汽车平衡悬架的设计知识

汽车平衡悬架的设计要点东风汽车工程研究院

目录

前言

1．四连杆机构的布置

1）推力杆外端头的位置

2）推力杆的高度

3）推力杆的斜度

4）推力杆的长度

5）推力杆在横向平面的布置

（1）上推力杆的布置

（2）下推力杆的布置

6）关于通用件的处理方法

2．推力杆铰接头

1）以橡胶体的变形来满足扭转和斜摆运动要求的铰接头（1）硫化粘结式

（2）组装压入式

①径向压缩型

②轴向压缩型

（3）粘结压缩式

2）橡胶体与滑动衬套并用的铰接头

（1）粘接复合衬套

（2）聚胺脂衬套

3．平衡轴总成

1）平衡轴

（1）整体式平衡轴

（2）断开式平衡轴

①左、右支架连接

②左、右支架不连接

2）平衡轴承

（1）轴承

（2）止推垫片与锁紧螺母

（3）润滑与密封

4．钢板弹簧的紧固与定位

1）钢板弹簧根部的紧固

2）平衡轴承毂

3）钢板弹簧端部支承座

（1）端座侧板的不对称布置

（2）滑板设计

（3）端座侧板设计

（4）反向限位

前言

采用倒置半椭圆钢板弹簧做为弹性元件、纵置四连杆机构做为导向杆系的平衡悬架，因其结构简单、可靠，性能良好，长期以来成为6×6越野汽车、6×4自卸汽车和牵引汽车后悬架的传统结构。尽管近年来为了提高平顺性和解决门对门运输中保持车高不变的问题，一些重型牵引汽车采用了空气悬架，但使用在路面条件苛刻的军用车辆和自卸汽车，这种平衡悬架仍有明显的优势和强大生命力。

我国从上世纪60年代就自主研发了具有独立自主产权的板簧平衡悬架，并且生产了三十几年。与国外车型对比，我们也有许多独有的设计经验和优势。撰写本文的目的就是为了总结这些设计经验，供有关的悬架设计师参考借鉴。

1． 四连杆机构的布置

1） 推力杆外端头的位置

要求对平衡轴对称，对中、后桥相关点位置相同，见

图1。

要求对称于平衡轴：21δδ=

要求对中、后桥相关位置相同：21γγ=

从图中可知： 22δγβ+= （1）

11δγα-= （2）

将12γγ= ， 12δδ= ， 代入式（1），得

11δγβ+= ， 11γβδ-= ， 代入式（2），得

βγγβγα-=+-=1112 ， ∴2

21βαγγ+==

2

221αββαβδδ-=+-== 式中 α、β为中、后桥倾角（设αβ>）。 1γ、2γ为端头连线与中、后桥中垂线的夹角

1δ、2δ为端头连线与车架垂线的夹角

2） 推力杆的高度

推力杆在中、后桥上的外端头高低，按下列步骤布

置：

（1） 根据桥壳琵琶圆的大小，确定上推力杆端头位置，则确

定了其离地高度a ，见图1；

（2） 按b ≈2

a 布置下推力杆位置，并核对离地间隙是否满足

要求。

对于一根上杆、两根下杆的常规设计，这种布置使上、下杆受力基本相同。

3） 推力杆的斜度

（1）下推力杆斜角2θ决定轴转向效应，即

ε2tan θ=

式中εφψd d =为轴转向效应系数，而ψ为轴转向角，φ为侧倾角。

一般纵置的中、后桥布置，稳态转向特性往往具有偏

大的不足转应效应。将2θ设计成如图1所示的布置，可减

小不足转向，使转向灵活些，减少轮胎磨损，同时，簧载质体的离地间隙也高一些。

（2）上推力杆斜角1θ的布置，应结合2θ的状态，决定中、后

桥的瞬时转动中心位置和倾角变化。

若1θ<2θ，即上、下推力杆延线交点（瞬心）在平衡轴

中心线一侧，这样当车桥跳动时，中、后桥间的那根传动轴的运动干涉（花键窜动量和夹角变化）会比较小。反之，1θ>2θ，则对中桥前的那一根传动轴的干涉较有利。因

为一般设计，中、后桥间传动轴较短，所以较常采用

1θ<2θ。若采用1θ＝2θ，为平行四连杆机构，中、后桥作平

移运动，跳动时无倾角变化。

4） 推力杆的长度

在平衡轴支架及横梁结构允许条件下，推力杆应尽量

选长一些，这样可减小车轮跳动时的纵向窜动量。最好选取优先数作为长度值。

除非结构布置上的原因，绝大多数设计都选取上、下

杆等长。不等长上、下杆往往造成中、后桥跳动时有倾角变化。纵置四连杆机构不像双横臂独立悬架，一般不采用

不等长上、下臂结构。但是，国外也有少数厂家采用上短下长的推力杆，以适度的倾角变化来换取轮胎接地点在纵向的移动量（轴距变化）达到最小，减少了轮胎磨损量。

5） 推力杆在横向平面的布置

（1） 上推力杆的布置

上推力杆的布置往往与中、后桥壳中心线对汽车

中心线的偏置量1c 、2c 有关，一般有两种布置方案：

① 令上推力杆尽量靠近纵梁，使横梁受力分散，如图2中1A 、1B 所示。这时应令21e e =，则桥壳上的支座成为

对称件，横梁上支座可以是通用件。因两支座分置，

在其横梁背面应贴加强板。

② 令中、后桥上推力杆摆在一条直线上，如图2中2A 、

2B 所示，这时2

21d f f ==，d 为中、后桥中心线的偏距。这种布置横梁受力集中，支座可通用且对置固

定，桥上支座仍为对称件。这种布置的优点仅是给车

架内侧让出一些空间。

当然，也可以采用1A 、2B 或2A 、1B 的布置，视总

体布置对空间的要求来确定，这时桥壳上支座可以是

通用件。

当设计成通用件或对称件时，支座与销轴的定位

搭接相关面应同向。

有些贯通桥往往使中、后桥壳中心线对齐，即

o d =。这时仍可以按上述两种方案中的一种来布置，

也就是，分散布置（对称）或集中布置（通用）。

（2） 下推力杆的布置

一般布置在中、后桥两侧尽量宽的位置，应注意到

与轮胎（考虑装防滑链），制动气室等之间要留有间

隙。

6） 关于通用件的处理方法

按照上述方法来布置四连杆机构，其重要目的之一是

可以将中、后桥对应的推力杆上、下支座设计成通用件。这对于允许同轴扭转的球头销和带有滑动衬套的橡胶铰接头是毫无问题的，但对于不产生相对滑动的粘结式或压入式橡胶铰接头，若要求在设计位置橡胶处于自由状态，则各个铰接头芯轴定位平面互不相同，零件就不是完全通用的。从图1可见，若1θ≠2θ，且内端头芯轴定位平面垂直

于推力杆向，则上、下支座螺孔要倾斜且不等斜。反之，若芯轴定位平面平行于支座底面，则它对于推力杆而言要偏转1θ和2θ。对于外端头：在中桥上，其上推力杆芯轴定

位面对桥垂线偏斜1θα+，其下推力杆芯轴定位面偏斜

2θα+；在后桥上，其上推力杆芯轴定位面偏斜1θβ-，而

下杆偏斜2θβ-。当然，如果令

11θβθα-=+ ，112δα

βθ=-= ，则上推力杆在中、后桥的

支座完全通用；同理，令22θβθα-=+ ，122θα

βθ=-= ，

下杆的支座也可通用。这就是说，只要选择上、下推力杆互相平行，而且都垂直于外端头连线，则上、下支座均可制成通用件。

然而，如上文已述，推力杆倾斜角的选择有其他考虑

因素，不一定能满足这个条件，那么，处理这个问题的比较好的方法可以有：

（1） 如果设计时选择的相关角度，α、β、1θ、2θ都不大，

即可令芯轴定位平面垂直于推力杆，而上、下支座的定位面都选择与其底面平行或垂直，这样的零件既通用，工艺性又好。虽然在设计位置上，橡胶铰接头有预扭，

但只要在极限跳动时，扭转角不超过许用值，则是好设

计。

（2）如果超过许用值，就应选取在设计位置上没有预扭角，处理的方法有两种：

①将支座设计成通用件，橡胶铰接头压入推力杆头时偏转

一个角度。这样，推力杆成为非通用件，但其基本元

件仍是通用件。应注意对推力杆要加注标记，以免装

错。

②将推力杆设计成通用件，一般是令芯轴定位平面垂直于

杆向，而支座的相关定位面按上述公式倾斜，这样的

支座就不通用，但仅是局部不通用。

2．推力杆铰接头

推力杆做为平衡悬架的导向机构，除了起到导向作用外，还要承受很大的杆向力。而且，当车桥垂直跳动时，铰接头要发生同轴扭转；当车桥相对车身侧向倾斜时，要发生斜摆。所以，推力杆铰接头的功能是承受沿杆向的径向负荷，同时，要允许有扭转和斜摆两个自由度的运动，见图3。

早期的铰接头多数采用球头球销结构，除了球碗采用聚胺脂橡胶、并有较好的密封措施的，可以获得较长的使用寿命外，其余如金属球碗、聚甲醛球碗等，可靠性和寿命都不理想。近代的推力杆，多数采用橡胶铰接头结构，销轴也从悬臂锥销改为贯通两点固定（简支梁）。橡胶铰接头的结构型式很多，大体可以分为两大类：

1）以橡胶体的变形来满足扭转和斜摆运动要求的铰接头具体结构有下列3种：

（1）硫化粘结式

橡胶硫化后直接与内、外圈金属件的贴合面粘结在一起，见图4。

这种结构的最大缺点是粘结后在橡胶体内产生收缩应力（拉应力），对于自由面远比约束面小很多的衬

套，收缩应力很大。当铰接头承受负荷产生径向拉压，

或扭转、斜摆角度很大时，衬套内的工作拉应力叠加收

缩应力，使衬套工况更恶劣，缩短其使用寿命。此外，

一旦出现疲劳起因点（裂纹），由于一直存在拉应力，

就促使裂纹迅速扩展，导致迅速损坏。

当然，若技术上可以达到高粘接强度，又有低收缩率和高强度的橡胶，这种结构也是可以使用的。

（2）组装压入式

为了消除收缩拉应力，而且改变成为压应力，可以将橡胶体压入内、外圈之中，借助橡胶的回弹力，在橡

胶与金属表面之间产生很大摩擦力，以阻止相对滑动。

由于一直存在残余压应力，可大大减低合成工作应力，

且延长裂纹扩展时间。

组装压入式橡胶铰接头有两种结构：

①径向压缩型

制成的橡胶圈的内、外径与金属芯轴、外套均有一定过盈量（预压量），利用一套专用工具把橡胶圈挤入芯轴与外套之间。根据铰接头受力情况，可以设计成单胶圈压入式或双胶圈压入式，见图5与图6。后者的优点是在扭转和斜摆刚度相同的条件下，可增大径向刚度，从而降低了承受径向载荷时的应力，提高使用寿命。

采用拔细工艺，也可以达到径向压缩的目的。即，制成的橡胶圈内、外径相对芯轴或套管，外圈皆无过盈量。外圈的半成品为一根钢管，先将橡胶圈套在芯轴或套管上，再成串地装入钢管内，然后用拔丝机把钢管拔细，形成了对橡胶的压缩，最后在车床上切割就得到成品。采用内套管可避免浪费外圈钢管。

径向压缩型铰接头的要害问题是胶圈的不稳定性，也就是说，铰接头工作时，受到径向拉压，或同轴扭转，或斜摆，当载荷去掉后，不能恢复到原来状态。稳定性问题主要取决于橡胶圈的厚宽比。由于推力杆铰接头工作时扭转和斜摆角比较大，胶圈的厚宽比一般都大于0.25。在这种条件下，经多次试验证明，推力杆铰接头的胶圈不能维持稳定，工作后不能复原甚至脱落。

结论是径向压缩型橡胶圈不能用于推力杆铰接头，只能用于厚宽比很小的零部件，例如，钢板弹簧销的橡胶衬套。

②轴向压缩型

将推力杆头的内圆加工成相对的两个锥孔，橡胶圈也制成两个锥圈，装入后靠端面挡板压紧，并用螺栓紧固，见图7。

也可以采用相反的结构，芯轴中部制成球形，外圈为柱形，两半胶圈制成相似形状，装入后用挡板压紧，

然后用挡圈或螺栓固定。

这种结构简单可靠，但若推力杆扭转角很大，往往其压缩后的摩擦力不足以防止滑转。所以，这种结构较

多用在扭转角较小的部件，如减振器吊环。

（3）粘结压缩式

单纯的硫化粘结式和组装压入式都有其致命的弱点，所以近年来人们广泛采用两者结合的方法，即，芯

轴部分（扭转应力高，容易滑转）采用硫化粘接，外圈

不粘接，套入之后靠端面挡板压缩，产生很大压应力和

表面摩擦力，阻止外圈滑转，最后用挡圈或螺栓固紧。

芯轴中部加工成球形或桶形，可使胶圈压应力较容易形

成，而且均匀，见图8。

还有另一种结构，即采用两半球碗，芯轴和球碗均硫化粘结，两球碗沿轴向拉开一定距离，橡胶圈断面类似楔形。当压入推力杆头之后，两球碗并紧，胶圈断面成了同心圆，橡胶体就产生预压缩。这种结构比较简

单，但产生的压应力不均匀，且不可能太大，见图9。

也可以采用径向压缩的方法，即，内外圈均与橡胶圈硫化粘结。让外圈直径较大，硫化后切开三个槽，使剩余的周长与推力杆头内圆周长相等，并有一定过盈。

利用锥形导套将它压入，就可产生很大的预压缩量，见图10。

2）橡胶体与滑动衬套并用的铰接头

有两种不同结构：

（1）粘接复合衬套

推力杆铰接头要承受很大的径向拉压并发生较大的同轴扭转，同时还有一定的斜摆运动。要设计成这

三种工况的应力或疲劳寿命相同或相近是很困难的。

随着新材料的发展，人们可以在橡胶圈内圆处粘接一

个复合衬套（DU轴承＝钢背聚四氟乙烯衬套），并用

橡胶密封圈对芯轴密封。橡胶圈外圆用压缩或硫化粘

接的方法与外圈结合。这样，橡胶圈可以设计得比较

薄，承受径向负荷能力大大提高，又可满足不大的斜

摆角要求。同轴扭转对滑动轴承而言不受限制。许多

重型车采用这种结构，达到很长的使用寿命。

（2）聚胺脂衬套

近年来，由于聚胺脂橡胶成本大幅度下降，有的铰接头采用整块聚胺脂橡胶压入。利用该材料具有很

高的强度及很好的耐磨性，同轴扭转工况在小角度时

由胶体变形实现，大角度时则产生相对滑动。聚胺脂

橡胶硬度较高，一般选取较大厚度，以满足斜摆要

求，同时径向拉压时变形又不太大。若材料中添加润

滑剂，就使耐磨性更好。实践证明，这种衬套可达到

相当长的使用寿命。除了推力杆，有些不易密封的衬

套，如横向稳定杆衬套，也可以采用聚胺脂橡胶。

实心橡胶材料是一种体积不可压缩，但形状可以改变（变形）的固体。设计橡胶衬套时有两个基本点

要掌握住：一是橡胶体应填满容积内的全部空间，除

非为了减小某方向的刚度，有意挖空一部分胶体；二

是掌握自由面积和约束面积的比例，同时控制好过盈

量，使预压后自由面适度变形，内腔产生合适的压缩

内应力。

3．平衡轴总成

1）平衡轴

根据结构要求和生产条件，平衡轴分为整体式和断开式两种：

（1）整体式平衡轴

左、右轴连为一体，与支架用热压配合连接，大大改善横梁的受力状态。但因中、后桥间传动轴的干涉问

题，该轴一般都要锻成弯梁，制造成本高，又需有大型

设备。这种结构可靠性好，多数重型车采用。

（2）断开式平衡轴

左、右轴分别与左、右支架连接，可采用锥体紧配或柱体过盈配合固接。断开式平衡轴又分为左、右支架

连接与不连接两种：

①左、右支架连接

用另一根钢管或棒料将左、右支架固接起来，这样可改善横梁及相关连接螺栓的受力状况，提高可靠

性，但结构复杂，零件数量增多。

②左、右支架不连接

这时支架要设计得强一些，与横梁的连接尺寸要尽量宽，螺栓要增多，横梁也要设计得强一些。这种

结构最简单，重量轻，一般在中、轻型汽车采用。2）平衡轴承

（1）轴承

本轴承的工况是低速摆动，而且摆动角度很小，又不要求低摩擦，所以，这种轴承不宜采用滚动轴承。这

是由于垂直负荷只由1～2个滚子承受，容易造成压印

损坏。诚然，国外有个别车型采用大号滚锥轴承，施加

很大的预紧力，使滚子的预紧径向力远远大于垂直负

荷，从而各滚子受力相对均匀。针对我国条件，还是采

用滑动轴承为宜，一般用锌铝合金材料，加开油槽。

（2）止推垫片与锁紧螺母

采用滑动轴承结构就应配有止推垫片，用低碳钢片表面渗碳加开油槽就可以。该垫片要用销钉与相邻件固

定，以保证非工作面没有相对运动。

平衡轴端头用大螺母调整并固紧，固接的方式应使该结构尽量不削弱螺纹为原则，采用厚螺母切开口，用

拧紧螺栓夹紧切口的方法最为可靠，见图11。

若采用双螺母和锁片固紧，应采用轴头螺纹铣

槽，这样，对螺纹削弱较少，尽量不要采用铣平的结

构，见图12。

（3）润滑与密封

建议采用稀油，即齿轮油润滑，而不要用润滑脂。

对于平衡轴承毂没有专门开油道的，为保证内侧轴承

（衬套）短时间内得到润滑，总装后初次加油最好采用

压力注油。这样，结构上就要装有滑脂嘴和排油阀。当

然，轴承毂盖上要有加油孔，以便使用过程中无压添

油。

由于稀油润滑，就要采用相适应的油封。建议采用橡胶刃口油封，再加一道油毛毡防尘密封。这种油封要

求偏心小于0.20mm条件下才能可靠密封，因此平衡轴

承间隙不能太大。

4．钢板弹簧的紧固与定位

1）钢板弹簧根部的紧固

由于平衡轴占有比较大的直径，所以平衡轴承毂及相应的U形螺栓跨距就比较宽。为了有效地将钢板弹簧根部

压平固紧，推荐采取下列措施：

（1）选用直径较大的U形螺栓，施加较大的拧紧力矩；

（2）采用双曲率钢板弹簧，即，根部选用曲率半径较大，甚至是平直的形状，然后往两侧延伸，相切上另一段曲率

半径较小的端部，共同达到所要求的弧高。

（3）装配时将板簧压平，再拧紧U形螺栓。如有条件，利用压机将板簧往复压振几次再压平拧紧。

2）平衡轴承毂

（1）平衡轴承毂除了安装轴承衬套之外，还是钢板弹簧根部的支承紧固件。由于U形螺栓拧紧力矩非常大，平衡轴

承毂必须有足够大的刚度，否则会因变形而失圆，甚至将轴承咬死。

（2）汽车转弯时钢板弹簧承受很大的横向偏转力矩（即错位力矩），只靠U形螺栓夹紧的摩擦力还不足以防止板簧相对轴承毂的偏转，还要靠轴承毂端头两个凸台在侧面上挡靠，才能保证紧固可靠，不发生中、后桥错位，见图13。

因为板簧宽度公差很大，所以要将挡台设计成横向有一定弹性（悬臂长一点），再用螺栓夹紧，以消除间隙，保证两侧都靠上。由于板簧工作时有变形，所以，该接触部位会有微小的相对滑动，因此，挡台内侧应硬化处理。可采用高频淬火，也可以镶上渗碳钢片。挡台高度以能挡靠2片板簧为宜。

为消除板簧宽度偏差而带来的不利影响，有的重型汽车对板簧与挡台接触的部位进行磨削，达到很高的宽度精度，再压入轴承毂内。个别车型取消了横向螺栓夹紧。

轴承毂支承底面的两端必须制成圆弧形，避免板簧工作变形时被尖角磕磨，造成承受拉应力的表面损伤而断裂。

（3） U形螺栓将板簧和轴承毂紧固在一起，可以是上置式或下置式，即螺母置于下方压在轴承毂台面或置于上方

压在盖板上。后者在使用中拧螺母较方便，不必拆轮胎

就可装卸。将U形螺栓布置成斜置的，可以减小板簧的

无效长度，是一种合理的设计，采用上置式布置较易实

现。

3）钢板弹簧端部支承座

（1）端座侧板的不对称布置

钢板弹簧工作时，无论是绕平衡轴摆动或是自身变形，因其侧弯刚度很大，其端部基本上只在垂直方向移

动。当侧倾时，固定在车桥上的两端座支承板簧中心的

连线成为三角形斜边，而左、右板簧跨距成为底边。这

样，端座的内、外侧板都要往内靠，使内侧板与板簧的

侧向间隙变大，而外侧间隙变小，见图14。

为了避免运动干涉，外侧板间隙必须留大，而内侧板就没有必要留同样的间隙。否则，在汽车转弯

时，由于错位力矩的作用，中、后桥因端座侧板存在

间隙，就要产生两倍间隙的错位量。

建议采用不对称布置，即内侧板在车桥水平位置时，选很小间隙。例如，按尺寸链计算的极值公差，

约2.5mm。而外侧板要留有较大间隙，按最大侧倾时

外侧板与板簧靠紧来确定（可以有少量干涉），约

15mm，见图15。

这样，汽车转弯时中、后桥的间隙错位量不会超过5mm。此外，采用不对称布置，只有内侧板单边可

以靠上板簧，也就是说，只有单侧板簧传力给平衡轴

承，左、右两个轴承受力反而均匀且变小。比起对称

布置的端座，后者由于制造误差可能引起内、外侧端

座都传力给单侧板簧，反而使轴承毂承受的力矩加

大，更不利于结构的可靠性。

（2）滑板设计

平衡悬架倒置钢板弹簧的工作由两部分运动所合成，即板簧绕平衡轴的摆动和板簧自身的弯曲变形。

其合成的运动极为复杂，理论上极难找出其规律。与

板簧端部对磨的滑板，其轮廓线应怎样设计，才能使

磨损最小？从理论上讲，如果能找到一种轮廓线，使

大部分工况下，两者的相对运动是“只滚不滑”或相

对滑动量最小，则该轮廓线属理想曲线。然而至今人

们似乎还没有找到该理想曲线。在这种情况下，还有

一种实用的设计方法，即在样车经严格的可靠性试验

或运用试验之后，按该滑板磨损后的轮廓线，留出一

定余量后，做为新滑板的设计轮廓线。笔者曾用这种

方法设计了多种车型的滑板，均取得很好效果。

滑板的材料，无论是铸钢件或球铁件，都应采用高频淬火处理（HRC达60以上），与板簧硬对硬对

磨，结果两者的磨损量都很小。滑板座都和车桥焊接

在一起，不可拆卸，所以最好将滑板设计成可更换

件，以免磨损后更换桥壳或不得已用堆焊修补。

（3）端座侧板设计

板簧端部侧面与端座侧板的相对运动很频繁，接触面积小，往往磨损厉害。所以，端座侧板都应高频

淬火，与板簧硬对硬对磨，减少磨损量。

在可能条件下，侧板最好设计成镶块可换件。如果端座设计成为内侧限位，只设置内侧板即可。不过

为了固定可拆式滑板，往往还需有外侧板定位。

（4）反向限位

端座上方的横挡，或可拆式滑板的上方螺栓，起到车桥下落时的反向限位作用。它们和滑板之间的距

离（即方孔高度），决定了反向限位的多少。如果限

位范围太大，可以将板簧第二片（或第三片）弯成勾

状，强制勾住限位螺栓，以缩短限位量。如果簧下质

量很大，可另加钢丝绳做为反向限位。

参考资料

1.陈耀明：三轴越野汽车的稳态转弯及中、后桥错位问题的分析。《汽车技术》1981年第11、12期。

2.黄虎、陈耀明：汽车推力杆橡胶铰接头的设计。《汽车技术》1982年第10期。