轿车悬架螺旋弹簧的设计
当今乘用车大多数悬架系统的弹性元件都采用螺旋弹簧。

它具备结构简单、制造容易、成本低廉、可靠耐用等优点。

虽然在通用机械上的螺旋弹簧计算已相当成熟，但是，车辆用的螺旋弹簧因其恶劣的使用环境和路面随机的动载荷，使它在设计方法上和制造工
艺上都有别于其他机械上的螺旋弹簧。

为此，本文将详尽介绍如下。

状见图1。

图1
应力集中，从而降低弹簧
端圈墩粗长度应大于πD0
D0弹簧中径mm
用锥形钢丝绕制的变刚度弹簧
震器、缓冲块和烛式悬架导向
柱。

图2
为基准，定义它为100%，对其它结构型式进行成本
结构型式是个折衷方
案。

A B C D E F 图3
图4
2. 已知参数
1) 弹簧刚度Ks N/mm
2) 空载时,弹簧作用负荷Go N
3) 满载时,弹簧作用负荷Gm N
4) 弹簧可能的中径Do mm
5) 满载时,车轮上跳动行程反应到弹簧上的挠
度fr mm
3. 在弹簧绕制过程中,钢丝将产生变形,内侧产生压缩（见图5 A区），由此产生最高的扭转应力τ，其大小取决于旋绕比值ξ=Do/d
图5
计算扭转应力τ时应考虑螺旋曲率影响的系数δ,比其许应力上限值的函数。

因此，在允许的条件下，弹簧
中径Do应尽可能地取值大一些是合理的。

见图6 图628
7451ξξλ++=
5. 计算参数符号
k 车轮处的悬架刚度，N/mm
ks 弹簧刚度N/mm
d 弹簧钢丝直径mm
Do 弹簧中径mm
f 1车轮压缩行程mm
f 1s 弹簧压缩行程mm
f 2车轮拉伸行程mm
f 2s 弹簧复原行程
mm
G 剪切弹性模数（G=8×104MPa ）
ix 车轮与弹簧之间的行程传动比
iy 车轮与弹簧之间的力传动比
io 弹簧工作圈数
ig 弹簧总圈数
δ 钢丝弯曲时的应力降低系数
L o 弹簧自由长度mm
Lw 预加载荷Fw下的弹簧长度mm
L B 弹簧并圈时的长度
mm L n 最小工作长度mm
Su 弹簧螺线之间的间隙之和mm
ξ=Do/d 旋绕比
λ 弹簧的稳定系数
τ 考虑钢丝弯曲的允许剪切应力MPa
首先确定钢丝的公差,以便用最小的直径d min进行计算。

因为直径在很窄的公差带内变动，就会导致弹簧刚度显著改变。

例如直径为20mm的钢丝，若采用±0.2mm的公差(即±1%)时，刚度变化可达±4%。

公差制定过严将导致成本上升，根据经验数据推荐公差如下：
允许偏差：d＜10mm ±0.05
10 ～20 ±0.08
20 ～28 ±0.10
＞28 ±0.15
先初步设定d值，求出ξ后根据图6查得系数δ。

2）查出弹簧所用材料的屈服极限σs 和抗拉强度σb MPa 取弹簧钢的扭转屈服极限约为τ=0.63 σs ,为了能在充分利用材料能力的条件下制造出轻量结构,应该选取强度贮备系数υ=1.05-1.10 ,则许用扭转应力为:
τ=0.63 σs b0/υ
系数b0值.
则：
汽车悬架弹簧一般采用60Si2MnA 弹簧钢丝冷卷而成，其抗拉强度
σb =1600-1850 MPa 屈服极限
σs =1450 MPa
取υ=1.1 按d=11.5mm,查图7得b 0=0.98
则τ=0.63 σs b 0/υ=0.63×1450×0.98/1.1=812 MPa
当曲率影响的系数δ=1.1时,理想的弹簧扭转剪切应力τi τi =τ/δ=812/1.1=740 MPa
许用应力幅是最大极限强度的函数,并在υ=1.1 b1=0.99以及δ=1.1的条件下计算其值:
τiA =0.24σb min b 1/(υδ)=0.24×1600×0.99(1.1×1.1)
= 314 MPa
×
—Fs=Gw×i y
Gw 单轮上的质量（抛去非悬架质量）N
i y车轮与弹簧之间的力传动比
—f 1s=f1/ i X f1车轮压缩行程f2s=f2/ i X f2 车轮拉伸行程
ks=k×i X×i y k车轮处的悬架刚
度
—作用于弹簧上的最大力
弹簧在压缩行程时受力值
F1=ksf1s=ks×f1/i X
4）根据以上计算而得的力Fs max、Fa 及刚度ks ，然后根据这些值计算比
y 2=Fa/τi A 钢丝直径d min 进行比较，如果理想的
图8
剪切应力比较小时，则要求重复计算。

31
0min 55.2y D d =
算将用到平均直径。

当钢丝直径小于20mm时，允许偏差为3/d d ττ=0D k i S =
将工作圈数i0精确到小数点1位即可，同时在弹簧两端各加上3/4圈，就可得到弹簧总圈数ig
ig= i0+1.5
7) 求对汽车姿态有影响的有关参数:
—预加载荷Fw下的弹簧长度Lw。

Lw下限值取决于最小工作高度L n ，即略大于弹簧并圈长度L B。

确定L n时，应利用钢丝最大直径d max=d+0.08(上偏差)。

此时需要验算缓冲块是否完全被压缩至2H/3（H为缓冲块自由高度）；弹簧压缩后的高度不应小于L n。

弹簧并圈长度L B= ig×d max
L n= L B+Sa Sa 是螺旋间的最小间隙
Sa=χd max i0
χ 可根据旋绕比ξ=Do/d 由图9中查得。

图9
λ=L0/D0
稳定系数λ与弹簧相对变形的关系见图10。

在曲线A区域是不稳定区，在给定的相对变形（L0-L B）/L0条件下，
λ超过允许值时，弹簧将丧失稳定性。

图10
如果按λ值计算出相对变形（L 0-L B ）/L 0的值与图10所查得的值不同且落入A 区，就必需增大弹簧中径Do ，否则弹簧将发生纵向弯曲，处于不稳定状态。

9）再一次验算以下弹簧参数：
a ）弹簧刚度N/mm
b ）最大应力N/m ㎡
c ）应力幅mm
应主意：弹簧刚度的改变导致力Fsmax 或Fa 的增加或减少，因而将影响应力值。

10）弹簧图纸上需标明的参数：
a）载荷Fw下的弹簧长度Lw（安装高度）。

安装高度的检查，是在规定的高度条件下，用计量簧载的办法实现。

因而，必须对检验载荷给出偏差，通常将预加载荷Fw 作为检验载荷。

对于大量生产的弹簧，预加力Fw 的允差T p 约为5% Fw 。

可计算如下：
Tp =±｛0.5[1.5mm+0.03(L 0-L B )]ks+0.01F w ｝
将数字圆整后在图纸上标注为:当载荷为F w ±Tp 时,弹簧高度为L w
30054/10D i d k S ⨯=i d D F ττ≤=3min 0max max /55.2iA S i a ia F F τττ≤=max max /9.0
弹簧高度公差T w= Tp/ks
若将T w乘以传递比i x即可得到车轮和车身之间测得的弹簧行程变化量△f= T w×i x, 它将导致汽车高度减少或增加,从而响应地减小拉伸或压缩行程. 此外,当一侧弹簧是正偏差而另一侧弹簧出现负偏差时,这种安装会引起左右高低不一致的不良后果.为避免类似现象,可将弹簧分组涂上相应的标记, 应按实际尺寸在公差带范围内的分布情况进行分组,一般按载荷的变化量分为上、中、下三级。

b）弹簧刚度ks N/mm
弹簧刚度同样有公差，其值推荐为：当工作圈数i0≤4时，公差
为±7%Ks，当i0＞4时，为±5%ks 。

d）弹簧总圈数ig、工作圈数i0、螺旋方向
e）弹簧特性曲线
12）提高弹簧使用寿命的有效措施:
汽车悬架螺旋弹簧使用寿命较其它大多数零部件要低，这是由于以下因素的影响造成的。

因制造过程产生表面遗留的裂痕、摺迭、凹痕、发裂、脱碳等缺陷造成应力集中，使材料的耐疲劳极限急剧降低引起先期损坏。

研究人员通过喷丸处理和塑性压缩等方法，使弹簧表面达到强化目的，较大幅度地提高弹簧的使用寿命。

a）喷丸处理：过去老式喷丸使用的是0.4-2mm的铁丸，喷丸速度达
到60-80米/秒。

近代都采用喷钢丸，这些钢丸用φ0.8mm弹簧钢丝,在
自动机上切成0.8mm的圆柱体，掺入旧钢丸中，经抛丸机以12米/秒
喷丸处理的冷作强化：工作时，弹簧表面受拉应力之作用而损坏，
经喷丸处理后的弹簧表面产生一层具有残余压应力的薄壳，钢在压缩
状态下的耐疲劳极限，要比拉伸状态下的耐疲劳极限高出两倍多。

b）塑性压缩强化：强化性质基本与喷丸处理相似。

弹簧经热处理及喷丸后，进行压缩弹簧令它的工作应力接近疲劳极限，造成弹簧表面产生残余压应力以达到提高疲劳寿命的目的。

这种工艺过程，有些制
造商称为“弹簧立定试验”，也有人称为“沉压试验”。