本發明涉及車輛懸架板簧，特別是非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧應力強度的校核方法。

背景技術：

為了滿足一級漸變剛度板簧的主簧強度的要求，通常使副簧盡早承擔載荷而降低完全性接觸載荷和主簧應力，即采用非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架，其中，主簧和副簧的根部最大應力決定著板簧強度和可靠性及車輛行駛平順性和安全性都具有作用影響。由于非等偏頻一級漸變剛度板簧的主簧和副簧根部最大應力，不僅與主簧和副簧的結構、最大厚度板簧的厚度和所受載荷有關，而且與開始接觸載荷有關，同時，還受主簧根部重疊部分等效厚度和主副簧根部重疊部分等效厚度的制約，先前一直未能給出非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧應力強度的校核方法，不能滿足車輛行業快速發展及現代化CAD軟件開發的要求。隨著車輛行駛速度及其對平順性要求的不斷提高，對非等偏頻一級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、可靠的非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧應力強度的校核方法，為非等偏頻一級漸變剛度板簧設計及CAD軟件開發奠定可靠的技術基礎，滿足車輛行業快速發展、車輛行駛平順性及對非等偏頻一級漸變剛度板簧設計的要求，提高非等偏頻一級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，降低產品設計及試驗費用，加快產品開發速度。

技術實現要素：

針對上述現有技術中存在的缺陷，本發明所要解決的技術問題是提供一種簡便、可靠的非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧應力強度的校核方法，校核流程圖，如圖1所示。非等偏頻一級漸變剛度板簧的一半對稱結構如圖2所示，是由主簧1和副簧2所組成的，一級漸變剛度板簧的一半總跨度，即為首片主簧的一半作用長度為L_1t，騎馬螺栓夾緊距的一半為L₀，板簧的寬度為b，彈性模量為E。主簧1的片數為n，各片主簧的厚度為h_i，一半作用長度為L_it，一半夾緊長度L_i＝L_it-L₀/2，i＝1,2,…n。副簧2的片數為m，各片副簧的厚度為h_Aj，一半作用長度為L_Ajt，一半夾緊長度L_Aj＝L_Ajt-L₀/2，j＝1,2,…m。通過主簧和副簧初始切線弧高，確保副簧首片端部上表面與主簧末片端部下表面之間設置有一定的主副簧間隙δ_MA，以滿足漸變剛度板簧開始接觸載荷和完全接觸載荷、主簧應力強度和懸架漸變剛度的設計要求，并且還應該滿足板簧安裝及在額定載荷下剩余切線弧高的設計要求。非等偏頻一級漸變剛度板簧的空載載荷P₀，開始接觸載荷為P_k，完全接觸載荷為P_w；為了滿足主簧應力強度的要求，懸架開始接觸載荷偏頻f_0k與完全接觸載荷偏頻f_0w不相等，即設計為非等偏頻一級漸變剛度板簧。主簧和副簧的根部最大應力決定著板簧強度和可靠性及車輛行駛平順性和安全性都具有作用影響，其中，根部最大應力不僅與主簧和副簧的結構有關和載荷有關，而且還與接觸載荷及根部重疊部分等效厚度有關。根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的各片主簧和副簧的結構參數、開始接觸載荷、額定載荷及在額定載荷下許用應力，對非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧應力強度進行校核。

為解決上述技術問題，本發明所提供的非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧應力強度的校核方法，其特征在于采用以下校核步驟：

(1)主簧和主副簧的根部重疊部分等效厚度h_Me和h_MAe計算：

I步驟：主簧根部重疊部分的等效厚度h_Me

根據主簧片數n,各片主簧的厚度h_i，i＝1,2,…n，對主簧根部重疊部分的等效厚度h_Me進行計算，即

II步驟：主副簧根部重疊部分的等效厚度h_MAe

根據主簧片數n,各片主簧的厚度h_i，i＝1,2,…n；副簧片數m,各片副簧的厚度h_Aj，j＝1,2,…m；對主副簧根部重疊部分的效厚度h_MAe進行計算，即

(2)主簧和副簧的最大厚度板簧的厚度h_max和h_Amax的確定：

A步驟：主簧的最大厚度板簧的厚度h_max的確定

根據主簧片數n，各片主簧的厚度h_i，i＝1,2,...,n，確定主簧最大厚度板簧的厚度h_max，即

h_max＝max(h_i)，i＝1，2,...,n；

B步驟：副簧的最大厚度板簧的厚度h_Amax的確定

根據副簧片數m，各片副簧的厚度h_Aj,j＝1,2,...,m，確定副簧最大厚度板簧的厚度h_Amax，即

h_Amax＝max(h_Aj),j＝1,2,...,m；

(3)非等偏頻一級漸變剛度板簧的主簧根部最大應力σ_Mmax計算及強度校核：

i步驟：主簧根部最大應力σ_Mmax計算

根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的寬度b，首片主簧的一半夾緊長度L₁，開始接觸載荷P_k，額定載荷P_N，步驟(1)中計算得到的h_Me和h_MAe，步驟(2)中所確定的h_max，對主簧根部最大應力σ_Mmax進行計算，即

ii步驟：主簧應力強度校核

根據許用應力[σ]，i步驟中計算得到的σ_Mmax，如果σ_Mmax<[σ]，則主簧滿足應力強度設計要求；如果σ_Mmax>[σ]，則主簧不滿足應力強度設計要求；

(4)非等偏頻一級漸變剛度板簧的副簧根部最大應力σ_Amax計算及強度校核：

a步驟：副簧根部最大應力σ_Amax計算

根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的寬度b，主簧首片的一半夾緊長度L₁，開始接觸載荷P_k，額定載荷P_N，步驟(1)中計算得到的h_MAe，步驟(2)中所確定的h_Amax，對副簧根部最大應力σ_Amax進行計算，即

b步驟：副簧應力強度校核

根據許用應力[σ]，a步驟中計算得到的σ_Amax，如果σ_Amax<[σ]，則副簧滿足應力強度設計要求；如果如果σ_Amax>[σ]，則副簧不滿足應力強度設計要求。

本發明比現有技術具有的優點

由于非等偏頻一級漸變剛度板簧的主簧和副簧根部最大應力，不僅與主簧和副簧的結構、最大厚度板簧的厚度和所受載荷有關，而且與開始接觸載荷有關，同時，還受主簧根部重疊部分等效厚度和主副簧根部重疊部分等效厚度的制約，先前一直未能給出非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧應力強度的校核方法，不能滿足車輛行業快速發展及現代化CAD軟件開發的要求。本發明可根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的各片主簧和副簧的結構參數、開始接觸載荷、額定載荷及在額定載荷下許用應力，在主簧根部重疊部分等效厚度和主副簧根部重疊部分等效厚度及主副主簧根部最大應力計算的基礎上，對非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架的主副簧應力強度進行校核。通過樣機加載根部最大應力試驗測試結果可知，本發明所提供的非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧應力強度的校核方法是正確的，可得到準確可靠的主副簧根部最大應力校核計算值，為非等偏頻一級漸變剛度板簧的強度校核及CAD軟件開發奠定了可靠的技術基礎；同時，利用該方法可提高非等偏頻一級漸變剛度板簧的設計水平、產品質量和可靠性及車輛行駛平順性和安全性；同時，還可降低設計及試驗測試費用，加快產品開發速度。

附圖說明

為了更好地理解本發明，下面結合附圖做進一步的說明。

圖1是非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧應力強度校核的流程圖；

圖2是非等偏頻一級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明作進一步詳細說明。

實施例：某非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架的寬度b＝63mm，跨度的一半即一半作用長度L_1t＝525mm，騎馬螺栓夾緊距的一半L₀＝50mm。主簧片數n＝3片，副簧片數m＝2片，主副簧的總片數N＝n+m＝5。其中，各片主簧的厚度h₁＝h₂＝h₃＝8mm，各片主簧的一半作用長度分別為L_1t＝525mm，L_2t＝450mm，L_3t＝350mm；一半夾緊長度分別為L₁＝L_1t-L₀/2＝500mm，L₂＝L_2t-L₀/2＝425mm，L₃＝L_3t-L₀/2＝325mm。各片副簧的厚度h_A1＝h_A2＝13mm，各片副簧的一半作用長度分別為L_A1t＝250mm，L_A2t＝150mm，一半夾緊長度分別為L_A1＝L_A1t-L₀/2＝225mm，L_A2＝L_A2t-L₀/2＝125mm。開始接觸載荷P_k＝1900N，額定載荷P_N＝7227N，在額定載荷下的許用應力[σ]＝450MPa。根據各片主簧和副簧的結構參數，開始接觸載荷P_k、額定載荷P_N及在額定載荷P_N下的許用應力，對非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧應力強度進行校核。

本發明實例所提供的非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副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)主簧和主副簧的根部重疊部分等效厚度h_Me和h_MAe計算：

I步驟：主簧根部重疊部分的等效厚度h_Me

根據主簧片數n＝3,各片厚度h₁＝h₂＝h₃＝8mm，對主簧根部重疊部分的等效厚度h_Me進行計算，即

II步驟：主副簧根部重疊部分的等效厚度h_MAe

根據主簧片數n＝3,各片厚度h₁＝h₂＝h₃＝8mm；副簧片數m＝2,各片副簧的厚度h_A1＝h_A2＝13mm，對主副簧根部重疊部分的等效厚度h_MAe進行計算，即

(2)主簧和副簧的最大厚度板簧的厚度h_max和h_Amax的確定：

A步驟：主簧的最大厚度板簧的厚度h_max的確定

根據主簧片數n＝3，各片厚度h_i＝8mm，i＝1，2,...,n，確定主簧的最大厚度板簧的厚度h_max，即

h_max＝max(h_i)＝8mm；

B步驟：副簧的最大厚度板簧的厚度h_Amax的確定

根據副簧片數m＝2，各片副簧的厚度h_Aj＝13mm,j＝1，2,...,m，確定副簧的最大厚度板簧的厚度h_Amax，即

h_Amax＝max(h_Aj)＝13mm。

(3)非等偏頻一級漸變剛度板簧的主簧根部最大應力σ_Mmax計算及強度校核：

i步驟：主簧根部最大應力σ_Mmax計算

根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的寬度b＝63mm，主簧首片的一半夾緊長度L₁＝500mm；開始接觸載荷P_k＝1900N，額定載荷P_N＝7227N，步驟(1)的II步驟中計算得到的h_Me＝11.5mm和h_MAe＝18.1mm，步驟(2)的A步驟中所確定的h_max＝8mm，對主簧根部最大應力σ_Mmax進行計算，即

ii步驟：主簧應力強度校核

根據在額定載荷下的許用應力[σ]＝450MPa，i步驟中計算得到的σ_Mmax＝406.7MPa，可知，σ_Mmax<[σ]，即該非等偏頻一級漸變剛度板簧的主簧滿足應力強度設計要求。

(4)非等偏頻一級漸變剛度板簧的副簧根部最大應力σ_Amax計算及強度校核：

a步驟：副簧根部最大應力σ_Amax計算

根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的寬度b＝63mm，主簧首片的一半夾緊長度L₁＝500mm；開始接觸載荷P_k＝1900N，額定載荷P_N＝7227N，步驟(1)的II步驟中計算得到的h_MAe＝18.1mm，步驟(2)的B步驟中所確定的h_Amax＝13mm，對副簧根部最大應力σ_Amax進行計算，即

b步驟：副簧應力強度校核

根據在額定載荷下的許用應力[σ]＝450MPa，a步驟中計算得到的σ_Amax＝278MPa，可知，σ_Amax<[σ]，即該非等偏頻一級漸變剛度板簧的副簧滿足應力強度設計要求。

通過樣機加載根部最大應力試驗測試可知，在額定載荷下的主副簧根部最大應力的計算值與試驗測試值相吻合，表明本發明所提供的非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧應力強度的校核方法是正確的。利用該方法可得到準確可靠的非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧根部最大應力計算值，確保板簧滿足應力強度設計要求，提高非等偏頻一級漸變剛度板簧的設計水平和可靠性性及車輛行駛安全性；同時，降低設計及試驗測試費用，加快產品開發速度。