兩極剛度少片鋼板彈簧在重型汽車上的應(yīng)用及設(shè)計(jì)

楊銀輝，馬生平，張偉，任娜

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

兩極剛度少片鋼板彈簧在重型汽車上的應(yīng)用及設(shè)計(jì)

楊銀輝，馬生平，張偉，任娜

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

以某公司6×2牽引車后板簧的設(shè)計(jì)開發(fā)為平臺(tái)，從主副簧剛度選擇、少片簧截面的理論分析、匹配計(jì)算、模擬應(yīng)力分析和臺(tái)架試驗(yàn)等方面，闡述了主副結(jié)構(gòu)少片鋼板彈簧的設(shè)計(jì)過程。理論剛度值與臺(tái)架試驗(yàn)誤差值僅為1%，符合工程需要；鋼板彈簧應(yīng)力分布趨勢與理論計(jì)算曲線相符，MATLAB模擬分析結(jié)果顯示，主副簧根部應(yīng)力較大，在理論要求范圍之內(nèi)；經(jīng)過臺(tái)架疲勞壽命試驗(yàn)和用戶市場驗(yàn)證，主副結(jié)構(gòu)的4+3少片簧滿足設(shè)計(jì)使用要求，采用主副簧結(jié)構(gòu)的少片鋼板彈簧，降低了整車重量和成本，可靠性高，經(jīng)濟(jì)效益明顯。

兩極剛度；少片簧；應(yīng)力分析；MATLAB；疲勞試驗(yàn)

CLC NO.:U462.3Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014)11-44-04

引言

一般載貨車的后懸架由于空、滿載負(fù)荷相差較大，采用非線性兩級(jí)剛度復(fù)式的鋼板彈簧，以便獲得較好的等頻性。同時(shí)在空滿載狀態(tài)下，固有頻率變化盡量小，并要求主副簧滿足靜強(qiáng)度和疲勞壽命要求。但是傳統(tǒng)的板簧均以多片簧為主，近年來由于整車輕量化的發(fā)展要求，少片簧作為整車降重的關(guān)鍵途徑，應(yīng)用越來越廣泛，該類板簧可以通過對(duì)簧片進(jìn)行特殊工藝處理, 提高簧片設(shè)計(jì)應(yīng)力,減輕重量約30%-40%，且簧片應(yīng)力分布均勻, 接近等應(yīng)力梁,材料利用充分;還能大大減少片間摩擦, 減輕簧片磨損, 提高板簧壽命, 降低板簧動(dòng)剛度, 從而改善車輛乘坐舒適性。

1、設(shè)計(jì)理論

1.1 主副簧剛度的選擇

主副簧剛度是從平順性角度選擇，平順性好要求固有頻

率變化小，一是整個(gè)負(fù)荷變化范圍內(nèi)頻率的變化應(yīng)最小，二是副鋼板彈簧接觸支架前、后的頻率突變不能太大。常用的方法有比例中項(xiàng)法和平均負(fù)荷法，下面詳細(xì)介紹這兩種方法的差異。

1.1.1 比例中項(xiàng)法

這種方法是假設(shè)彈簧滿載時(shí)頻率與副簧支架接觸前的頻率相等，而空載時(shí)頻率與副簧支架接觸后的頻率相等，即

1.1.2 平均負(fù)荷法

這種方法是假設(shè)副簧與支架剛度接觸時(shí)負(fù)荷為板簧空、滿載的平均值，并假設(shè)空載狀態(tài)下負(fù)荷和副簧剛接觸支架時(shí)負(fù)荷Pk的平均負(fù)荷所對(duì)應(yīng)的懸架頻率與滿載負(fù)荷Pm和副簧剛接觸支架時(shí)的負(fù)荷Pk的平均負(fù)荷所對(duì)應(yīng)的懸架頻率相等，即：

用第一種方法可使空、滿載范圍內(nèi)懸架系統(tǒng)振動(dòng)頻率變化不大，但副簧接觸托架前、后的頻率突變較大，對(duì)于運(yùn)輸部門使用的貨車，因其半載運(yùn)輸狀態(tài)少，所以采用此法計(jì)算效果好。為了減少副簧接觸支架前、后的頻率突變，可使副簧與前、后托架錯(cuò)開接觸，但會(huì)使副簧前后段應(yīng)力略有差別。用第二種方法確定的副簧接觸載荷，會(huì)使副簧接觸托架前、后的頻率突變小些，但卻使全部載荷變化范圍內(nèi)的頻率差變化大。因此，對(duì)于經(jīng)常處于半載狀態(tài)運(yùn)輸或λ值較小的車輛，采用此法較為合適。

1.2 少片簧截面的選擇

變截面板簧設(shè)計(jì)要做到等應(yīng)力，厚度沿片長的分布應(yīng)該呈拋物線關(guān)系，實(shí)際上由于板簧結(jié)構(gòu)的原因。我們不可能把板簧設(shè)計(jì)成完全拋物線形狀，變截面板簧的常見截面分布的輪廓線型式通常簡化為4種，如圖1所示。從理論上講，把變截面設(shè)計(jì)成拋物線形式，材料利用率最高的一種結(jié)構(gòu)，似乎最為理想，但從疲勞損傷機(jī)理來分析，卻很不合理。一般材料疲勞損傷、斷裂都是從表面缺陷引發(fā)的，而由于材質(zhì)或工藝上的原因，材料表面總有缺陷存在。如軋制時(shí)由于軋輥維護(hù)不良在板簧軋制表面形成壓痕以及氧化皮殘留形成凹坑，很容易產(chǎn)生應(yīng)力集中而形成疲勞源。如果結(jié)構(gòu)上高應(yīng)力區(qū)所占的比例大，缺陷處在高應(yīng)力點(diǎn)的概率就高，因此該結(jié)構(gòu)就會(huì)出現(xiàn)早期損壞，即壽命降低。相反，如果高應(yīng)力區(qū)所占比例小，缺陷碰到高應(yīng)力點(diǎn)的概率就低得多，該結(jié)構(gòu)的壽命就會(huì)高得多。所以少片變截面板簧的輪廓線的選擇，取決于兩個(gè)因素：

（1）最大應(yīng)力處在什么部位。如果最大應(yīng)力位于根部（根部不加厚、加軟墊或夾緊裝置不是很強(qiáng)），那么軋錐部分可選用拋物線形，以獲得較好的材料利用率，且可降低剛度。這種選擇多數(shù)用在轎車或輕型車的懸架上。相反，大中型客車或貨車，往往根部要加厚，最大應(yīng)力點(diǎn)不在根部，而是在軋錐段。這時(shí)選用梯形輪廓較合適，使最大應(yīng)力局限在極值點(diǎn)的小區(qū)域，碰上缺陷的概率較低，使壽命提高。

（2）彈簧材料和軋制工藝的優(yōu)劣。優(yōu)質(zhì)的材料和軋制工藝，使表面缺陷減少或減輕，也就可以選取拋物線形，讓較多材料承受較高應(yīng)力，以減輕重量。反之，材質(zhì)與工藝較差者，宜選用梯形輪廓線。

根據(jù)以上分析，本文中板簧截面采用梯形截面，截面設(shè)計(jì)方案為:主簧第1片按照?qǐng)D1所列中的1型設(shè)計(jì)，主簧其他片及副簧均按照?qǐng)D1所列中的3型設(shè)計(jì)。

2、設(shè)計(jì)計(jì)算

現(xiàn)以某公司重型6×2牽引車后懸架為例，采用比例中項(xiàng)法對(duì)后鋼板彈簧進(jìn)行了設(shè)計(jì)分析，其板簧設(shè)計(jì)參數(shù)輸入如表1所示。根據(jù)整車平順性要求，期望該車的滿載固有頻率取值為：

2.1 求總剛度

2.2 按比例中項(xiàng)法求剛度分配及接觸點(diǎn)撓度

根據(jù)和比關(guān)系，求得

2.3 按實(shí)際規(guī)格尺寸及應(yīng)力規(guī)范修正設(shè)計(jì)參數(shù)

根據(jù)懸架系統(tǒng)布置，鋼板彈簧的規(guī)格及設(shè)計(jì)參數(shù)為：

極限動(dòng)行程系數(shù)取d=3，則極限動(dòng)行程為：

橡膠限位塊高度37mm，壓縮量為1/2，極限動(dòng)行程計(jì)算值應(yīng)取為：

式中：fD為計(jì)算的動(dòng)行程加上限位塊的變形量。

修正后的副簧接觸點(diǎn)撓度為：

2.4 主、副簧負(fù)荷分配和應(yīng)力核算

由以上計(jì)算分析結(jié)果可見，主副簧滿載及極限應(yīng)力均在允許范圍內(nèi)。

2.5 確定總成弧高和支架位置

式中：H1-滿載時(shí)主簧弧高（不計(jì)卷耳）

H2-滿載時(shí)副簧弧高

D1-主、副簧支架間的距離

D2-主、副簧第一片葉片間的距離

根據(jù)已知H1=30mm，D1=105.5mm，D2=74mm，得出H2=61.5mm，其中H1、H2均為板簧自由狀態(tài)時(shí)的滿載弧高，在板簧樣件試制完成后可再進(jìn)行修正。

3、應(yīng)力分析

在MATLAB中按照3型板簧截面編程，進(jìn)行了模擬驗(yàn)證分析，主簧和副簧根部應(yīng)力最大，最大值分比為522.7Mpa、328.1Mpa，分析結(jié)果如圖3、圖4所示。模擬分析結(jié)果與計(jì)算結(jié)果基本一致，結(jié)合板簧理論分析及供應(yīng)商建議最終確定板簧的設(shè)計(jì)參數(shù)如表2。

表2 板簧設(shè)計(jì)參數(shù)

4、試驗(yàn)驗(yàn)證分析

4.1 靜態(tài)剛度試驗(yàn)

在設(shè)計(jì)完成后，制作了2架樣件，按照GB/T19844-2005中的要求進(jìn)行了靜態(tài)剛度試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果如圖5，結(jié)果誤差1%以內(nèi)，在設(shè)計(jì)要求公差以內(nèi)。

4.2 疲勞試驗(yàn)

靜態(tài)剛度試驗(yàn)完成并合格后進(jìn)行了疲勞試驗(yàn)，按照企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，板簧壽命需大于12萬次，試驗(yàn)到14.5萬次時(shí)，副簧第三片距離中心螺栓400mm處斷裂，但是疲勞壽命大于企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要求，疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求，臺(tái)架試驗(yàn)情況如圖6所示。

5、結(jié)束語

根據(jù)平順性要求，確定了兩極剛度主副少片變截面鋼板彈簧的剛度和截面形狀，結(jié)合某公司6×2牽引車后懸架進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，完成了鋼板彈簧剛度及弧高設(shè)計(jì)，在MATLAB環(huán)境下進(jìn)行了應(yīng)力分析，最后進(jìn)行了靜態(tài)剛度和疲勞試驗(yàn)，通過對(duì)模擬分析和臺(tái)架試驗(yàn)分析表明，采用比例中項(xiàng)法設(shè)計(jì)的主副少片變截面鋼板彈簧，能夠?qū)崿F(xiàn)理論計(jì)算與臺(tái)架試驗(yàn)的一致性。目前，匹配4+3后板簧的6×2牽引車已批量投放市場，市場反饋效果良好，經(jīng)濟(jì)效益也很顯著。

[1] 章炳芳.雙級(jí)復(fù)式鋼板彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算[J].河海大學(xué)機(jī)械學(xué)院學(xué)報(bào)，1996（4）49～54.

[2] 蔣立盛.少片彈簧的計(jì)算及其尺寸參數(shù)的選擇[J].汽車技術(shù)，1984(6)．

[3] 陳耀明.汽車懸架論文集.蘇州大學(xué)出版社[D],2012.

[4] 周站福，高鐵石，郭萬富，巨建輝.少片鋼板彈簧在實(shí)際應(yīng)用中的開發(fā)與設(shè)計(jì)[J].汽車技術(shù)，2009（9）43～47.

Application and design of the two-stage stiffness of the little leaf spring in the heavy truck

Yang Yinhui, Ma Shengping, Zhang Wei,Ren Na
（Shaanxi Heavy Duty Automobile Co., Ltd., Shanxi Xi’an 710200）

taking a company 6 x 2tractor design spring as a platform ,from the choice of main spring stiffness ,less leaf spring section of theoretical analysis ,matching calculation, simulation, stress analysis and bench test etc, this paper expounds the main structure and little pieces of the design process of the leaf spring.Theory of stiffness value and bench test is only 1%, conform to the engineering need; Leaf spring stress distribution trend is consistent with theoretical calculation curve, MATLAB simulation results show that the principal deputy reed root stress is larger, the theory of requirement scope; After bench fatigue life test and verify user market, main structure and less 4+3 leaf spring meets the design requirement, adopt the structure of the main spring and little pieces of leaf spring, to reduce the weight of the vehicle and cost, high reliability, economic benefit is obvious.

Two-stage stiffness; little leaf spring; stress analysis; MATLAB; fatigue test

U462.3

A

1671-7988(2014)11-44-04

楊銀輝，碩士研究生，就職于陜西重型汽車有限公司，主要從事商用車底盤懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)。