汽车钢板弹簧的纵扭强度校核8081.docx

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1、汽车钢板板弹簧的的纵扭强强度校核核东风汽车车工程研研究院 陈耀明明20055年111月 目 录前言（22-4） 1、 动态轴荷荷（5-11）1）最强强制动时时的轴荷荷（5-8）2）倒车车制动时时的轴荷荷（8-10）3）最大大驱动工工况的轴轴荷 （110-111）2、 簧载负荷荷（111）3、 板簧承受受的纵扭扭力矩（111-112）4、 板簧根部部的纵扭扭应力（112）5、 卷耳应力力（122-133）前言在汽车钢钢板弹簧簧设计阶阶段，必必须对其其强度进进行校核核计算。其其中，要要特别注注意对其其纵扭强强度进行行校核，才才能保证证所设计计板簧的的可靠性性。纵扭强度度校核的的极限工工况应取取最强

2、制制动工况况，对于于后钢板板弹簧，应应取倒车车时的最最强制动动。当计计算这些些工况的的受力情情况时，首首先要求求出轴荷荷转移后后的动态态轴荷分分布。根根据动态态轴荷和和路面附附着情况况，进一一步算出出制动力力和力矩矩。最后后按动轴轴荷和制制动力来来校核板板簧根部部和卷耳耳应力。对对于驱动动桥，必必要时也也应计算算最强驱驱动时的的动态轴轴荷和驱驱动力，进进而校核核板簧根根部和卷卷耳的应应力。许多教科科书都推推荐用轴轴荷转移移系数来来计算动动态轴荷荷（即转转移后的的轴荷），例如，制动时前轴荷转移系数，货车取，轿车；驱动时后轴荷转移系数，货车取，轿车。这种方法不够严谨，取值范围太大，令人无所适从。不

3、能反映各个具体车型各相关参数的差异，因而是不可取的。本文推荐荐按照具具体车型型的实际际参数和和附着条条件来计计算轴荷荷转移和和制动力力，并以以制动器器所能达达到的制制动力矩矩来核对对极限值值，从而而使应力力核算比比较接近近实际值值。设计计要点是是：1）按照照实际车车型的轴轴距、重重心高度度、重心心至前轴轴距离以以及汽车车总质量量等，根根据平衡衡条件，求求动态轴轴荷。2）对于于三轴以以上的多多轴车，属属超静定定问题，还还要根据据悬架的的关联情情况，列列出相关关车轴的的关联方方程式。若若是非关关联悬架架，可按按变形一一致原理理来导出出相关轴轴的附加加方程式式。本文文只叙述述双轴汽汽车，有有关多轴轴

4、汽车的的轴荷计计算可参参阅有关关专门论论著。3）制动动时的最最大制动动力大小小和附着着状态有有密切关关系。对对于采用用ABSS系统的的制动系系，当制制动器制制动力足足够大时时，前、后后轮胎都都不抱死死，轮胎胎与地面面的滑移移率处于于最佳状状态，附附着力达达到最大大，即所所谓压印印状况，可用附着系数乘以轴荷来计算最大制动力。对于没有ABS装置的制动系，抱死状况取决于该系统的同步附着系数以及制动时轮胎与路面的附着系数。若同步附着系数小于路面附着系数，当制动器制动力不大时，前、后轮胎都不会拖滑。当制动力加大到一定程度后，后轮先拖滑，达到最大附着，但前轮并未达到最强制动。令制动器制动力再继续加大，这时

5、后轮滑移率变大，直至抱死，其附着力即最大制动力要比压印时下降15-20%，称为拖印。与此同时，前制动器制动力相应增大，当轮胎滑移率达到最佳时，附着力即制动力达到最大也就是压印状态。前轮最大制动力可用附着系数乘以动态轴荷来计算。这时应是整车制动最强的时候，尽管这时因后轴荷更多往前转移致使后制动力更小一些。如果还可以继续加大制动器的制动力，就会使前轮也抱死拖印，这时整车制动力反而变小。后轮先抱死的工况属不稳定工况，汽车会发生侧滑甩尾。若同步附附着系数数大于路路面附着着系数，则则相反。当当制动器器制动力力达到一一定程度度后，前前轮先抱抱死（拖拖印），附附着力即即最大制制动力要要下降，而而后轮不不抱死

6、（压压印），附附着力达达到最大大，也就就是最强强制动工工况。前前轮先抱抱死属稳稳定工况况，但失失去转向向能力。具体车型型的同步步附着系系数，当当载荷一一定时是是不变的的，而路路面附着着系数是是变化的的，所以以是前轮轮或后轮轮哪个先先抱死，取取决于路路面状况况。当路路面附着着系数恰恰好等于于同步附附着系数数，前、后后轮同时时抱死，所所以才叫叫“同步”。当然然，进行行强度校校核时，要要取比较较大的路路面附着着系数，例例如，取取，一般般以为界界来判断断前、后后轮的抱抱死状况况。4）最强强制动时时，由于于轴荷往往前转移移，后轴轴制动力力受附着着力限制制不可能能很大，后后板簧的的纵扭和和卷耳应应力也不不

7、大。但但在使用用中却出出现有不不正常断断裂问题题，经测测试，发发现制动动过程中中的瞬态态制动力力仍很大大。本文文建议用用倒车制制动来校校核后板板簧的纵纵扭和卷卷耳应力力。虽然然实际使使用中出出现的频频次不多多，但这这样才能能保证设设计是稳稳妥可靠靠的。5）对于于同步附附着系数数很小的的汽车，前前制动器器的最大大制动力力很小，达达不到压压印的力力矩，这这时，应应该按制制动器的的最大力力矩来校校核前簧簧强度。当当然，同同步附着着系数很很大的汽汽车，倒倒车时后后制动器器也可能能有类似似情况。6）对于于后板簧簧，往往往还要以以最大驱驱动时的的驱动力力来核算算其纵扭扭应力和和卷耳应应力，一一般都比比倒车

8、制制动工况况的应力力要小。经过多年年的实践践，证明明在设计计板簧时时，除了了必要的的核算比比应力、平平均静应应力、极极限应力力外，还还要按上上述方法法，核算算纵扭应应力和卷卷耳应力力。在满满足推荐荐值的条条件下，才才可以保保证该设设计十分分可靠。1、 动态轴荷荷1） 最强制动动时的轴轴荷 按平平衡条件件，见图图1：，-（11），-（22），-（33） 而而静态时时，-（44） 式式中：重重心处总总惯性力力前轮制动动力（双双边）后轮制动动力（双双边）前轴静负负荷转移后的的前轴负负荷转移后的的后轴负负荷汽车总质质量轴距重心至前前轴距离离重心离地地高轮胎对地地面附着着系数（1） 同步附着着系数小小于

9、路面面附着系系数，最最强制动动时前轮轮压印，后后轮拖印印（抱死死），这这时后轮轮附着能能力降低低20%，即：-（55）-（66） 将式式（4）、（55）、（66）代入入（1）、（22）、（33），解解出：-（77） 代代入式（22）可求求到，将将、代入式式（5）、（66），再再代入式式（1），可可求到前前、后及及总的制制动力。（2） 装用ABBS制动动系统，最最强制动动时前、后后轮均压压印，附附着能力力全部可可利用，这这时：-（88） 将式式（4）、（55）、（88）代入入（1）、（22）、（33），解解出：-（99） 同样样，利用用相关公公式可求求到及、及。（3） 若同步附附着系数数大于路路

10、面附着着系数，最最强制动动时前轮轮拖印（抱抱死），附附着能力力下降220%，而而后轮压压印，汽汽车可保保持直线线行驶，这这时：-（110） 将式式（4）、（110）、（88）代入入（1）、（22）、（33），解解出：-（111） 同样样，利用用式（22）、（110）、（88）及（11），可可求出、及。（4） 若同步附附着系数数特别小小，以致致前制动动器的制制动力不不足以使使前轮压压印，这这时，应应按前轮轮最大制制动力矩矩来进行行校核：-（112） 式中中：前制制动器最最大制动动力力矩矩（单边边）前轮静力力半径 将式式（4）、（112）、（66）代入入式（11）、（22）、（33），解解出：-（

11、113） 以上上公式（77）、（99）、（111）、（113）用用来计算算制动时时的动态态前轴荷荷，要根根据是否否装用AABS、同同步附着着系数的的大小以以及制动动器力矩矩的大小小来选择择相应的的工况。2） 倒车制动动时的轴轴荷 从图图2，根根据平衡衡条件：，-（11），-（22），-（114） 静态态时， -（44）（1） 采用ABBS系统统，前、后后轮均压压印，这这时：-（5） -（88）将式（44）、（55）、（88）代入入（1）、（22）、（114），解解出：-（155）-（166）（2） 若同步附附着系数数（向前前）稍大大，这时时前轮拖拖印，后后轮压印印，即：-（110）-（88）

12、将将式（44）、（110）、（88）代入入（1）、（22）、（114），解解出：-（117）-（118）（3） 若同步步附着系系数（向向前）设设计得很很小，倒倒车时仍仍是后轮轮拖印， 前轮压压印，即即：-（55）-（66） 将式（44）、（55）、（66）代入入（1）、（22）、（114），解解出：-（199） -（220）式（166）、（118）、（220）用用来校核核倒车制制动时的的动态后后轴荷，要要根据是是否采用用ABSS或同步步附着系系数的大大小来确确定运用用的公式式。倒车车最强制制动工况况不常发发生，但但却是最最稳妥的的校核方方法。3） 最大驱动动工况的的轴荷作用在驱驱动轮接接地点的

13、的最大驱驱动力：-（211）式中 最大驱驱动力（双双边）发动机输输出扭矩矩变速器头头档速比比主减速器器速比效率，可可取0.85轮胎静力力半径从图3，根根据平衡衡条件：，-（22），-（222）又静态时时，-（44）将式（44）代入入式（222）,解出：-（233）代入式（22），得得：-（244）式中 后轴静静负荷从上述计计算结果果，可很很容易地地导出各各具体车车型，具具体工况况下的轴轴荷转移移系数，即即：，。2、 簧载负荷荷若不考虑虑非簧载载质量的的负荷转转移，则则轴荷转转移后的的簧载负负荷为：-（255） 式式中 相应车车轴转移移后的簧簧载负荷荷相应车轴轴转移后后的轴荷荷相应车轴轴的非簧簧

14、载质量量3、 板簧承受受的纵扭扭力矩将作用在在地面上上的制动动力（或）或驱驱动力对对相应车车轴的板板簧主片片取矩，即即为板簧簧承受的的纵扭力力矩： -（226）式中 板簧承承受的纵纵扭力矩矩（单边边）相应车轴轴的制动动力（驱驱动力），双双边，由由转移后后的轴荷荷与附着着系数求求得，或或由制动动器最大大制动力力矩确定定（驱动动力由发发动机扭扭矩及相相关参数数确定）主片上表表面离地地高度4、 板簧根部部的纵扭扭应力应核算UU型螺栓栓位置的的根部总总弯曲应应力，它它由纵扭扭力矩和和转移后后弹簧负负荷所产产生的应应力所合合成。假假设纵扭扭力矩均均匀地分分摊到板板簧前、后后端，按按共同曲曲率的方方法计算

15、算根部平平均应力力为：-（227）式中 计算长长度，取取板簧名名义长度度减去UU形螺栓栓跨距，即即板簧根部部总断面面系数 纵纵扭应力力一般都都很高，但但发生的的次数不不多。许许用值取取材料的的屈服限限（约1125000的995%即即可（约约118875。5、 卷耳应力力利用上文文求到的的纵向力力或或，还应应进一步步校核卷卷耳强度度。卷耳耳应力由由弯曲应应力和拉拉（压）应应力合成成，即：-（288） 式式中 卷耳孔孔半径（衬衬套外径径）主片中性性层至衬衬套外径径的距离离主片卷耳耳处受拉拉面的断断面系数数主片断面面积 应根根据纵向向力（或或）的方方向以及及固定端端前、后后置的状状况来判判断弯曲曲拉应力力最大值值的断面面位置；同时判判断与弯弯曲拉应应力叠加加的是拉拉应力或或压应力力，从而而确定式式（288）中的的正、负负号，见见图4。卷耳应力力的许用用值推荐荐35000，随随着板簧簧材料和和工艺的的进步，许许用值可可以有所所提高，达达4000左右。12