设计研究 汽车实用技术 ＡＵＴ０Ｍ０ＢＩＩ Ｅ ＡＰＰｔ ＩＥＤ ＴＥＣｔＩＮＯＬＯＧＹ ２０１４年第１ ｌ期 ２０１ ４ Ｎ０．１ １ 两极刚度少片钢板弹簧在重型汽车上的应用及设计 杨银辉，马生平，张伟，任娜 （陕西重型汽车有限公司，陕西西安７１０２００） 摘要：以某公司６Ｘ２牵引车后板簧的设计开发为平台，从主副簧刚度选择、少片簧截面的理论分析、匹配计算、 模拟应力分析和台架试验等方面，阐述了主副结构少片钢板弹簧的设计过程。理论刚度值与台架试验误差值仅为 １％，符合工程需要；钢板弹簧应力分布趋势与理论计算曲线相符，ＭＡＴＬＡＢ模拟分析结果显示，主副簧根部应力 较大，在理论要求范围之内；经过台架疲劳寿命试验和用户市场验证，主副结构的４＋３少片簧满足设计使用要求， 采用主副簧结构的少片钢板弹簧，降低了整车重量和成本，可靠性高，经济效益明显。 关键词：两极刚度；少片簧；应力分析；ＭＡＴＬＡＢ；疲劳试验 中图分类号：Ｕ４６２．３文献标识码：Ａ文章编号：１ ６７１—７９８８（２０１ ４）１ １—４４一Ｏ４ 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 ＤｕｔｙＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅ Ｃｏ．，Ｌｔｄ．，Ｓｈａｎｘｉ Ｘｉ’ａｎ ７１０２００） Ａｂｓｔｒａｃｔ：ｔａｋｉｎｇ ａ ｃｏｍｐａｎｙ ６ Ｘ ２ｔｒａｃｔｏｒ ｄｅｓｉｇｎ ｓｐｒｉｎｇ ａｓ ａ ｐｌａｔｆｏｒｍ，ｆｒｏｍ ｔｈｅ ｃｈｏｉｃｅ ｏｆｍａｉｎ ｓｐｒｉｎｇ ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ，ｌｅｓｓ ｌｅａｆｓｐｒｉｎｇ ｓｅｃｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌ ａｎａｌｙｓｉｓ，ｍａｔｃｈｉｎｇ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ，ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ，ｓｔｒｅｓｓ ａｎａｌｙｓｉｓ ａｎｄ ｂｅｎｃｈ ｔｅｓｔ ｅｔｃ，ｔｈｉｓ ｐａｐｅｒ ｅｘｐｏｕｎｄｓ ｔｈｅ ｍａｉｎ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ａｎｄ ｌｉｔｔｌｅ ｐｉｅｃｅｓ ｏｆｔｈｅ ｄｅｓｉｇｎ．ｐｒｏｃｅｓｓ ｏｆｔｈｅ ｌｅａｆ ｓｐｒｉｎｇ．Ｔｈｅｏｒｙ ｏｆｓｔｉｆｆｎｅｓｓ ｖａｌｕｅ ａｎｄ ｂｅｎｃｈ ｔｅｓｔ ｉｓ ｏｎｌｙ １％． ｃｏｎｆｏｒｍ ｔｏ ｔｈｅ ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ｎｅｅｄ；Ｌｅａｆ ｓｐｒｉｎｇ ｓｔｒｅｓｓ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ仃ｅｎｄ ｉｓ ｃｏｎｓｉｓｔｅｎｔ ｗｉｈ ｔｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌ 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 ｈｅ ｔｄｅｓｉｎ ｇｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔ，ａｄｏｐｔ ｔｈｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｏｆ ｈｅ ｔｍａｉｎ ｓｐｒｉｎｇ ａｎｄ ｌｉｔｔｌｅ ｐｉｅｃｅｓ ｏｆ ｌｅａｆ ｓｐｒｉｎｇ，ｔｏ ｒｅｄｕｃｅ ｈｅｔ ｗｅｉｇｈｔ ｏｆ ｈｅｔ ｖｅｈｉｃｌｅ ａｎｄ ｃｏｓｔ，ｈｉ曲ｒｅｌｉａｂｉｌｉｔｙ， ｅｃｏｎｏｍｉｃ ｂｅｎｅｆｉｔ ｉＳ ｏｂｖｉＯＵＳ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：Ｔｗｏ－ｓｔａｇｅ ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ；ｌｉｔｔｌｅ ｌｅａｆ ｓｐｒｉｎｇ；ｓｔｒｅｓｓ ａｎａｌｙｓｉｓ；ＭＡＴＬＡＢ；ｆａｔｉｇｕｅ ｔｅｓｔ ＣＬＣ ＮＯ．：Ｕ４６２．３ Ｄｏｃｕｍｅｎｔ Ｃｏｄｅ：Ａ Ａｒｔｉｃｌｅ ＩＤ：ｌ６７１－７９８８（２０１４）１１—４４－０４ 重的关键途径，应用越来越广泛，该类板簧可以通过对簧片 引言 一进行特殊工艺处理，提高簧片设计应力，减轻重量约３０％． ４０％，且簧片应力分布均匀，接近等应力梁，材料利用充分；还 能大大减少片间摩擦，减轻簧片磨损，提高板簧寿命，降低 板簧动刚度，从而改善车辆乘坐舒适性。 般载货车的后悬架由于空、满载负荷相差较大，采用 非线性两级刚度复式的钢板弹簧，以便获得较好的等频性。 同时在空满载状态下，固有频率变化尽量小，并要求主副簧 满足静强度和疲劳寿命要求。但是传统的板簧均以多片簧为 主，近年来由于整车轻量化的发展要求，少片簧作为整车降 作者简介：杨银辉，硕士研究生，就职于陕西重型汽车有限公司 主要从事商用车底盘悬架系统设计。 １、设计理论 １．１主副簧刚度的选择 主副簧刚度是从平顺性角度选择，平顺性好要求固有频 ４５ 汽车实用技术 ２０１４年第ｌ１期 率变化小，一 是整个负荷变化范围内频率的变化应最小，二 占比例小，缺陷碰到高应力点的概率就低得多，该结构的寿 是副钢板弹簧接触支架前、后的频率突变不能太大。常用的 命就会高得多。所以少片变截面板簧的轮廓线的选择，取决 方法有比例中项法和平均负荷法，下面详细介绍这两种方法 于两个因素： Ⅳ 的差异。 Ｉ．Ｉ．Ｉ比例中项法 （１）最大应力处在什么部位。如果最大应力位于根部（根 Ⅳ 这种方法是假设弹簧满载时频率与副簧支架接触前的频 选用抛物线形，以获得较好的材料利用率，且可降低刚度。 。Ｊ压 部不加厚、加软垫或夹紧装置不是很强），那么轧锥部分可 率相等，而空载时频率与副簧支架接触后的频率相等，即 Ｎ ＝Ｎｌ；Ｎ０＝Ｎ２ ３００ 士＝√ 一１； ＝√ １．１．２平均负荷法 这种方法是假设副簧与支架刚度接触时负荷为板簧空、 满载的平均值，并假设空载状态下负荷和副簧刚接触支架时 负荷Ｐ 的平均负荷所对应的悬架频率与满载负荷Ｐ 和副簧 川接触支架时的负荷Ｐｋ的平均负荷所对应的悬架频率相等， 即： ＋ ＝ ｝＿｝ｊ第… 种方法可使空、满载范围内悬架系统振动频率变 化不大，但副簧接触托架前、后的频率突变较大，对于运输 部门使用的货车，囡其半载运输状态少，所以采用此法计算 效果好。为了减少副簧接触支架前、后的频率突变，可使副 簧与前、后托架错开接触，但会使副簧前后段应力略有差别。 用第二种方法确定的副簧接触载荷，会使副簧接触托架前、 后的频率突变小些，但却使全部载荷变化范围内的频率差变 化人。因此，对于经常处于半载状态运输或 值较小的车辆， 采用此法较为合适。 １．２少片簧截面的选择 变截面板簧设计要做到等应 ，厚度沿片长的分布应该 呈抛物线关系，实际上由于板簧结构的原因。我们不可能把 板簧设计成完全抛物线形状，变截面板簧的常见截面分布的 轮廓线型式通常简化为４种，如图１所示。从理论上讲，把 变截面设计成抛物线形式，材料利用率最高的一种结构，似 乎最为理想，但从疲劳损伤机理来分析，却很不合理。一般 材料疲劳损伤、断裂部是从表面缺陷引发的，而由于材质或 １一艺 的原ｌ大］，材料表面总有缺陷存在。如轧制时由于轧辊 维护不良在板簧轧制表面形成压痕以及氧化皮残留形成凹 坑，很容易产生应力集中而形成疲劳源。如果结构上高应力 所占的Ｉ：－Ｌ￣０大，缺陷处在高应力点的概率就高，因此该结 构就会出现早期损坏，即寿命降低。相反，如果高应力区所 这种选择多数用在轿车或轻型车的悬架 。相反，人中型客 车或货车，往往根部要加厚，最大应力点小在根部，而是在 轧锥段。这时选用梯形轮廓较合适，使最大应力局限在极值 点的小区域，碰上缺陷的概率较低，使寿命提高。 （２）弹簧材料和轧制工艺的优劣。优质的材料和轧制Ｔ 艺，使表面缺陷减少或减轻，也就可以选取抛物线形，让较 多材料承受较高应力，以减轻重量。反之，材质与］－艺较差 者，宜选用梯形轮廓线。 根据以卜分析，本文中板簧截面采用梯形截面，截面 设计方案为：主簧第ｌ片按照图１所列中的１型设计，主簧其 他片及副簧均按照图ｌ所列中的３型设计。 图１ 变截面板簧的截面轮廓 ２、设计计算 现以某公司重型６Ｘ２牵引车后悬架为例，采用比例中项 法对后钢板弹簧进行了设计分析，其板簧设计参数输入如表 Ｉ所示。 表１板簧设计参数输入 空载 满载 空载轴 单架板簧簧载 满载轴 单架板簧簧 荷／Ｉ（ｇ 质量／ｋｇ 荷／ｋｇ 载质量／ｋｇ ３７４０ Ｐ０＝１２３０ １４２８０ Ｐｍ＝６５００ 满载、空载时的板簧负荷比 ＝ ０＝６５００／ （）＝５ ２８ 根据整车平顺性要求，期望该车的满载固有频率取值为 Ⅳ ＝１４４次／分＝２．４Ｈｚ ｉｎ ２．１求总刚度 ｃ主＋Ｃｇ￣１： （ ） ｏｏ×１４４ ＝１４９７．６Ｎ／ｍｍ 星 １４年第１１期 杨银辉等：两极刚度少片钢板弹簧在重型汽车上的应用及设计 ２．２按比例中项法求刚度分配及接触点挠度 ％：４Ｘ－＿ｌ＿ －１－ｌ＿３ 根据和比关系，求得 Ｃ主 ６５ １．１Ｎ／ｍｍ ＣｉＩｌ＝８４６．５Ｎ／ｍｍ 田Ｕ ｆｏ＝ ／Ｃｔ＝ｘ］—１２３００ｘ—６５０００／６５１．１＝４３．４ｍｍ ＝ ＝ｘ／—１２３００ｘ—６５０００＝２８２７５Ｎ Ⅳ０＝ Ⅳ ＝ ×１４４＝２１８７￣．／ｆｎ＇－ Ⅳ１ ＿＿３『 ００ ＿＿『 ３０ ０ ４５．５次／分 、／ 、Ｊ ６５１．１ Ⅳ２＝ ３００ ３００ ＝６９次／分 ／ ／２８２７５ ＼『 ＋ ０、Ｊ１４９７．６ ２．３按实际规格尺寸及应力规范修正设计参数 根据悬架系统布置，钢板弹簧的规格及设计参数为： 主簧：４片×１６００×９０×２５（中间厚度），Ｃ＋＝６５６ Ｎ／ｍｍ，ｏ＇ｔ＝７．８７ Ｎ／ｍｍ２／ｍｍ 副簧：３片×ｌｌ５０×９０×２０（中间厚度）， ０＝８２６Ｎ／ｍｍ， ＝１３．５ Ｎ／ｍｍ ／ｍｍ 极限动行程系数取ｄ＝３，则极限动行程为： Ｌ ＝ａ√厂 一 ３ ｘ、／／６ ５０００ ２０ｍｍ橡胶限位块高度３７ｍｍ，压缩量为１／２，极限动行程计算 值应取为： 厶＝２０＋１８．５＝３８．５ｍｍ 式中： 为计算的动行程加上限位块的变形量。 修正后的副簧接触点挠度为： １ ＋ｆａ（Ｃ￣ ）］４４．８ｍｍ ＝ ］ 式中：ｙ １口： ：７．８７／１３．５：０．５８ 盯副 ２．４主、副簧负荷分配和应力核算 ｆｏｌ＝Ｐ．．＿＿ｏｑ＝１２３。。／６５６＝１８・７５ｍｍ ２ 。 Ｌ生＋ Ⅱ ６５０００＋４４．８ｘ８２６＝ —＋Ｃ＿ｌ —：６８．８ｍｍ ６５６＋８２６ ＝ 一 ＝６８．８—４４．８＝２４ｍｉｌ＇ｌ Ｒｌ＝ ｌｃ丰＝１８．７５ｘ６５６：１２３００Ｎ Ｐｏ ＝０ ＝ｆｌＣ主＝６８．８ｘ６５６＝４５１３３ Ｎ ＝ ０＝２４×８２６＝１９８２４Ｎ 主＝ 主×ｆｌ＝７．８７×６８．８＝５４１．５Ｎ／ｍｍ２ 副＝ 副× ＝１３．５￣２４＝３２４Ｎ／ｍｍ 毛一＝ 主×（ ＋厶）＝７．８７ｘ１０７．３＝８４４．４５Ｎ／ａｒｍ 副一＝仃副×（ ＋厶）＝１３．５ｘ６２．５＝８４３．７５Ｎ／ｍｍ 由以上计算分析结果可见，主副簧满载及极限应力均在 允许范围内。 ２．５确定总成弧高和支架位置 图２满载时主、副簧弧高 满载时主、副簧的弧高应符合下面的关系式： Ｈ１一Ｈ２＝Ｄ２－ＤＩ 式中：Ｈ 一满载时主簧弧高（不计卷耳） Ｈ２一满载时副簧弧高 Ｄ。一主、副簧支架间的距离 Ｄ２一主、副簧第一片叶片问的距离 根据已知Ｈ１＝３０ｍｍ，Ｄｌ＝１０５．５ｍｍ，Ｄ２＝７４ｍｍ，得出 Ｈ２＝６１．５ｍｍ，其中Ｈ１、Ｈ 均为板簧自由状态时的满载弧高， 在板簧样件试制完成后可再进行修正。