本發(fā)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的接觸載荷匹配設計方法。
背景技術：
：為了滿足一級漸變剛度板簧的主簧強度的要求，通常使副簧盡早起作用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，接觸載荷不僅板簧滿足漸變剛度、懸架偏頻和車輛行駛平順性的設計要求，同時還影響板簧的應力強度、懸架可靠性及車輛行駛安全性的設計要求，并且接觸載荷的確定也是非等偏頻一級漸變剛度板簧設計的前提。然而，由于受非等偏頻一級漸變剛度板簧的根部重疊部分等效厚度和根部最大應力計算的制約，先前一直未能給出非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架的接觸載荷匹配設計方法，不能滿足車輛行業(yè)快速發(fā)展及現代化CAD軟件開發(fā)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的接觸載荷匹配設計方法，為非等偏頻一級漸變剛度板簧設計及CAD軟件開發(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(fā)速度。技術實現要素：針對上述現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、可靠的非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架的接觸載荷匹配設計方法，其匹配設計流程圖，如圖1所示。非等偏頻一級漸變剛度板簧的各片板簧是以中心穿裝栓孔為對稱中心的對稱結構，其一半對稱結構，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＝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。接觸載荷不僅板簧滿足漸變剛度、懸架偏頻和車輛行駛平順性的設計要求，同時還影響板簧的應力強度、懸架可靠性及車輛行駛安全性的設計要求，并且接觸載荷的確定也是非等偏頻一級漸變剛度板簧設計的前提。根據各片主簧和副簧的結構參數，空載載荷P0、額定載荷PN及在額定載荷PN下的許用應力，對非等偏頻一級漸變剛度板簧的開始接觸載荷和完全接觸載荷進行匹配設計。為解決上述技術問題，本發(fā)明所提供的非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架的接觸載荷匹配設計方法，其特征在于采用以下匹配設計步驟：(1)主簧的根部重疊部分等效厚度hMe和完全接觸之前的主簧最大厚度系數khkmax的計算：I步驟：主簧根部重疊部分的等效厚度hMe的計算根據主簧片數n,各片主簧的厚度hi，i＝1,2,…,n，對非等偏頻一級漸變剛度板簧的主簧根部重疊部分的等效厚度hMe進行計算，即II步驟：主簧最大厚度板簧的厚度hmax的確定根據主簧片數n,各片主簧的厚度hi，i＝1,2,…,n，確定主簧最大厚度板簧的厚度hmax，即hmax＝max(hi)，i＝1,2,…,n；III步驟：完全接觸之前的主簧最大厚度系數khkmax的計算根據II步驟中所確定的hmax，I步驟所確定的hMe，對完全接觸之前的主簧最大厚度系數khkmax進行計算，即(2)主副簧的根部重疊部分總等效厚度hMAe和完全接觸之后的主簧最大厚度系數khwmax的計算：A步驟：主副簧的根部重疊部分的等效厚度hMAe的計算根據副簧片數m，各片副簧的厚度hAj，j＝1,2,…,m，步驟(1)的I步驟中計算得到的hMe，對完全接觸之后的主副簧重疊部分的等效厚度hMAe進行計算，即B步驟：完全接觸之后的主簧最大厚度系數khwmax的計算根據A步驟計算所得到的hMAe,步驟(1)的II步驟中所確定的hmax，對完全接觸之后的主簧最大厚度系數khwmax的計算，即(3)非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大開始接觸載荷Pkmax的計算：根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的寬度b，許用應力[σ]；首片主簧的一半夾緊長度L1，額定載荷PN，步驟(1)中計算得到的hMe和khkmax，步驟(2)中計算得到的hMAe和khwmax，對最大開始接觸載荷Pkmax進行計算，即(4)非等偏頻一級漸變剛度板簧的開始接觸載荷Pk優(yōu)化匹配設計：根據空載載荷P0，步驟(3)中計算得到的Pkmax，對非等偏頻一級漸變剛度板簧的開始接觸載荷Pk進行優(yōu)化匹配設計，即：Pk＝P0+0.618(Pkmax-P0)；(5)非等偏頻一級漸變剛度板簧的完全接觸載荷Pw優(yōu)化匹配設計：根據額定載荷PN，步驟(4)中優(yōu)化匹配設計得到的Pk，對非等偏頻一級漸變剛度板簧的完全接觸載荷Pw進行優(yōu)化匹配設計，即本發(fā)明比現有技術具有的優(yōu)點由于受非等偏頻一級漸變剛度板簧的根部重疊部分等效厚度和根部最大應力計算的制約，先前一直未能給出非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架的接觸載荷匹配設計方法，不能滿足車輛行業(yè)快速發(fā)展及現代化CAD軟件開發(fā)的要求。本發(fā)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、額定載荷及在額定載荷下許用應力，在主簧和主副簧根部重疊部分等效厚度和最大開始接觸載荷計算的基礎上，對非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架的開始接觸載荷和完全接觸載荷進行優(yōu)化匹配設計。通過樣機加載撓度及根部最大應力試驗測試結果可知，本發(fā)明所提供的非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架的接觸載荷匹配設計方法是正確的，可得到準確可靠的接觸載荷匹配設計值，確保板簧滿足漸變剛度、懸架偏頻和車輛行駛平順性的設計要求，同時，滿足板簧應力強度、懸架可靠性及車輛行駛安全性的設計要求，為非等偏頻一級漸變剛度板簧設計及CAD軟件開發(fā)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(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是非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架的接觸載荷匹配設計流程圖；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。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：某非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架的寬度b＝63mm，許用應力[σ]＝430MPa。騎馬螺栓夾緊距的一半L0＝50mm。主副簧的總片數N＝n+m＝5，其中，主簧片數n＝3，各片主簧的厚度h1＝h2＝h3＝8mm，首片主簧的一半作用長度L1t＝525mm，一半夾緊長度L1＝L1t-L0/2＝500mm。副簧片數m＝2片，各片副簧的厚度hA1＝hA2＝13mm?？蛰d載荷P0＝1715N，額定載荷PN＝7227N。根據各片主簧和副簧的結構參數，空載載荷P0、額定載荷PN及許用應力，對該非等偏頻一級漸變剛度板簧的開始接觸載荷和完全接觸載荷進行匹配設計。本發(fā)明實例所提供的非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架的接觸載荷匹配設計方法，其匹配設計流程如圖1所示，具體匹配設計步驟如下：(1)主簧的根部重疊部分等效厚度hMe和完全接觸之前的主簧最大厚度系數khkmax的計算：I步驟：主簧根部重疊部分的等效厚度hMe的計算根據主簧片數n＝3,各片主簧的厚度hi＝8mm，i＝1,2,…,n，對主簧根部重疊部分的等效厚度hMe進行計算，即II步驟：主簧的最大厚度板簧的厚度hmax的確定根據主簧片數n＝3,各片主簧的厚度hi＝8mm，i＝1,2,…,n，確定主簧的最大厚度板簧的厚度hmax，即hmax＝max(hi)＝8mm；III步驟：完全接觸之前的主簧最大厚度系數khkmax的計算根據I步驟中計算所得到的hMe＝11.5mm，II步驟中所確定的hmax＝8mm，對完全接觸之前的主簧最大厚度系數khkmax進行計算，即(2)主副簧的根部重疊部分總等效厚度hMAe和完全接觸之后的主簧最大厚度系數khwmax的計算：A步驟：主副簧的根部重疊部分的等效厚度hMAe的計算根據副簧片數m＝2，各片副簧的厚度hAj＝13mm，j＝1,2,…,m，I步驟中計算得到的hMe＝11.5mm，對完全接觸之后的主副簧根部重疊部分的等效厚度hMAe進行計算，即B步驟：完全接觸之后的主簧最大厚度系數khwmax的計算根據II步驟中所確定的hmax＝8mm，A步驟中計算所得到的hMAe＝18.1mm,，對完全接觸之后的主簧最大厚度系數khwmax的計算，即(3)非等偏頻一級漸變剛度板簧的最大開始接觸載荷Pkmax的計算：根據非等偏頻一級漸變剛度板簧的寬度b＝63mm，許用應力[σ]＝430MPa；首片主簧的一半夾緊長度L1＝500mm，額定載荷PN＝7227N，步驟(1)中計算得到的hMe＝11.5mm和khkmax＝0.6934，步驟(2)中計算得到的hMAe＝18.1mm和khwmax＝0.442，對最大開始接觸載荷Pkmax進行計算，即(4)非等偏頻一級漸變剛度板簧的開始接觸載荷Pk優(yōu)化匹配設計：根據空載載荷P0＝1715N，步驟(3)中計算得到的Pkmax＝2153.2N，對該非等偏頻一級漸變剛度板簧的開始接觸載荷Pk進行優(yōu)化匹配設計，即：Pk＝P0+0.618(Pkmax-P0)＝1985.8N。(5)非等偏頻一級漸變剛度板簧的完全接觸載荷Pw優(yōu)化匹配設計：根據額定載荷PN＝7227N，步驟(4)中優(yōu)化匹配設計得到的Pk＝1985.8N，對該非等偏頻一級漸變剛度板簧的完全接觸載荷Pw進行優(yōu)化匹配設計，即該一級漸變剛度板簧所受的空載載荷P0、額定載荷PN、及優(yōu)化匹配設計所得到的開始接觸載荷Pk和完全接觸載荷Pw的具體數值，如下表1所示。表1該一級漸變剛度板簧所受載荷及接觸載荷的具體數值空載載荷P0/N開始接觸載荷Pk/N完全接觸載荷Pw/N額定載荷PN/N17151985.8N3788.4N7227N通過樣機加載撓度和應力試驗及車輛行駛平順性試驗可知，本發(fā)明所提供的非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架接觸載荷的匹配設計方法是正確的，為非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架設計奠定了可靠的技術基礎。利用該方法可得到可靠的開始接觸載荷Pk和完全接觸載荷Pw設計值，提高非等偏頻一級漸變剛度板簧懸架的設計水平、質量和性能，滿足板簧漸變剛度、應力強度、懸架偏頻及車輛行駛平順性和安全性的設計要求；同時，降低設計及試驗費用，加快產品開發(fā)速度。當前第1頁1 2 3