新工艺・新材料收稿日期:2000-03-09论变截面钢板弹簧在五菱汽车上的应用赵列平(柳州微型汽车厂,广西　柳州　545007)摘要:从理论上和实际应用上就变截面钢板弹簧在五菱汽车上的应用做了论述。

关键词:变截面钢板弹簧;应用;汽车中图分类号:U 463133+411　文献标识码:B 文章编号:1004-2148(2000)03-0047-04 近年来,许多国家从节能角度出发,力求使车辆轻量化。

汽车钢板弹簧是实现汽车轻量化的一个不可忽视的部件。

为减轻汽车钢板弹簧重量,改善汽车的行驶平顺性,国外许多汽车越来越多的开始采用由几片(甚至一片)纵向变截面弹簧组成的钢板弹簧。

这种弹簧不仅在小客车上而且在载重汽车上使用得也比较多。

目前,欧洲约有50%的大、中型载重汽车安装了变截面钢板弹簧,在美国,汽车钢板弹簧的产量约有30%是变截面钢板弹簧。

可见,变截面钢板弹簧在欧美等国家应用得已经比较普遍。

我国在变截面钢板弹簧上的研究和应用比欧美等国家要落后许多,近年来开始做过一些工作。

五菱汽车在这方面做了一些有益的尝试,并取得了令人满意的结果。

下面从理论上和实际应用上简略论述和总结变截面钢板弹簧的五菱汽车上的应用。

五菱L Z 111、L Z 111X 系列微型汽车前身是引进日本三菱公司80年代初的产品。

经过80年代末期的几年消化吸收及试制,90年代初开始批量生产。

刚批量生产的五菱L Z 111、L Z 111X 系列微型汽车几乎是三菱汽车的翻版,没有经过做外形或内部结构的改动。

刚开始,五菱汽车以它优美的外形、实用的性能和合理价格倾倒了大量用户,五菱汽车行情一路看好。

但随着时间的推移和用户品味的提高,用户对五菱汽车越来越不满意了。

其中突出的一点是L Z 111X 系列车(五菱高顶蓬)行驶平顺性和舒适性差,行驶噪音大,特别是坐在汽车后部。

用户是上帝。

针对上述质量信息,我们立即调查分析造成汽车行驶平顺性和舒适性差、行驶噪音大的各种可能原因。

经过大量的调查、试验分析,最后确定汽车后部的钢板弹簧是造成汽车行驶平顺性和舒适性差、行驶噪音大的主要因素。

主要矛盾找到了,如何解决这个矛盾是关键所在。

为此,从以下几个方面对钢板弹簧进行了分析研究:1　从设计方法及其形状结构分析 该钢板弹簧(以下简称板簧)形状结构如图1所示:图1 板簧叶片等厚,板簧各片除主片外,端部形状为矩形,它采用传统保守的锯齿形梁设计方法。

该设计方法较粗糙,其原理为将多片板簧的叶片按等效的原则展开成为等厚的单片梁,各片端部保持矩形形状,就形成了一根边缘为锯齿形的梁。

该板簧各片等效展开后就形成如图2所示的锯齿形单片梁。

此梁设计方法简单,形状结构简单,但注意到这种梁的断面惯性矩沿片长有突变,不能用一个连续的函数来表示。

因此,它的应力分布不均匀,易形成应力集中。

虽然这种板簧制造简单,但叶片端部形状为矩形,所以,片间压力较集中,使叶片间摩擦和磨损严重。

因叶片间摩擦为干摩擦,所以会产生较大的摩擦噪音。

同时,应力分布也较不均匀,74增加了自重。

图2　单片锯齿形梁2　从材料力学的角度对板簧进行满载静应力分析 满载静应力是衡量板簧性能的一个非常重要的指标。

该板簧的满载静应力应由以下公式算得: 主簧静应力Ρm =l m W m ×P 2+P 1Υ1+Υ 副簧静应力Ρa =l m W a ×Υ(P 2-P 1)1+Υ式中　l m 为板簧有效工作长度之半　l m =451mm W m 为主簧断面系数　W m =1080mm 3 W a 为副簧断面系数　W a =1000mm 3 P 1为副簧参加工作时的负荷之半　P 1=700N P 2为板簧满载负荷之半　P 2=1800N Υ为主簧惯性矩与副簧惯性矩之比Υ=11543 最后算得:主簧应力Ρm =47219N mm2 副簧静应力:Ρa =30111N mm2 按板簧行业推荐表面经喷丸处理后,满载静应力值Ρ静≤550N mm 2,由此看出,该板簧的满载静应力低于推荐值,设计应力有富余。

从材料力学的角度看,设计应力若提高10%,则可以节省材料20%左右。

从以上数据可知,该板簧的满载静应力值比推荐值低14%,留有提高设计应力的余地。

由于材料和工艺条件的不断完善,完全能做到这一点,这样就为板簧轻量化展现了广阔的前景。

3　从汽车行驶平顺性角度分析 板簧是悬架系统中一个非常重要的部件,它对汽车行驶平顺性有着举足轻重的影响。

从汽车理论中可知,汽车行驶平顺性的评价方法,通常是根据人体对振动的生理反应及对保持货物完整性的影响来制定的。

但当前悬架设计中仍以车身振动的固有频率作为评价平顺性的重要指标。

汽车虽然是一个多质量的、复杂的振动系统,但可利用限制振动质量的部分位移法,将其简化成为一个单自由度的振动系统,最后导出车身振动的固有频率(也称偏频)公式:n =12Πg cGH z式中　Π为圆周率 g 为重力加速度 G 为簧载质量 c 为悬架系统的刚度 对于以板簧为弹性元件的非独立悬架系统来说,悬架系统的刚度就是板簧的刚度。

评价悬架系统对行驶平顺性影响是以悬架系统在静负荷时,车身振动的固有频率(也称悬架偏频)为指标,因此,板簧在静负荷时的刚度,就决定了悬架偏频的大小。

该板簧的刚度可由下列计算公式求得:1c =2c m -l m 3-Κ33E I m +l m 3+Κ33E (Ia +I m )式中　c m :为板簧主簧刚度 l m :为主簧长度之半 Κ:为主簧长度与副簧长度之差之半 E :材料弹性模量 I m :主簧惯性矩 Ia :副簧惯性矩 最后算得:C =75N mm 将C 值代入公式:n =12Πg c G =12Π981×7615×9183600=2128H z 汽车行业推荐后悬架偏频值n =117～2117H z ,由此可见,计算值比推荐值大。

在悬架簧载质量G 值由整体布置选定后,钢板弹簧刚度C 值越大,n 值就越大。

由此可分析得知,该板簧的刚度值设计得太大,换句话说就是板簧太硬。

板簧太硬,汽车行驶起来振动厉害,乘客坐在车里当然就不舒服了。

从以上三个方面分析可知原板簧设计存在许多不足之处。

这些不足之处的存在有其历史背景:五菱汽车是模仿日本三菱汽车制造的,板簧也是完全照搬。

五菱汽车引进三菱汽车的车型基本上是70年代末80年代初的车型,因此以90年末的眼光来看,其板簧从设计和制造上存在不足之处是难免的。

随着科学技术的进步,原板簧不足之处完全可以解决。

为了适应市场的发展,对五菱汽车原板簧进行更新设计势在必行。

为此,我们决定以L Z 111X 系列汽车的板簧为试点,对原板簧重新设计,并为更新设计84定下以下设计原则:在不改变板簧在整车上的安装尺寸情况下,尽量使板簧轻量化,同时满足板簧有足够的使用寿命,减少板簧行驶噪音,提高汽车行驶平顺性。

针对原板簧的不足之处,同样从下面三个方面对原板簧进行更新设计: 1)设计方法及其结构。

无论板簧以什么形式装在汽车上,它都是以梁的方式在工作。

理想的梁应该是一根等应力梁,这样才能获得材料的最佳利用。

对于板簧来说,无论单片或多片,设计者都应该努力将它设计成等应力或尽量使应力分布均匀。

就单片梁而言,当只有端部承受集中载荷时,有两种轮廓结构可以满足等应力梁的要求。

对于等厚度者,宽度应成为三角形;对于等宽度者,厚度为抛物线形状,见图3所示。

h 为厚度,b 为宽度图3 当然从理论上讲,只要断面系数沿片长方向与弯矩成比例变化,都可以成为等应力梁。

然而在汽车上极少采用同时变厚又变宽的弹簧。

对于五菱汽车而言,板簧只能是等宽的,也就是说弹簧轮廓应是抛物线形状。

上述轮廓线仅只是对弯曲应力而言的,实际上由于端部剪切强度的要求以及卷耳的存在,纯抛物线形状弹簧是不能使用的,抛物线轮廓只能是抛物线端部接上一段等厚度的梁,如图4所示。

图4　抛物线加等厚矩形梁 考虑到抛物线形叶片弹簧的轧制和检验都存在许多不便之处,实际应用中往往采用梯形变厚断面代替抛物线变化的梁。

此外,根部也应设计成平直的,便于与板簧支承座贴合。

所以,在实际应用上,抛物线形的梁最后演变为一根由三段直线组成的变断面梯形梁。

如图5所示:图5　三段直线组成的变断面梯形梁因此,它只能是近似的等应力梁。

在具体设计轮廓尺寸参数时,应尽量使应力分布均匀,也就是尽量接近等应力梁以获得最佳的材料利用率。

设计的新钢板弹簧(以下简称新板簧)就采用上述设计方法进行设计。

考虑到具体情况,定下新板簧的基本结构:新板簧由三片叶片组成,第一、二片组成新板簧的主簧,第三片为副簧。

其中第一片为等截面叶片,第二、三片为梯形叶片。

其结构如简图6所示:图6 为什么不用单片簧而用三片簧?首先,从行车安全性出发,板簧是保安件,如果单片簧突然断裂,可能会车毁人亡。

用多片簧如果设计合理,可以避免上述情况。

其次,汽车有行驶平顺性要求,要求空载、满载时行驶平顺性基本相同,单片簧不能满足这些要求。

新板簧主簧由第一、二片组成。

第一片沿用旧板簧的第一片为等厚断面叶片,这主要是考虑到不能改变板簧在车上的安装尺寸,另外还考虑到各种车型板簧第一片的通用性。

第二片用梯形叶片,为变厚断面叶片。

两片叶片组合成复合弹簧,如图7所示:图7 由于弹簧在载荷P 作用下,弹簧端部变形相94同,所以把梁1和梁2可看成是两个并联弹簧组成的复合弹簧。

复合弹簧的刚度C 合=C 1+C 2。

因此,复合弹簧可以等效为单根的梯形断面梁。

新板簧的第三片为副簧,它为梯形断面梁,结构如图8所示:图8 新板簧由三片叶片组成,它比旧板簧少一片,第二片工作长度与第一片相同,因此它的叶片间摩擦源比旧板簧要少,此外,新板簧的断面系数沿片长没有突变且应力分布较均匀,因此,它应力集中小。

所以新板簧的结构能有效降低行车噪音。

2)满载静应力 旧板簧的满载静应力Ρ静=47219N mm 2,可以将设计应力提高到540N mm 2,即提高设计应约14%。

这样预计可以节省约30%的材料。

根据此设计指导思想,合理地选择各叶片尺寸参数,使应力分布尽量均匀,以获得最佳的材料利用率。

经过反复计算及试验,确定三片叶片的具体结构尺寸参数,如图9所示。

新板簧试制成功后,其重量为9kg ,而旧板簧重量为1215kg 。

可以算出,新板簧比旧板簧节省原材料28%,效果相当显著。

3)行驶平顺性 根据上述三片叶片的结构尺寸参数以及有关条件,可以根据有关公式计算出,新板簧在静负荷下的复合刚度:c =6212kg c m =61N m m 由公式n =12Πg cG=可算出在静载荷为3600N下,后悬架的偏频n =12Π981×6212×9183600=2105Hz ,它在汽车行业推荐后悬架偏频n =117～2117的范围内。