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）

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）

以某公司6×2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。

两极刚度；少片簧；应力分析；MATLAB；疲劳试验

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

引言

一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，少片簧作为整车降重的关键途径，应用越来越广泛，该类板簧可以通过对簧片进行特殊工艺处理, 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。

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

率变化小，一是整个负荷变化范围内频率的变化应最小，二是副钢板弹簧接触支架前、后的频率突变不能太大。常用的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的差异。

1.1.1 比例中项法

这种方法是假设弹簧满载时频率与副簧支架接触前的频率相等，而空载时频率与副簧支架接触后的频率相等，即

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Pk的平均负荷所对应的悬架频率与满载负荷Pm和副簧刚接触支架时的负荷Pk的平均负荷所对应的悬架频率相等，即：

用第一种方法可使空、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，因其半载运输状态少，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大。因此，对于经常处于半载状态运输或λ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力，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、断裂都是从表面缺陷引发的，而由于材质或工艺上的原因，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。如果结构上高应力区所占的比例大，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，如果高应力区所占比例小，缺陷碰到高应力点的概率就低得多，该结构的寿命就会高得多。所以少片变截面板簧的轮廓线的选择，取决于两个因素：

（1）最大应力处在什么部位。如果最大应力位于根部（根部不加厚、加软垫或夹紧装置不是很强），那么轧锥部分可选用抛物线形，以获得较好的材料利用率，且可降低刚度。这种选择多数用在轿车或轻型车的悬架上。相反，大中型客车或货车，往往根部要加厚，最大应力点不在根部，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。优质的材料和轧制工艺，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，材质与工艺较差者，宜选用梯形轮廓线。

根据以上分析，本文中板簧截面采用梯形截面，截面设计方案为:主簧第1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1所列中的3型设计。

2、设计计算

现以某公司重型6×2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1所示。根据整车平顺性要求，期望该车的满载固有频率取值为：

2.1 求总刚度

2.2 按比例中项法求刚度分配及接触点挠度

根据和比关系，求得

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：

极限动行程系数取d=3，则极限动行程为：

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：

式中：fD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：

2.4 主、副簧负荷分配和应力核算

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

式中：H1-满载时主簧弧高（不计卷耳）

H2-满载时副簧弧高

D1-主、副簧支架间的距离

D2-主、副簧第一片叶片间的距离

根据已知H1=30mm，D1=105.5mm，D2=74mm，得出H2=61.5mm，其中H1、H2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。

3、应力分析

在MATLAB中按照3型板簧截面编程，进行了模拟验证分析，主簧和副簧根部应力最大，最大值分比为522.7Mpa、328.1Mpa，分析结果如图3、图4所示。模拟分析结果与计算结果基本一致，结合板簧理论分析及供应商建议最终确定板簧的设计参数如表2。

表2 板簧设计参数

4、试验验证分析

4.1 静态刚度试验

在设计完成后，制作了2架样件，按照GB/T19844-2005中的要求进行了静态刚度试验，试验结果如图5，结果误差1%以内，在设计要求公差以内。

4.2 疲劳试验

静态刚度试验完成并合格后进行了疲劳试验，按照企业标准，板簧寿命需大于12万次，试验到14.5万次时，副簧第三片距离中心螺栓400mm处断裂，但是疲劳寿命大于企业标准要求，疲劳强度满足设计要求，台架试验情况如图6所示。

5、结束语

根据平顺性要求，确定了两极刚度主副少片变截面钢板弹簧的刚度和截面形状，结合某公司6×2牵引车后悬架进行了设计计算，完成了钢板弹簧刚度及弧高设计，在MATLAB环境下进行了应力分析，最后进行了静态刚度和疲劳试验，通过对模拟分析和台架试验分析表明，采用比例中项法设计的主副少片变截面钢板弹簧，能够实现理论计算与台架试验的一致性。目前，匹配4+3后板簧的6×2牵引车已批量投放市场，市场反馈效果良好，经济效益也很显著。

[1] 章炳芳.双级复式钢板弹簧的设计计算[J].河海大学机械学院学报，1996（4）49～54.

[2] 蒋立盛.少片弹簧的计算及其尺寸参数的选择[J].汽车技术，1984(6)．

[3] 陈耀明.汽车悬架论文集.苏州大学出版社[D],2012.

[4] 周站福，高铁石，郭万富，巨建辉.少片钢板弹簧在实际应用中的开发与设计[J].汽车技术，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

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。