10.16638/jki.1671-7988.2018.21.074
轻量化钢板弹簧的设计与分析
王超，郑东利，李恩光，王江鹏，董铭
（陕西重型汽车有限公司，陕西西安710200）
摘要：文章基于用户对重卡轻量化的需求，介绍了一种在不影响安全性能情况下的轻量化悬架的设计分析，对设计方案进行CAE分析和试验验证，确保轻量化悬架在自重轻的情况下满足使用强度满足要求。
关键词：重卡；轻量；悬架
中图分类号：U462 文献标识码：A 文章编号：1671-7988(2018)21-220-03
Design and Analysis of Lightweight suspension
Wang Chao, Zheng Dongli, Li Enguang, Wang Jiangpeng, Dong Ming
荷叶有什么作用( Shaanxi Heavy Duty Automobile Co., Shaanxi Xi'an 710200 )
Abstract: In this paper, bad on the ur'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.
学习的意义
Keywords: heavy-duty truck; Lightweight; suspension
CLC NO.: U462 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2018)21-220-03
前言
随着国家节能、环保安全性能要求的提高，运输行业模式的转变，轻量化技术研究与应用已成各大重型卡车整车厂家的竞争优势。目前重型卡车整车厂家生产模式基本以外购发动机、变速器、车桥及自制驾驶室、车架、板簧、连接件等相关附件为主。外购件一般受制于国家产品一致性3C认证体系，而自制件如车架、板簧、连接件等关键部件的业轻量化研究与应用成为整车厂家的核心竞争力。
1 板簧悬架轻量化设计分析
1.1 设计目的
基于整车的轻量化需求对某重型商用车前悬架进行轻量化设计，达到轻量化效果40%以上的目标。原板簧106.5kg，共计14片，具体性能要求见清单列表1。
表1 具体性能要求清单
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1.2 确定设计变量
头像男生成熟①设计参数主要包括钢板弹簧片宽度B，片数n，簧片的基本形状尺寸，h1，h2，l1，l3，l共7个，由于本章的设计研发背景是在原有车型基础上进行优化设计，所以板簧片宽度B已确定，I3，与加紧矩有关，可预先确定（也可以将加紧矩作为约束条件将I3，作为设计变量）；由于是少片钢板弹簧，因此n一般不大于4，只有1、2、3、4几种选择，所以在优化过程中可以将其设置为设计常重[4]。
（1）
②目标函数：因本章设计目标是要实现轻量化，所以是以质量最小为设计优化的目标，如公式（2）
（2）
③约束条件：钢板弹簧的卷耳在制动和启动的时候，受
作者简介：王超，毕业于吉林大学车辆工程专业，本科生学历，现就职于陕西重型汽车有限公司汽车工程研究院，从事产品设计与技术管理工作。
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王超 等：轻量化钢板弹簧的设计与分析
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到的应力最大，而其应力的大小取决于卷耳的半径和卷耳根部的厚度，为了保证卷耳有足够的强度，又要保证与现有车辆的通用，要求端部厚度大于计算出的最小允许厚度h 1。h 1可以按照汽车设计的方法计算获得，计算方法见式（3），σ许用应力一般取350MPa 。
（3）
按照4-31中计算出的h 1建立约束一见（4）
（4）
为了保证淬透性，选用50CrV4，材料的淬火厚度一般不大于17mm ，板簧中部厚度不能超过h 2，h 2=17mm ，得到第二个约束条件。
（5） 本次开发是在原有车型上进行，所以钢板弹簧的长度只能在满足现有的布置空间的条件下进行设计，现有板簧长度用l 表示，可以得到第三个约束条件。
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（6） 为了保证平顺性，满足要求的满载隔振率，所以刚度误差应小于它的许用值：
（7）
其中：
最后，为了保证板簧强度，在极限工况下的最大工作应力必须要求小于材料的强度极限，本文所使用的材料抗拉强度极限[σ]=1274MPa 。
（8）
1.3 设计计算
根据边界条件确定几何尺寸并完成图纸草绘见图1，图2。并选用材料50CrV4，屈服强度δs ≥1127MPa ，抗拉强度
扣舷而歌之δb ≥1274MPa ，伸长率δ5（%）≥10，断面收缩率ψ（%）≥40。
图1 板簧结构尺寸图
产品片型设计，见图2。
图2 单片片型设计
夹紧时的满载应力计算：
（9）
式中P=29970N ，b=90mm ，kp=0.9，n=2。 1.4 有限元分析
对新设计板簧进行自由状态和满载状态的应力分布CAE 仿真分析，应力云图分别见图3。对设计进行初步的校核，满载状态下应力应不大于850MPa 。
图3 自由状态满载应力分布
图4 夹紧状态满载应力分布
11到19的平方图5 夹紧状态下满载应力分布表 经CAE 校核新产品基本满足使用需求，重量58kg ，相对原设计的106kg ，降重45.3%，满足指标要求。
2 试验验证
2.1 试验样品制作
因样品用来做性能测试及疲劳实验，所以样品未进行铆卡子、电泳及总成喷漆。外形结构见图6。
图6 板簧样件
2.2 性能试验
图7 前簧刚度数据
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图8 夹紧工装
图9 整体装机状态
主要考量夹紧刚度试验，设计要求加紧刚度为320±27
（N/mm）检测仪器、量具：30T四立柱电液伺服试验台、游标卡尺、点温计测试结果见图7，工装设备和整体夹装见图8和图9。
2.3 疲劳试验
试验加载和约束条件：
预压变形量fmin=26.42mm ；
最大变形量fmax=118.23mm；
振幅A=45.91mm；
夹紧力矩：270N.m
要求：按GB/T19844-2005 钢板弹簧中疲劳寿命不小于8万次。
试验运行到110264次，检查各簧片完好。
图10 疲劳试验断裂次数记录
图11 疲劳试验153285次时断裂位置
当试验运行到153285次时出现断裂，见图10。记录断裂位置在第一片的距中心孔680mm处，历时1601分钟。疲劳试验首次断裂位置见图11，断裂区域在板簧变形过渡区域。
观察图12疲劳断口发现，裂纹扩展区域图呈阶梯锯齿状，属于交变应力状态下韧性断裂，没有出现应力过渡集中造成的脆性断裂。
图12 断口形态
根据有限元分析的应力分布图表可以看出，夹紧状态满载情况下，第一片簧片的应力最大值在距中心
孔640-700mm 的范围内，即簧片压弯位置；第二片簧片的应力最大值在距中心孔130-600mm的范围内，即簧片的轧制的弧线段。实验中第一架簧断裂位置是第二片距中心孔350mm处，处于应力最大范围内，断裂位置是第一片距中心孔680mm处，正是簧片压弯位置，所以断裂位置与理论是相符合的，断裂均属于正常疲劳断裂。
3 总结
文章重点对悬架系统板簧轻量化的设计方法进行论述，省略了偏频、平顺性计算环节，主要是在承载能力不降低的基础上，进行变截面钢板弹簧进行设计计算、仿真校核、台架性能试验、台架疲劳可靠性试验进行考量验证，以本章举例单车降重可达到降重96公斤（单前轴，双侧两幅板簧），降重比例45.3%，达到很好的降重效果。
参考文献
[1] 谭继锦，张代胜.汽车结构有限元分析[M].北京：清华大学出版
社.2009.
[2] 陈传增.基于Hypermesh有限元分析的桥壳轻量化设计[J].汽车实
用技术,2014(1):60-64.
[3] 陈明，周城.某型号摩托车车架有限元分析[J].装备制造技术,2012
(7):43-45.
[4] 张文博.重型商用汽车车架轻量化设计[J].汽车实用技术,2012 (9):
18-22.
