设计手册悬架篇—扭杆弹簧独立悬架部份
一、概述
1、什么是独立悬架
2、独立悬架的优缺点
二、扭杆悬架
1、扭杆悬架的典型结构
2、扭杆悬架的特点
3、扭杆悬架的刚度特性
4、扭杆悬架的运动特性
5、悬架与整车的关系
三、扭杆悬架设计
1、主要性能参数的确定
2、悬架刚度（悬架刚度不同于扭杆刚度的概念）
3、系统阻尼（系统阻尼不同于减振阻尼的概念）
4、悬架设计计算
5、扭杆的设计
四、装调中的控制要素
1、整车姿态的调整与控制
2、前轮定位的调整与控制
3、轮胎气压的调整与控制
五、故障处理案例
1、回正性差
2、轮胎偏磨
第一章概述
独立悬架是相对于非独立悬架而言的，其特点是左、右两车轮之间各自“独立”地与车架或车身相联，构成断开式车桥，当单边车轮驶过凸起时，不会影响到另一侧车轮。
独立悬架由于其导向机构措综复杂，结构型式很多，但主流结构主要有：双横臂式，纵臂式，麦弗逊式、多连杆式等。
双横臂式独立悬架又细分为等长双横臂式和不等长双横臂式。一般用于轿车的前、后悬架，轻型载货汽车的前悬架或要求高通过性的越野车的前、后悬架。
纵臂式独立悬架以平行于汽车行驶方向的纵臂承担导向和传力作用，常用于非驱动桥的后悬架。
麦弗逊式，其突出特点在于将导向机构与减振装置合到一起，将多个元零件集成在一个单元内。不公简化了结构，减轻了质量，还节省了空间，较多应用于紧凑型轿车的前悬架。
与非独立悬架相比，独立悬架的诸多优点：
1、非悬挂质量小，悬架所受到并传给车身的冲击载荷小，有利于提高汽车的行驶平顺
性及轮胎接地性能；
2、左右车轮的跳动没有直接的相互影响，可减少车身的倾斜和振动；
3、占用横向空间小，便于发动机布置可以降低发动机的安装位置，从而降低汽车质心
位置，有利于提高汽车行驶稳定性；
4、易于实现驱动轮转向。
我公司目前所采用的前独立悬架均为不等长双横臂式扭杆悬架，如BJ1027A皮卡车型、BJ1032小卡车型和BJ6486轻客车型等。
第二章扭杆悬架
扭杆式双横臂独立悬架，用扭杆作为弹性元件，简称为扭杆悬架。
2．1 扭杆悬架的典型结构
2．1．1悬架的导向机构
悬架的导向机构是一种四连杆机构，四连杆机构由上摆臂、下摆臂及主销构成。
图2-1为悬架系统结构简图，
三角型DEF为悬架上摆臂，
DE为上摆臂轴；
三角型ABC为悬架下摆臂，
AB为下摆臂轴；
F为上球头销、
C为下球头销
FC构成转向桥的主销
车轮跳动过程中，上摆臂、下摆臂各自绕
它们的摆臂轴进行摆动。
M、N分别为转向梯型上的两点，M为转向
梯型断开点，N为转向节臂与转向拉杆的
连接点。
图2-1
摆臂结构有两种：A形臂和一字臂，呈A字形或三角形的摆臂为A形臂；呈一字形的摆臂为一字臂。上摆臂一般都是A形臂。
上下摆臂均为A形臂的称为双A形臂结构，四驱的车辆或四驱平台上的两驱车辆一般采用双A形臂，如：长丰猎豹、BJ2027皮卡；一般SUV车因考虑越野性能，其前悬架大多采
用双A形臂，如：长城赛弗、五十铃竞技者、海拉克斯、华泰特拉卡等。采用双A形臂的车辆不带推力杆。
另一种布置结构为：上摆臂是A形臂，下摆臂为一字臂。两驱车辆一般采用该种结构。如BJ1027皮卡、长城皮卡、田野皮卡等。该种结构因下摆臂为一字臂必须设置推力杆。2．1．2 上置扭杆与下置扭杆
扭杆的安装型式主要有两种，
一种为上置扭杆，一种为下置扭
杆，见图2-2。
扭杆的上置与下置主要与整
车及发动机布置有关，主要看它的
布置空间。采用上置扭杆的有：
BJ6486轻客、长城赛弗、金杯海
狮等；采用下置扭杆的有：BJ1027
皮卡、长城皮卡、江铃皮卡、庆铃皮卡等。
图2-2
2．。1。3 双横臂轴的布置
为了获得优良的性能，双横臂轴线在纵平面内和水平面内都有可能布置夹角，双横臂轴线在纵平面内形成的夹角为刹车点头角，在水平面内形成的夹角为斜置角。图2-3列出了BJ1032、BJ0127、BJ6486的双横臂轴线的布置及其特点：
图2-3
图中M-M为上摆臂轴线，N-N为下摆臂轴线。
BJ1032采用的布置方式较为简单，双横臂轴线在纵平面内和水平面内均是平行的，该种布置方式在皮卡和SUV车上应用较多，如庆铃皮卡、猎豹SUV、BJ2027皮卡等。该种布置方式较为简单，在车轮上下运动过程中后倾角变化不大，但抗点头效应较差。
BJ1027采用的布置方式是在纵平面内上摆臂轴线有个5°角，该角度与水平方向的下摆臂轴线上在纵平面内形成了一个刹车点头角，使车辆形成了一定的抗点头效应，使车辆在制动或加减速时显得比较柔和。
BJ1086采用的布置方式比较复杂，上下摆臂轴线不论在纵平面内还是在水平面内都有
夹角。该种布置不仅有一定的抗点头效应，还有一定的抗冲击性。但在车轮上下运动过程中各种定位角度的变化较大。
具体采用哪种布置结构，要看车辆的性能要求，结合整车的布置以及悬架与车轮的运动特性而定。
2．2扭杆悬架的特点
扭杆悬架的特点是车身高度可调。
车辆在设计时，要求有一个整车姿态。对于扭杆悬架的车辆，为了保证正确的整车姿态，必须进行车身高度调整，即空车高度。其方法是调整扭杆，使前悬架高度达到一个规定值。空车高度调整必须在前轮定位调整之前进行，由于车辆在装配以后，前桥、悬架及球销中的各种间隙还没有完全消除，整车姿态仍然处于不稳定状态，这时调出来的前轮定位参数则是不准确的。所以装车以后一般是先进行一段路程的颠波，然后再将车身用力的晃动几下，调准空车高度后方可进行前轮定位调整。
2．3 扭杆悬架的刚度特性
扭杆悬架的刚度特性是悬架刚度为非线性的。
扭杆刚度不等于悬架刚度。扭杆刚度为线性的，悬架刚度为非线性的。扭杆刚度取决
于扭杆的结构尺寸，而悬架刚度由于其导向机构的缘固而变得较为复杂，悬架刚度指的是车轮的垂向位移与车轮所受的反力之间的关系曲线，由于车轮的垂向位移与扭杆的扭角不呈线性关系，故悬架刚度为非线性的。
如果扭杆刚度为Ct，则悬架刚度为：
C = dZ
ds t= M
d2θ
ds2t+ Ct (
dθ
ds t)
2
式中: Z——作用在车轮上的垂直反力
ds t——车轮在Z作用下的微量垂直位移
dθ——扭杆在M作用下的微量转角
Ct——扭杆刚度
M——作用在扭杆上的扭矩
对于双横臂独立悬架其悬架刚度计算比较复杂，现已有计算软件，这里不再熬述。
2．4 扭杆悬架的运动特性
由于扭杆悬架的导向机构为四连杆机构，所以，在运动过程中，前轮定位的参数值是变化的。如何使前轮参数的变化值在合理范围内，以确保车辆性能，这就要看四连杆机构的如何设计。
分析案例1：
BJ1032独立悬架设计。按整车设计要求，选用小东风悬架，看前轮参数值的变化。
已知条件：（参照图2-1）
车轮外倾α0°10′
主销内倾β9°20′
主销后倾γ0°25′
下横臂与水平线夹角θ13°15′
上横臂长度AD=220 mm
下横臂长度BC=363 mm
主销长度DC=250 mm
主销上段长度DP=149
悬架安装点坐标：
下摆臂摆动轴线上B点Bx: 50.000 By: 257.000 Bz: -194.000
下摆臂摆动轴线上A点Ax: -50.000 Ay: 257.000 Az: -194.000
上摆臂摆动轴线上E点Ex: 109.500 Ey: 363.000 Ez: 46.000 上摆臂摆动轴线上D点Dx: -118.500 Dy: 363.000 Dz: 46.000 转向梯形断开点M(mm) Mx: 145.000 My: 260.000 Mz: -182.000
悬架平衡位置转向节下球销中心C0(mm) C0x: 0.000 C0y: 611.500 C0z: -276.800
悬架平衡位置转向节上球销中心F0(mm) F0x: 4.500 F0y: 571.500 F0z: -30.000 转向梯形断开点M到转向节臂球销中心N的距离MN(mm) MN: 349.000
转向节下球销中心C转向节上球销中心F的距离FC(mm) FC: 250.000
转向节下球销中心C到转向节臂球销中心N的距离CN(mm) CN: 173.000
转向节上球销中心F到转向节臂球销中心N的距离FN(mm) FN: 217.000
转向节臂球销中心N到轮胎中心G的距离NG(mm) NG: 173.000
主销轴线与转向节轴线交点P到轮胎中心G的距离PG(mm) PG: 105.000
P点到转向节上.下球销中心F和C的距离之比FP/CP(定值) FP_PC: 1.463
转向节下球销中心C到轮胎中心G的距离CG(mm) CG: 133.000
车轮半径R(mm) R: 325.000
用软件计算结果（见表2-1）：
前束及1/2轮距变化不太理想，其他前轮参数值的变化可以满足要求。
悬架是以已确定的状态为平衡位置进行运动的。悬架的运动还应考虑缓冲块的合理设置。
分析示例2：BJ1027A皮卡前悬架的运动
图2-4为皮卡前悬架空载时的运动图，从图2-5中看出：空载时，上横臂与水平线夹角为0.56°下横臂与水平线夹角为0.21°，上横臂与上缓冲块间隙22 mm,下横臂与下缓冲块间隙16 mm,该状态为悬架在空载时的平衡位置，那么在空载状态下，悬架将以此为平衡位置上下摆动，当车轮上跳42mm时下横臂与下缓冲块接触,车轮回弹56.5mm时上横臂与上缓冲块接触。
满载时,由于轴荷增加,车身高度下降, 悬架的状态发生变化, 平衡位置也随之改变。对于汽卡柴卡两种机型，满载轴荷不一样，相差90 kg ，车身高度下沉量不一样,因而，平衡位置也略有不同。表2-2列出了配装两种机型，491机
和BJ493Q2机的悬架状态：
图2-4
表2-2
从表2-2中看出：两种机型在满载时,由于车身高度下沉量不一样，与缓冲块接触情况也有所不同，对于汽卡，满载时，车轮上跳 27mm 时，撞击下缓冲块；对于柴卡，满载时，车轮上跳 25mm 时，撞击下缓冲块，相差不大，在车轮上跳 40mm 时，两种机型压缩缓冲块约在10 mm 左右，不到缓冲块压缩量的1/3，符合悬架的运动要求。相比之下，柴卡撞击缓冲块的机会较汽卡略多。
综上所述，正确的空车高度，可以得到理想的悬架状态，从而保证悬架的运动精度，使车辆有一个比较理想的行驶性能。轴荷不同，悬架的平衡位置不同，悬架的运动将存在一些差异。对于不同的车型，可以通过扭杆调整量，使悬架满足不同状态的性能要求。当然，如果轴荷发生了较大变化，对性能造成较大影响时，则应考虑缓冲块的重新设置或悬架高度的控制尺寸。
2． 5 悬架与整车的动态关系
悬架与整车有着密切的联系，悬架状态决定了整车姿态。车辆是运动的，悬架也是运动的，因而整车姿态是动态的。在悬架与整车的动态关系中，一个关键要素就是空车高度，空车高度决定了悬架状态，同时也保证了整车姿态，正确的空车高度保证了前轮定位的准确性，保证了了悬架的性能。 2． 5．1空车高度的定义
对于扭杆式双横臂独立悬架的车型，在前轮定位调整之前，要进行车身高度调整，以达
到整车姿态的设计要求一般是在空车状态下进行车
身高度调整，也可称为空车高度。
对于空车高度的控制一般是在车身上指定一控
制点，控制该点的离地高度。前悬架空车高度指的
是下横臂轴中心点的离地面高度，后悬架空车高度
指的是板簧前吊耳中心离地面高度。图2-5为
BJ1027A皮卡前悬架空载时的状态图，图中尺寸248
即为前悬架空车高度。
2．5．2 空车高度与整车姿态
为了保证车辆的动力性，车身通常相对于路面
有一个倾角，一般为0.5°-1.5°，这一状态也称为
整车姿态。
图2-5
以BJ1027A皮卡为例，在前轮定位调整之前必须进行空车高度调整，其方法是调整扭杆，使前悬架高度达到248mm，（下横臂轴中心离地面高度），按制造要求为285 mm这样，就确定了空车状态下的整车姿态。对于满载，根据轴荷分配及前后悬架刚度特性，可以分别得出：前悬架高度为233 mm，后悬架高度，满载状态下的整车姿态自然形成。同样，对于不同载荷及其分布，都有一个不同的整车姿态与其对应。因而，保证了正确的空车高度，就可以保证车辆有一个正确的整车姿态，以及所有车辆在出厂时整车姿态的一致性。
第三章扭杆悬架设计
悬架的设计与整车的总布置设计密切相关，悬架的参数影响到许多整车的特性，并且涉及其他总成的布置，因而一般要与总布置设计师共同协商确定，以保证与整车设计良好的匹配性。同时，应使得整车具有良好的操纵稳定性和行驶平顺性，提高零部件的标准化、通用化和系列化水平。
3．1 独立悬架结构选型和参数的确定
3．1．1独立悬架结构选型
根据产品概念、设计函及整车设计师的要求，明确所开发车型用途、承载以及所应用地区的道路等情况，选定前后悬架的结构型式。一般载货汽车及部分商务用车都采用“前独后非”的悬架匹配方式。对于扭杆悬架，主要确定如下结构型式：
1）、摆臂结构型式
2）、扭杆安装方式
3）、摆臂轴布置型式
3．1．2参数的确定
确定以下参数：
1）、悬架振动频率及悬架刚度
2）、四连杆结构尺寸；包括上下横臂的长度、主销长度及主销上下部分长度比，上下横臂与车架的安装尺寸等。
3）、前轮定位参数
3．2悬架刚度计算
3.2.1扭杆悬架的受力分析
独立悬架的刚度与扭杆的扭转刚度不同，扭杆的扭转刚度是线性的，通过上下摆臂的四联杆机构作用于整个悬架的，最终转换为悬架的垂向刚度。由于车轮的垂向位移与扭杆的扭转角不呈线性关系以及垂向作用力力臂的变化，悬架的垂向刚度特性为非线性变化。
根据所开发车辆的用途选定的悬架偏频，一般货车前悬架满载时选取n=1.5~2.2左右。按公式n=1/2πgc/f 得出悬架的垂向刚度C。
悬架的受力较为复杂，下面以BJ1027皮卡为例进行受力分析。图3为悬架的受力图，地面的支承反力通过上下摆臂及球销
将力传至扭杆。因该悬架为下置扭杆，
所以上摆臂可看成为二力杆，Q即为
上摆臂的作用力，其方向沿上摆臂方
向一致。那么，根据力的平衡原理可
以得出下摆臂的受力方向，用平行四
边形作图法从而求出扭杆扭矩。
满载时地面支承反力N=4295N,根
据作图法可以得出作用力P=4677N；P
到下摆臂铰接点的作用力距为A=324.
3mm。从而得出扭杆扭矩：Mn=P×A
=1516.7 Nm，按公式θ=Mn/Ct 即可
得出扭杆转角及应力。
表1列出了所需计算得出的数据：图3
1）扭杆主要尺寸的确定
扭杆主要尺寸是杆径D和长度L。杆径D和长度L决定了扭杆刚度，长度L与总布置有关，依据总布置而定。
刚度计算公式：K=πd4G/32L
计算结果：K=103.3
（剪切弹性模量取值：G=7.6×104N/mm2）
2）扭杆结构
扭杆的结构很简单，一根杆，有三部分组成。两头是花键，中间是杆部，在杆部与花键之间有一过渡圆弧，如图1所示。
花键一般为三角花键，花键带盲齿或不带盲
齿，现多数不带盲齿；中间杆部是受扭部分，杆
部截面可以是圆形的、环形的、矩形的，大多数
为圆形。因杆部与花键之间的过渡圆弧段也承受
扭矩，因而，扭杆的有效长度包含一段圆弧段。
扭杆的具体结构一般根据供应商的条件而定。
图3-3
根据计算1027AEF1扭杆在满载时应力为553．1Mpa，因车轮在运动时上下摆动，当车轮继续向上运动时，扭杆转角还有所增加，所以，应考虑这部分的应力叠加。一般以振幅40 mm进行计算，从表1中看出，在振幅40 mm时扭杆的最大应力为618．7 Mpa，小于许用剪应力800 Mpa，满足可靠性要求。
5）扭杆的材料选用
扭杆采用的材料有50CrV A、60Si2Mn、42CrMo、60CrA、45CrNiMoV A等。这些材料含碳量高，具有较高的抗拉强度、抗扭转疲劳强度，有很好的弹性和一定的冲击韧性，许用剪应力[τ]都在800Mpa以上，有的达到1400-1500 Mpa，疲劳可达50万次以上。
50CrV A是一种较高的弹簧钢，热处理后可达到高的韧性、强度、弹性极限，由于该材料中含有Cr和V，因而钢的热敏感性较低，脱碳较少，所以它又具有高的疲劳强度。我公司的6486轻客用的就是这种材料。
45CrNiMoV A为高强度结构合金钢，该钢除了具有较高的抗拉强度、抗扭转疲劳强度，有很好的弹性外，还具有很好的淬透性，一般在淬火后中温回火状态下使用，其金相组织为回火屈氏体。但价格昂贵，坦克扭杆大多采用该种材料。
42CrMo是近年应用较为广泛的扭杆材料，此材料具有较高的抗拉强度、抗扭转疲劳强度，具有较好的淬透性、淬硬性。价格适中，我公司的1027A系列皮卡采用的就是这种材料。
扭杆的材质不同，热处理方式也不相同。45CrNiMoV A和50CrV A采用整体淬火，而42CrMo必须采用感应淬火。对于42CrMo，由于扭杆弹簧经常在扭转状态下工作，表面剪应力较大，而心部应力较小，从心部到表面的应力呈线性增加，感应淬火可使扭杆表面硬化，提高疲劳极限。因近两年来扭杆的感应淬火工艺日渐成熟，目前采用该种材料扭杆的车型有：江铃皮卡、庆铃皮卡、依维科等。扭杆的材料选用应根据供应商的工艺条件和热处理方式而定。
6）扭杆的失效型式
扭杆的失效型式主要有两种，断裂与塑变。这主要与扭杆材料和热处理方式有关，感应淬火的42CrMo扭杆失效以塑变为多，而整体淬火的50CrV A扭杆失效一般是断裂。
扭杆的断裂失效
皮卡、客车、高档载货汽车疲劳受命为50万次以上。如果扭杆发生断裂，将引起车辆前端倒地甚至翻车。断裂失效的主要原因有：
1）、材质问题
2）、材料有裂纹
4）、喷丸不当
5）、淬火控制不当
淬火是扭杆制造中最为关键的工艺。50CrV A
采用的是整体淬火，一般是整筐扭杆一起放在淬
火炉内，优点是生产效率高；缺点是硬度不好掌
握，表层硬度均匀性较差，心部硬度较高，控制
不当容易发生脆裂。扭杆的断裂一般在杆部与
花键之间的圆弧过渡处，该处的应力较大，且有
一定的应力集中，图4为扭杆断裂时的照片。
扭杆的塑变失效
图3-1
塑变失效可以引起车辆的前端下沉，影响车辆的前轮定位参数，对整车的操稳与轮胎的正常磨损也有一定的影响。塑变失效主要是淬火控制不当、预扭控制不当或超载等问题造成的。塑变失效在感应淬火的热处理方式中较易出现，要避免该种失效发生，这主要看对这种热处理技术的掌握。在感应淬火中，如果感应圈的速度控制不当，或感应圈电流控制不当都可能导致扭杆的感应层深度和表层硬度不够，这些有可能引起扭杆在使用中产生较大的塑变。
3．4 系统阻尼计算
减振器阻尼力的匹配可按下列公式验证:如表1。
3．5 悬架布置参数及前轮定位参数
3．6 侧倾校核(满载状态)
侧倾中心高度（满载、悬架平衡位置）：
前悬架：h1=36 （利用合肥工大软件得出，见附图3）
后悬架：h2=468 (后簧主片离地高度)
簧上质量质心高度：h3=775
簧上质量质心距前轴距离：a=1606
侧倾力臂：h=h3-h1-a*（h2-h1）/L=472.2
侧倾刚度：C=0.5(K1*B12 +K2*D22)=0.5(48.6*14102 +209*10002)=15.3*107Nmm/rad
式中：K2—后簧刚度，D2---后簧托距
侧倾角度：
当侧向加速度ay=0.4g时，离心力Fy=0。4*Gs=0.4*2684=107306N
侧倾力矩：M= Fy* h
侧倾角度：α=M/C= Fy* h/C=0.0331rad=1.9°
悬架系统运动分析
可以通过手工作图的方式，画出悬架在不同的跳动高度范围内的摆臂及相关联件的位置，校核动动件与固定件的运动间隙和零部件运动协调性和干涉问题。目前，利用计算机编制的软件能够较方便地分析出各零部件运动协调性和干涉问题。
六、装调中的控制要素
扭杆式独立悬架的控制要素主要有前悬架高度（即摆臂角度）及前轮定位参数的控制。
6．1 前悬架高度的控制
通常，在悬架扭杆设计时，就在两端花键处设
计出悬架摆臂和调整臂的装配角度标识槽。在前悬
架装配过程当中，按照扭杆设计安装标识正确装配
摆臂和调整臂。在进行前悬架高度的调整前，应先
检查轮胎气压正确，然后专用测量工具
是通过调整扭杆的预紧角度来实现的。如下图
所示：
3、前轮定位的调整与控制
前轮定位的调整，一般要在四轮定位仪上进行。
前束的调整，是通过调整左右转向横拉杆的长度来
实现的；车轮内、外倾角的调整是通过同时增加或减少悬架同一侧上摆臂垫片的多少来实现的；如果需要调整主销后倾角，则调整悬架同一侧上摆臂前后垫片的高度差，使上摆臂产生一个向后的倾角来实现的。
4、轮胎气压的调整与控制
在进行整车高度和前轮定位调整前，一定要按技术要求将车轮的气压调整到规定数值，否则将会影响到整车高度及前轮定位的调整。如果长期让轮胎处于不符合规定的气压范围内，还将会影响到转向力和轮胎的早期磨损。
第五章故障处理案例
5．1 转向回正性差
案例：BJ6486轻客转向回正性差问题处理
故障模式：转向沉、回位性差、感觉转向
盘有阻尼、路感较差。
解决思路：
影响转向回位的因素主要有两种：一是
转向回正力矩问题造成回位性差，二是转向系统阻尼问题造成转向盘操纵费力。
要素分析：
1）、在整车装调过程中，空车高度的调整与前轮定位的调整一样，非常重要。在所提供给我们进行分析的故障样车中，很少有空车高度调整到位的情况，这说明空车高度调整没有引起
高度重视。6486轻客前悬架空车高度为277 mm（下横臂轴中心点离地面高度），后悬架空
车高度为292 mm（板簧前吊耳中心离地面高度）。我们在试验发现，车辆按正确的空车高
度调整以后，再进行前轮定位调整，多数故障样车的回位性能明显好转。
2）、影响转向回正力矩的主要参数是后倾角，后倾角偏小可能使转向回正力矩不够，但简单的改变后倾角有可能使其他定位参数产生影响，增大后倾角也有可能使转向发沉。在试验中，
我们进行了多次尝试，将后倾角由1°15′增大到2°30′较为合适。
3）、多数转向器支架不符合设计要求，对安装精度及传动效率影响较大。此外，根据车身三坐标测量结果，安装转向器及转向器支架部位的坐标点也有较大误差，这是产生转向系统阻
尼力的主要因素。
4）、6486轻客转向系统安装较为复杂，图3是转向传动系统安装图，因环节较多，且有角度，传动效率较低，从转向盘---转向轴----减速器----转向传动轴----转向器各个环节，都可能
产生阻滞。因而，我们对车身及转向系统零部件进行了抽查，发现部分转向器明显发沉、阻
力大、且减速器的齿轮精度很低，转向时，发现“咔哒”的声音，不顺畅；对此，我们进行
了专门试验，从库里挑选出一台套转向器总成，从方向盘、转向管柱、直至转向器的拉杆、
球头，逐一进行了检查分析，认为满意后，并与Array故障样车上拆下的零部件作对比分析，而后在故
障样车上进行了投换，经试车发现，转向明显轻
了，回位很好。
解决措施：
1、主销后倾角由1°15′提高到2°30′；
适当增大了回正力矩。
2、车轮偏距由35改为30。
3、修正了整车装调技术条件，强调和规范了
空车高度的调整。
4、对悬架系统和转向系统的零部件增加了
控制要素，保证了悬架系统的运动精度。
5、对车身装焊胎具进行了调整，保证了悬架与转向系统导向机构与杆件的运动精度。
经过2001年下半年以来，通过半年的实施，效果良好，至今BJ6486轻型客车没有发生转向不回位、发沉这一现象。
实施效果：
表2-1列出了我们在解决问题的过程中进行了的对比试验分析，试验主要针对故障样车的不同调整状态、转向系统的零部件质量状态等进行对比，经第三次调整后达到了预期
要求。
结论：
转向回正是评价操纵稳定性的一项重要指标，转向回正与悬架有密切的关系。
5．3 轮胎偏磨
案例：BJ1027皮卡轮胎偏磨问题处理
通过对收集到的大量资料进行分析，轮胎磨损的故障模式主要有以下三种情况：
1、两前轮外侧偏磨，占吃胎故障比例的80％；
2、单个前轮偏磨（左轮或右轮偏磨）；
3、胎面中线外侧间断规律性磨损（首都机场较多）。
解决思路：
1、轮胎正常磨损与否主要取决于其在车辆运动过程中相对于地面的横向滑移量，这是
一个很重要的观点；
2、前束或轮距的变化是导致横向滑移增大的关键要素。
要素分析：
1）轮胎偏磨是一个系统问题，影响轮胎磨损的因素很多，如：车架制造质量、车架刚度、轮胎气压、四轮定位及整车装调控制，等等，偏磨往往是由各种综合因素造成的。
2）车轮跳动过程中，前束变化太大，BJ1027A皮卡从空载→半载→满载，前束变化7mm；
从满载至车轮悬空时前束变化50--80mm。而田野皮卡与桑塔纳前束变化不大，从满载至车轮悬空时，田野皮卡约7mm，桑塔纳在5mm以内；BJ1027A皮卡使用了一段时间以后，车身有不同程度的沉降，说明扭杆产生一定的塑变；
3）BJ1027A皮卡车轮外倾角偏大，并且不稳定
4）轮胎气压偏高，实测为350-400Kpa （规定要求：前后轮均为300Kpa。）；
5）BJ1027A皮卡方向机固定位置比长城皮卡低约7mm，此差值影响转向梯型的平面高度；
6）方向机安装点与随动臂安装点理论上应处于同一高度，而BJ1027A皮卡实测值相差5mm 左右。该因素不仅影响转向梯型的平面高度，而且影响转向梯型空间平面，使转向梯型产生扭曲。
解决措施：
我们按分析计算结果对转向梯型进行了改进。根据系统分析，改制转向横拉杆最为简单方便，可将转向梯型断开点位置提高17mm。按此方案改制了一台转向横拉杆，并进行装车验证，故障样车从空载→半载→满载，前束变化仅0．5mm；从满载至车轮悬空时前束变化仅１０mm。
对三台偏磨严重的故障样车，我们更换了经改制的横拉杆，并对前轮定位参数及轮胎气压
进行了调整，经5000Km路试后轮胎完好，没有发生异常磨损。
4．3改进措施：
4．3．1改进横拉杆结构，提高转向梯形断开点的位置，使车轮跳动时，前束变动量最小。
4．3．2调整前轮定位参数如下：
车轮外倾角：-10ˊ±10ˊ
主销后倾角：1゜45ˊ±15ˊ
主销内倾角：10゜40ˊ±10ˊ
前束：-2 mm –0
4．3．3重新标定205R70/14轮胎气压：前轮气压为250Kpa ，后轮为310Kpa，并在仪表板上设置警示牌：“注意：该气压为装车后的气压，测量气压时应在冷态
下测量。”
4．3．4严格控制扭杆塑变，确保在扭杆50万次疲劳受命期内，车身前部下沉量不高于8 mm。
4．3．5严格控制车架上悬架安装点的位置精度。
4．3．6规范整车姿态和前轮定位调整
1）、前轮定位调整前必须首先进行整车姿态检查。
2）、整车姿态检查以下项目：
a）前悬架左右高度差不大于3 mm；
b）后悬架左右高度差不大于3 mm；
c）左右轴距控制在L=3025±2.5 mm
d）前后轮对角线差≤3 mm
4．3．7动平衡量控制在500gmm以内。
4．3．8为预防故障再发生，工艺部门根据纠正措施对工艺进行调整，并规定1）、前轮定位调整等关键工位必须由技术工人持证上岗。
2）、对装调技工进行有针对性的培训，提高对前轮定位及其重要性的认识，熟练掌握装调工艺，保证装调质量的稳定。
3）、对车架、悬架、转向、轮胎等关键零部件的控制要素进行严格掌控，对供应商的胎具、夹具等进行认证，并定期检查。
实施效果：
按以上整改措施，我们对市场上存在轮胎偏磨的车辆重新进行了技术调整，通过六个月的市场验证，未再发生类似故障，该问题已经从根本上得到了解决。
汽车钢板弹簧设计 第一节悬架的定义、功能及其组成 悬架是现代汽车上的主要总成之一，它能够把车架（车身）与车轴（车轮）弹性的连接起来，其主要任务是传递作用在与车架和车轮之间的一切力和力矩，并且缓和由于路面不平而传给车身的冲击载荷，衰减由于冲击载荷引起的承载系统的振动，保证汽车的正常行驶。 悬架通常由弹性元件、导向机构及减振装置组成。弹性元件主要有：钢板弹簧，螺旋弹簧，橡胶弹簧，空气弹簧及油气弹簧等。在长期的发展过程中，由于钢板弹簧具有结构简单，制造成本较低，占用空间小，维修方便等一系列特点，因此目前在世界各国仍都在大量的采用钢板弹簧。 第二节．钢板弹簧的种类 一、按力学性能特点分： 分为等刚度、两极刚度复式钢板弹簧、渐变刚度钢板弹簧。 二、按截面形状分： 分为等截面板簧和变截面板簧 第三节．钢板弹簧的截面形状 目前国内钢板弹簧的截面形状有： a矩形截面b单面双槽截面c 带凸肋的截面弹簧在设计成不对称形状，目的是把断面的中性轴移近受拉表面，减少弹簧的拉应力。此种材料也存在缺点 （1）槽内容易储存泥沙加剧表面腐蚀。 2）轧制后在沟槽的对应拉面上，表面质量较差，双槽的比单槽的更严重。
这种表面缺陷成为疲劳起源点。 注：在钢板弹簧的设计过程中应优先选择GB1222-84《弹簧钢》所规定的规格 第四节．钢板弹簧的主要元件结构 一、第一片卷耳形式 钢板弹簧的卷耳形式一般有3 种结构，上卷耳、下卷耳和平卷耳（柏林耳）。上卷耳使用的比较多，采用下卷耳主要是为了协调钢板弹簧与转向系的运动，下卷耳在载荷作用下容易张开。平卷耳可以减少卷耳的应力，因为纵向力作用方向和弹簧主片断面的中心线重合，对于不能增加主片厚度但又要保证主片卷耳强度的弹簧多采用平卷耳。但是平卷耳制造上比上述两种卷耳复杂，一般轿车多采用平卷耳或下卷耳。 二、第二片包耳
4.3扭杆悬架设计 作为悬架弹性元件的一种——扭杆弹簧的两端分别与车架(车身)和导向臂连接。工作时扭杆弹簧受扭转力矩作用。扭杆弹簧在汽车上可以纵置、横置或介于上述两者之间。因扭杆弹簧单位质量储能量比钢板弹簧大许多，所以扭杆弹簧悬架质量小(簧下质量得以减少)，目前在轻型客车、货车上得到比较广泛的应用。除此之外，扭杆弹簧还有工作可靠、保养维修容易等优点。 扭杆弹簧可以按照断面形状或弹性元件数量的不同来分类。按照断面形状不同，扭杆弹簧分为圆形、管形、片形等几种。按照弹性元件数量不同，扭杆可分为单杆式(图4—12a、b)或组合式两种。组合式扭杆又有并联(图4—12c、d)和串联(图4—12e)两种。端部做成花键的圆形断面扭杆，因工艺性良好和装配容易而得到广泛应用，与管形扭杆比较材料利用不够合理是它的缺点。管形断面扭杆有制造工艺比较复杂的缺点，但它也有材料利用合理和能够用来制作组合式扭杆的优点。片形断面扭杆在一片断了以后仍能工作，所以工作可靠性好，除此之外还有工艺性良好、弹性好、扭角大等优点。片形断面扭杆的材料利用不够合理。组合式扭杆能缩短弹性元件的长度，有利于在汽车上布置。采用圆断面组合式扭杆时，可以用2、4或6根组合形成的组合式扭杆。 图4—12 扭杆断面形状及端部结构 a)圆形断面扭杆，端部为花键 b)圆形断面扭杆，端部为六角形c)片形组合式扭杆 d)圆形组合式扭杆e)串联组合式扭杆 下面以汽车上常用的圆形断面扭杆为例，介绍扭杆弹簧的设计要点。 设计前应当根据对汽车平顺性的要求，先行选定悬架的刚度c。设计扭杆弹簧需要确定的主要尺寸有扭杆直径d和扭杆长度L(图4—13)。
扭杆弹簧设计 倪明明 作为悬架弹性元件的—种——扭杆弹簧的两端分别与车架(车身)和导向臂连接。工作时扭杆弹簧受扭转力矩作用。 一、扭杆弹簧优点： （1）单位质量的储能是钢板弹簧的3倍，所以采用扭杆弹簧的悬架质量轻、结构简单、占用空间小。 （2）悬架扭杆固定在车身上，减小了非簧载质量，提高汽车的平顺性和操控稳定性。 （3）可通过调整扭杆弹簧固定端的安装角度，实现对车身高度的调节。 （4）扭杆弹簧在越野车、轻型客、货车上应用比较广泛。在轿车悬架上也有使用（雷诺-5型、富康）。 二、扭杆弹簧分类 按照断面形状不同，扭杆弹簧分为圆形、管形、片形等几种。 （1）圆形断面扭杆工艺性良好和装配容易而得到广泛应用。采用圆断面组合式扭杆时，可以用2、4或6根组合形成的组合式扭杆。故在本次设计的悬架中选取圆形断面 扭杆。 （2）管形断面扭杆有材料利用合理和能够用来制作组合式扭杆的优点。 （3）片形断面扭杆在一片断了以后仍能工作，所以工作可靠性好，除此之外还有工艺性良好、弹性好、扭角大等优点。 三、扭杆弹簧的设计 设计扭杆弹簧需要确定的主要尺寸有扭杆直径d和扭杆长度L 扭杆弹簧采用45CrNiMoVA优质合金弹簧钢制造扭杆。采用淬火，回火热处理工艺，表面硬度在44～52HRC。为了提高疲劳强度，扭杆需要经预扭和喷丸处理。经过预扭和喷丸处理
的扭杆许用切应力[τ]可在800～900MPa 范围内选取，轿车可取上限，货车宜取下限。本次设计案例是是轿车，故[τ ]=900MPa 设计时应当根据最大扭矩计算扭杆直径d 设计时以乘坐5人为上限，没人以65Kg 计算，空载时前轴荷分配为60%，依据《汽车设计》（第四版，吉林大学出版社），满载前轴荷分配在47%～60%，在此取满载前轴荷分配为54%。对于圆截面的扭杆弹簧的两端花键连接，应力集中系数 1.2t K =， 1.25N =则产生的扭转力F 为 1.2 1.25(1365565)9.854%/2 6707.61F N =??+???= 3max 6707.61180101207.37M FR N m -==??=g 18.97d mm = = = 取整后得：d=20mm
弹簧设计计算 弹簧在材料选定后，设计时需要计算出弹簧刚度F、中径D、钢丝直径d、有效圈数n、变形量f。 以下面弹簧设计为例； 1.计算弹簧受力： 假设弹簧端克服1个标准大气压，即推动钢球，则弹簧受力为： F=PA=1×105N/mm2×πd12 /4 其中d1——钢球通道直径 弹簧还须克服钢球下降重力： G=mρV=m×4ρπR3/3 其中R——钢球半径 弹簧受合力： F合=F+G 考虑制造加工因素，增加1.2倍系数 F′=1.2F合 2.选材料:(一般选用碳素弹簧钢丝65Mn或琴钢丝) 以65Mn为例,钢丝直径d=1.4mm 3.查表计算许用应力: 查弹簧手册8-10表中Ⅰ类载荷的弹簧考虑(根据阀弹簧受力情况而言) 材料的抗拉强度σb与钢丝直径d有关 查表2-30(选用D组): σb=2150～2450Mpa 安全系数K=1.1～1.3, 可取K=1.2, 则σb=1791.7～2041.7 Mpa
因此σb=1791.7Mpa(下限值) 查表2-103,取切变模量G=78.8×103Mpa 查表8-10,取许用切应力τs==0.5σb=0.3×1791.7=537.51Mpa 4.选择弹簧旋绕比C: 根据表8-4初步选取C=10 5.计算钢丝直径:d≥1.6√KFC/[τ] 其中K——曲度系数,取K=1.1～1.3 F——弹簧受力 6.计算弹簧中径: D=C d 7.计算弹簧有效圈数: n=Gd4f/8FD3则总圈数n总=n+n1(查表8-6) 8.计算试验载荷: Fs=πd3τs/8D 9.自由高度: H0=nt+1.5d 其中:t——初步估计节距t=d+f/n+δ1(δ1=0.1d) 查表8-7系列值H0取整数 10.节距计算: t=(H0-1.5d)/n 11.弹簧螺旋角:(此值一般符合=5°～9°) α=arctan(t/πD)
汽车悬架上的扭杆弹簧及其应用 来源：中国钢铁现货网2011-01-13 复制网址〖宽屏查看〗弹簧是机械和电子行业中广泛使用的一种弹性元件，弹簧在受载时能产生较大的弹性变形，把机械功或动能转化为变形能，而卸载后弹簧的变形消失，将变形能转化为机械功。汽车悬架的金属弹簧除了螺旋弹簧和钢板弹簧外，还有扭杆弹簧。扭杆弹簧是一种弹性机械零件，跟其他类型弹簧一样，都是利用材料的弹性以及本身的结构和总体布置的特点，实现能量的转变。随着汽车工业的发展和进步，扭杆弹簧在汽车悬架上的应用越来越广泛。为使汽车在行驶中能够获得适当的操控性与舒适性，必须装设避震装置，扭杆弹簧也因此被用作为汽车悬架系统中的避震装置，利用扭杆弹簧的变形以吸收能量，来缓和汽车行驶时产生的震动和倾斜，因此，扭杆弹簧在汽车上担负着十分重要的角色。 与钢板弹簧相比，扭杆弹簧由于结构简单、质量小、不需要润滑等优点而得到广泛应用。使用扭杆弹簧的悬架结构比较简单，占用空间小，适合小型车使用。缺点是刚度受到扭杆长度的限制，不够柔软，乘坐舒适性不理想，对材料要求高。扭杆弹簧常用的材料有碳素弹簧钢、合金弹簧钢、不锈弹簧钢以及铜合金、镍合金等。 近30年来，随着新工艺、新技术的发展，扭杆弹簧的性能有了很大提高，主要标志是高应力、高强度扭杆的采用，静应力和缓冲能力都达到更高的水平，扭杆弹簧的最大工作应力已达到1300MPa。在组成扭杆悬架的所有零件中，扭杆弹簧是保证悬架装置具有优良性能的关键零件之一，只有提高扭杆弹簧的最大工作应力，才能设计出性能优良的悬架装置。 扭杆弹簧的制造材料一般应具有高的弹性极限、疲劳极限、冲击韧性及良好的热处理性能等。扭杆弹簧加工过程中，切料应注意避免温度升高，镦锻时端部加热温度为950～1000℃,镦锻后端部用退火炉加热并缓冷。铬锰弹簧钢淬火温度830～860℃，淬火冷却以垂直状态投入油中或用滚模压淬火，可防止或减小弯曲变形，应及时进行回火；为提高疲劳强度，一般应进行喷丸强化；为防止使用中的永久变形，按照负荷方向进行预扭试验，喷丸后的扭杆弹簧应及时涂漆防锈。 现代汽车设计中，舒适性越来越受到重视。对汽车平顺性的要求也越来越高。特别是对客车和货车的舒适性要求逐渐提高，扭杆弹簧在支撑车体、传递地面给车体的力，缓和车辆在行驶时由车轮传给车体的冲击力，保证车辆在不平路面高速行驶时的平稳性和乘员的舒适性方面具有重要意义。（余冶） 北汽B40(报价图片参数)/B70底盘特点：带扭杆弹簧的前独立悬挂在民用车型中非常少见底盘表现期待指数：★★★★
De Di l 0De Di t t 's 不带支撑面的碟簧带支撑面的碟簧 叠合组合蝶簧组： n 片碟簧叠合后自由状态下的高度： 不带支撑面的蝶簧 带支撑面的蝶簧 n 片碟簧叠合后变形量与载荷的关系： 变形量 载荷 对合组合蝶簧组： i 片碟簧对合后自由状态下的高度： i 片碟簧对合后变形量与载荷的关系： 变形量： 载荷 二．例 主轴拉爪有三个位置，分别是拉刀位置（中间位置）、松刀位置（最靠主轴端部）和无刀位置（最靠主轴内部），HMS200主轴刀柄形式为BT50，设计拉刀力为25000N ，拉刀位置与松刀位置间的最小距离（即打刀距离）为。根据可用安装空间、拉刀力等因素选择碟形弹簧型号180079，两两叠合再对合的组合形式。 两片180079碟簧叠合自由状态下 变形量时，回复力 为不致打刀力过大（小于30000N ），采用50对两两叠合的碟簧对合，自由状态下 = 变形量时，回复力 所以要想得到25000N 的拉刀力，一片弹簧的回复力应为F=12500，对应的变形量为s= 总变形量为，变形后碟簧组的总高度为。 最小打刀距离为，设计打刀距离为6，松刀位置碟簧组总变形量为+6=，每片碟簧变形量为50=，每片碟簧回复力为14576N ，理论所需打刀力；无刀状态碟簧组总变形量为=，每片碟簧变形量为50=，每片碟簧回复力为8847N ，所以弹簧安装时需预压，预压力为88472=17694N ，预压后碟簧高度为。 一串碟簧之间最好放一个自制垫片，这个自制垫片的作用一个是凑距离，可以节省碟簧的个数；另一个就是可以让它和拉刀杆小间隙配合把大串碟簧隔开，减小大串碟簧的离心力；还有就是这个自制垫片外径可以做大一点，在主轴内起导向作用，避免碟簧和主轴的摩擦。 也可以用MUBEA 提供的专门计算程序进行计算，非常方便。
设计手册悬架篇—扭杆弹簧独立悬架部份 一、概述 1、什么是独立悬架 2、独立悬架的优缺点 二、扭杆悬架 1、扭杆悬架的典型结构 2、扭杆悬架的特点 3、扭杆悬架的刚度特性 4、扭杆悬架的运动特性 5、悬架与整车的关系 三、扭杆悬架设计 1、主要性能参数的确定 2、悬架刚度（悬架刚度不同于扭杆刚度的概念） 3、系统阻尼（系统阻尼不同于减振阻尼的概念） 4、悬架设计计算 5、扭杆的设计 四、装调中的控制要素 1、整车姿态的调整与控制 2、前轮定位的调整与控制 3、轮胎气压的调整与控制 五、故障处理案例 1、回正性差 2、轮胎偏磨
第一章概述 独立悬架是相对于非独立悬架而言的，其特点是左、右两车轮之间各自“独立”地与车架或车身相联，构成断开式车桥，当单边车轮驶过凸起时，不会影响到另一侧车轮。 独立悬架由于其导向机构措综复杂，结构型式很多，但主流结构主要有：双横臂式，纵臂式，麦弗逊式、多连杆式等。 双横臂式独立悬架又细分为等长双横臂式和不等长双横臂式。一般用于轿车的前、后悬架，轻型载货汽车的前悬架或要求高通过性的越野车的前、后悬架。 纵臂式独立悬架以平行于汽车行驶方向的纵臂承担导向和传力作用，常用于非驱动桥的后悬架。 麦弗逊式，其突出特点在于将导向机构与减振装置合到一起，将多个元零件集成在一个单元内。不公简化了结构，减轻了质量，还节省了空间，较多应用于紧凑型轿车的前悬架。 与非独立悬架相比，独立悬架的诸多优点： 1、非悬挂质量小，悬架所受到并传给车身的冲击载荷小，有利于提高汽车的行驶平顺 性及轮胎接地性能； 2、左右车轮的跳动没有直接的相互影响，可减少车身的倾斜和振动； 3、占用横向空间小，便于发动机布置可以降低发动机的安装位置，从而降低汽车质心 位置，有利于提高汽车行驶稳定性； 4、易于实现驱动轮转向。 我公司目前所采用的前独立悬架均为不等长双横臂式扭杆悬架，如BJ1027A皮卡车型、BJ1032小卡车型和BJ6486轻客车型等。 第二章扭杆悬架 扭杆式双横臂独立悬架，用扭杆作为弹性元件，简称为扭杆悬架。 2．1 扭杆悬架的典型结构 2．1．1悬架的导向机构 悬架的导向机构是一种四连杆机构，四连杆机构由上摆臂、下摆臂及主销构成。 图2-1为悬架系统结构简图， 三角型DEF为悬架上摆臂， DE为上摆臂轴； 三角型ABC为悬架下摆臂， AB为下摆臂轴； F为上球头销、 C为下球头销 FC构成转向桥的主销 车轮跳动过程中，上摆臂、下摆臂各自绕 它们的摆臂轴进行摆动。 M、N分别为转向梯型上的两点，M为转向 梯型断开点，N为转向节臂与转向拉杆的 连接点。 图2-1 摆臂结构有两种：A形臂和一字臂，呈A字形或三角形的摆臂为A形臂；呈一字形的摆臂为一字臂。上摆臂一般都是A形臂。 上下摆臂均为A形臂的称为双A形臂结构，四驱的车辆或四驱平台上的两驱车辆一般采用双A形臂，如：长丰猎豹、BJ2027皮卡；一般SUV车因考虑越野性能，其前悬架大多采
一．碟簧基本理论 De Di l 0De Di t t 's 不带支撑面的碟簧带支撑面的碟簧 叠合组合蝶簧组： n 片碟簧叠合后自由状态下的高度： 不带支撑面的蝶簧 带支撑面的蝶簧 n 片碟簧叠合后变形量与载荷的关系： 变形量 载荷 对合组合蝶簧组： i 片碟簧对合后自由状态下的高度： i 片碟簧对合后变形量与载荷的关系： 变形量： 载荷 二．例 主轴拉爪有三个位置，分别是拉刀位置（中间位置）、松刀位置（最靠主轴端部）和无刀位置（最靠主轴内部），HMS200主轴刀柄形式为BT50，设计拉刀力为25000N ，拉刀位置与松刀位置间的最小距离（即打刀距离）为5.6mm 。根据可用安装空间、拉刀力等因素选择碟形弹簧型号180079，两两叠合再对合的组合形式。 两片180079碟簧叠合自由状态下 变形量时，回复力 为不致打刀力过大（小于30000N ），采用50对两两叠合的碟簧对合，自由状态下 =477.5 变形量时，回复力 所以要想得到25000N 的拉刀力，一片弹簧的回复力应为F=12500，对应的变形量为s=0.633 总变形量为，变形后碟簧组的总高度为477.5-31.65=445.85。 最小打刀距离为5.6，设计打刀距离为6，松刀位置碟簧组总变形量为31.65+6=37.65，每片碟簧变形量为37.65/50=0.753，每片碟簧回复力为14576N ，理论所需打刀力 ；无刀状态碟簧组总变
形量为31.65-10=21.65，每片碟簧变形量为21.65/50=0.433，每片碟簧回复力为8847N，所以弹簧安装时需预压21.65，预压力为88472=17694N，预压后碟簧高度为477.5-21.65=455.85。 一串碟簧之间最好放一个自制垫片，这个自制垫片的作用一个是凑距离，可以节省碟簧的个数；另一个就是可以让它和拉刀杆小间隙配合把大串碟簧隔开，减小大串碟簧的离心力；还有就是这个自制垫片外径可以做大一点，在主轴内起导向作用，避免碟簧和主轴的摩擦。 也可以用MUBEA提供的专门计算程序进行计算，非常方便。
10.16638/https://www.doczj.com/doc/cd14766208.html,ki.1671-7988.2018.07.029 基于Excel的行李箱盖扭杆弹簧计算研究 李超帅，于波，林森，孙兆有，李瑞生 （华晨汽车工程研究院，辽宁沈阳110141） 摘要：针对三厢车行李箱盖用扭杆弹簧布置过程中计算数据量大且正向设计准确性差的问题，对行李箱系统建立了力学模型，通过公式推导将行李箱盖相关作用力矩表示为以行李箱盖开闭角度为单一变量的参数，利用Excel的公式编辑功能，实现了行李箱全开闭角度的开闭力计算，简化了计算过程，提高了设计准确性。同时，通过理论分析提供了行李箱盖开闭力与平衡角度的设计优化方法。 关键词：Excel；行李箱盖；扭杆弹簧；计算 中图分类号：U467 文献标识码：B 文章编号：1671-7988(2018)07-94-05 Calculation Of Torsion Bar Spring Of Trunk Lid Based On Excel Li Chaoshuai, Yu Bo, Lin Sen, Sun Zhaoyou, Li Ruisheng ( Brilliance Automotive Engineering Research Institute, Liaoning Shenyang 110141 ) Abstract: In order to solve the problem of large amount of data and poor accuracy of forward design in the design of torsion bar spring for three compartment car trunk lid, a mechanical model was built for the trunk lid. The torques about the trunk lid were expressed as parameters with a single variable about the opening and closing angle of the trunk lid by the formula deduction. The calculation of the opening and closing force of the trunk lid was realized by applying the formula editing function of Excel. The calculation process was simplified and the design accuracy was improved. At the same time, the design optimization method for the opening/closing force and balance angle of trunk lid was provided by theoretical analysis. Keywords: Excel; Trunk Lid; Torsion Bar Spring; Calculation CLC NO.: U467 Document Code: B Article ID: 1671-7988(2018)07-94-05 前言 三厢车行李箱盖助力开启机构是实现行李箱盖开闭的关键部件，其设计布置的好坏与行李箱盖开闭操作力是否舒适、平衡角度是否合理以及极限工况开闭是否可靠直接相关。目前三厢车行李箱盖助力开启机构主要有鹅颈式铰链与扭杆弹簧组合型式、四连杆铰链与气弹簧组合型式、鹅颈式铰链与气弹簧组合型式，鹅颈式铰链与拉簧、气弹簧组合型式以及电动开闭机构的型式。其中鹅颈式铰链与扭杆弹簧组合的助力开启型式以其机构简单、质量轻、制造容易、成本低以及不受气候温度影响等优点，是经济型三厢车的主要应用结构[1,2]。 在行李箱盖扭杆弹簧的设计开发过程中，需要校核行李箱盖开闭全角度的开启操作力、关闭操作力以及平衡角度区间，同时需要计算铰链摩擦力以及车辆驻坡角度对开闭操作力与开闭可靠性的影响，设计过程需进行大量的数据处理与计算。本文通过公式推导将行李箱盖相关作用力矩表示为以行李箱盖开闭角度为单一变量的参数，利用Excel的公式编辑功能，编制了行李箱盖开闭力计算表格，简化了计算过程， 作者简介：李超帅，就职于华晨汽车工程研究院、硕士学位，中级工程师，主要从事车身附件开发。 94
汽车悬挂的金属弹簧有三种形式，分别是螺旋弹簧、钢板弹簧和扭杆弹簧。螺旋弹簧形似螺旋线而得名，具有重量小且占位置少的优点，当路面对轮子的冲击力传来时，螺旋弹簧产生变形，吸收轮子的动能转换为螺旋弹簧的位能（势能），从而缓和了地面的冲击对车身的影响。钢板弹簧的中部通过U型螺栓（又称骑马螺栓）固定在车桥上，两端的卷耳用销子铰接在车架的支架上，通过钢板弹簧将车桥与车身连接起来，当路面对轮子的冲击力传来时，钢板产生变形，起到缓冲、减振的作用。扭杆弹簧一端与车架固定连接，另一端与悬架控制臂连接，通过扭杆的扭转变形达到缓冲作用。在三种弹簧中，螺旋弹簧和钢板弹簧都是常见的汽车弹簧，它们的作用比较好理解。而许多人对扭杆弹簧的形状与作用则不太明了。 从截断面上看，扭杆弹簧有园形、管形、矩形、叠片及组合式等。使用最多是园形扭杆，它呈长杆状，两端可以加工成花键、六角形等，以便将一端固定在车架而另一端通过控制臂固定在车轮上。 扭杆用合金弹簧钢做成，具有较高的弹性，既可扭曲变形又可复原，实际上起到螺旋弹簧相同的作用，只不过表现形式不一样而已。汽车运行时，车轮受地面凹凸的影响上下运动，控制臂也会随之上升或下降。当车轮向上时控制臂上升，使扭杆被迫扭转变形，吸收冲击能量。当冲击力减弱时，杆的自然还原能力能迅速恢复到它原来的位置，使车轮回到地面，避免车架受到颠簸。 扭杆弹簧能够储存较大的能量，比相等应力的螺旋弹簧和钢板弹簧大得多。杆越短越粗，刚度也越大。一般来讲，三种弹簧比较，扭杆弹簧单位重量的储能量较大，且占用的空间位置最小，易于布置，还可以适度调整车身的高度，所以不少乘用车悬挂采用扭杆弹簧。 厂家在制造扭杆弹簧时施加了预应力，增大疲劳强度。由于预应力是有方向的，所以扭杆弹簧也是有方向的。扭杆弹簧标记有左边或右边，用来识别安装在哪一侧。
碟形弹簧 扬州天恒弹簧五金有限公司姜际强碟形弹簧是法国人贝利维尔（J.Belleville）于是1866年发明的，当时主要是作为垫圈使用，并在美国及法国申请了专利，因此又被称为贝氏弹簧（Belleville Spring）。 我国的碟形弹簧的研究主要是在上世纪七十年代，八十年代后开始有企业生产碟簧，随着我国改革开放，进口设备的引进，碟簧的使用越来越广泛。 本文主要是对碟形弹簧作一简要的说明，以便大家对它有一定的认识。 碟形弹簧简称碟簧，它主要用金属弹簧材料（钢带、钢板或锻造坯料）加工成的截锥形弹簧。根据其截面和形状的不同可分为普通碟簧、梯形截面碟簧、锥状梯形截面碟簧、开槽形碟簧、膜片弹簧、圆板形碟簧。
普通碟簧的结构（GB/T1972-2005） （1）碟簧根据支撑结构的不同有两种型式；一种是无支撑面碟簧，其内缘上边及外缘下边未经加工；另一种是有支撑面碟簧，内外缘经加工后形成支撑面， 载荷作用于支撑面。 （2）碟簧的类别和结构型式，根据其 厚度t值分为三类。 (3)碟簧的尺寸和参数根据D/t和ho/t
值分为A（D/t≈18,ho/t≈0.4）、B（D/t≈28,ho/t≈0.75）、C（D/ho≈40,ho/t ≈1.3）三个系列 碟簧的主要特点与应用 碟簧与其它型式的弹簧如螺旋弹簧、钢板弹簧等比较，其主要特点如下： ⑴轴向尺寸较小而径向尺寸较大它能在很小的的变形条件下，承受变化范围很大的轴向载荷，其单位体积的变形能较大，具有较好的缓冲吸振能力，因此适合轴向空间小，径向空间大而承载大的场合。 ⑵具有变刚性的特性在外径和内径尺寸相同的条件下，只要改变碟簧厚度与碟簧的内锥高度之比可以得到不同的弹簧特性曲线，z=ho/t﹤2,是正刚度（刚度大）z=0.2～1.3;z=ho/t≈2是正刚度+零刚度z=1.3～1.5; 2﹤ho/t﹤22是正刚度+负刚度z=1.5～2.3;z﹥22是正刚度+负刚度z﹥2.8。在国标中的碟簧是采用z﹤2的。 ⑶改变碟簧的数量或碟片的组合形式除单片使用外通过不同的碟簧组合如叠合、对合、复合等形式可获得不同的承载能力和特性。 ⑷在组合碟簧中当一些碟片损坏时，只需个别更换，便于维修和减低成本。 ⑸正确设计、制造和使用的碟簧，具有很长的使用寿命。 ⑹便于标准化具有便于大批量生产，提高质量而降低成本。 碟簧常用于重型机械设备、飞机、大炮等作强力缓冲和减振弹簧，也用于汽车和拖拉机的离合器，泵阀中的压紧弹簧，自动化中控制机构，螺栓联接中弹性垫圈。由于碟簧的应用日益广泛，在许多机电产品中已逐步采用碟簧来代替原用的园柱弹簧。 碟形弹簧的材料 对于碟簧材料的性能要求，经热处理后应具备高的强度极限、屈服极限、弹性极限和疲劳极限，同时要求具有较高的冲击韧性、朔性和尽量高的屈强比。为了满足上述性能，国内外大都采用冷轧或热轧的优质钢带或钢板，当厚度大于6毫米的碟簧采用锻造坯料，钢种主要为中碳低合金弹簧钢（硅锰或铬钒弹簧钢）及优质碳素弹簧钢，以下是不同国家制造碟簧 A 的淬透性、回火稳定性和冲击韧性都比60Si2MnA的好，但50CrV A价格较高，适用于对疲劳要求较高的场合。 碟形弹簧的载荷-变形计算 从上世纪二、三十年代以来碟形弹簧的计算经过许多专家学者的研究，其计算方法有许多种，但使用最广泛的是1936年美国两位工程师阿尔曼(J.O.Alman)与拉斯路(https://www.doczj.com/doc/cd14766208.html,szlo)提出的近似计算法，此法形式简单，便于计算，计算结果与实验结果比较符合，因此目前广泛应用。
叠合组合蝶簧组： n 片碟簧叠合后自由状态下的高度: n 片碟簧叠合后变形量与载荷的关系: 变形量I s 血二耳 对合组合蝶簧组: i 片碟簧对合后自由状态下的高度: i 片碟簧对合后变形量与载荷的关系: 二.例 主轴拉爪有三个位置，分别是拉刀位置（中间位置） 内部），HMS200主轴刀柄形式为 BT50,设计拉刀力为 25000N ,拉刀位置与松刀位置间的最小距离（即打 刀距离）为5.6mm 。根据可用安装空间、 拉刀力等因素选择碟形弹簧型号 180079，两两叠合再对合的组合 形式。 变形量良列寸，回复力 为不致打刀力过大（小于 30000N ）,采用50对两两叠合的碟簧对合，自由状态下 * = 50s 所以要想得到25000N 的拉刀力，一片弹簧的回复力应为 F=12500,对应的变形量为 s=0.633 最小打刀距离为 5.6,设计打刀距离为 6,松刀位置碟簧组总变形量为 31.65+6=37.65，每片碟簧变形量为 37.65/50=0.753，每片碟簧回复力为 14576N ,理论所需打刀力P 兀14576 = 29仍画；无刀状态碟簧组总变 形量为31.65-10=21.65，每片碟簧变形量为 21.65/50=0.433，每片碟簧回复力为 8847N ，所以弹簧安装时需 预压21.65，预压力为 8847匚2=17694N ，预压后碟簧高度为 477.5-21.65=455.85。 串碟簧之间最好放一个自制垫片，这个自制垫片的作用一个是凑距离，可以节省碟簧的个数；另一个就 是可以让它和拉刀杆小间隙配合把大串碟簧隔开，减小大串碟簧的离心力；还有就是这个自制垫片外径可 以做大一点，在主轴内起导向作用，避免碟簧和主轴的摩擦。 碟 簧 基 De 不带支撑面的碟簧 Di De 带支撑面的碟簧 s 不带支撑面的蝶簧 卜=I 。+ 5 - 1） ? t 带支撑面的蝶簧= + f 载荷 ___________ 变形量: tot 载荷區可 、松刀位置（最靠主轴端部）和无刀位置（最靠主轴 两片180079碟簧叠合自由状态下 卜”叫+ 2 5.3 + 3.75 = 955 一、=50 x 9.55 =477.5 总变形量为 , = 50 x s = 50 x 0,633 = 3 L65 ，变形后碟簧组的总高度为 477.5-31.65=445.85。
2014年第7期（总第371期）QI YE KE JI YU FA ZHAN │企业科技与发展│ qiyekejiyufazhan 扭杆弹簧作为弹性元件，由于其单位质量所储存能量比其他弹簧储存能量大，且结构相对紧凑，易于布置，在汽车设计和制造中得到了广泛的应用[1]。影响扭杆弹簧性能的因素很多，主要有几何尺寸、材料、热处理工艺、预扭和喷丸等。在设计扭杆弹簧几何尺寸时，扭杆直径和长度对于扭杆弹簧性能影响很大。现阶段，制造扭杆弹的材料很多，主要包括50CrVA 、60Si2Mn 、40Cr 和60CrA 等弹簧钢。针对选材的不同，对应采用的热处理工艺也有很大区别，例如50CrVA 和60Si2Mn 主要采用整体淬火方式，40Cr 主要采用感应淬火。不同的淬火方式得到的扭杆弹簧性能也存在差异。 HyperWorks 是由Altair 公司设计研发的一款有限元仿真软件，具有强大的前后处理功能。同时，可以对模型进行优化设计，在整车和零部件研发中，得到了十分广泛的应用。 1问题阐述 某商用车扭杆弹簧总成由扭杆、摇臂、控制臂、定位螺栓、 防尘罩和其他附件组成。其中，摇臂与前桥下摆臂通过花键连接，控制臂与车架横梁通过下臂轴连接。扭杆弹簧在整车行驶过程中，主要承受汽车颠簸时产生的扭矩。扭杆弹簧的台架试验规定满足循环40万次不损坏。扭杆弹簧组成如图1所示。 某车辆在用户使用过程中，出现扭杆弹簧突然断裂的现象，断裂部分在限位螺栓附近，位置在墩头过渡区域，由于整 体淬火方式对过渡部分存在热处理缺陷，导致该区域存在脱碳现象，厚度为80μm ，断裂呈螺旋形。经过硬度检测和晶相组织分析结果显示，断裂处扭杆弹簧硬度分布不均，有些地方的硬度低于图纸要求值。由于扭杆弹簧为底盘安全结构件，关系到乘员的人身安全，所以必须彻底解决扭杆弹簧断裂问题。本文主要从扭杆弹簧的设计和材料入手解决其断裂问题。扭杆断裂情况如图2所示。 2扭杆弹簧有限元分析 有限元分析基本步骤分为三维数模建立，几何清理，网格 划分，添加属性，施加载荷和载荷步，结果分析。 2.1三位数模的建立 通过三维绘图软件UG 建立扭杆弹簧三维数模，为满足有限元分析要求，对扭杆端头处花键进行简化处理（如图3和图4所示）。 【作者简介】郭长城，硕士研究生，一汽通用轻型商用汽车有限公司底盘工程师，从事转向系统和悬架系统的设计开发工作；李明，一汽大众汽车 有限公司质量体系工程师，从事质量体系建立和管理等工作。 基于HyperWorks 汽车扭杆弹簧结构分析和改进 郭长城1，李 明2 （1．一汽通用轻型商用汽车有限公司，吉林长春130033；2．一汽大众汽车有限公司，吉林长春130000）【摘要】文章针对某车型实际使用过程中出现的扭杆弹簧断裂问题，对扭杆弹簧结构进行CAE 分析，观察其应力云图，通过对材料和热处理方式进行研究，改进扭杆弹簧结构，增强扭杆弹簧的疲劳寿命。优化方式在台架试验和整车道路试验得到了验证，彻底解决了扭杆弹簧断裂问题。【关键词】扭杆弹簧；HyperWorks ；热处理；有限元【中图分类号】U463.33【文献标识码】A 【文章编号】1674-0688（2014）07-0015-03图1扭杆弹簧组成 注：1 ．扭杆；2．调整臂；3 ．摇臂；4．防尘罩．后限位螺栓；6．前限位螺栓。 1 2 34 6 5 图2扭杆断裂 图4扭杆弹簧三维数模 图3 扭杆弹簧示意图（单位：mm ） 894 27 15
橡胶空气弹簧是由帘线层、内外 橡胶层或钢丝圈经成型后硫化形 成一种挠性体，利用充入空气的 可压缩性实现弹性功能的一种橡 胶元件。俗称空气弹簧、橡胶气 囊、气囊等。 橡胶空气弹簧总成由橡胶空 气弹簧、上底座、下底座（活塞）、 缓冲垫经装配后形一个具有密闭 气室的整体。 橡胶空气弹簧按形状分为囊式、膜式和袖筒式三大类。按密封结构形式分为压力自封式、轮缘夹紧式、箍环密封式和混合式四大类。 橡胶空气弹簧的载荷主要由帘线承受，帘线的层数主要由2层组成，特殊要求产品由4层帘线层组成。内层橡胶主要是起密封作用，外层橡胶除了起密封作用外，还起保护作用。 橡胶空气弹簧工作时，内腔充入压缩空气，形成一个压缩空气气柱。随着振动载荷量的增加，弹簧的高度降低，内腔容积减小，弹簧的刚度增加，内腔空气柱的有效承载面积加大，此时弹簧的承载能力增加。当振动载荷量减小时，弹簧的高度升高，内腔容积增大，弹簧的刚度减小，内腔空气柱的有效承载面积减小，此时弹簧的承载能力减小。这样，空气弹簧在有效的行程内，空气弹簧的高度、内腔容积、承载能力随着振动载荷的递增与减小发生了平稳的柔性传递、振幅与震动载荷的高效控制。还可以用增、减充气量的方法，调整弹簧的刚度和承载力的大小，还可以附设辅助气室，实现自控调节。 AW=F/P 式中：AW---橡胶空气弹簧有效面积，mm2， F—橡胶空气弹簧负荷，kN, P—橡胶空气弹簧的内压，MPa
橡胶空气弹簧装配成总成后，向空气弹簧内充入压缩空气，利用空气的可压缩性实现弹性作用，是具有弹簧作用的非金属弹簧，同时橡胶空气弹簧拥有许多优越金属弹簧的特点：橡胶空气弹簧具有非线性特性，可根据需要将它的特性线设计成比较理想的曲线；橡胶空气弹簧的刚度随载荷而变，使弹簧装置具有理想的特性：橡胶空气弹簧能同时承受轴向和径向载荷，也能传递扭矩：橡胶空气弹簧通过调整内压力，可以得到不同的承载能力，因此适应多种载荷的需求：橡胶空气弹簧的重量轻，使用寿命长：橡胶空气弹簧的高频隔振和隔音性能好。橡胶空气弹簧所需安装空间小，更换方便。 1. 橡胶空气弹簧在车辆悬架系统上的应用 以橡胶空气弹簧为弹性元件的悬架方式叫做空气悬架系统。目前国外高档客车、轿车及牵引车上几乎都装有空气悬架系统，国内中高档客车正在试制性使用或准备使用空气悬架系统。当车辆采用空气悬架系统后，可以实现车身高度的自动调节，使车身高度保持不变，橡胶空气弹簧的自然频率低，减振和隔音效果好，可以大大提高车辆行驶的平顺行，乘座的柔软性和舒适性，同时可有效保护车上自身的和运输的精密仪器和电器设备，减少维修次数和降低维修费用，延长车辆使用寿命，并大大降低车辆对路面的冲击，延长路面的使用寿命。随着国内空气悬架系统应用技术的成熟，以及国家对客车质量等级评审新规定的执行，空气弹簧在车辆上的应用前景将越来越普遍和广阔。 2.橡胶空气弹簧在举升设备上的应用 传统的举升设备采用的气缸或液压缸进行举升物体，所需安装空间大，制造困难，重量重，
汽车扭杆弹簧制造工艺 汽车扭杆弹簧是利用杆的扭转弹性变形而起弹簧作用的零件，淬火和预扭是加工扭杆弹簧的重要工序。生产厂家通常采用常规淬火和常温预扭，其缺点有：容易造成扭杆弯曲、硬度不均、耐疲劳性能减弱、松弛变形量大等。本文利用滚动淬火和热预扭工艺解决了该类问题。 扭杆弹簧制造工艺现状 汽车扭杆弹簧可分为实心扭杆和空心扭杆两类，其截面有圆、方、矩形、椭圆形及多边形等，而又以截面为圆形居多。和螺旋弹簧及板簧相比，扭杆弹簧结构简单，工作时无摩擦，弹簧特性稳定，不产生颤振，单位体积储能大，弹簧体积较小，属于小型轻量化产品，在汽车、火车、坦克及装甲车等方面获得广泛应用。 生产厂家通常采用的扭杆弹簧的制造工艺路线：切料（→镦锻→退火）→端部加工→常规淬火→回火→常温预扭（强扭）处理→喷丸→检验→防锈。 工艺路线中常规淬火和常温预扭工序存在缺点： 1）常规淬火通常有吊挂式竖直进入淬火液、横向水平进入淬火液和高频感应淬火三种方式。吊挂式淬火，会出现工件上下面硬度不均，呈“S”形弯曲，很难校直；横向水平淬火，由于工件受冷却能力不同，易产生变形；高频感应淬火会出现扭杆心部淬不透的现象。 2）预扭（亦称强扭）是对扭杆弹簧强化处理最重要方法之一。其目的是：提高扭杆表层的预压应力和开发利用心部材料的承载潜力，来提高其耐疲劳性能和最大允许剪应力。其方法是扭杆热处理后在常温下沿其工作时的承载方向施加一扭角（大于使用时的最大工作扭角），使扭杆的表层应力超过材料的屈服极限而发生塑性变形，然后再卸载。经过连续加载、卸载，使扭杆表层的塑性变形趋于稳定，并保证最后一次卸载后松弛变形小于规定值。缺点是预扭次数多，一般要三次以上，延长了产品的制造周期，浪费人力、物力和财力，松弛变形量大，耐疲劳性能弱。 扭杆弹簧制造新工艺 扭杆弹簧制造新工艺是用滚动淬火取代常规淬火，用热预扭取代常温预扭，其他工艺不变。 1.滚动校直淬火 针对工艺路线中的扭杆弹簧常规淬火问题，提供了扭杆弹簧滚动校直淬火。设备结构如附图所示，由调速、校直、床身、淬火和杠杆五个部分组成。调速部分包括电动机、变速器、主动齿轮、从动齿轮；校直部分包括主动轴、端盖、从动轴、滑块、U形密封圈、主动轮及平键、从动轮及平键、轴承、U形密封圈座、滑块、轴用弹性挡圈和配重；淬火部分包括喷水管；杠杆部分包括钢丝绳、杠杆支架、杠杆和脚踏板。
一 ． 碟簧基本理论 De Di l 0 De Di t t 's 不带支撑面的碟簧带支撑面的碟簧 叠合组合蝶簧组： n 片碟簧叠合后自由状态下的高度： 不带支撑面的蝶簧 带支撑面的蝶簧 n 片碟簧叠合后变形量与载荷的关系： 变形量 载荷 对合组合蝶簧组： i 片碟簧对合后自由状态下的高度： i 片碟簧对合后变形量与载荷的关系： 变形量： 载荷 二．例 主轴拉爪有三个位置，分别是拉刀位置（中间位置）、松刀位置（最靠主轴端部）和无刀位置（最靠主轴内部），HMS200主轴刀柄形式为BT50，设计拉刀力为25000N ，拉刀位置与松刀位置间的最小距离（即打刀距离）为5.6mm 。根据可用安装空间、拉刀力等因素选择碟形弹簧型号180079，两两叠合再对合的组合形式。 两片180079碟簧叠合自由状态下 变形量时，回复力 为不致打刀力过大（小于30000N ），采用50对两两叠合的碟簧对合，自由状态下 =477.5 变形量时，回复力 所以要想得到25000N 的拉刀力，一片弹簧的回复力应为F=12500，对应的变形量为s=0.633 总变形量为，变形后碟簧组的总高度为477.5-31.65=445.85。 最小打刀距离为5.6，设计打刀距离为6，松刀位置碟簧组总变形量为31.65+6=37.65，每片碟簧变形量为37.65/50=0.753，每片碟簧回复力为14576N ，理论所需打刀力；无刀状态碟簧组总变形量为31.65-10=21.65，每片碟簧变形量为21.65/50=0.433，每片碟簧回复力为8847N ，所以弹簧安装时需预压21.65，预压力为88472=17694N ，预压后碟簧高度为477.5-21.65=455.85。 一串碟簧之间最好放一个自制垫片，这个自制垫片的作用一个是凑距离，可以节省碟簧的个数；另一个就
弹簧参考资料
§12-1 概述 弹簧是常用的弹性零件，它在受载后产生较大的弹性变形，吸收并储存能量。 弹簧有以下的主要功能： (1)减振和缓冲。如缓冲器，车辆的缓冲弹簧等。 (2)控制运动。如制动器、离合器以及内燃机气门控制弹簧。 (3)储存或释放能量。如钟表发条，定位控制机构中的弹簧。 (4)测量力和力矩。用于测力器、弹簧秤等。 按弹簧的受力性质不同，弹簧主要分为： 拉伸弹簧，压缩弹簧，扭转弹簧和弯曲弹簧。 按弹簧的形状不同又可分为螺旋弹簧、板弹簧、环形弹簧、碟形弹簧等。 此外还有空气弹簧、橡胶弹簧等。 §12-2 圆柱拉、压螺旋弹簧的设计 一、圆柱形拉、压螺旋弹簧的结构、几何尺寸和特性曲线 1、弹簧的结构 (1)压缩弹簧（图12－1） A、YI型：两端面圈并紧磨平 B、YⅢ型：两端面圈并紧不磨平。 磨平部分不少于圆周长的3/4，端头厚度一般不少于d/8。
(a)YⅠ型(b)YⅡ型 图12-1 压缩弹簧 (2)拉伸弹簧（图12－2） A、LI型：半圆形钩 B、LⅡ型：圆环钩 C、LⅦ型：可调式挂钩，用于受力较大时 图12-2 拉伸弹簧 2、主要几何尺寸 弹簧丝直径d、外径D、内径、中径、节距p、螺旋升角 、自由高度(压
缩弹簧)或长度(拉伸弹簧)，如图12-3。此外还有有限圈数n，总圈数，几何尺寸计算公式见表12-1。 (a) (b) 图12-3 圆柱形拉、压螺旋弹簧的参数
表12-1 圆柱形压缩、拉伸螺旋弹簧的几何尺寸计算公式 弹簧指数C：弹簧中径D2和簧丝直径d的比值即：C=D2/d。 弹簧丝直径d相同时，C值小则弹簧中径D2也小，其刚度较大。反之则刚度较小。通常C值在4～16范围内，可按表12-2选取。 表12-2 圆柱螺旋弹簧常用弹簧指数C 3、特性曲线 弹簧所受载荷与其变形之间的关系曲线称为弹簧的特性曲线。
CAD课程设计说明书设计题目：蝶形弹簧设计系统 学院：机械工程学院 班级：机122 学号：1210012051 姓名：周波 指导老师：张小萍
目录 一、课题名称和要求----------------------------------------------------------------------------2 二、系统结构框图-------------------------------------------------------------------------------2 三、计算部分程序流程图----------------------------------------------------------------------3 四、程序设计关键技术的阐述----------------------------------------------------------------4 五、设计举例-------------------------------------------------------------------------------------5 六、课程设计的体会和建议-------------------------------------------------------------------8 七、参考文献-------------------------------------------------------------------------------------8 1
一、课题名称和要求 1、设计题目：碟形弹簧设计系统 2、设计目的：通过“碟形弹簧设计系统”的开发，进一步掌握和理解一般CAD系统的开 发方法和流程。进一步熟悉工程数据的处理方法、自动绘图的实现方法以及软件的接口方法。 3、设计要求：完成“碟形弹簧设计系统”的开发，根据该设计系统能进行简单的碟形弹簧 自动设计。 4、设计内容：完成“碟形弹簧设计系统”设计计算部分的程序设计。 二、系统设计框图 2