近，最厚片与最薄片厚度之比应小于1.5。叶片断面

18、尺寸的选取应符合我国型材规格。当Wo及h一定时，减少叶片数则需加大叶片宽，但过大的叶片宽度会导致当汽车车身侧倾时使板黄叶片的扭应力增大，尤其对主片而言；而减小叶片宽度则需增多叶片数，从而使叶片问的摩擦力增大并增大了钢板弹簧总成的厚度。前已提到：一般汽车板簧的叶片数目通常为614片。若少于6片，则板黄将过重；而多于10片，则会使主片强度不足。板簧叶片在循环弯曲载荷的作用下，其受压表面的疲劳强度高于受拉表而的，因此，为了提高板簧的疲劳寿命，在叶片热处理后，应对叶片工作的受拉面进行喷九处理，使其表面层产生挤压预应力。此外，表面强化处理也可以减少叶片表而影响疲劳寿命的缺陷。2.2 钢板弹簧各叶片长度的

19、确定在选择了钢板弹簧叶片的截面形状、片端结构和夹紧方式等且如上所述确定了初步参数后，则可对板簧作进一步的设计，首先应确定每一叶片的片长及其在自由状态下的曲率半径，因为这些参数共同决定了板簧每一叶片中的应力情况。在选择各叶片长度时，应尽量使应力在片间和沿片长的分布合理，以达到各片寿命接近并节省材料、减小板簧质量的目的。确定各叶片长度的方法有作图法和计算法。作图法是基于实际钢板弹簧各叶片的展开图接近梯形梁形状这原则来作图的，其具体做法如图6(a)所示。先将各叶片厚度的立方值按同一比例尺沿纵坐标绘出，再沿横坐标绘出主片长度之半(即L/2)和u形螺拴中心距之半，得A、B两点。连接这两点就得到三角形的钢

20、板弹簧展开图。朋线与各叶片上侧边的交点即决定丁各片长皮。当有与主片等长的重叠片时，可将B点与最下一个重叠片的上侧端点相连如图6(b)所示。该图中实线所示的叶片长度是经过圆整后的尺寸。图 6 确定钢板弹簧各叶片长度的作图法2.3钢板弹簧总成及各叶片在自由状态下的弧高及曲率半径钢板弹簧在自由状态下的总成弧高。(参见图7)应为： （17）式中：静挠度： 满载弧高，它直接影响车身高度。为了使板簧满载时在对称位置工作，一般希望它等于零。但考虑到使用中的塑性变形，也为了不使动挠度过小，均需用人给予补偿，故常取1030mm； 钢板弹簧在预压缩时产生的塑性变形，一般取813mm，或取 (0.0550.075)

21、(fc十fd)； 钢板弹簧由U形螺栓夹紧后还会引起弧高变化，其变化量可按下式选取：式中： su形螺栓中心距； L钢板弹簧长，即主片长。 根据式(17)给出的钢板弹簧总成的弧高Fo，即可按图7所示的几何关系，当L/R1.2时，近似地求得钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径，它也是装配成弹簧总成后主片的曲率半径： （18）图7 钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径及弧高 钢板弹簧各叶片在自由状态下的曲率半径则与装配后的不同。当钢板弹簧各叶片的厚度相等时，将各叶片作成在自由状态下具有不同曲率半径的目的，是为了使各叶片在用中心螺栓夹紧后能相互贴紧，且在弹簧工作过程中能使各叶片都参加工作。为此，只需不大的预

22、应力即可。设计时可取第一、二片的预应力为-80-150MPa，最后几片的预应力取2060MPa。当钢板弹簧各叶片的厚度不尽相等时，为了加强主片及卷耳，主片应最厚，致使其应力在不采取措施时将最大。为了使各叶片的工作应力趋于接近，各叶片采用了不同的自由状态下曲率半径(见图8)，以便使各叶片在用中心螺栓夹紧组装成钢板弹簧总成而具有共同曲率后，得到不同的预应力值。显然，在弹簧的组装过程中，曲率半径由小变大的叶片的上表面受拉伸，预应力为正值；而曲率半径由大变小的叶片的上表而受压缩，预应力为负值。这样，用改变各片曲率半径值的方法，调整各片的预应力值并使主片的预应力为负值，则不仅可使各片在组装后相互贴紧、使

23、各片在弹簧工作过程中都参加工作，而且可使主片上表面的正工作应力降下来，达到各片的工作应力相近及寿命大致相同的目的。图8 在自由状态下具有不同曲率半径的弹簧叶片 在确定各片所需的预应力时，还应满足这样的条件，即在未受外界载荷的作用时板弹簧任何断面中各片预应力的内力矩(弯矩)之代数和应等于零，即 （19）式中：W钢板弹簧第i片的截面系数；钢板弹簧第i片的预应力，可由下式确定： （20）Zi钢板弹簧第i片断面的中性线至工作时受拉伸表项的距离：R。叶片装配后的曲率半径，可近似看成与总成自由状态下的曲率半径(见图18及式18)所示的R。)相等；Ri钢板弹簧第i片在自由状态下的曲率半径。将式（20)代入式

24、(19)，可解出R。的表达式 （21）只可求得钢板弹簧组装后各片的预应力值。对于矩形断面，式(21)可以表达为 （22）这时式(20)则可表达为 （23）在给定载荷下，为了方便求解，还是假定叶片受到纯弯作用。由于外裁及装配预应力共同作用，在叶片中引起的总应力记为，则各叶片的自由曲率半径Ri与受载后的共同曲率半径只之间应满足 （24 ）记受载后板黄的弧高为F，各叶片在自由状态下的弧高为Fi，可近似地有： （25） （26）2.4 极限工况及卷耳、弹簧销强度校核汽车行驶时，钢板弹簧除承受垂向载荷外，还承受其他方向的力和力矩以及冲击载荷等的作用。因此，必须对这些载荷的极限状态进行强度验算，以保证钢板

25、弹簧能可靠地工作。汽车紧急制动时在前板簧的后半段、驱动时在后板簧的前半段产生最大附加载荷，由此导致的总应力可用下式估算： （27） （28）式中：作用于前、后轮上的静负荷；板簧吊耳中心至地面的距离；板簧前、后半段长度(对于对称板簧，道路附着系数，一般取0.8；制动时的前轴负荷转移系数(或质量转移系数)，载货汽车取1.41.6 轿车取1.21.4；一驱动时的后轴负荷转移系数载货汽车取1.11.2，轿车取1.251.3W。一一钢板弹簧的总截面系数，轿车取1214；叶片宽；叶片厚当传递纵向力时，弹簧卷耳根部受到弯曲和拉压联合作用，以上卷式卷耳为例，在通过卷耳中心的纵向力Px作用下，引起的卷耳最大应力为 （29）式中：D卷耳内径；这一应力不应超过350MPa。 在钢板弹簧端部载荷P的作用下，弹簧销直径d的选择应满足 （30）许用挤压应力；为了减少磨损，对于一般经氰化处理的中碳钢(如40钢)取34MPa，经渗碳处理的低碳合金钢(如20Cr)79MPa。 图9汽车制动时钢