本發(fā)明涉及車輛懸架鋼板彈簧，特別是兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧應力強度的校核方法。

背景技術：

為了進一步提高車輛在半載情況下的行駛平順性，可采用兩級主簧式漸變剛度板簧，即將原一級漸變剛度板簧的主簧拆分為兩級主簧；同時，為了確保主簧的應力強度，通常通過第一級主簧、第二級主簧和副簧初始切線弧高及兩級漸變間隙，使第二級主簧和副簧適當提前承擔載荷，從而降低第一級主簧的應力，即采用兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧懸架，其中，板簧根部最大應力及強度，特別是第一主簧的應力強度，決定著板簧的使用壽命、懸架可靠性及車輛行駛平順性和安全性。然而，由于兩級主簧式非等偏頻漸變剛度板簧的應力強度校核非常復雜，不僅與板簧結構、載荷大小和許用應力有關，而且還與接觸載荷及最大厚度板簧的厚度有關，同時，還受各級板簧根部重疊部分等效厚度計算的制約，據(jù)所查資料可知，先前一直未能給出兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧應力強度的校核方法，大都是通過試驗測試進行加以確定，因此，不能滿足車輛行業(yè)快速發(fā)展及懸架彈簧現(xiàn)代化CAD設計要求。隨著車輛行駛速度及其對平順性和安全性要求的不斷提高，對漸變剛度板簧懸架提出了更高要求，因此，必須建立一種精確、可靠的兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧應力強度的校核方法，為兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧強度校核提供可靠的技術方法，為懸架彈簧現(xiàn)代化CAD軟件開發(fā)奠定可靠的技術基礎，滿足車輛行業(yè)快速發(fā)展、車輛行駛平順性及對漸變剛度板簧的設計要求，提高兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的設計水平、產品質量和可靠性及車輛行駛安全性；同時，降低產品設計、試驗及維修費用，加快產品開發(fā)速度。

技術實現(xiàn)要素：

針對上述現(xiàn)有技術中存在的缺陷，本發(fā)明所要解決的技術問題是提供一種簡便、可靠的兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧應力強度的校核方法，校核流程如圖1所示。兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的一半對稱結構如圖2所示，是由第一級主簧1、第二級主簧2和副簧3組成。采用兩級主簧，并通過第一級主簧1、第二級主簧2和副簧的初始切線弧高H_gM10、H_gM20和H_gA0，在第一級主簧1與第二級主簧2和第二級主簧2與副簧3之間設有兩級漸變間隙δ_M12和δ_MA，以提高半載情況下的車輛行駛平順性。為了確保滿足第一級主簧1應力強度設計要求，第二級主簧2和副簧3適當提前承擔載荷，懸架漸變載荷偏頻不相等，即將板簧設計為非等偏頻型漸變剛度板簧。漸變剛度板簧的一半總跨度等于首片主簧的一半作用長度L_11T，騎馬螺栓夾緊距的一半為L₀，寬度為b，許用應力為[σ]。第一級主簧1的片數(shù)為n₁，第一級主簧各片的厚度為h_1i，一半作用長度為L_1iT，一半夾緊長度L_1i＝L_iT-L₀/2，i＝1,2,…,n₁。第二級主簧2的片數(shù)為n₂，第二級主簧各片的厚度為h_2j，一半作用長度為L_2jT，一半夾緊長度L_2j＝L_iT-L₀/2，j＝1,2,…,n₂。副簧3的片數(shù)為m，副簧各片的厚度為h_Ak，一半作用長度為L_AkT，一半夾緊長度L_Ak＝L_AkT-L₀/2，k＝1,2,…,m。根據(jù)各片板簧的結構參數(shù)、騎馬螺栓夾緊距、各次開始接觸載荷、最大載荷和許用應力，在各級板簧根部最大應力計算的基礎上，對兩級主簧式非等偏頻漸變剛度板簧應力強度進行校核。

為解決上述技術問題，本發(fā)明所提供的兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧應力強度的校核方法，其特征在于采用以下校核步驟：

(1)第一級主簧及其與第二級主簧和副簧的根部重疊部分等效厚度的計算：

根據(jù)第一級主簧片數(shù)n_1i,第一級主簧各片的厚度h_1i，i＝1，2,...,n₁；第二級主簧片數(shù)n₂，第二級主簧各片的厚度h_2j,j＝1，2,...,n₂；副簧片數(shù)m，副簧各片的厚度h_Ak,k＝1，2,...,m；對第一級主簧的根部重疊部分的等效厚度h_M1e、第一級主簧與第二級主簧的根部重疊部分的等效厚度h_M2e、及主副簧的根部重疊部分的等效厚度h_MAe進行計算，即：

(2)第一、第二級主簧和副簧的最大厚度板簧的厚度h_1max、h_2max和h_Amax的確定：

A步驟：第一級主簧的最大厚度板簧的厚度h_1max確定

根據(jù)第一級主簧片數(shù)n₁，第一級主簧各片的厚度h_1i，i＝1，2,...,n₁，確定第一級主簧的最大厚度板簧的厚度h_1max，即

h_1max＝max(h_1i)；

B步驟：第二級主簧的最大厚度板簧的厚度h_2max確定

根據(jù)第二級主簧片數(shù)n₂，第二級主簧各片的厚度h_2j,j＝1，2,...,n₂，確定第二級主簧的最大厚度板簧的厚度h_2max，即

h_2max＝max(h_2j)；

C步驟：副簧的最大厚度板簧的厚度h_Amax確定

根據(jù)副簧片數(shù)m，副簧各片的厚度h_Ak,k＝1，2,...,m，確定副簧的最大厚度板簧的厚度h_Amax，即

h_Amax＝max(h_Ak)；

(3)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的各級板簧根部最大應力的計算：

I步驟：第一級主簧最大載荷下的根部最大應力σ_M1max計算

根據(jù)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的寬度b，第一級主簧首片的一半夾緊長度L₁₁，第1次開始接觸載荷P_k1，第2次開始接觸載荷P_k2；最大載荷P_max；步驟(1)中計算得到的h_M1e、h_M2e和h_MAe，步驟(2)中所確定的h_1max，對第一級主簧最大載荷下的根部最大應力σ_M1max進行計算，即

II步驟：第二級主簧最大載荷下的根部最大應力σ_M2max計算

根據(jù)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的寬度b，第一級主簧首片的一半夾緊長度L₁₁；第1次開始接觸載荷P_k1，第2次開始接觸載荷P_k2；最大載荷P_max；步驟(1)中計算得到的h_M2e和h_Mae，步驟(2)中所確定的h_2max，對第二級主簧最大載荷下的根部最大應力σ_M2max進行計算，即

III步驟：副簧最大載荷下的根部最大應力σ_Amax計算

根據(jù)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的寬度b，第一級主簧首片的一半夾緊長度L₁₁；第2次開始接觸載荷P_k2，最大載荷P_max，步驟(1)中計算得到的h_MAe，步驟(2)中所確定的h_Amax，對副簧在最大載荷下的根部最大應力σ_Amax進行計算，即

(4)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的最大根部應力確定及強度校核：

根據(jù)步驟(3)中計算得到的σ_M1max、σ_M2max和σ_Amax，確定兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的最大根部應力，即

σ_max＝max(σ_M1max,σ_M2max,σ_Amax)；

根據(jù)許用應力[σ],如果σ_max<[σ]，即所設計的兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧滿足應力強度設計要求；否則，不滿足應力強度設計要求。

本發(fā)明比現(xiàn)有技術具有的優(yōu)點

由于兩級主簧式非等偏頻漸變剛度板簧的應力計算非常復雜，不僅與板簧結構和載荷大小有關，而且還與接觸載荷有關，同時，受各級板簧根部重疊部分等效厚度計算的制約，先前一直未能給出兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧應力強度的校核方法，大都是通過應力試驗進行加以確定，因此，不能滿足車輛行業(yè)快速發(fā)展及懸架彈簧現(xiàn)代化CAD設計要求。本發(fā)明可根據(jù)各片第一級主簧、第二級主簧和副簧的結構參數(shù)、騎馬螺栓夾緊距、各次開始接觸載荷、最大載荷及許用應力，在各級板簧根部最大應力計算的基礎上，對兩級主簧式非等偏頻漸變剛度板簧應力強度進行校核。通通過樣機的ANSYS建模仿真和加載應力試驗可知，本發(fā)明所提供的兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧應力強度的校核方法是正確的，為兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧強度校核提供了可靠的技術方法。利用該方法可確保滿足板簧應力強度設計要求，提高產品設計水平、質量和可靠性及車輛行駛安全性；同時，還可降低設計及試驗費用，加快產品開發(fā)速度。

附圖說明

為了更好地理解本發(fā)明，下面結合附圖做進一步的說明。

圖1是兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧應力強度的校核流程圖；

圖2是兩級主簧式非等偏頻漸變剛度板簧的一半對稱結構示意圖。

具體實施方案

下面通過實施例對本發(fā)明作進一步詳細說明。

實施例：某兩級主簧式非等偏頻漸變剛度板簧的寬度b＝63mm，騎馬螺栓夾緊距的一半L₀＝50mm。第一級主簧片數(shù)n₁＝2，第一級主簧各片的厚度h₁₁＝h₁₂＝8mm，第一級主簧各片的一半作用長度分別L_11T＝525mm，L_12T＝450mm；一半夾緊長度分別為L₁₁＝L_11T-L₀/2＝500mm，L₁₂＝L_12T-L₀/2＝425mm。第二級主簧片數(shù)n₂＝1，厚度h₂₁＝8mm，一半作用長度L_21T＝350mm，一半夾緊長度L₂₁＝L_21T-L₀/2＝325mm。副簧片數(shù)m＝2，副簧各片的厚度h_A1＝h_A2＝13mm；副簧各片的一半作用長度分別為L_A1T＝250mm，L_A2T＝150mm；副簧各片的一半夾緊長度分別為L_A1＝L_A1T-L₀/2＝225mm，L_A2＝L_A2T-L₀/2＝125mm。第1次開始接觸載荷P_k1＝1851N，第2次開始接觸載荷P_k2＝2602N。最大載荷P_max＝7227N，許用應力[σ]＝600MPa。根據(jù)各片板簧的結構參數(shù)、騎馬螺栓夾緊距、各次開始接觸載荷、最大載荷及許用應力，對該兩級主簧式非等偏頻漸變剛度板簧應力強度進行校核。

本發(fā)明實例所提供的兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧應力強度的校核方法，其校核流程如圖1所示，具體校核步驟如下：

(1)第一級主簧及其與第二級主簧和副簧的根部重疊部分等效厚度的計算：

根據(jù)第一級主簧片數(shù)n₁＝2,第一級主簧各片的厚度h₁₁＝h₁₂＝8mm；第二級主簧片數(shù)n₂＝1，厚度h₂₁＝8mm；副簧片數(shù)m＝2,副簧各片的厚度h_A1＝h_A2＝13mm；對第一級主簧的根部重疊部分的等效厚度h_M1e、第一級主簧與第二級主簧的根部重疊部分的等效厚度h_M2e、及主副簧的根部重疊部分的總等效厚度h_MAe進行計算，即：

(2)第一、第二級主簧和副簧的最大厚度板簧的厚度h_1max、h_2max和h_Amax的確定：

A步驟：第一級主簧的最大厚度板簧的厚度h_1max確定

根據(jù)第一級主簧片數(shù)n₁＝2，第一級主簧各片的厚度，h₁₁＝h₁₂＝8mm，確定第一級主簧的最大厚度板簧的厚度h_1max，即

h_1max＝max(h₁₁,h₁₂)＝8mm；

B步驟：第二級主簧的最大厚度板簧的厚度h_2max確定

根據(jù)第二級主簧片數(shù)n₂＝1，厚度h₂₁＝8mm，確定第二級主簧的最大厚度板簧的厚度h_2max，即

h_2max＝max(h₂₁)＝8mm；

C步驟：副簧的最大厚度板簧的厚度h_Amax確定

根據(jù)副簧片數(shù)m＝2，副簧各片的厚度h_A1＝h_A2＝13mm，確定副簧的最大厚度板簧的厚度h_Amax，即

h_Amax＝max(h_A1,h_A2)＝13mm。

(3)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的各級板簧根部最大應力的計算

I步驟：第一級主簧最大載荷下的根部最大應力σ_M1max計算

根據(jù)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的寬度b＝63mm，第一級主簧首片的一半夾緊長度L₁₁＝500mm；第1次開始接觸載荷P_k1＝1850N，第2次開始接觸載荷P_k2＝2600N，最大載荷P_max＝7227N；步驟(1)中計算得到的h_M1e＝10.1mm、h_M2e＝11.5mm和h_MAe＝18.1mm，步驟(2)中所確定的h_1max＝8mm，對第一級主簧最大載荷下的根部最大應力σ_M1max進行計算，即

II步驟：第二級主簧最大載荷下的根部最大應力σ_M2max計算

根據(jù)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的寬度b＝63mm，第一級主簧首片的一半夾緊長度L₁₁＝500mm，第1次開始接觸載荷P_k1＝1850N，第2次開始接觸載荷P_k2＝2600N，最大載荷P_max＝7227N；步驟(1)中計算得到的h_M2e＝11.5mm和h_MAe＝18.1mm，步驟(2)中所確定的h_2max＝8mm，對第二級主簧最大載荷下的根部最大應力σ_M2max進行計算，即

III步驟：副簧最大載荷下的根部最大應力σ_Amax計算

根據(jù)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板的寬度b＝63mm，第一級主簧首片的一半夾緊長度L₁₁＝500mm，第2次開始接觸載荷P_k2＝2600N，最大載荷P_max＝7227N；步驟(1)中計算得到的h_MAe＝18.1mm，步驟(2)中所確定的h_Amax＝13mm，對副簧最大載荷下的根部最大應力σ_Amax進行計算，即

(4)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的最大根部應力確定及強度校核：

根據(jù)步驟(3)中計算得到的σ_M1max＝585.7MPa、σ_M2max＝241.6MPa和σ_Amax＝241.5MPa，確定兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的最大根部應力，即

σ_max＝max(σ_M1max,σ_M2max,σ_Amax)＝σ_M1max＝585.7MPa；

可知，σ_max<[σ]，即該兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧滿足應力強度設計要求。

通過樣機的ANSYS建模仿真和加載應力試驗可知，本發(fā)明所提供的兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧應力強度的校核方法是正確的，為兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧強度校核提供了可靠的技術方法。利用該方法可確保滿足板簧應力強度設計要求，提高產品設計水平、質量和可靠性及車輛行駛安全性；同時，降低設計及試驗費用，加快產品開發(fā)速度。