王超，鄭東利，李恩光，王江鵬，董銘

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輕量化鋼板彈簧的設計與分析

王超，鄭東利，李恩光，王江鵬，董銘

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

文章基于用戶對重卡輕量化的需求，介紹了一種在不影響安全性能情況下的輕量化懸架的設計分析，對設計方案進行CAE分析和試驗驗證，確保輕量化懸架在自重輕的情況下滿足使用強度滿足要求。

重卡；輕量；懸架

前言

隨著國家節(jié)能、環(huán)保安全性能要求的提高，運輸行業(yè)模式的轉(zhuǎn)變，輕量化技術研究與應用已成各大重型卡車整車廠家的競爭優(yōu)勢。目前重型卡車整車廠家生產(chǎn)模式基本以外購發(fā)動機、變速器、車橋及自制駕駛室、車架、板簧、連接件等相關附件為主。外購件一般受制于國家產(chǎn)品一致性3C認證體系，而自制件如車架、板簧、連接件等關鍵部件的業(yè)輕量化研究與應用成為整車廠家的核心競爭力。

1 板簧懸架輕量化設計分析

1.1 設計目的

基于整車的輕量化需求對某重型商用車前懸架進行輕量化設計，達到輕量化效果40%以上的目標。原板簧106.5kg，共計14片，具體性能要求見清單列表1。

表1 具體性能要求清單

1.2 確定設計變量

①設計參數(shù)主要包括鋼板彈簧片寬度B，片數(shù)n，簧片的基本形狀尺寸，h1，h2， l1， l3，l共7個，由于本章的設計研發(fā)背景是在原有車型基礎上進行優(yōu)化設計，所以板簧片寬度B已確定，I3,與加緊矩有關，可預先確定（也可以將加緊矩作為約束條件將I3,作為設計變量）；由于是少片鋼板彈簧，因此n一般不大于4，只有1、2、3、4幾種選擇，所以在優(yōu)化過程中可以將其設置為設計常重[4]。

②目標函數(shù)：因本章設計目標是要實現(xiàn)輕量化，所以是以質(zhì)量最小為設計優(yōu)化的目標，如公式（2）

③約束條件：鋼板彈簧的卷耳在制動和啟動的時候，受到的應力最大，而其應力的大小取決于卷耳的半徑和卷耳根部的厚度，為了保證卷耳有足夠的強度，又要保證與現(xiàn)有車輛的通用，要求端部厚度大于計算出的最小允許厚度h1。h1可以按照汽車設計的方法計算獲得，計算方法見式（3），許用應力一般取350MPa。

按照4-31中計算出的h1建立約束一見（4）

為了保證淬透性，選用50CrV4，材料的淬火厚度一般不大于17mm，板簧中部厚度不能超過h2，h2=17mm，得到第二個約束條件。

本次開發(fā)是在原有車型上進行，所以鋼板彈簧的長度只能在滿足現(xiàn)有的布置空間的條件下進行設計，現(xiàn)有板簧長度用l表示，可以得到第三個約束條件。

為了保證平順性，滿足要求的滿載隔振率，所以剛度誤差應小于它的許用值：

最后，為了保證板簧強度，在極限工況下的最大工作應力必須要求小于材料的強度極限，本文所使用的材料抗拉強度極限[σ]=1274MPa。

1.3 設計計算

根據(jù)邊界條件確定幾何尺寸并完成圖紙草繪見圖1，圖2。并選用材料50CrV4，屈服強度δs≥1127MPa，抗拉強度δb≥1274MPa，伸長率δ5（%）≥10，斷面收縮率ψ（%）≥40。

圖1 板簧結構尺寸圖

產(chǎn)品片型設計，見圖2。

圖2 單片片型設計

夾緊時的滿載應力計算：

式中P=29970N，b=90mm，kp=0.9，n=2。

1.4 有限元分析

對新設計板簧進行自由狀態(tài)和滿載狀態(tài)的應力分布CAE仿真分析，應力云圖分別見圖3。對設計進行初步的校核，滿載狀態(tài)下應力應不大于850MPa。

圖3 自由狀態(tài)滿載應力分布

圖4 夾緊狀態(tài)滿載應力分布

圖5 夾緊狀態(tài)下滿載應力分布表

經(jīng)CAE校核新產(chǎn)品基本滿足使用需求，重量58kg，相對原設計的106kg，降重45.3%，滿足指標要求。

2 試驗驗證

2.1 試驗樣品制作

因樣品用來做性能測試及疲勞實驗，所以樣品未進行鉚卡子、電泳及總成噴漆。外形結構見圖6。

圖6 板簧樣件

2.2 性能試驗

圖7 前簧剛度數(shù)據(jù)

圖8 夾緊工裝

圖9 整體裝機狀態(tài)

主要考量夾緊剛度試驗，設計要求加緊剛度為320±27（N/mm）檢測儀器、量具：30T四立柱電液伺服試驗臺、游標卡尺、點溫計測試結果見圖7，工裝設備和整體夾裝見圖8和圖9。

2.3 疲勞試驗

試驗加載和約束條件：

預壓變形量fmin=26.42mm ；

最大變形量fmax=118.23mm；

振幅A=45.91mm；

夾緊力矩：270N.m

要求：按GB/T19844-2005 鋼板彈簧中疲勞壽命不小于8萬次。

試驗運行到110264次，檢查各簧片完好。

圖10 疲勞試驗斷裂次數(shù)記錄

圖11 疲勞試驗153285次時斷裂位置

當試驗運行到153285次時出現(xiàn)斷裂，見圖10。記錄斷裂位置在第一片的距中心孔680mm處，歷時1601分鐘。疲勞試驗首次斷裂位置見圖11，斷裂區(qū)域在板簧變形過渡區(qū)域。

觀察圖12疲勞斷口發(fā)現(xiàn)，裂紋擴展區(qū)域圖呈階梯鋸齒狀，屬于交變應力狀態(tài)下韌性斷裂，沒有出現(xiàn)應力過渡集中造成的脆性斷裂。

圖12 斷口形態(tài)

根據(jù)有限元分析的應力分布圖表可以看出，夾緊狀態(tài)滿載情況下，第一片簧片的應力最大值在距中心孔640-700mm的范圍內(nèi)，即簧片壓彎位置；第二片簧片的應力最大值在距中心孔130-600mm的范圍內(nèi)，即簧片的軋制的弧線段。實驗中第一架簧斷裂位置是第二片距中心孔350mm處，處于應力最大范圍內(nèi)，斷裂位置是第一片距中心孔680mm處，正是簧片壓彎位置，所以斷裂位置與理論是相符合的，斷裂均屬于正常疲勞斷裂。

3 總結

文章重點對懸架系統(tǒng)板簧輕量化的設計方法進行論述，省略了偏頻、平順性計算環(huán)節(jié)，主要是在承載能力不降低的基礎上，進行變截面鋼板彈簧進行設計計算、仿真校核、臺架性能試驗、臺架疲勞可靠性試驗進行考量驗證，以本章舉例單車降重可達到降重96公斤（單前軸，雙側(cè)兩幅板簧），降重比例45.3%，達到很好的降重效果。

[1] 譚繼錦,張代勝.汽車結構有限元分析[M].北京:清華大學出版社.2009.

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[3] 陳明,周城.某型號摩托車車架有限元分析[J].裝備制造技術,2012 (7):43-45.

[4] 張文博.重型商用汽車車架輕量化設計[J].汽車實用技術,2012 (9): 18-22.

Design and Analysis of Lightweight suspension

Wang Chao, Zheng Dongli, Li Enguang, Wang Jiangpeng, Dong Ming

( Shaanxi Heavy Duty Automobile Co., Shaanxi Xi'an 710200 )

In this paper, based on the user's demand for lightweight the design and analysis of a lightweight suspension without affecting the safety performance are introduced, and the design scheme is analyzed by CAE and tested to ensure that the lightweight suspension meets the requirements of using strength under the condition of lightweight.

heavy-duty truck; Lightweight;suspension

U462

A

1671-7988(2018)21-220-03

U462

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王超，畢業(yè)于吉林大學車輛工程專業(yè)，本科生學歷，現(xiàn)就職于陜西重型汽車有限公司汽車工程研究院，從事產(chǎn)品設計與技術管理工作。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.21.074