非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架最大限位撓度的設計方法與流程
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懸架最大限位撓度的設計方法。
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主簧應力，即采用非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架，其中，板簧根部最大應力決定著板簧的可靠性和使用壽命，依據最大許用應力及最大許用載荷所對應的最大限位撓度，設置一限位裝置，對板簧起保護作用，防止板簧因受沖擊而斷裂，提高板簧可靠性和使用壽命。由于非等偏頻一級漸變剛度板簧的撓度計算非常復雜，不僅與主簧結構和載荷有關，而且還與接觸載荷有關；同時，還受最大應力及最大許用載荷計算關鍵問題的制約，據所查資料可知，先前一直未能給出非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架最大限位撓度的設計方法，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懸架最大限位撓度的設計方法，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、車輛行駛平順性和安全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懸架最大限位撓度的設計方法，設計流程圖，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L1t，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hi，一半作用長度為Lit，一半夾緊長度Li＝Lit-L0/2，i＝1,2,…n。副簧2的片數為m，各片副簧的厚度為hAj，一半作用長度為LAjt，一半夾緊長度LAj＝Ln+j＝LAjt-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δMA，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Pk，完全接觸載荷為Pw；為了滿足主簧應力強度的要求，懸架開始接觸載荷偏頻f0k與完全接觸載荷偏頻f0w不相等，即設計為非等偏頻一級漸變剛度板簧。根部最大應力決定板簧可靠性和使用壽命，依據最大許用應力及最大許用載荷所對應的最大限位撓度，設置限位裝置對板簧起保護作用，防止板簧因受沖擊而斷裂。根據各片主簧和副簧的結構參數、接觸載荷、最大許用應力，在最大許用載荷計算的基礎上，對非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大限位撓度進行設計。
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懸架最大限位撓度的設計方法，其特征在于采用以下設計步驟：
(1)非等偏頻一級漸變剛度板簧的主簧夾緊剛度KM和主副簧復合夾緊剛度KMA的計算：
A步驟：不同片數重疊段的等效厚度計算：
根據主簧片數n,各片主簧的厚度hi，i＝1,2,…,n；副簧片數m,各片副簧的厚度hAj，j＝1,2,…,m；主副簧的總片數N＝n+m，對非等偏頻一級漸變剛度板簧的不同片數k重疊段的等效厚度hke進行計算，k＝1,2,…,N，即
其中，主簧根部重疊部分的等效厚度主副簧根部重疊部分的等效厚度
B步驟：主簧夾緊剛度KM的計算
根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的寬度b，彈性模量E；主簧片數n,各片主簧的一半夾緊長度Li，i＝1,2,…,n，及A步驟中計算得到的hke，k＝i＝1,2，...,n，對主簧夾緊剛度KM進行計算，即
C步驟：主副簧復合夾緊剛度KMA的計算
根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的寬度b，彈性模量E；主簧片數n，各片主簧的一半夾緊長度Li，i＝1,2,…,n；副簧片數m，各片副簧的一半夾緊長度分別為LAj＝Ln+j，j＝1,2,…,m；主副簧的總片數N＝n+m，及A步驟中計算得到的hke，k＝1,2,…,N，對主副簧的復合夾緊剛度KMA進行計算，即
(2)非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧漸變夾緊剛度Kkwp的計算：
根據開始接觸載荷Pk，完全接觸載荷Pw，步驟(1)中計算得到的KM和KMA，對在載荷P∈[Pk,Pw]范圍內的主副簧漸變夾緊剛度KkwP進行計算，即
(3)非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大許用載荷Pmax的確定：
I步驟：主簧和副簧的最大厚度板簧的厚度hmax和hAmax的確定
根據主簧片數n，各片主簧的厚度hi，i＝1，2,...,n；副簧片數m，各片副簧的厚度hAj,j＝1，2,...,m，分別確定主簧和副簧的最大厚度板簧的厚度hmax和hAmax，即
hmax＝max(hi)，i＝1，2,...,n；
hAmax＝max(hAj),j＝1，2,...,m；
II步驟：基于主簧應力的最大許用載荷PMmax的計算
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，最大許用應力[σ]，開始接觸載荷Pk，步驟(1)中計算得到的hMe和hMAe，及I步驟中所確定的hmax，對基于主簧應力的最大許用載荷PMmax進行計算，即
III步驟：基于副簧應力的最大許用載荷PAmax的計算
根據一級漸變剛度板簧的寬度b，主簧首片的一半夾緊長度L1，最大許用應力[σ]，開始接觸載荷Pk，步驟(1)中計算得到的hMAe，及I步驟中所確定的hAmax，對基于副簧應力的最大許用載荷PAmax進行計算，即
IV步驟：非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大許用載荷Pmax的確定
根據II步驟計算得到的PMmax，III步驟計算得到的PAmax，確定非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大許用載荷Pmax，即
Pmax＝min(PMmax,PAmax)；
(4)非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大限位撓度fMmax的設計：
根據開始接觸載荷Pk，完全接觸載荷Pw，步驟(3)中確定的Pmax，步驟(1)中計算得到的KM和KMA，步驟(2)中計算得到的KkwP，對一級漸變剛度板簧的最大限位撓度fMmax進行設計，即
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撓度計算非常復雜，同時，還受最大應力及最大許用載荷計算關鍵問題的制約，先前一直未能給出非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架最大限位撓度的設計方法，不能滿足車輛行業快速發展及現代化CAD軟件開發的要求。本發明可根據各片主簧和副簧的結構參數、接觸載荷、最大許用應力，在最大許用載荷計算的基礎上，對非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大限位撓度進行設計。通過樣機加載撓度和根部最大應力試驗結果可知，本發明所提供的非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架最大限位撓度的設計方法是正確的，為非等偏頻一級漸變剛度板簧設計及CAD軟件開發奠定了可靠的技術基礎。利用該方法可得到準確可靠的最大限位撓度設計值，確保限位裝置對板簧在沖擊載荷下起保護作用，提高產品設計水平、質量和可靠性及提高車輛行駛安全性；同時，降低產品的設計和試驗測試費用，加快產品的開發速度。
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懸架最大限位撓度的設計流程圖；
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；
圖3是實施例的漸變夾緊剛度KkwP隨載荷P的變形曲線；
圖4是實施例的非等偏頻一級漸變剛度板簧的撓度特性曲線。
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L1t＝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L1t＝525mm，L2t＝450mm，L3t＝350mm，一半夾緊長度分別為L1＝L1t-L0/2＝500mm，L2＝L2t-L0/2＝425mm，L3＝L3t-L0/2＝325mm。各片副簧的厚度hA1＝hA2＝13mm，各片副簧的一半作用長度分別為LA1t＝250mm，LA2t＝150mm，一半夾緊長度分別為LA1＝L4＝LA1t-L0/2＝225mm，LA2＝L5＝LA2t-L0/2＝125mm。開始接觸載荷Pk＝1900N，完全接觸載荷Pw＝3800N，額定載荷PN＝7227N，最大沖擊載荷下的許用應力[σ]＝1000MPa。根據各片主簧和副簧的結構參數、接觸載荷、最大許用應力，對非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大限位撓度進行設計。
本發明實例所提供的非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架最大限位撓度的設計方法，其設計流程如圖1所示，具體設計步驟如下：
(1)非等偏頻一級漸變剛度板簧的主簧夾緊剛度KM和主副簧復合夾緊剛度KMA的計算：
A步驟：不同片數重疊段的等效厚度計算：
根據主簧片數n＝3,各片主簧的厚度h1＝h2＝h3＝8mm；副簧片數m＝2,各片副簧的厚度hA1＝hA2＝13mm，主副簧的總片數N＝n+m＝5，對不同片數k重疊段的等效厚度hke進行計算，k＝1,2,…,N，即
h1e＝h1＝8.0mm
其中，主簧根部重疊部分的等效厚度hMe＝hne＝h3e＝11.5mm，主副簧根部重疊部分的等效厚度hMAe＝hNe＝h5e＝18.1mm；
B步驟：主簧夾緊剛度KM的計算
根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的寬度b＝63mm，彈性模量E＝200GPa；主簧片數n＝3,其中，各片主簧的一半夾緊長度L1＝500mm，L2＝425mm，L3＝325mm，及A步驟中計算得到的h1e＝8.0mm，h2e＝10.1mm，h3e＝11.5mm，k＝i＝1,2，...,n，對主簧夾緊剛度KM進行計算，即
C步驟：主副簧復合夾緊剛度KMA的計算
根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的寬度b＝63mm，彈性模量E＝200GPa；主簧片數n＝3，各片主簧的一半夾緊長度L1＝500mm，L2＝425mm，L3＝325mm；副簧片數m＝2，各片副簧的一半夾緊長度分別為LA1＝L4＝225mm，LA2＝L5＝125mm，主副簧的總片數N＝5，及A步驟中計算得到的h1e＝8.0mm，h2e＝10.1mm，h3e＝11.5mm，h4e＝15.5mm，h5e＝18.1mm，k＝1,2,…,N，對主副簧的復合夾緊剛度KMA進行計算，即
(2)非等偏頻一級漸變剛度板簧的主副簧漸變夾緊剛度KkwP的計算：
根據開始接觸載荷Pk＝1900N，完全接觸載荷Pw＝3800N，步驟(1)中計算得到的KM＝75.4N/mm和KMA＝172.9N/mm，對在載荷P∈[Pk,Pw]范圍內的該非等偏頻一級漸變剛度板簧漸變夾緊剛度KkwP進行計算，即
利用Matlab計算程序，計算所得到的在載荷P∈[Pk,Pw]范圍內，該非等偏頻一級漸變剛度板簧的夾緊剛度KkwP隨載荷P的變形曲線，如圖3所示，其中，當P＝Pk＝1900N時，KkwP＝KM＝75.4N/mm；當P＝Pw＝3800N時，KkwP＝KMA＝172.9N/mm。
(3)非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大許用載荷Pmax的確定：
I步驟：主簧和副簧的最大厚度板簧的厚度hmax和hAmax的確定
根據主簧片數n＝3，各片主簧的厚度hi＝8mm，i＝1，2,...,n；副簧片數m＝2，各片副簧的厚度hAj＝13mm,j＝1，2,...,m，分別確定主簧和副簧的最大厚度板簧的厚度hmax和hAmax，即
hmax＝max(hi)＝8mm；
hAmax＝max(hAj)＝13mm；
II步驟：基于主簧應力的最大許用載荷PMmax的計算
根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的寬度b＝63mm，最大許用應力[σ]＝1000MPa，主簧首片的一半夾緊長度L1＝500mm，開始接觸載荷Pk＝1900N，步驟(1)中計算得到的hMe＝11.5mm和hMAe＝18.1mm，及I步驟中所確定的hmax＝8mm，對基于主簧應力的最大許用載荷PMmax進行計算，即
III步驟：基于副簧應力的最大許用載荷PAmax的計算
根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的寬度b＝63mm，最大許用應力[σ]＝1000MPa，主簧首片的一半夾緊長度L1＝500mm，開始接觸載荷Pk＝1900N，步驟(1)中計算得到的hMAe＝18.1mm，及I步驟中所確定的hAmax＝13mm，對基于副簧應力的最大許用載荷PAmax進行計算，即
IV步驟：非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大許用載荷Pmax的確定
根據II步驟計算得到的PMmax＝25697N，III步驟計算得到的PAmax＝21058N，確定該非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大許用載荷Pmax，即
Pmax＝min(PMmax,PAmax)＝21058N。
(4)非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大限位撓度fMmax的設計：
根據開始接觸載荷Pk＝1900N，完全接觸載荷Pw＝3800N，步驟(1)中計算得到的KM＝75.4N/mm和KMA＝172.9N/mm，步驟(2)中計算得到的KkwP，及步驟(3)中所確定的Pmax＝21058N，對該非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大限位撓度fMmax進行設計，即
利用Matlab計算程序，計算得到的該非等偏頻一級漸變剛度板簧撓度特性曲線，如圖4所示，其中，在最大許用載荷Pmax＝21058N下的主簧撓度等于最大限位撓度，即fM＝fMmax＝141mm。
通過樣機加載撓度和根部最大應力試驗測試可知，當撓度達到所設計的最大限位撓度時，主簧根部最大應力與最大許用應力值相吻合，表明本發明所提供的非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架最大限位撓度的設計方法是正確的，可得到可靠的最大限位撓度設計值，為非等偏頻一級漸變剛度板簧設計及CAD軟件開發奠定了可靠的技術基礎。利用該方法可提高漸變剛度板簧的設計水平、質量、可靠性和使用壽命及車輛行駛安全性；同時，降低設計及試驗費用，加快產品開發速度。
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