第六章 悬架设计
第六章 悬架设计
§ 6-1 概 述
§ 6-2 悬架结构形式分析
§ 6-3 悬架主要参数的确定
§ 6-4 弹性元件的计算
§ 6-5 主动与半主动悬架系统
§ 6-1 概 述
一 主要作用
? 传递车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩 ;
? 缓和、抑制路面对车身的冲击和振动；
? 保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特
性。保证汽车的操纵稳定性。
二 对悬架提出的 设计要求
1）保证汽车有良好的行驶平顺性。
2）具有合适的衰减振动能力。
3）保证汽车具有良好的操纵稳定性。
4）汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯
时车身侧倾角要合适。
5）有良好的隔声能力。
6）结构紧凑、占用空间尺寸要小。
7）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部
件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。
§ 6-2 悬架结构形式分析
一、非独立悬架和独立悬架
悬架
非独立悬架
独立悬架两类
左、右车轮用一根整体轴连接，再经过
悬架与车架（或车身）连接
左、右车轮通过各自的悬架与车架（或
车身）连接
非独立悬架 独立悬架
1 非独立悬架
优点
纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置
?结构简单
?制造容易
?维修方便
?工作可靠
缺点
?汽车平顺性较差
?高速行驶时操稳性差
?轿车不利于发动机、行李舱的布置
应用, 货车、大客车的前、后悬架以及某些轿车的后悬架
2 独立悬架
优点
?簧下质量小；
?悬架占用的空间小；
?可以用刚度小的弹簧，改善了汽车行驶平顺性；
?由于有可能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下
降，又改善了汽车的行驶稳定性；
?左、右车轮各自独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和
振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力。
缺点
?结构复杂
?成本较高
?维修困难
应用, 轿车和部分轻型货车、客车及越野车
二、独立悬架结构形式分析
分类
?双横臂式
?单横臂式,
?双纵臂式
?单纵臂式
?单斜臂式
?麦弗逊式和扭转梁随动臂式
1 评价指标：
1）侧倾中心高度
侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩短，可使侧倾力臂
及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减小。但侧倾中心过高，
会使车身倾斜时轮距变化大，加速轮胎的磨损。
2）车轮定位参数的变化
若主销后倾角变化大，容易使转向轮产生摆振；若车轮外倾
角变化大，会影响汽车直线行驶稳定性，同时也会影响轮距的
变化和轮胎的磨损速度。
5）悬架占用的空间尺寸
占用横向尺寸大的悬架影响发动机的布置和从车上拆装发动
机的困难程度；
占用高度空间小的悬架，则允许行李箱宽敞，而且底部平整，
布置油箱容易。
3）悬架侧倾角刚度
车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关，并影响
汽车的操纵稳定性和平顺性。
4）横向刚度
悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向轴上的悬架横向刚
度小，则容易造成转向轮发生摆振现象。
悬架 双横臂式 单横臂式 单纵臂式 单斜臂式 麦弗逊式 扭转梁随动臂式
侧倾中心高 比较低 比较高 比较低 居单横臂和单纵臂之间 比较高 比较低
车轮定位
参数的变化
车轮外倾角
与主销内倾
角均有变化
车轮外倾角
与主销内倾
角变化大
主销后倾角
变化大 有变化 变化小
左、右轮同时跳
动时不变
轮距
变化小，轮
胎磨损速度
慢
变化大，轮
胎磨损速度
快
不变 变化不大 变化很小 不变
悬架侧倾角
刚度
较小，需用
横向稳定器
较大，可不
装横向稳定
器
较小，需用
横向稳定器
居单横臂式
和单纵臂式
之间
较大，可不装横向稳定器
横向刚度 横向刚度大 横向刚度小 横向刚度较小 横向刚度大
占用空间尺寸 占用较多 占用较少 几乎不占用高度空间 占用的空间小
其它
结构复杂
前悬架用
得较多
结构简单、成
本低，前悬架
上用得少
结构简单、成本低
结构简单、
紧凑，轿车
上用得较多
结构简单，用于
发动机前置前轮
驱动轿车后悬架
三、前、后悬架方案的选择
采用的方案
?前轮和后轮均采用非独立悬架；
?前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架；
?前轮与后轮均采用独立悬架。
1 前轮和后轮均采用非独立悬架
前、后悬架均采用纵置钢板弹
簧非独立悬架的汽车转向行驶
时，内侧悬架处于减载而外侧
悬架处于加载状态，于是内侧
悬架受拉抻，外侧悬架受压缩，
结果与悬架固定连接的车轴
（桥）的轴线相对汽车纵向中
心线偏转一角度 α。如图 a
?对前轴，这种偏转使汽车不足转向趋势增加
?对后桥，则增加了汽车过多转向趋势
轿车将后悬架纵置钢板弹簧的前部吊
耳位置布置得比后边吊耳低，于是悬
架的瞬时运动中心位置降低，与悬架
连接的车桥位置处的运动轨迹 b所示，
即处于外侧悬架与车桥连接处的运动
轨迹是 oa段，结果后桥轴线的偏离不
再使汽车具有过多转向的趋势。
1.横向稳定器 通过减小悬架垂直刚度，能降低车身振动固有频率 n,达到改善汽车平顺性的目的。? ??2//
smcn?
四、辅助元件
2.缓冲块
橡胶制造，通过硫化将橡胶
与钢板连接为一体，再经焊
在钢板上的螺钉将缓冲块固
定到车架（车身）或其它部
位上，起到限制悬架最大行
程的作用
多孔聚氨指制成,它兼有辅助弹性元件的作
用。这种材料起泡时就形成了致密的耐磨外层，
它保护内部的发泡部分不受损伤。由于在该材
料中有封闭的气泡，在载荷作用下弹性元件被
压缩，但其外廓尺寸增加却不大，这点与橡胶
不同。有些汽车的缓冲块装在减振器上。
§ 6-3 悬架主要参数的确定
一、前后悬架的静挠度、动挠度的选择
汽车满载静止时悬架上的载荷 Fw与此时
悬架刚度 c之比，即 fc=Fw/c。
1、概念
1)静挠度
指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结
构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩
到其自由高度的 1/2或 2/3）时，车轮
中心相对车回（或车身）的垂直位移
2)动挠度
1、使悬架系统由较低的固有频率
?汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是
影响汽车行驶平顺性的主要参数之一
?因现代汽车的质量分配系数 ε近似等于 1，于是汽车前、后轴上
方车身两点的振动不存在联系
式中,c1,c2为前、后悬架的刚度（ N/cm）；
m1,m2为前、后悬架的簧上质量（ kg）。
?? 2//2// 222111 mcnmcn ??
汽车前、后部分的车身的固有频率 n1和 n2（亦称偏频）可用下式表示
2、选择要求及方法
当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度
可用下式表示
fc1=m1g/c1
fc2=m2g/c2
式中，
g为重力加速度（ g=981cm/s2）。
将 fc1,fc2代入上式得到
2211 /5/5 cc fnfn ??
希望 fc1与 fc2要接近，单不能相等（防止共振）
希望 fc1>fc2 (从加速性考虑，若 fc2大，车身的振动大）
2,n1与 n2的匹配要合适
?若汽车以较高车速驶过单个路障,n1/n2＜ 1时的车身纵向角振
动要比 n1/n2＞ 1时小，故推荐取 fc2=（ 0.8~0.9） fc1。
?考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬
架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐 fc2=（ 0.6~0.8） fc1。
?为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏
频低于前悬架的偏频。
?要求：
?方法：
3,fd要合适,根据不同的车在不同路面条件造
?以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更
次之。
?对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求 1.00~1.45Hz，
后悬架则要求在 1.17~1.58Hz。
?原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。
?对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在 0.80~1.15Hz，后悬
架则要求在 0.98~1.30Hz。
?货车满载时，前悬架偏频要求在 1.50~2.10Hz，而后悬架则要求
在 1.70~2.17Hz。
?选定偏频以后，再利用上式即可计算出悬架的静挠度。
二、悬架的弹性特征
悬架受到垂直外力 F与由此所引起的车轮中心相对于在车身位
移 f（即悬架的变形）的关系曲线 。
1)线性弹性特性
定义,当悬架变形 f与所受垂直外力 F之间呈固定比例变化时，弹
性特性为一直线，此时悬架刚度为常数 。
悬架的弹性特性有 线性弹性特性 和 非线性弹性特性 两种
1、定义
2、分类
特点,随载荷的变化，平顺性变化
2)非线性弹性特性
定义,当悬架变形 f与所受垂直外力 F之间不呈固定比例变化时
1— 缓冲块复原点
2— 复原行程缓冲块脱离支架
3— 主弹簧弹性特性曲线
4— 复原行程
5— 压缩行程
6— 缓冲块压缩期悬架弹性特性曲线
7— 缓冲块压缩时开始接触弹性支架
8— 额定载荷
特点
?在满载位置（图中点 8）附近，刚度小且曲线变化平缓，
因而平顺性良好
?距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大
作用
?在有限的动挠度 fd范围内，得到比线性悬架更多的动容量
?悬架的运容量系指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允
许的最大变形为止消耗的功 （悬架的运容量越大，对缓冲
块击穿的可能性越小 ）
三、货车后悬的主、副簧的刚度匹配
?车身从空载到满载时的振动频率变
化要小，以保证汽车有良好的平顺性
?副簧参加工作前、后的悬架振动频
率变化不大
确定方法
?使副簧开始起作用时的悬架挠度 fa等于汽车空载时悬架的挠度 f0，
而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度 fK等于满载时悬架的挠度 fc 。
副簧、主簧的刚度比为
?使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平均值，
即 FK=0.5（ F0+FW）,并使 F0和 FK间平均载荷对应的频率与 FK和
FW间平均载荷对应的频率相等，此时副簧与主簧的刚度比为
ca/cm=（ 2λ-2）（ λ+3）
Wma FFcc 01/ ?? ??
四、悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配
重点，结论不好下
§ 6-4 弹性元件的计算
一、钢板弹簧的计算
1、钢板弹簧主要参数的确定
1）满载弧高 fa
?满载弧同 fa是指钢板弹簧装到车轴（桥）上，汽车满载
时钢板弹簧主片上表面与两端（不包括卷耳半径）连线间
的最大高度差
?fa用来保证汽车具有给定的高度
?当 fa=0时，钢板弹簧在对称位置上工作,为了在车架高
度已限定时能得到足够的支挠度值，常 fa=10~20mm。
2）钢板弹簧长度 L的确定
?钢板弹簧长度 L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离
?在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。
推荐 在 下列范围内选用钢板弹簧的长度：
轿车,L=（ 0.40~0.55）轴距；
货车,前悬架,L=（ 0.26~0.35）轴距；
后悬架,L=（ 0.35~0.45）轴距。
注,应尽可能将钢板弹簧取长些的原因
?增加钢板弹簧长度 L能显著降低弹簧应力，提高使用寿命
?降低弹簧刚度，改善汽车平顺性
?在垂直刚度 c给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向
角刚度
?刚板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧产生单位纵向转角时，
作用到钢板弹簧上的纵向力矩值
?增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引
起的弹簧变形
3）钢板断面尺寸及片数的确定
a.钢板断面宽度 b的确定
有关钢板弹簧 的刚度、强度等，可按等截面简支梁的计算公式
计算，但需引入挠度增大系数 δ加以修正。因此，可根据修正后
的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩 J0。对于对称钢
板弹簧
J0=[（ K-ks） 3cδ]/48E
式中，
s为 U形螺栓中心距（ mm）；
k为考虑 U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数（如刚性夹紧，
取 k=0.5，挠性夹紧，取 k=0）；
c为钢板弹簧垂直刚度（ N/mm）,c=FW/fc；
钢板弹簧总截面系数 W0用下式计算
W0≥[FW（ L-ks） ]/4[ζW]
式中,[ζW]为许用弯曲应力。
对于 55SiMnVB或 60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐 [ζW]在
下列范围内选取；前弹簧和平衡悬架弹簧为 350-450N/mm2；后副簧
为 220-250N/mm2。
δ为挠度增大系数（先确定与主片等长的重叠片数 n1，再估
计一个总片数 n0,求得 η=n1/m0，然后用 δ=1.5/[1.04
（ 1+0.5η） ]初定 δ）
E为材料的弹性模量。
将式（ 6-6）代入下式计算钢板弹簧平均厚度 hp
有了 hp以后，再选钢板弹簧的片宽 b。
c
W
p Ef
ksLWJh
6
][)(/2 2
00
?????
片宽 b对汽车性能的影响
?增大片宽，能增加卷耳强度，但当车身受侧向力作
用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。
?前悬架用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角。
片宽选取过窄，又得增加片数，从而增加片间的摩擦
弹簧的总厚
?推荐片宽与片厚的比值 b/hp在 6~10范围内选取。
b.钢板弹簧片厚 h的选择
矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩 J0用下式计算
J0=nbh3/12
式中,n为钢板弹簧片数。
说明：
1、改变片数 n、片宽 b和片厚 h三者之一，都影响到总惯性矩
J0的变化；
2、总惯性矩 J0的改变又会影响到钢板弹簧垂直刚度 c的变化，
也就是影响汽车的平顺性变化。其中，片厚 h变化对钢板弹簧
总惯性矩 J0影响最大。
片厚 h选择的要求
?增加片厚 h，可以减少片数 n
?钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望
尽可能采用前者
?但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也
常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。此时，要求一副钢
板弹簧的厚度不宜超过三组。
?为使各片寿命接近又要求最厚片与最薄片厚度之比应
小于 1.5。
?钢板断面尺寸 b和 h应符合国产型材规格尺寸。
2、钢板弹簧各片长度的确定
?将各片厚度 hi的立方值 hi3按同一比例尺沿纵坐标绘制在
图上
?沿横坐标量出主片长度的一半 L/2和 U形螺栓中心距的一
半 s/2，得到 A,B两点，连接 A,B即得到三角形的钢板弹
簧展开图。
?AB线与各叶片上侧边的交点即为各片长度，如果存在与
主片等长的重叠片，就从 B点到最后一个重叠片的上侧边端
点一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度。
?各片实际长度尺寸需经圆整后确定。
3、钢板弹簧刚度验算
刚度验算公式为
其中
式中,a为经验修正系数,a=0.90~0.94；
E为材料弹性模量；
l1,lk+1为主片为第（ k+1）片的一半长度。
???
?
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)( 111 ?? ?? kk lla ?
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1
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用共同曲率法计算刚度的 前提
?假定同一截面上各片曲率变化值相同
?各片的承受的弯矩正比于其惯性矩
?同时该截面上各片的弯矩和等于外力所引起的弯矩
4、钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算
1）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 H0
定义,钢板弹簧各片装配后，在预压缩和 U形螺栓夹紧前，其
主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差
（如上图），称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 H0，
用下式计算
H0=（ fc+fa+△ f）
式中,fc为静挠度；
fa为满载弧高；
△ f为钢板弹簧总成用 U形螺栓夹紧后引起的弧高变化,
22
))(3(
L
ffsLsf ca ????
s为 U形螺栓中心距； L为钢板弹簧主片长度。钢板弹簧总成在
自由状态下的曲率半径 R0=L2/8H0
（ 2）钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定
原则,因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不
同，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下的曲率
半径 Ri。各片自由状态下做成不同曲率半径的目的是：使各
片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴紧，减少主片工作
应力，使各片寿命接近。
矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定
Ri=R0/[1+(2ζ0iR0)/Ehi]
式中,Ri为第 i片弹簧自由状态下的曲率半径（ mm）； R0
为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径（ mm）； ζ0i为
各片弹簧的预应力（ N/mm2）； E为材料弹性模量
（ N/mm2），取 E=2.1× 105N/mm2； hi为第 i片的弹簧
厚度（ mm）。
原则,在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径 R0和各片弹
簧预加应力 σ0i的条件下，计算出各片弹簧自由状态下的曲
率半径 Ri。选取各片弹簧预应力时，要求做到：装配前各片
弹簧片间间隙相差不大，且装配后各片能很好贴和；为保证
主片及一其相邻的长片有足够的使用寿命，应适当降低主片
及与其相邻的长片的应力。
这此，选取各片预应力时，可分为下列两种情况：
对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选取过大；
对于片厚不相同的钢板弹簧，厚片预应力可取大些。
推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在 300-
350N/mm2内选取。 1-4片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应
力。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。
0
1
??
?
n
i
iM
在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造
成的弯矩 Mi之代数和等于零，即
或
如果第 i片的片长为 Li，则第 i片弹簧的弧高为
Hi≈Li2/8Ri
0
1
0 ??
?
i
n
i
iW?
5、钢板弹簧强度验算
（ 1）紧急制动时
前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现的最大应力 ζmax
用下式计算
σ max=[G1m1′ l2（ l1+φ c） ]/[（ l1+l2） W0]
式中，
G1为作用在前轮上的垂直静负荷；
m1′为制动时前轴负荷转移系数，
轿车,m1′=1.2~1.4，
货车,m1′=1.4~1.6；
l1,l2为钢板弹簧前、后段长度；
φ道路附着系数，取 0.8；
W0为钢板弹簧总截面系数；
c为弹簧固定点到路面的距离
σ max=[G2m2′ l1（ l2+φ c） ]/[（ l1+l2） W0]+G2m2′ φ /bh1
式中,G2为作用在后轮上的垂直静负荷；
m2′ 为驱动时后轴负荷转移系数，
轿车,m2′ =1.25~1.30，
货车,m2′ =1.1~1.2；
φ 为道路附着系数；
b为钢板弹簧片宽；
h1为钢板弹簧主片厚宽。
（ 2）汽车驱动时
后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现最大应力
ζmax用下式计算
（ 3）钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算
钢板弹簧主片卷耳受力如图 6-17所示。卷耳所受应力 ζ
是由弯曲应力和拉（压）应力合成的应力
σ =[3Fx（ D+h1） ]/bh12+Fx/bh1
式中,
Fx为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；
D为卷耳内径；
b为钢板弹簧宽度；
h1为主片厚度 。
许用应力 [σ ]取为 350N/mm2。
对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到挤压应力
σ z=Fs/bd。
其中,
Fs为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；
b为卷耳处叶片宽；
d为钢板弹簧销直径 。
用 30钢或 40钢经液体碳氮共渗处理时, 弹簧销许用挤压应力 [σ z]
取为 3-4N/mm2；用 20钢或 20Cr钢经渗碳处理或用 45钢经高频淬
火后, 其许用应力 [σ z]≤ 7-9N/mm2。
钢板弹簧多数情况下采用 55SiMnVB钢或 60Si2Mn钢制造。常采
用表面喷丸处理工艺和减少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹
簧的寿命。表面喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两种，后者可使
钢板弹簧表面的残余应力比前者大很多。
§ 6-5 主动与半主动悬架系统
1 主动悬架系统
主动悬架中不再有传统意义上的“弹簧刚度”和“阻尼特性”，
悬架中的弹簧和减振器全部或者至少部分被执行元件所取代。
基本原理 是靠自身的能源通过执行元件对振动进行“主动”干
预。
分类,根据执行元件的响应带宽可分为宽带主动悬架和有限
带宽主动悬架两种，两种悬架又分别称为全主动悬架和慢主
动悬架。
主动悬架动画
1） 全主动悬架
概念：
全主动悬架系统所采用的执行元件具有较宽的响应频带，以便
对车轮的高频共振也加以控制。
执行元件多采用电液或液气伺服系统，
控制带宽一般应至少覆盖 0～ 15Hz，有的执行元件响应带宽甚
至高达 100Hz。
全主动悬架工作原理的示意图 (单个车轮 )
A-执行元件 E-比较器
F-力传感器 P-电位器
V-控制阀
1-悬挂质量 2-加速度传感器
3-信号处理器 4-控制单元
5-进油 6-出油
7-非悬挂质量 8-路面输入
?系统主要由执行元件、各种必要的传感器、信号处理器
和控制单元等组成。
?控制单元根据检测到的各种信号判断汽车的当前状态，
并根据事先设定的控制策略决定执行元件该输出多大的力。
?系统内部靠力闭环控制保证执行元件输出的力满足指令
要求。
?实际使用时，还必须包括更多的传感器以检测必要的系
统状态量，比如转向时与汽车运动相关的横向加速度、方
向盘角速度，还有汽车车速、发动机油门开度、制动踏板
位置以及汽车车身高度等系统状态量。
系统工作原理及过程
主动悬架布置图
1-悬架位移传感器
2-后悬架执行元件
3-车门开关传感器
4-隔离阀
5-前悬架执行元件
6-控制阀 7-液压泵
8-油门位置传感器
9-车速传感器
10-控制踏板位置传感器
11-方向盘传感器
12-中央控制单元
性能指标评价标准
主动悬架的性能指标可以用多个系统输出变量的均方根值的加
权和来表征。
这些变量可以包括车身加速度、车轮与地面间的动载、车轮相
对于车身的位移以及执行元件的作用力等。
系统的控制变量也比传统的被动悬架要多，并且参数的选择
范围也更宽。
主动悬架特点
要求执行元件所产生的力能够很好地跟踪任何力控制信号
因此，它为控制律的选择提供了一个广阔的设计空间，即
如何确定控制律以使系统能够让车辆达到最佳的总体性能。
研究表明，主动悬架能够在不同路面及行驶条件下显著地
提高车辆性能。
2） 慢主动悬架
慢主动悬架将执行元件的频响带宽降低到只考虑车身的垂直、俯
仰和侧倾振动以及汽车的转向反应，不考虑车轮刚度所对应的频
率，也即带宽降至 3～ 4Hz。
它与前述的主动悬架在被测状态量和控制实施等方面都有类似，
唯一的差异就是执行元件带宽的降低。
一类为当其不起作用 (激励频率超过响应带宽 )时可以像普通
弹簧一样工作，比如气压执行元件，在这种情况下由于执
行元件可以支持车身的重量，所以系统中可以不加弹簧或
并联一个弹簧。
另一类为不起作用时变为刚性体的执行元件，如滑阀控制
的液力作动器，在这种情况下系统中必须串联弹性元件
在慢主动悬架中，可以选用两类执行元件
轿车用慢主动悬架原理图
1-悬挂质量
2-空气弹簧
3-阻力阀
4-比例流量控制阀
5-接油泵
6-接油罐
7-轮胎刚度
8-非悬挂质量
9-执行元件
慢主动悬架特点
?由于慢主动悬架执行元件仅需在一窄带频率范围内工作，降低
了系统的成本及复杂程度。
?比全主动悬架便宜得多。
?它的主动控制仍然覆盖了主要的车身振动，包含纵向、俯仰、
侧倾及转向控制等要求的频率范围，改善了车身共振频率附近的
行驶性能，提高了对车身姿态的控制。
?性能可达到与全主动悬架系统很接近的程度。
?就实用性及商业竞争力而言，慢主动悬架有较好的应用前景。
?半主动悬架不需要油泵、过滤器、储油器、冷却器及输油管等
附件，几乎不消耗发动机功率，并且制造可控阻尼减振器不像制
造电液伺服液力执行元件那样复杂，悬架系统的制造成本和运行
成本可大大降低。
2 半主动式悬架
与主动悬架的比较
?半主动悬架与主动悬架的区别在于用可控阻尼的减振器取
代了执行元件。
?可控阻尼减振器所起的作用与主动悬架中执行元件的作用
类似，都是通过系统内的力闭环控制实现控制单元提出的力
要求。
?所不同的是执行元件要做功，而减振器则是通过调节阻尼
力控制耗散掉的能量的多少，几乎不消耗汽车发动机的能量。
显然，在半主动悬架中，必须并联弹簧以支持悬挂质量，一
般情况下该弹簧刚度是不变的。
分类
半主动悬架包括 阻尼连续可调式 和 可切换阻尼式 两类，
前者的阻尼系数在一定的范围内可以连续变化，
后者的阻尼系数只能在几个离散的阻尼值之间进行切换。
各自特点
?可切换阻尼系统与前面介绍的阻尼可调自适应悬架的区
别在于阻尼值停留在特定设置的时间长短不同。阻尼可调
自适应悬架在每一设置上停留的时间较长 (一般在 5s以上 )
?而可切换阻尼式悬架的设置则可在每一车辆振动周期变
化范围内在频繁地改变 (切换速度为十几毫秒 )。
常见的可切换阻尼式悬架一般设置 2至 3个档位, 阻尼系数
可在几档之间快速切换, 切换的时间通常为 10～ 20S。 控制
方法通常采用 Karnopp等提出的算法, 即根据车身的相对速
度和绝对速度来改变系统阻尼的设置 。
以两挡切换系统为例, 如果二者符号相同, 阻尼为硬设置；
否则为软设置 。
可切换阻尼悬架的设计关键是发展先进的控制阀技术，
保证切换时间能足够短，以便使复杂的控制策略的应用成
为可能。
但这也将导致阻尼器的制造成本升高，目前这种快速切换
阻尼系统在实际应用中仍不多见。
可切换阻尼式悬架应用
连续可调减振器的两种基本结构形式
?一种是通过调节减振器节流阀的面积而改变阻尼特性的孔径调
节式，其孔径的改变一般可由电磁阀或其它类似的机电式驱动阀
来实现；
?另一种是电流变或磁流变可调阻尼器，其工作原理是通过改变
电场或磁场强度来改变流变体的阻尼特性。
?两种结构中，前者技术较为成熟，后者属于新兴技术，随着对
这项技术的研究和突破，将会成为一种较有前途的半主动悬架 。
back
第六章 悬架设计
§ 6-1 概 述
§ 6-2 悬架结构形式分析
§ 6-3 悬架主要参数的确定
§ 6-4 弹性元件的计算
§ 6-5 主动与半主动悬架系统
§ 6-1 概 述
一 主要作用
? 传递车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩 ;
? 缓和、抑制路面对车身的冲击和振动；
? 保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特
性。保证汽车的操纵稳定性。
二 对悬架提出的 设计要求
1）保证汽车有良好的行驶平顺性。
2）具有合适的衰减振动能力。
3）保证汽车具有良好的操纵稳定性。
4）汽车制动或加速时要保证车身稳定，减少车身纵倾；转弯
时车身侧倾角要合适。
5）有良好的隔声能力。
6）结构紧凑、占用空间尺寸要小。
7）可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，在满足零部
件质量要小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。
§ 6-2 悬架结构形式分析
一、非独立悬架和独立悬架
悬架
非独立悬架
独立悬架两类
左、右车轮用一根整体轴连接，再经过
悬架与车架（或车身）连接
左、右车轮通过各自的悬架与车架（或
车身）连接
非独立悬架 独立悬架
1 非独立悬架
优点
纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置
?结构简单
?制造容易
?维修方便
?工作可靠
缺点
?汽车平顺性较差
?高速行驶时操稳性差
?轿车不利于发动机、行李舱的布置
应用, 货车、大客车的前、后悬架以及某些轿车的后悬架
2 独立悬架
优点
?簧下质量小；
?悬架占用的空间小；
?可以用刚度小的弹簧，改善了汽车行驶平顺性；
?由于有可能降低发动机的位置高度，使整车的质心高度下
降，又改善了汽车的行驶稳定性；
?左、右车轮各自独立运动互不影响，可减少车身的倾斜和
振动，同时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力。
缺点
?结构复杂
?成本较高
?维修困难
应用, 轿车和部分轻型货车、客车及越野车
二、独立悬架结构形式分析
分类
?双横臂式
?单横臂式,
?双纵臂式
?单纵臂式
?单斜臂式
?麦弗逊式和扭转梁随动臂式
1 评价指标：
1）侧倾中心高度
侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩短，可使侧倾力臂
及侧倾力矩小些，车身的侧倾角也会减小。但侧倾中心过高，
会使车身倾斜时轮距变化大，加速轮胎的磨损。
2）车轮定位参数的变化
若主销后倾角变化大，容易使转向轮产生摆振；若车轮外倾
角变化大，会影响汽车直线行驶稳定性，同时也会影响轮距的
变化和轮胎的磨损速度。
5）悬架占用的空间尺寸
占用横向尺寸大的悬架影响发动机的布置和从车上拆装发动
机的困难程度；
占用高度空间小的悬架，则允许行李箱宽敞，而且底部平整，
布置油箱容易。
3）悬架侧倾角刚度
车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总的侧倾角刚度大小有关，并影响
汽车的操纵稳定性和平顺性。
4）横向刚度
悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向轴上的悬架横向刚
度小，则容易造成转向轮发生摆振现象。
悬架 双横臂式 单横臂式 单纵臂式 单斜臂式 麦弗逊式 扭转梁随动臂式
侧倾中心高 比较低 比较高 比较低 居单横臂和单纵臂之间 比较高 比较低
车轮定位
参数的变化
车轮外倾角
与主销内倾
角均有变化
车轮外倾角
与主销内倾
角变化大
主销后倾角
变化大 有变化 变化小
左、右轮同时跳
动时不变
轮距
变化小，轮
胎磨损速度
慢
变化大，轮
胎磨损速度
快
不变 变化不大 变化很小 不变
悬架侧倾角
刚度
较小，需用
横向稳定器
较大，可不
装横向稳定
器
较小，需用
横向稳定器
居单横臂式
和单纵臂式
之间
较大，可不装横向稳定器
横向刚度 横向刚度大 横向刚度小 横向刚度较小 横向刚度大
占用空间尺寸 占用较多 占用较少 几乎不占用高度空间 占用的空间小
其它
结构复杂
前悬架用
得较多
结构简单、成
本低，前悬架
上用得少
结构简单、成本低
结构简单、
紧凑，轿车
上用得较多
结构简单，用于
发动机前置前轮
驱动轿车后悬架
三、前、后悬架方案的选择
采用的方案
?前轮和后轮均采用非独立悬架；
?前轮采用独立悬架，后轮采用非独立悬架；
?前轮与后轮均采用独立悬架。
1 前轮和后轮均采用非独立悬架
前、后悬架均采用纵置钢板弹
簧非独立悬架的汽车转向行驶
时，内侧悬架处于减载而外侧
悬架处于加载状态，于是内侧
悬架受拉抻，外侧悬架受压缩，
结果与悬架固定连接的车轴
（桥）的轴线相对汽车纵向中
心线偏转一角度 α。如图 a
?对前轴，这种偏转使汽车不足转向趋势增加
?对后桥，则增加了汽车过多转向趋势
轿车将后悬架纵置钢板弹簧的前部吊
耳位置布置得比后边吊耳低，于是悬
架的瞬时运动中心位置降低，与悬架
连接的车桥位置处的运动轨迹 b所示，
即处于外侧悬架与车桥连接处的运动
轨迹是 oa段，结果后桥轴线的偏离不
再使汽车具有过多转向的趋势。
1.横向稳定器 通过减小悬架垂直刚度，能降低车身振动固有频率 n,达到改善汽车平顺性的目的。? ??2//
smcn?
四、辅助元件
2.缓冲块
橡胶制造，通过硫化将橡胶
与钢板连接为一体，再经焊
在钢板上的螺钉将缓冲块固
定到车架（车身）或其它部
位上，起到限制悬架最大行
程的作用
多孔聚氨指制成,它兼有辅助弹性元件的作
用。这种材料起泡时就形成了致密的耐磨外层，
它保护内部的发泡部分不受损伤。由于在该材
料中有封闭的气泡，在载荷作用下弹性元件被
压缩，但其外廓尺寸增加却不大，这点与橡胶
不同。有些汽车的缓冲块装在减振器上。
§ 6-3 悬架主要参数的确定
一、前后悬架的静挠度、动挠度的选择
汽车满载静止时悬架上的载荷 Fw与此时
悬架刚度 c之比，即 fc=Fw/c。
1、概念
1)静挠度
指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结
构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩
到其自由高度的 1/2或 2/3）时，车轮
中心相对车回（或车身）的垂直位移
2)动挠度
1、使悬架系统由较低的固有频率
?汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是
影响汽车行驶平顺性的主要参数之一
?因现代汽车的质量分配系数 ε近似等于 1，于是汽车前、后轴上
方车身两点的振动不存在联系
式中,c1,c2为前、后悬架的刚度（ N/cm）；
m1,m2为前、后悬架的簧上质量（ kg）。
?? 2//2// 222111 mcnmcn ??
汽车前、后部分的车身的固有频率 n1和 n2（亦称偏频）可用下式表示
2、选择要求及方法
当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度
可用下式表示
fc1=m1g/c1
fc2=m2g/c2
式中，
g为重力加速度（ g=981cm/s2）。
将 fc1,fc2代入上式得到
2211 /5/5 cc fnfn ??
希望 fc1与 fc2要接近，单不能相等（防止共振）
希望 fc1>fc2 (从加速性考虑，若 fc2大，车身的振动大）
2,n1与 n2的匹配要合适
?若汽车以较高车速驶过单个路障,n1/n2＜ 1时的车身纵向角振
动要比 n1/n2＞ 1时小，故推荐取 fc2=（ 0.8~0.9） fc1。
?考虑到货车前、后轴荷的差别和驾驶员的乘坐舒适性，取前悬
架的静挠度值大于后悬架的静挠度值，推荐 fc2=（ 0.6~0.8） fc1。
?为了改善微型轿车后排乘客的乘坐舒适性，有时取后悬架的偏
频低于前悬架的偏频。
?要求：
?方法：
3,fd要合适,根据不同的车在不同路面条件造
?以运送人为主的轿车对平顺性的要求最高，大客车次之，载货车更
次之。
?对普通级以下轿车满载的情况，前悬架偏频要求 1.00~1.45Hz，
后悬架则要求在 1.17~1.58Hz。
?原则上轿车的级别越高，悬架的偏频越小。
?对高级轿车满载的情况，前悬架偏频要求在 0.80~1.15Hz，后悬
架则要求在 0.98~1.30Hz。
?货车满载时，前悬架偏频要求在 1.50~2.10Hz，而后悬架则要求
在 1.70~2.17Hz。
?选定偏频以后，再利用上式即可计算出悬架的静挠度。
二、悬架的弹性特征
悬架受到垂直外力 F与由此所引起的车轮中心相对于在车身位
移 f（即悬架的变形）的关系曲线 。
1)线性弹性特性
定义,当悬架变形 f与所受垂直外力 F之间呈固定比例变化时，弹
性特性为一直线，此时悬架刚度为常数 。
悬架的弹性特性有 线性弹性特性 和 非线性弹性特性 两种
1、定义
2、分类
特点,随载荷的变化，平顺性变化
2)非线性弹性特性
定义,当悬架变形 f与所受垂直外力 F之间不呈固定比例变化时
1— 缓冲块复原点
2— 复原行程缓冲块脱离支架
3— 主弹簧弹性特性曲线
4— 复原行程
5— 压缩行程
6— 缓冲块压缩期悬架弹性特性曲线
7— 缓冲块压缩时开始接触弹性支架
8— 额定载荷
特点
?在满载位置（图中点 8）附近，刚度小且曲线变化平缓，
因而平顺性良好
?距满载较远的两端，曲线变陡，刚度增大
作用
?在有限的动挠度 fd范围内，得到比线性悬架更多的动容量
?悬架的运容量系指悬架从静载荷的位置起，变形到结构允
许的最大变形为止消耗的功 （悬架的运容量越大，对缓冲
块击穿的可能性越小 ）
三、货车后悬的主、副簧的刚度匹配
?车身从空载到满载时的振动频率变
化要小，以保证汽车有良好的平顺性
?副簧参加工作前、后的悬架振动频
率变化不大
确定方法
?使副簧开始起作用时的悬架挠度 fa等于汽车空载时悬架的挠度 f0，
而使副簧开始起作用前一瞬间的挠度 fK等于满载时悬架的挠度 fc 。
副簧、主簧的刚度比为
?使副簧开始起作用时的载荷等于空载与满载时悬架载荷的平均值，
即 FK=0.5（ F0+FW）,并使 F0和 FK间平均载荷对应的频率与 FK和
FW间平均载荷对应的频率相等，此时副簧与主簧的刚度比为
ca/cm=（ 2λ-2）（ λ+3）
Wma FFcc 01/ ?? ??
四、悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配
重点，结论不好下
§ 6-4 弹性元件的计算
一、钢板弹簧的计算
1、钢板弹簧主要参数的确定
1）满载弧高 fa
?满载弧同 fa是指钢板弹簧装到车轴（桥）上，汽车满载
时钢板弹簧主片上表面与两端（不包括卷耳半径）连线间
的最大高度差
?fa用来保证汽车具有给定的高度
?当 fa=0时，钢板弹簧在对称位置上工作,为了在车架高
度已限定时能得到足够的支挠度值，常 fa=10~20mm。
2）钢板弹簧长度 L的确定
?钢板弹簧长度 L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离
?在总布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。
推荐 在 下列范围内选用钢板弹簧的长度：
轿车,L=（ 0.40~0.55）轴距；
货车,前悬架,L=（ 0.26~0.35）轴距；
后悬架,L=（ 0.35~0.45）轴距。
注,应尽可能将钢板弹簧取长些的原因
?增加钢板弹簧长度 L能显著降低弹簧应力，提高使用寿命
?降低弹簧刚度，改善汽车平顺性
?在垂直刚度 c给定的条件下，又能明显增加钢板弹簧的纵向
角刚度
?刚板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧产生单位纵向转角时，
作用到钢板弹簧上的纵向力矩值
?增大钢板弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引
起的弹簧变形
3）钢板断面尺寸及片数的确定
a.钢板断面宽度 b的确定
有关钢板弹簧 的刚度、强度等，可按等截面简支梁的计算公式
计算，但需引入挠度增大系数 δ加以修正。因此，可根据修正后
的简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩 J0。对于对称钢
板弹簧
J0=[（ K-ks） 3cδ]/48E
式中，
s为 U形螺栓中心距（ mm）；
k为考虑 U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数（如刚性夹紧，
取 k=0.5，挠性夹紧，取 k=0）；
c为钢板弹簧垂直刚度（ N/mm）,c=FW/fc；
钢板弹簧总截面系数 W0用下式计算
W0≥[FW（ L-ks） ]/4[ζW]
式中,[ζW]为许用弯曲应力。
对于 55SiMnVB或 60Si2Mn等材料，表面经喷丸处理后，推荐 [ζW]在
下列范围内选取；前弹簧和平衡悬架弹簧为 350-450N/mm2；后副簧
为 220-250N/mm2。
δ为挠度增大系数（先确定与主片等长的重叠片数 n1，再估
计一个总片数 n0,求得 η=n1/m0，然后用 δ=1.5/[1.04
（ 1+0.5η） ]初定 δ）
E为材料的弹性模量。
将式（ 6-6）代入下式计算钢板弹簧平均厚度 hp
有了 hp以后，再选钢板弹簧的片宽 b。
c
W
p Ef
ksLWJh
6
][)(/2 2
00
?????
片宽 b对汽车性能的影响
?增大片宽，能增加卷耳强度，但当车身受侧向力作
用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。
?前悬架用宽的弹簧片，会影响转向轮的最大转角。
片宽选取过窄，又得增加片数，从而增加片间的摩擦
弹簧的总厚
?推荐片宽与片厚的比值 b/hp在 6~10范围内选取。
b.钢板弹簧片厚 h的选择
矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩 J0用下式计算
J0=nbh3/12
式中,n为钢板弹簧片数。
说明：
1、改变片数 n、片宽 b和片厚 h三者之一，都影响到总惯性矩
J0的变化；
2、总惯性矩 J0的改变又会影响到钢板弹簧垂直刚度 c的变化，
也就是影响汽车的平顺性变化。其中，片厚 h变化对钢板弹簧
总惯性矩 J0影响最大。
片厚 h选择的要求
?增加片厚 h，可以减少片数 n
?钢板弹簧各片厚度可能有相同和不同两种情况，希望
尽可能采用前者
?但因为主片工作条件恶劣，为了加强主片及卷耳，也
常将主片加厚，其余各片厚度稍薄。此时，要求一副钢
板弹簧的厚度不宜超过三组。
?为使各片寿命接近又要求最厚片与最薄片厚度之比应
小于 1.5。
?钢板断面尺寸 b和 h应符合国产型材规格尺寸。
2、钢板弹簧各片长度的确定
?将各片厚度 hi的立方值 hi3按同一比例尺沿纵坐标绘制在
图上
?沿横坐标量出主片长度的一半 L/2和 U形螺栓中心距的一
半 s/2，得到 A,B两点，连接 A,B即得到三角形的钢板弹
簧展开图。
?AB线与各叶片上侧边的交点即为各片长度，如果存在与
主片等长的重叠片，就从 B点到最后一个重叠片的上侧边端
点一直线，此直线与各片上侧边的交点即为各片长度。
?各片实际长度尺寸需经圆整后确定。
3、钢板弹簧刚度验算
刚度验算公式为
其中
式中,a为经验修正系数,a=0.90~0.94；
E为材料弹性模量；
l1,lk+1为主片为第（ k+1）片的一半长度。
???
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用共同曲率法计算刚度的 前提
?假定同一截面上各片曲率变化值相同
?各片的承受的弯矩正比于其惯性矩
?同时该截面上各片的弯矩和等于外力所引起的弯矩
4、钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算
1）钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 H0
定义,钢板弹簧各片装配后，在预压缩和 U形螺栓夹紧前，其
主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差
（如上图），称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高 H0，
用下式计算
H0=（ fc+fa+△ f）
式中,fc为静挠度；
fa为满载弧高；
△ f为钢板弹簧总成用 U形螺栓夹紧后引起的弧高变化,
22
))(3(
L
ffsLsf ca ????
s为 U形螺栓中心距； L为钢板弹簧主片长度。钢板弹簧总成在
自由状态下的曲率半径 R0=L2/8H0
（ 2）钢板弹簧各片自由状态下曲率半径的确定
原则,因钢板弹簧各片在自由状态下和装配后的曲率半径不
同，装配后各片产生预应力，其值确定了自由状态下的曲率
半径 Ri。各片自由状态下做成不同曲率半径的目的是：使各
片厚度相同的钢板弹簧装配后能很好地贴紧，减少主片工作
应力，使各片寿命接近。
矩形断面钢板弹簧装配前各片曲率半径由下式确定
Ri=R0/[1+(2ζ0iR0)/Ehi]
式中,Ri为第 i片弹簧自由状态下的曲率半径（ mm）； R0
为钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径（ mm）； ζ0i为
各片弹簧的预应力（ N/mm2）； E为材料弹性模量
（ N/mm2），取 E=2.1× 105N/mm2； hi为第 i片的弹簧
厚度（ mm）。
原则,在已知钢板弹簧总成自由状态下曲率半径 R0和各片弹
簧预加应力 σ0i的条件下，计算出各片弹簧自由状态下的曲
率半径 Ri。选取各片弹簧预应力时，要求做到：装配前各片
弹簧片间间隙相差不大，且装配后各片能很好贴和；为保证
主片及一其相邻的长片有足够的使用寿命，应适当降低主片
及与其相邻的长片的应力。
这此，选取各片预应力时，可分为下列两种情况：
对于片厚相同的钢板弹簧，各片预应力值不宜选取过大；
对于片厚不相同的钢板弹簧，厚片预应力可取大些。
推荐主片在根部的工作应力与预应力叠加后的合成应力在 300-
350N/mm2内选取。 1-4片长片叠加负的预应力，短片叠加正的预应
力。预应力从长片到短片由负值逐渐递增至正值。
0
1
??
?
n
i
iM
在确定各片预应力时，理论上应满足各片弹簧在根部处预应力所造
成的弯矩 Mi之代数和等于零，即
或
如果第 i片的片长为 Li，则第 i片弹簧的弧高为
Hi≈Li2/8Ri
0
1
0 ??
?
i
n
i
iW?
5、钢板弹簧强度验算
（ 1）紧急制动时
前钢板弹簧承受的载荷最大，在它的后半段出现的最大应力 ζmax
用下式计算
σ max=[G1m1′ l2（ l1+φ c） ]/[（ l1+l2） W0]
式中，
G1为作用在前轮上的垂直静负荷；
m1′为制动时前轴负荷转移系数，
轿车,m1′=1.2~1.4，
货车,m1′=1.4~1.6；
l1,l2为钢板弹簧前、后段长度；
φ道路附着系数，取 0.8；
W0为钢板弹簧总截面系数；
c为弹簧固定点到路面的距离
σ max=[G2m2′ l1（ l2+φ c） ]/[（ l1+l2） W0]+G2m2′ φ /bh1
式中,G2为作用在后轮上的垂直静负荷；
m2′ 为驱动时后轴负荷转移系数，
轿车,m2′ =1.25~1.30，
货车,m2′ =1.1~1.2；
φ 为道路附着系数；
b为钢板弹簧片宽；
h1为钢板弹簧主片厚宽。
（ 2）汽车驱动时
后钢板弹簧承受的载荷最大，在它的前半段出现最大应力
ζmax用下式计算
（ 3）钢板弹簧卷耳和弹簧销的强度核算
钢板弹簧主片卷耳受力如图 6-17所示。卷耳所受应力 ζ
是由弯曲应力和拉（压）应力合成的应力
σ =[3Fx（ D+h1） ]/bh12+Fx/bh1
式中,
Fx为沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力；
D为卷耳内径；
b为钢板弹簧宽度；
h1为主片厚度 。
许用应力 [σ ]取为 350N/mm2。
对钢板弹簧销要验算钢板弹簧受静载荷时钢板弹簧销受到挤压应力
σ z=Fs/bd。
其中,
Fs为满载静止时钢板弹簧端部的载荷；
b为卷耳处叶片宽；
d为钢板弹簧销直径 。
用 30钢或 40钢经液体碳氮共渗处理时, 弹簧销许用挤压应力 [σ z]
取为 3-4N/mm2；用 20钢或 20Cr钢经渗碳处理或用 45钢经高频淬
火后, 其许用应力 [σ z]≤ 7-9N/mm2。
钢板弹簧多数情况下采用 55SiMnVB钢或 60Si2Mn钢制造。常采
用表面喷丸处理工艺和减少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹
簧的寿命。表面喷丸处理有一般喷丸和应力喷丸两种，后者可使
钢板弹簧表面的残余应力比前者大很多。
§ 6-5 主动与半主动悬架系统
1 主动悬架系统
主动悬架中不再有传统意义上的“弹簧刚度”和“阻尼特性”，
悬架中的弹簧和减振器全部或者至少部分被执行元件所取代。
基本原理 是靠自身的能源通过执行元件对振动进行“主动”干
预。
分类,根据执行元件的响应带宽可分为宽带主动悬架和有限
带宽主动悬架两种，两种悬架又分别称为全主动悬架和慢主
动悬架。
主动悬架动画
1） 全主动悬架
概念：
全主动悬架系统所采用的执行元件具有较宽的响应频带，以便
对车轮的高频共振也加以控制。
执行元件多采用电液或液气伺服系统，
控制带宽一般应至少覆盖 0～ 15Hz，有的执行元件响应带宽甚
至高达 100Hz。
全主动悬架工作原理的示意图 (单个车轮 )
A-执行元件 E-比较器
F-力传感器 P-电位器
V-控制阀
1-悬挂质量 2-加速度传感器
3-信号处理器 4-控制单元
5-进油 6-出油
7-非悬挂质量 8-路面输入
?系统主要由执行元件、各种必要的传感器、信号处理器
和控制单元等组成。
?控制单元根据检测到的各种信号判断汽车的当前状态，
并根据事先设定的控制策略决定执行元件该输出多大的力。
?系统内部靠力闭环控制保证执行元件输出的力满足指令
要求。
?实际使用时，还必须包括更多的传感器以检测必要的系
统状态量，比如转向时与汽车运动相关的横向加速度、方
向盘角速度，还有汽车车速、发动机油门开度、制动踏板
位置以及汽车车身高度等系统状态量。
系统工作原理及过程
主动悬架布置图
1-悬架位移传感器
2-后悬架执行元件
3-车门开关传感器
4-隔离阀
5-前悬架执行元件
6-控制阀 7-液压泵
8-油门位置传感器
9-车速传感器
10-控制踏板位置传感器
11-方向盘传感器
12-中央控制单元
性能指标评价标准
主动悬架的性能指标可以用多个系统输出变量的均方根值的加
权和来表征。
这些变量可以包括车身加速度、车轮与地面间的动载、车轮相
对于车身的位移以及执行元件的作用力等。
系统的控制变量也比传统的被动悬架要多，并且参数的选择
范围也更宽。
主动悬架特点
要求执行元件所产生的力能够很好地跟踪任何力控制信号
因此，它为控制律的选择提供了一个广阔的设计空间，即
如何确定控制律以使系统能够让车辆达到最佳的总体性能。
研究表明，主动悬架能够在不同路面及行驶条件下显著地
提高车辆性能。
2） 慢主动悬架
慢主动悬架将执行元件的频响带宽降低到只考虑车身的垂直、俯
仰和侧倾振动以及汽车的转向反应，不考虑车轮刚度所对应的频
率，也即带宽降至 3～ 4Hz。
它与前述的主动悬架在被测状态量和控制实施等方面都有类似，
唯一的差异就是执行元件带宽的降低。
一类为当其不起作用 (激励频率超过响应带宽 )时可以像普通
弹簧一样工作，比如气压执行元件，在这种情况下由于执
行元件可以支持车身的重量，所以系统中可以不加弹簧或
并联一个弹簧。
另一类为不起作用时变为刚性体的执行元件，如滑阀控制
的液力作动器，在这种情况下系统中必须串联弹性元件
在慢主动悬架中，可以选用两类执行元件
轿车用慢主动悬架原理图
1-悬挂质量
2-空气弹簧
3-阻力阀
4-比例流量控制阀
5-接油泵
6-接油罐
7-轮胎刚度
8-非悬挂质量
9-执行元件
慢主动悬架特点
?由于慢主动悬架执行元件仅需在一窄带频率范围内工作，降低
了系统的成本及复杂程度。
?比全主动悬架便宜得多。
?它的主动控制仍然覆盖了主要的车身振动，包含纵向、俯仰、
侧倾及转向控制等要求的频率范围，改善了车身共振频率附近的
行驶性能，提高了对车身姿态的控制。
?性能可达到与全主动悬架系统很接近的程度。
?就实用性及商业竞争力而言，慢主动悬架有较好的应用前景。
?半主动悬架不需要油泵、过滤器、储油器、冷却器及输油管等
附件，几乎不消耗发动机功率，并且制造可控阻尼减振器不像制
造电液伺服液力执行元件那样复杂，悬架系统的制造成本和运行
成本可大大降低。
2 半主动式悬架
与主动悬架的比较
?半主动悬架与主动悬架的区别在于用可控阻尼的减振器取
代了执行元件。
?可控阻尼减振器所起的作用与主动悬架中执行元件的作用
类似，都是通过系统内的力闭环控制实现控制单元提出的力
要求。
?所不同的是执行元件要做功，而减振器则是通过调节阻尼
力控制耗散掉的能量的多少，几乎不消耗汽车发动机的能量。
显然，在半主动悬架中，必须并联弹簧以支持悬挂质量，一
般情况下该弹簧刚度是不变的。
分类
半主动悬架包括 阻尼连续可调式 和 可切换阻尼式 两类，
前者的阻尼系数在一定的范围内可以连续变化，
后者的阻尼系数只能在几个离散的阻尼值之间进行切换。
各自特点
?可切换阻尼系统与前面介绍的阻尼可调自适应悬架的区
别在于阻尼值停留在特定设置的时间长短不同。阻尼可调
自适应悬架在每一设置上停留的时间较长 (一般在 5s以上 )
?而可切换阻尼式悬架的设置则可在每一车辆振动周期变
化范围内在频繁地改变 (切换速度为十几毫秒 )。
常见的可切换阻尼式悬架一般设置 2至 3个档位, 阻尼系数
可在几档之间快速切换, 切换的时间通常为 10～ 20S。 控制
方法通常采用 Karnopp等提出的算法, 即根据车身的相对速
度和绝对速度来改变系统阻尼的设置 。
以两挡切换系统为例, 如果二者符号相同, 阻尼为硬设置；
否则为软设置 。
可切换阻尼悬架的设计关键是发展先进的控制阀技术，
保证切换时间能足够短，以便使复杂的控制策略的应用成
为可能。
但这也将导致阻尼器的制造成本升高，目前这种快速切换
阻尼系统在实际应用中仍不多见。
可切换阻尼式悬架应用
连续可调减振器的两种基本结构形式
?一种是通过调节减振器节流阀的面积而改变阻尼特性的孔径调
节式，其孔径的改变一般可由电磁阀或其它类似的机电式驱动阀
来实现；
?另一种是电流变或磁流变可调阻尼器，其工作原理是通过改变
电场或磁场强度来改变流变体的阻尼特性。
?两种结构中，前者技术较为成熟，后者属于新兴技术，随着对
这项技术的研究和突破，将会成为一种较有前途的半主动悬架 。
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