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)。

图4－13扭杆弹簧与臂设计时应当根据最大扭矩计算扭杆直径d 3max16πτM d = (4—21)式中，为扭杆承受的最大扭矩；max M τ为扭转切应力，可取允许扭转切应力代人计算。

扭杆的有效长度L 用下式计算 nc Gd L 324π=(4—22)式中，G 为切变模量，设计时取G=MPa ；为扭杆的扭转刚度。

4107.7×n c 分析式(6—22)可知：扭杆直径d 和有效长度L 对扭杆的扭转刚度有影响。

增加扭杆直径d 会使扭杆的扭转刚度增大，因悬架刚度与扭杆扭转刚度成正比，所以汽车平顺性变坏；而扭杆直径d 又必须满足式(6—21)的强度要求，不能随意减小。

增加扭杆有效长度L 能减小扭杆的扭转刚度，使汽车平顺性获得改善，但过长的扭杆在汽车上布置有困难，此时宜采用组合式扭杆。

n c n c n c 常采用45CrNiMoV A 、40Ct 、42CrMo 、50CRV 等弹簧钢制造扭杆。

为了提高疲劳强度，扭杆需要经过预扭和喷丸处理。

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。

扭杆弹簧可分为端部、杆部和过渡段三部分。

圆形扭杆使用有花键的端部占多数，这种结构在端部直径较小时也能保证足够的强度。

为使端部和杆部寿命一样，推荐端部直径D＝(1.2～1.3)d ，其中d 为扭杆直径；花键长度D l 4.0=，端部花键一般采用渐开线花键。

从端部直径到杆部直径之间的一段称为过渡段。

为了使这段应力集中降到最小，过渡段的尺寸应该是逐渐变化的。

比较常用的方法是采用一个30°夹角的锥体，把端部和杆部连接起来(图4—14a)，过渡段长，过渡圆角ο15tan 2/)(d D L g −=d r 5.1=。

过渡段可以分为靠近直径为D 的花键端部的非有效部分和靠近直径为d 的杆部的有效部分，即这一部分可以看作是扭杆工作长度的一部分，称为有效长度。

对于如图4—14a 所示结构，有效长度，可用下式计算e L e L ⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎟⎠⎞⎜⎝⎛+⎟⎠⎞⎜⎝⎛+=323D d D d D d L L g e （4—23）图4—14 扭杆端部、杆部与过渡段a)锥度过渡段 b)圆弧过渡段对于如图4—14b 所示结构，有效长度可用下式计算e L ⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎟⎠⎞⎜⎝⎛−⎟⎠⎞⎜⎝⎛−++⎟⎠⎞⎜⎝⎛+⎟⎠⎞⎜⎝⎛=5.05.0231arctan 151510848d D d D d D d D d D d L L g e （4—24） 过渡段圆弧半径R 为42dD dD L R g −+−=(4—25) 扭杆的工作长度L 等于杆身长再加上有效长度的两倍，即0L e Le L L L 20+= 与扭杆花键连接的支座上的内花键长度要求比扭杆上的外花键长度长些，并且设计时还应保证内花键的两端长度都要超出扭杆花键长度。

有的扭杆端部采用直接锻造出六角形的结构。

为了提高侧边的平直度，锻后再进行精压加工。

六角对边的宽度B 与扭杆直径d 之间要求保持B ＝(1.2～1.4)d 的关系，以保证六角形的端部有足够的强度。

4.4螺旋弹簧悬架设计螺旋弹簧作为弹性元件，由于其结构简单、制造方便及有高的比能容量，因此在现代轻型以下汽车的悬架中应用相当普遍，特别是在轿车中，由于要求良好的乘坐舒适性和悬架导向机构在大摆动量下仍具有保持车轮定位角的能力，因此螺旋弹簧悬架早就取代了钢板弹簧。

螺旋弹簧在悬架布置中可在弹簧内部安装减振器、行程限位器或导向柱使结构紧凑。

通过采用变节距的或用变直径弹簧钢丝绕制的或两者同时采用的弹簧结构，可以实现变刚度特性。

1.螺旋弹簧的刚度及应力计算螺旋弹簧在其轴向载荷作用下的变形为P f 428GdiPD f m ⋅= （4－26） 式中——弹簧中径，mm ； m D d ——弹簧钢丝直径，mm ； i ——弹簧工作圈数；G ——弹簧材料的剪切弹性模量，取MPa 。

4103.8×因此弹簧刚度iD Gd f P C m s ⋅==348 (4－27) 弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似，都是靠材料的剪切变形吸收能量，弹簧钢丝表面的剪应力为2'3'88dPCK d K PD m ππτ== Mpa （4－28） 式中C ——弹簧指数(旋绕比)，d D C m /=；'K ——曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数，C C C K 615.04414'+−−=。

（4－29）对于前面讨论的直的扭杆，其表面的剪应力呈均匀分布，而螺旋弹簧钢丝表面的剪应力则相对复杂。

在静载状态下，这种截面内的应力分布不均匀可以忽略不计，但在承受动载时，由于弹簧内侧应力水平较高并且应力变化幅值也更大，导致螺旋弹簧的失效总是发生在内侧。

为了在设计时考虑内侧应力的增大，引入修正系数'K 。

一般情况下，弹簧钢的许用剪应力[]τ与许用拉应力[]σ成比例关系，通常情况下，可以取[]τ＝0.63[]σ。

2.弹簧端部形状螺旋弹簧端部可以碾细、并紧，直角切断或向内弯曲，典型结构如图4—15所示。

其中(a)为两端碾细，亦即在绕制弹簧之前先将钢丝两端碾细，碾细部分长度在绕后约占240°，末端厚度为钢丝直径的1／3左右，绕成后末端几乎贴紧相邻一圈弹簧。

必要时，两端都要磨平。

这种结构的优点是节约材料，占用垂向空间小，特别是由于两端都平整，安装时可以任意转动，因而设计时弹簧的圈数可以取任意值，不必限于整数。

其缺点是碾细需要专门工序和设备，增加了制造成本。

(b)为直角切断型，其中一端并紧形成与弹簧轴线垂直的平面。

这种结构的优点在于绕制简单，成本低，其缺点是增大了垂向尺寸和材料消耗，安装时需要一定方向并且需与之相配套的弹簧座，若两端都未整平，则修改设计时，弹簧圈数必须按整数增减。

(c)为端部向内弯曲并形成与弹簧轴线垂直的平面，这种结构常用于和弹簧座配合起定位作用，若两端都内弯，则需要专用设备。

图4－15螺旋弹簧的端部结构表4—1列出了不同端部结构时弹簧总圈数与有效圈数i 以及弹簧完全并紧时的高度间的关系，其中公式中的系数1.01为考虑螺旋角的补偿系数，t 为端部碾细时的末端厚度。

n s H s H 表4－1螺旋弹簧不同端部结构时的总圈数及并紧高度n s H 总圈数n 完全并紧时的高度s H 两端碾细 i +2 t n d 2)1(01.1+− 两端切断 i +1.33)1(01.1+n d 两端内弯 i +1.50 )25.1(01.1−n d一端碾细一端切断i +1.67t dn +01.1一端碾细一端内弯 i +1.75 t n d +−)1(01.1一端切断一端内弯i +1.42dn 01.3.螺旋弹簧的设计计算螺旋弹簧的设计计算分以下几步：(1)根据总布置要求及悬架的具体结构型式求出需要的弹簧刚度，设计载荷时弹的受力，及弹簧高度，悬架在压缩行程极限位置时弹簧高度。

s C i P i H m H (2)初步选择弹簧中径D 。

，端部结构型式及所用的材料。

(3)参考相关标准确定台架试验时伸张及压缩极限位置相对于设计载荷位置的弹簧变形量，，并确定要想达到的寿命 (循环次数)。

1f 2f c n (4)初选钢丝直径d ，并由相关材料标准查出许用拉应力[]σ。

(5)由式(4－27)解出i ，用表4—1中的相应公式求出。

s H (6)由，，及可求出弹簧在完全压紧时的载荷，台架试验伸张、压缩极限位置对应的载荷，，以及工作压缩极限位置的载荷分别为s H i P i H s C s P 1P 2P m P )(s i s i s H H C P P ++= （4－30） 11f C P P s i −= （4－31） 22f C P P s i += （4－32） )(m i s i m H H C p P −+= （4－33）(7)按弹簧指数及d D C m /='K 的表达式(见式(4－29)下的说明)求得'K ，运用式(4—28)求出载荷，，以及所对应的剪切应力1P 2P s P m P 1τ，2τ，s τ以及max τ (计算出的s τ＞max τ，但max τ是悬架工作时弹簧实际对应的最大剪应力，对应悬架的极限压缩状态)。

(8)校核max τ是否小于[]τ＝0.63[]σ，若不成立，则返回第(4)步重新选择钢丝直径d ；若余量很大，则视第(9)步寿命校核结果决定是否重新选取较小些的直径d 。

(9)校核台架试验条件下的寿命。

给定试验条件下的循环次数n ，可按下式估算：13.01808.1⎟⎟⎠⎞⎜⎜⎝⎛=e c K n （4－35）式中[])(48.1)(74.01212ττσττ+−−=e K若算出的小于预期的台架寿命，则返回第(4)步重新选择d ；若有较大余量，则与第(8)步的结果综合考虑是否选择更小的钢丝直径以节约材料，减小质量。

c n (10)得到合适的d 以后，可以进一步确定弹簧的自由高度和最小工作高度：0H n H s i i C P H H /0+= （4－36） di H H s n δ+= （4－37）式中δ——与弹簧指数有关的系数。