轎車懸架螺旋彈簧的設(shè)計(jì)

1、轎車懸架螺旋彈簧的設(shè)計(jì) 轎車懸架螺旋彈簧的設(shè)計(jì) com 1 前言 當(dāng)今乘用車大多數(shù)懸架系統(tǒng)的彈性元件都采用螺旋彈簧它具備結(jié)構(gòu)簡單制造容易成本低廉可靠耐用等優(yōu)點(diǎn) 雖然在通用機(jī)械上的螺旋彈簧計(jì)算已相當(dāng)成熟但是車輛用的螺旋彈簧因其惡劣的使用環(huán)境和路面隨機(jī)的動載荷使它在設(shè)計(jì)方法上和制造工藝上都有別于其他機(jī)械上的螺旋彈簧 為此本文將詳盡介紹如下 螺旋彈簧可分為線性彈簧剛度 ks 為常數(shù)和非線性彈簧剛度 ks 為變量兩種非線性彈簧可通過采用錐簧變螺距錐形變截面鋼絲等手段來實(shí)現(xiàn)卷制前鋼絲的形狀見圖1 圖 1 C 型彈簧鋼絲單端逐漸變粗也有兩端的采取復(fù)雜的墩粗工藝來實(shí)現(xiàn)其制造成本猛增例如 Audi 100 轎

2、車前懸架彈簧便是如此其目的在于提高端圈的剛度避免端圈與鄰圈接觸后在A點(diǎn)增加額外的接觸應(yīng)力引起應(yīng)力集中從而降低彈簧 的疲勞壽命見圖2 端圈墩粗長度應(yīng)大于 D0 D0 彈簧中徑 mm 用錐形鋼絲繞制的變剛度彈簧 其緊湊性好彈簧圈內(nèi)可裝減 震器緩沖塊和燭式懸架導(dǎo)向 柱 圖 2 彈簧端部型式是個重要因素汽車行駛時彈簧端部相對支承產(chǎn)生轉(zhuǎn)動常會產(chǎn)生不愉快的噪音彈簧托盤的適當(dāng)形狀可保證切成直角的彈簧端頭相對支承不動C類彈簧總成本最低彈簧端并緊并磨削成平面是比較昂貴的結(jié)構(gòu)型式A型以A型為基準(zhǔn)定義它為 100 對其它結(jié)構(gòu)型式進(jìn)行成本 比較見圖34 A 型彈簧具有制造簡單的優(yōu)點(diǎn)彈簧端面向內(nèi)卷曲的結(jié)構(gòu)例如D它安裝簡

3、單價格便宜外廓長度較小但其缺點(diǎn)是不能將減震器或緩沖塊裝在彈簧內(nèi)部F結(jié)構(gòu)型式是個折衷方案 A B C D E F 圖 3 圖 4 2 已知參數(shù) 1 彈簧剛度 Ks Nmm 2 空載時彈簧作用負(fù)荷 Go N 3 滿載時彈簧作用負(fù)荷 Gm N 4 彈簧可能的中徑 Do mm 5 滿載時車輪上跳動行程反應(yīng)到彈簧上的撓 度 fr mm 3 在彈簧繞制過程中鋼絲將產(chǎn)生變形內(nèi)側(cè)產(chǎn)生壓縮見圖 5 A 區(qū)由此產(chǎn)生最高的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力其大小取決于旋繞比值 Dod 圖 5 4 計(jì)算扭轉(zhuǎn)應(yīng)力時應(yīng)考慮螺旋曲率影響的系數(shù) 比其許用扭應(yīng)力值要低即扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 設(shè)計(jì)彈簧時往往將視為許用 應(yīng)力上限值的函數(shù) Do 越小則旋繞比越小值越 大

4、因此彈簧能承受的應(yīng)力 將降低材料的利用性變壞 承載后彈簧的穩(wěn)定性變壞 因此在允許的條件下彈簧 中徑 Do 應(yīng)盡可能地取值大一些 是合理的見圖 6 圖 6 5 計(jì)算參數(shù)符號 k 車輪處的懸架剛度 Nmm ks 彈簧剛度 Nmm d 彈簧鋼絲直徑 mm Do 彈簧中徑 mm f1 車輪壓縮行程 mm f1s 彈簧壓縮行程 mm f2 車輪拉伸行程 mm f2s 彈簧復(fù)原行程 mm G 剪切彈性模數(shù) G8×104MPa ix 車輪與彈簧之間的行程傳動比 iy 車輪與彈簧之間的力傳動比 io 彈簧工作圈數(shù) ig 彈簧總?cè)?shù) 鋼絲彎曲時的應(yīng)力降低系數(shù) Lo 彈簧自由長度 mm Lw 預(yù)加載荷

5、Fw 下的彈簧長度 mm LB 彈簧并圈時的長度 mm Ln 最小工作長度 mm Su 彈簧螺線之間的間隙之和 mm Dod 旋繞比 彈簧的穩(wěn)定系數(shù) 考慮鋼絲彎曲的允許剪切應(yīng)力 MPa 6 計(jì)算順序 首先確定鋼絲的公差以便用最小的直徑 dmin 進(jìn)行計(jì)算因?yàn)橹睆皆诤苷墓顜?nèi)變動就會導(dǎo)致彈簧剛度顯著改變例如直徑為 20mm 的鋼絲若采用 ±02mm 的公差即 ±1 時剛度變化可達(dá) ±4 公差制定過嚴(yán)將導(dǎo)致成本上升根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)推薦公差如下 1 根據(jù)彈簧中徑 D0 計(jì)算 Dod 和系數(shù) 先初步設(shè)定d值求出后根據(jù)圖6查得系數(shù) 2 查出彈簧所用材料的屈服極限 s 和抗拉

6、強(qiáng)度 b MPa 取彈簧鋼的扭轉(zhuǎn)屈服極限約為 063 s 為了能在充分 利用材料能力的條件下制造出輕量結(jié)構(gòu)應(yīng)該選取強(qiáng)度貯備系數(shù) 105-110 則許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為 063 s b0 根據(jù)鋼絲直徑d許用應(yīng)力上限值的降低曲線圖 7 查出系數(shù) b0 值 則 汽車懸架彈簧一般采用 60Si2MnA 彈簧鋼絲冷卷而成 其抗拉強(qiáng)度 b1600-1850 MPa 屈服極限 s1450 MPa 取 11 按 d115mm 查圖7得 b0098 則 063 s b0063×1450×09811812 MPa 當(dāng)曲率影響的系數(shù) 11 時理想的彈簧扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力 i i81211740 MPa 許用

7、應(yīng)力幅是最大極限強(qiáng)度的函數(shù)并在 11 b1099 以及 11 的條件下計(jì)算其值 iA024bminb1024×1600×09911×11 314 MPa 3 計(jì)算作用于彈簧上的力 Fs 彈簧壓縮行程 f1s 彈簧復(fù)原行程 f2s 和彈簧剛度 ks FsGw×iy Gw 單輪上的質(zhì)量拋去非懸架質(zhì)量 N iy 車輪與彈簧之間的力傳動比 f1sf1 iX f1 車輪壓縮行程 f2sf2 iX f2 車輪拉伸行程 ksk×iX×iy k 車輪處的懸架剛度 作用于彈簧上的最大力 FsFsF1Fsks×f1iX 彈簧在壓縮行程時受力值

8、F1ksf1sks×f1iX 彈簧在全行程內(nèi)的平均承受力 Fa Fa 09ks f1s f2s 2 4 根據(jù)以上計(jì)算而得的力 Fs Fa 及剛度 ks 然后根據(jù)這些值計(jì)算比值 y1 及 y2 y1Fsi y2FaiA 5 用y值中較大的一個來計(jì)算 最小鋼絲直徑 dmin 將求得的鋼絲直徑 dmin 與初步確定的 鋼絲直徑 dmin 進(jìn)行比較如果理想的 圖 8 剪切應(yīng)力比較小時則要求重復(fù)計(jì)算 用開始算得的理想應(yīng)力與重新算得的 理想應(yīng)力相比的方法可以很容易地將上面所得到的較大或小的鋼絲直徑進(jìn)行修正 確定鋼絲平均直徑時應(yīng)考慮尺寸允許偏差作下一步計(jì)算將用到平均直徑當(dāng)鋼絲直徑小于 20mm 時

9、允許偏差為 ±008mm 即 d ±008mm 6 計(jì)算彈簧工作圈數(shù) i0 根據(jù)旋繞比 Dod Do d單位為 cm fs 可求得彈簧工作圈數(shù) i0 將工作圈數(shù) i0 精確到小數(shù)點(diǎn)1位即可同時在彈簧兩端各加上 34 圈就可得到彈簧總?cè)?shù) ig ig i015 7 求對汽車姿態(tài)有影響的有關(guān)參數(shù) 預(yù)加載荷 Fw 下的彈簧長度 Lw Lw 下限值取決于最小 工作高度 Ln 即略大于彈簧并圈長度 LB 確定 Ln 時應(yīng)利用鋼絲最大直徑 dd008 上偏差此時需要驗(yàn)算緩沖塊是否完全被壓縮至 2H3 H為緩沖塊自由高度彈簧壓縮后的高度不應(yīng)小于 Ln 彈簧并圈長度 LB ig×

10、d Ln LBSa Sa 是螺旋間的最小間隙 Sad i0 可根據(jù)旋繞比 Dod 由圖9中查得 圖 9 8 彈簧穩(wěn)定系數(shù)即載荷下的彈簧縱向彎曲度 L0D0 穩(wěn)定系數(shù)與彈簧相對變形的關(guān)系見圖 10 在曲線A區(qū)域是不穩(wěn)定區(qū)在給定的相對變形 L0-LB L0 條件下 超過允許值時彈簧將喪失穩(wěn)定性 圖 10 如果按值計(jì)算出相對變形 L0-LB L0 的值與圖 10 所查得的值不同且落入A區(qū)就必需增大彈簧中徑 Do 否則彈簧將發(fā)生縱向彎曲處于不穩(wěn)定狀態(tài) 9 再一次驗(yàn)算以下彈簧參數(shù) a 彈簧剛度 Nmm b 最大應(yīng)力 Nm c 應(yīng)力幅 mm 應(yīng)主意彈簧剛度的改變導(dǎo)致力 Fs 或 Fa 的增加或減少因而將影

11、響應(yīng)力值 10 彈簧圖紙上需標(biāo)明的參數(shù) a 載荷 Fw 下的彈簧長度 Lw 安裝高度 安裝高度的檢查是在規(guī)定的高度條件下用計(jì)量簧載的辦法實(shí)現(xiàn)因而必須對檢驗(yàn)載荷給出偏差通常將預(yù)加載荷 Fw 作為檢驗(yàn)載荷對于大量生產(chǎn)的彈簧預(yù)加力 Fw 的允差 Tp 約為 5 Fw 可計(jì)算如下 Tp± 0515mm003L0-LBks001Fw 將數(shù)字圓整后在圖紙上標(biāo)注為當(dāng)載荷為 Fw± Tp 時彈簧高度為 Lw 當(dāng)小批量生產(chǎn)彈簧時公差可放寬到 10Fw 彈簧高度公差 Tw Tpks 若將 Tw 乘以傳遞比 i x 即可得到車輪和車身之間測得的彈簧行程 變化量 f Tw× i x 它將

12、導(dǎo)致汽車高度減少或增加從而響應(yīng)地 減小拉伸或壓縮行程 此外當(dāng)一側(cè)彈簧是正偏差而另一側(cè)彈簧出 現(xiàn)負(fù)偏差時這種安裝會引起左右高低不一致的不良后果為避免 類似現(xiàn)象可將彈簧分組涂上相應(yīng)的標(biāo)記 應(yīng)按實(shí)際尺寸在公差帶 范圍內(nèi)的分布情況進(jìn)行分組一般按載荷的變化量分為上中 下三級 b 彈簧剛度 ks Nmm 彈簧剛度同樣有公差其值推薦為當(dāng)工作圈數(shù) i04 時公差 為 ±7Ks 當(dāng) i0 4時為 ±5ks c 測量用的彈簧外徑 DD0d mm d 彈簧總?cè)?shù) ig 工作圈數(shù) i0 螺旋方向 e 彈簧特性曲線 11 彈簧的熱處理硬度通常使用 60Si2MnA 制造彈簧經(jīng)熱處理后的硬度為 HRc42-48 12 提高彈簧使用壽命的有效措施 汽車懸架螺旋彈簧使用壽命較其它大多數(shù)零部件要低這是由于以下因素的影響造成的 因制造過程產(chǎn)生表