两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度的设计方法与流程

本发明涉及车辆悬架钢板弹簧，特别是两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度的设计方法。

背景技术：

为了进一步提高车辆在半载情况下的行驶平顺性，可将原一级渐变刚度板簧的主簧拆分为两级主簧，即两级主簧式渐变刚度板簧；同时，为了确保主簧的应力强度，通常通过第一级主簧、第二级主簧和副簧初始切线弧高及两级渐变间隙，使第二级主簧和副簧适当提前承担载荷，从而降低第一级主簧的应力，即两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧。为了提高板簧的可靠性和使用寿命，防止板簧因受冲击而断裂，依据最大许用应力及最大许用载荷所对应的最大限位挠度，设置一限位装置对板簧起保护作用。然而，由于受两级渐变刚度和最大许用载荷计算的制约，两级主簧式非等偏频渐变刚度板簧的挠度计算非常复杂，据所查资料可知，先前一直未能给出两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度的设计方法，大都是通过试验测试加以确定，因此，不能满足车辆行业快速发展及悬架弹簧现代化CAD设计要求。随着车辆行驶速度及其对平顺性要求的不断提高，对渐变刚度板簧悬架提出了更高要求，因此，必须建立一种精确、可靠的两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度的设计方法，为两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧设计及CAD软件开发奠定可靠的技术基础，满足车辆行业快速发展及车辆行驶平顺性和安全性的要求，提高两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的设计水平、产品质量、可靠性和使用寿命及车辆行驶平顺性和安全性；同时，降低设计及试验费用，加快产品开发速度。

技术实现要素：

针对上述现有技术中存在的缺陷，本发明所要解决的技术问题是提供一种简便、可靠的两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度的设计方法，设计流程如图1所示。两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的一半对称结构如图2所示，是由第一级主簧1、第二级主簧2和副簧3组成。采用两级主簧，并通过第一级主簧1、第二级主簧2和副簧的初始切线弧高H_gM10、H_gM20和H_gA0，在第一级主簧1与第二级主簧2和第二级主簧2与副簧3之间设有两级渐变间隙δ_M12和δ_MA，以提高半载情况下的车辆行驶平顺性。为了确保满足第一级主簧1应力强度设计要求，第二级主簧2和副簧3适当提前承担载荷，悬架渐变载荷偏频不相等，即两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧。依据最大许用应力及最大许用载荷所对应的最大限位挠度，设置一限位装置对板簧起保护作用，防止因为受冲击而断裂，提高板簧可靠性和使用寿命。渐变刚度板簧的一半总跨度等于首片主簧的一半作用长度L_11T，骑马螺栓夹紧距的一半为L₀，宽度为b，弹性模量为E。第一级主簧1的片数为n₁，第一级主簧各片的厚度为h_1i，一半作用长度为L_1iT，一半夹紧长度L_1i＝L_1iT-L₀/2，i＝1,2,…,n₁。第二级主簧2的片数为n₂，第二级主簧各片的厚度为h_2j，一半作用长度为L_2jT，一半夹紧长度L_2j＝L_2jT-L₀/2，j＝1,2,…,n₂。副簧3的片数为m，各片副簧的厚度为h_Ak，一半作用长度为L_AkT，一半夹紧长度L_Ak＝L_AkT-L₀/2，k＝1,2,…,m。根据各片板簧的厚度、板簧宽度、各级夹紧刚度，接触载荷及最大许用应力，在两级渐变刚度和最大许用载荷计算的基础上，对两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度进行设计。

为解决上述技术问题，本发明所提供的两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度的设计方法，其特征在于采用以下设计步骤：

(1)各级板簧的根部重叠部分等效厚度h_M1e、h_M2e、h_MAe的计算：

根据第一级主簧的片数n₁,第一级主簧各片的厚度h_1i，i＝1,2,…,n₁；第二级主簧的片数n₂，第二级主簧各片的厚度h_2j，j＝1,2,…,n₂；副簧片数m,副簧各片的厚度h_Ak，k＝1,2,…,m；对第一级主簧的根部重叠部分等效厚度h_M1e、第一级主簧与第二级主簧的根部重叠部分等效厚度h_M2、及主副簧的根部重叠部分等效厚度h_MAe的进行计算，即：

(2)两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的最大许用载荷P_max的确定：

A步骤：第一级主簧的最大厚度板簧的厚度h_M1max的确定：

根据第一级主簧片数n₁，第一级主簧各片的厚度h_1i，i＝1，2,...,n₁，确定第一级主簧的最大厚度板簧的厚度h_1max，即

h_1max＝max(h_1i)；

B步骤：最大许用载荷P_max的计算

根据两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的宽度b，最大许用应力[σ]，第一级主簧首片的一半夹紧长度L₁₁，第1次开始接触载荷P_k1，第2次开始接触载荷P_k2，步骤(1)中计算得到的h_M1e、h_M2e和h_MAe，A步骤中所确定的h_1max，对两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的最大许用载荷P_max进行计算，即

(3)两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的两级渐变夹紧刚度K_kwP1和K_kwP2计算：

A步骤：第一级渐变复合夹紧刚度K_kwP1的计算

根据第1次开始接触载荷P_k1，第2次开始接触载荷P_k2，第一级主簧的夹紧刚度K_M1，第一级和第二级主簧的复合夹紧刚度K_M2，对载荷P在[P_k1,P_k2]范围时的第一级渐变复合夹紧刚度K_kwP1进行计算，即

B步骤：第二级渐变复合夹紧刚度K_kwP2的计算

根据第2次开始接触载荷P_k2，第2次完全接触载荷P_w2，第一级和第二级主簧的复合夹紧刚度K_M2，主副簧的总复合夹紧刚度K_MA，对载荷P在[P_k2,P_w2]范围时的第二级渐变复合夹紧刚度K_kwP2进行计算，即

(4)两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的最大限位挠度f_Mmax的设计：

根据第1次开始接触载荷P_k1，第2次开始接触载荷P_k2，第2次完全接触载荷P_w2，第一级主簧夹紧刚度K_M1，主副簧的总复合夹紧刚度K_MA；步骤(2)中计算得到的P_max，及步骤(3)中计算得到的K_kwP1和K_kwP2，对两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的最大限位挠度f_Mmax进行设计，即

本发明比现有技术具有的优点

由于两级主簧式非等偏频渐变刚度板簧的挠度计算非常复杂，且受两级渐变刚度和最大许用载荷计算的制约，先前一直未能给出两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度的设计方法，大都是通过试验测试进行确定，因此，不能满足车辆行业快速发展及悬架弹簧现代化CAD设计要求。本发明可根据各片板簧的结构参数、弹性模量、各级夹紧刚度，各次接触载荷及最大许用应力，在两级渐变刚度和最大许用载荷计算的基础上，对该两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度进行设计。通过样机的ANSYS仿真和加载挠度及应力试验测试可知，本发明所提供的两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度的设计方法是正确的，为两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧设计及CAD软件开发奠定了可靠的技术基础。利用该方法可得到可靠最大限位挠度设计值，提高产品设计水平、质量、可靠性和使用寿命及车辆行驶平顺性和安全性；同时，降低设计和试验费用，加快产品开发速度。

附图说明

为了更好地理解本发明，下面结合附图做进一步的说明。

图1是两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度的设计流程图；

图2是两级主簧式非等偏频渐变刚度板簧的一半对称结构示意图；

图3是实施例的两级主簧式非等偏频渐变刚度板簧的夹紧刚度K_P随载荷P的变化曲线。

具体实施方案

下面通过实施例对本发明作进一步详细说明。

实施例：某高强度两级渐变刚度钢板弹簧，参照图2，其包括主簧3、第一级副簧2和第二级副簧1，整个钢板弹簧的宽度b＝63mm，骑马螺栓夹紧距的一半L₀＝50mm，最大许用应力[σ]＝800MPa。第一级主簧片数n₁＝2，第一级主簧各片的厚度h₁₁＝h₁₂＝8mm，第一级主簧夹紧刚度K_M1＝51.4N/mm，第一级主簧首片的一半作用长度为L_1T＝525mm，一半夹紧长度分别L₁＝L_1T-L₀/2＝500mm。第二级主簧片数n₂＝1，厚度h₂₁＝8mm，第一级主簧与第二级主簧的复合夹紧刚度K_M2＝75.4N/mm；副簧片数m＝2片，副簧各片的厚度h_A1＝h_A2＝13mm，主副簧的总复合夹紧刚度K_MA＝172.9N/mm。第1次开始接触载荷P_k1＝1850N，第2次开始接触载荷P_k2＝2600N，第2次完全接触载荷P_w2＝3680N。根据各片板簧的结构参数、弹性模量、各级夹紧刚度，各次接触载荷及最大许用应力，对该两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度进行设计。

本发明实例所提供的两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度的设计方法，其设计流程如图1所示，具体设计步骤如下：

(1)各级板簧的根部重叠部分等效厚度h_M1e、h_M2e、h_MAe的计算：

根据第一级主簧的片数n₁＝2,第一级主簧各片的厚度h₁₁＝h₁₂＝8mm；第二级主簧的片数n₂＝1，厚度h₂₁＝8mm；副簧片数m＝2,副簧各片的厚度h_A1＝h_A2＝13mm；对第一级主簧根部重叠部分等效厚度h_M1e、第一级主簧与第二级主簧的根部重叠部分等效厚度h_M2e、及主副簧的根部重叠部分等效厚度h_MAe的进行计算，即

(2)两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的最大许用载荷P_max的确定：

A步骤：第一级主簧的最大厚度板簧的厚度h_M1max的确定：

根据第一级主簧的片数n₁＝2，第一级主簧各片的厚度h₁₁＝h₁₂＝8mm，确定第一级主簧的最大厚度钢板弹簧的厚度h_1max，即

h_1max＝max(h₁₁,h₁₂)＝8mm；

B步骤：最大许用载荷P_max的计算

根据两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的宽度b＝63mm，第一级主簧首片的一半夹紧长度L₁＝500mm，第1次开始接触载荷P_k1＝1850N，第2次开始接触载荷P_k2＝2600N，最大许用应力[σ]＝800MPa，步骤(1)中计算得到的h_M1e＝10.1mm、h_M2e＝11.5mm和h_MAe＝18.1mm，A步骤中所确定的h_1max＝8mm，对最大许用载荷P_max进行计算，即

(3)两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的两级渐变夹紧刚度K_kwP1和K_kwP2计算：

A步骤：第一级渐变复合夹紧刚度K_kwP1的计算

根据第1次开始接触载荷P_k1＝1850N，第2次开始接触载荷P_k2＝2602N，第一级主簧夹紧刚度K_M1＝51.4N/mm，第一级和第二级主簧的复合夹紧刚度K_M2＝75.4N/mm，对载荷P在[P_k1,P_k2]范围时的第一级渐变复合夹紧刚度K_kwP1进行计算，即

B步骤：第二级渐变复合夹紧刚度K_kwP2的计算

根据第2次开始接触载荷P_k2＝2602N，第2次完全接触载荷P_w2＝3658N，第一级和第二级主簧的复合夹紧刚度K_M2＝75.4N/mm，主副簧的总复合夹紧刚度K_MA＝172.9N/mm，对载荷P在[P_k2,P_w2]范围时的第二级渐变复合夹紧刚度K_kwP2进行计算，即

利用Matlab计算程序，计算所得到的该两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的夹紧刚度K_P随载荷P的变化曲线，如图3所示。

(4)两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的最大限位挠度f_Mmax的设计：

根据第1次开始接触载荷P_k1＝1850N，第2次开始接触载荷P_k2＝2600N，第2次完全接触载荷P_w2＝3680N，第一级主簧夹紧刚度K_M1＝51.4N/mm，主副簧的总复合夹紧刚度K_MA＝172.9N/mm；步骤(2)中计算得到的P_max＝13897N，步骤(3)中计算得到的K_kwP1和K_kwP2，对该两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的最大限位挠度f_Mmax进行设计，即

通过样机的ANSYS仿真和加载挠度及应力试验测试可知，本发明所提供的两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧限位挠度的设计方法是正确的，为两级主簧式非等偏频型渐变刚度板簧的初始切线弧高、两级渐变间隙和最大限位挠度设计及CAD软件开发奠定了可靠的技术基础。利用该方法可得到可靠最大限位挠度设计值，提高产品设计水平、可靠性和使用寿命及车辆行驶安全性；同时，降低设计及试验费用，加快产品开发速度。