基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧接觸載荷調整設計法的製作方法
2023-07-05 16:13:16
本發明涉及車輛懸架鋼板彈簧，特別是基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧接觸載荷調整設計法。
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，可將原一級漸變剛度板簧的主簧拆分為兩級主簧，即兩級主簧式漸變剛度板簧；同時，為了確保主簧的應力強度，通常通過第一級主簧、第二級主簧和副簧的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，即給次接觸載荷適當提前，從而降低第一級主簧的應力，即兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧，其中，懸架系統在不同載荷下的偏頻特性不僅與各片板簧的結構、夾緊剛度及載荷有關，而且與各次接觸載荷及漸變夾緊剛度有關，並且影響車輛行駛平順性和安全性。對給定設計結構的兩級主簧式非等偏頻漸變剛度板簧是否滿足懸架偏頻設計要求，需要根據結構及載荷對懸架系統偏頻特性進行仿真驗證，並在此基礎上以懸架漸變偏頻設計要求值為目標，對各次接觸載荷進行調整設計。然而，由於受兩級主簧式非等偏頻漸變剛度板簧的漸變夾緊剛度和接觸載荷及懸架偏頻仿真計算問題的制約，先前一直未能給出基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧接觸載荷調整設計法，因此，不能滿足車輛行業快速發展及懸架彈簧現代化CAD設計要求。隨著車輛行駛速度及其對平順性要求的不斷提高，對漸變剛度板簧懸架系統提出了更高要求，因此，必須建立一種精確、可靠的基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧接觸載荷調整設計法，為兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧懸架系統設計及CAD軟體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懸架系統的設計水平和性能及車輛行駛平順性；同時，降低設計及試驗費用，夾緊快產品開發速度。
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、可靠的基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧接觸載荷調整設計法，調整設計流程如圖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。採用兩級主簧，並通過第一級主簧1、第二級主簧2和副簧的初始切線弧高HgM10、HgM20和HgA0，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δM12和δMA，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。板簧的一半跨度等於第一級主簧首片的一半作用長度L11T，騎馬螺栓夾緊距的一半為L0，寬度為b，彈性模量為E。第一級主簧1的片數為n1，第一級主簧各片的厚度為h1i，一半作用長度為L1iT，一半夾緊長度L1i＝L1iT-L0/2，i＝1,2,…,n1。第二級主簧2的片數為n2，第二級主簧各片的厚度為h2j，一半作用長度為L2jT，一半夾緊長度L2j＝L2jT-L0/2，j＝1,2,…,n2。副簧3的片數為m，各片副簧的厚度為hAk，一半作用長度為LAkT，一半夾緊長度LAk＝LAkT-L0/2，k＝1,2,…,m。第一級主簧的夾緊剛度為KM1，第一級和第二級主簧的複合夾緊剛度為KM2，主副簧的總複合夾緊剛度為KMA。根據各片板簧的結構參數，彈性模量，騎馬螺栓夾緊距，初始切線弧高，空載載荷和額定載荷，在接觸載荷仿真計算的基礎上，以懸架漸變偏頻設計要求值為目標，對兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧懸架的接觸載荷進行調整設計。
為解決上述技術問題，本發明所提供的基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧接觸載荷調整設計法，其特徵在於採用以下調整設計步驟：
(1)兩級主簧式非等偏頻漸變剛度板簧的各級板簧初始曲率半徑的計算：
I步驟：第一級主簧末片下表面初始曲率半徑RM10b計算
根據第一級主簧片數n1，第一級主簧各片的厚度h1i，i＝1,2,…,n1；第一級主簧首片的一半夾緊長度L11，第一級主簧初始切線弧高HgM10，對第一級主簧末片下表面初始曲率半徑RM10b進行計算，即
II步驟：第二級主簧首片上表面初始曲率半徑RM20a計算
根據第二級主簧首片的一半夾緊長度L21，第二級主簧初始切線弧高HgM20，對第二級主簧末片上表面初始曲率半徑RM20a進行計算，即
III步驟：第二級主簧末片下表面初始曲率半徑RM20b計算
根據第二級主簧片數n2，第二級主簧各片的厚度h2j，j＝1,2,…,n2；II步驟中計算得到的RM20a，對第二級主簧末片下表面初始曲率半徑RM20b進行計算，即
IV步驟：副簧首片上表面的曲率半徑RA0a計算
根據副簧首片的一半夾緊長度LA1，副簧的初始切線弧高HgA0，對副簧末片上表面初始曲率半徑RA0a進行計算，即
(2)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的各次接觸載荷Pk1、Pk2和Pw2的仿真計算：
A步驟：第1次開始接觸載荷Pk1的仿真計算
根據兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的寬度b，彈性模量E；第一級主簧片數n1，第一級主簧各片的厚度h1i，i＝1,2,…,n1，第一級主簧首片的一半夾緊跨長度L11，步驟(1)中計算得到的RM10b和RM20a，對第1次開始接觸載荷Pk1進行仿真計算，即
式中，hM1e為第一級主簧的根部重疊部分的等效厚度，
B步驟：第2次開始接觸載荷Pk2的仿真計算
根據兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的寬度b，彈性模量E；第一級主簧首片的一半夾緊跨長度L11，第二級主簧片數n2，第二級主簧各片的厚度h2j，j＝1,2,…,n2；及A步驟中仿真計算得到的Pk1，對第2次開始接觸載荷Pk2進行仿真計算，即
式中，hM2e為第一級主簧與第二級主簧的根部重疊部分的等效厚度
C步驟：第2次完全接觸載荷Pw2的仿真計算
根據A步驟中仿真計算得到的Pk1，B步驟中仿真計算得到的Pk2，對第2次完全接觸載荷Pw2進行驗算，即
(3)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧懸架系統的偏頻特性的仿真計算：
根據第一級主簧的夾緊剛度KM1，主副簧的總複合夾緊剛度KMA，空載載荷P0，額定載荷PN；步驟(2)中所仿真計算得到的Pk1、Pk2和Pw2，及步驟(3)中仿真計算得到的KkwP1和KkwP2，對兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧懸架系統在不同載荷下的偏頻特性進行仿真計算，即
式中，g為重力加速度，g＝9.8m/s2。
(4)基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧的各次接觸載荷的調整設計：
根據步驟(3)中仿真計算所得到的在第1次接觸載荷、第2次開始接觸載荷和第2次完全接觸載荷下的懸架偏頻f0k1、f0k2和f0w2值，與設計要求值f0I進行比較；如果懸架偏頻仿真計算值f0k1、f0k2和f0w2高於設計要求值f0I，可根據第一級主簧的夾緊剛度KM1，第一級和第二級主簧的複合夾緊剛度KM2，主副簧的總複合夾緊剛度KMA，以懸架偏頻設計要求值f0I為目標，對第各次接觸載荷進行調整設計，即
本發明比現有技術具有的優點
由於受兩級主簧式非等偏頻漸變剛度板簧的漸變夾緊剛度和接觸載荷仿真計算的制約，先前一直未能給出基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧接觸載荷調整設計法，因此，不能滿足車輛行業快速發展及懸架彈簧現代化CAD設計要求。本發明可根據各片第一級和第二級主簧及副簧的結構參數，彈性模量，騎馬螺栓夾緊距，初始切線弧高，各級夾緊剛度，空載載荷和額定載荷，在各次接觸載荷和懸架偏頻仿真計算的基礎上，以懸架偏頻設計要求值為目標，對兩級主簧式漸變剛度板簧的各次接觸載荷進行調整設計。通過樣機的車輛行駛平順性試驗可知，本發明所提供的基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧接觸載荷調整設計法是正確的，為兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧懸架系統設計及CAD軟體開發奠定了可靠的技術基礎。利用該方法可得到可靠的接觸載荷調整設計值，確保偏頻特性滿足懸架系統設計要求，提高兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧懸架系統的設計水平、性能及車輛行駛平順性；同時，降低設計及試驗測試費，夾緊快產品開發速度。
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是基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧接觸載荷調整設計流程圖；
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；
圖3是實施例的接觸載荷調整之前的兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧懸架系統的偏頻特性曲線；
圖4是實施例的接觸載荷調整之後的兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧懸架系統的偏頻特性曲線。
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，彈性模量E＝200GPa，額定載荷PN＝7227N。第一級主簧片數n1＝2，厚度h11＝h12＝8mm，第一級主簧首片的一半作用長度L11T＝525mm，一半夾緊長度L11＝L11T-L0/2＝500mm。第二級主簧片數n2＝1，厚度h21＝8mm，第二級主簧首片的一半作用長度L21T＝700mm，一半夾緊長度L21＝L21T-L0/2＝325mm。副簧片數m＝2，各片副簧的厚度hA1＝hA2＝13mm；副簧首片的一半作用長度LA1T＝250mm，一半夾緊長度為LA1＝LA1T-L0/2＝225mm。第一級主簧的初始切線弧高設計值HgM10＝103.7mm，第二級主簧的初始切線弧高HgM20＝18.8mm，副簧的初始切線弧高HgA0＝6mm。第一級主簧的夾緊剛度KM1＝51.43N/mm，第一級與第二級主簧的複合夾緊剛度KM2＝75.4N/mm，主副簧的總複合夾緊剛度KMA＝172.9N/mm。懸架系統的漸變偏頻設計要求值f0I＝3.0Hz，空載載荷P0＝1715N，額定載荷PN＝7227N。根據各片第一級和第二級主簧及副簧的結構參數，彈性模量，騎馬螺栓夾緊距，初始切線弧高，各級夾緊剛度，空載載荷和額定載荷，在各次接觸載荷和懸架偏頻仿真計算的基礎上，以懸架漸變偏頻設計要求值為目標，對該兩級主簧式漸變剛度板簧接觸載荷進行調整設計。
本發明實例所提供的基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧接觸載荷調整設計法，其調整設計流程如圖1所示，具體調整設計步驟如下：
(1)兩級主簧式非等偏頻漸變剛度板簧的各級板簧初始曲率半徑的計算：
I步驟：第一級主簧末片下表面初始曲率半徑RM10b計算
根據第一級主簧片數n1＝2，第一級主簧各片的厚度h11＝h12＝8mm，第一級主簧首片的一半夾緊長度L11＝500mm，第一級主簧初始切線弧高HgM10＝103.7mm，對第一級主簧末片下表面初始曲率半徑RM10b進行計算，即
II步驟：第二級主簧首片上表面初始曲率半徑RM20a計算
根據第二級主簧首片的一半夾緊長度L21＝325mm，第二級主簧的初始切線弧高HgM20＝18.8mm，對第二級主簧末片上表面初始曲率半徑RM20a進行計算，即
III步驟：第二級主簧末片下表面初始曲率半徑RM20b計算
根據第二級主簧片數n2＝1，厚度h21＝8mm；II步驟中計算得到的RM20a＝2818.6mm，對第二級主簧末片下表面初始曲率半徑RM20b進行計算，即
IV步驟：副簧首片上表面初始曲率半徑RA0a計算
根據副簧首片的一半夾緊長度LA1＝225mm，副簧的初始切線弧高HgA0＝6mm，對副簧末片上表面的曲率半徑RA0a進行計算，即
(2)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的各次接觸載荷Pk1、Pk2和Pw2的仿真計算：
A步驟：第1次開始接觸載荷Pk1的仿真計算
根據兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的寬度b＝63mm，彈性模量E＝200GPa；第一級主簧片數n1＝2，第一級主簧各片的厚度h11＝h12＝8mm，第一級主簧首片的一半夾緊跨長度L11＝500mm，步驟(1)中計算得到的RM10b＝1273.3mm和RM20a＝2818.6mm，對第1次開始接觸載荷Pk1進行仿真計算，即
式中，hM1e為第一級主簧的根部重疊部分的等效厚度，
B步驟：第2次開始接觸載荷Pk2的仿真計算
根據兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧的寬度b＝63mm，彈性模量E＝200GPa；第一級主簧首片的一半夾緊跨長度L11＝500mm；第二級主簧片數n2＝1，厚度h21＝8mm；步驟(1)中計算得到的RM20b＝2826.6mm和RA0a＝4221.8mm，及A步驟中仿真計算得到的Pk1＝1851N，對第2次開始接觸載荷Pk2進行仿真計算，即
式中，hM2e為第一級主簧與第二級主簧的根部重疊部分的等效厚度
C步驟：第2次完全接觸載荷Pw2的仿真計算
根據A步驟中仿真計算得到的Pk1＝1851N，B步驟中仿真計算得到的Pk2＝2606N，對第2次完全接觸載荷Pw2進行仿真計算，即
(3)兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧懸架系統的偏頻特性的仿真計算：
根據第一級主簧的夾緊剛度KM1＝51.43N/mm，主副簧的總複合夾緊剛度KMA＝172.9N/mm，懸架系統的空載載荷P0＝1715N，額定載荷PN＝7227N；步驟(2)中所仿真計算得到的Pk1＝1851N、Pk2＝2606N和Pw2＝3667N，對該兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧懸架系統在不同載荷下的偏頻特性進行仿真計算，即
式中，g為重力加速度，g＝9.8m/s2。
利用Matlab計算程序，仿真計算得到的該兩級主簧式非等偏頻型漸變剛度板簧在接觸載荷調整設計之前的懸架系統偏頻特性曲線，如圖3所示，其中，在Pk1、Pk2、Pw2和PN載荷下的懸架偏頻分別為f0k1＝2.63Hz，f0k2＝2.68Hz，f0w2＝3.42Hz，f0N＝2.43Hz，在各級漸變過程中，懸架系統偏頻f0隨載荷P而變化。
(4)基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧的接觸載荷的調整設計：
根據步驟(3)中仿真計算所得到的該兩級主簧式漸變剛度板簧懸架系統在接觸載荷下的偏頻特性值可知，在載荷Pw2下的懸架偏頻f0w2＝3.42Hz，高於設計要求值f0I＝3.0Hz，因此，根據兩級主簧式漸變剛度板簧的主副簧總的夾緊剛度KMA＝172.9N/mm，以懸架系統偏頻目標設計要求值f0I＝3.0Hz為目標，對第2次完全接觸載荷Pw2進行調整設計，即
第2次完全接觸載荷Pw2由先前的仿真計算值Pw2＝3667N，調整設計為Pw2＝4769N之後，利用Matlab計算程序，仿真計算得到的該兩級主簧式漸變剛度板簧懸架系統在接觸載荷調整設計之後的偏頻特性曲線，如圖4所示，其中，在第2次完全接觸時載荷Pw2下的懸架偏頻f0w2＝3.0Hz，滿足車輛行駛平順性的設計要求。
通過樣機的車輛行駛平順性試驗可知，本發明所提供的基於偏頻仿真的兩級主簧式漸變剛度板簧接觸載荷調整設計法是正確的，為基於偏頻仿真的接觸載荷調整設計提供了可靠的技術方法。利用該方法可確保滿足懸架偏頻的設計要求，提高產品設計水平和性能及車輛行駛平順性；同時，降低產品設計及試驗費，夾緊快開發速度。