32对钢板弹簧台架疲劳试验规范的解析

对钢板弹簧台架疲劳试验规范的分析和建议东风汽车工程研究院陈耀明2007 年 6 月一、我国沿用过的台试规范 31) 原苏联“吉斯”和“嘎斯”汽车厂的标准 32) JB 3383 83标准的制订和夭折33) GB/T 19844 2005 标准5二、对板簧疲劳寿命台试规范的建议 51) 基本原则 52) 标准规范的表达式 6(1) 单个线形弹簧 6(2) 主、副簧构成的复合式板簧 6(3) 推荐的值 63) 应力规范 6三、偏频、静挠度、比应力的推荐值和台试规范的典型参数 -71) 偏频和对应的静挠度 72) 比应力 73) 台试规范的行程和应力参数 8四、实例验算 9五、关于高强度弹簧钢应力取值的建议 91) 以材料的屈服强度作为疲劳强度的尺度 92) 峰值应力的确定 103) 比应力和满载静应力的确定 114) 极限应力的确定 115) 按一定比例给出各种应力的推荐范围 11六、后续工作 121) 加快高强度弹簧钢的研发 122) 统计计算 123) 验证试验 124) 修改标准 13一、我国沿用过的台试规范1) 原苏联“吉斯”和“嘎斯”汽车厂的标准50年代到80年代初，我国板簧台架疲劳试验的规范都采用苏联的企业标准。 这些标准的根据是：在一些比较差的公路上进行大量的行驶试验，测量悬架板簧的动挠度(动行程)，结果得到的动挠度平均值为_40mm。当时的“吉斯”厂就 采用了这个结果，即以满载静挠度为行程的中值，40mm为幅值来进行台架疲劳试验。由于强化程度不高，又材料和工艺水平不断提高，台试疲劳次数就越来越 高。为了提高强化程度，“嘎斯”厂改幅值为50mm。我国一汽解放牌是引进“吉 斯150”产品，采用了 _40mm规范；南汽是仿制“嘎斯51”产品，采用了一 50mm 规范；二汽建厂时是在南汽设计自己的产品，也采用了_50mm规范。其它板簧企业都米用这两种之一。2) JB 3383 - 83标准的制订和夭折由于我国板簧行业技术水平的提高，板簧疲劳寿命越来越高，台试时间很长。 八十年代初，当时的主管部门提出制订我国自己的板簧疲劳试验规范标准。 其目 的有三：(1) 将国内企业采用的两种规范统一成一种，以便对比；(2) 适度强化试验条件，缩短试验时间，节省费用；(3) 使台试疲劳寿命次数与设计参数有一定的科学关系，也就是，台试寿 命与实际使用寿命有一定的对应关系。当时由长春汽车研究所主持制定标准，基本的思路是：(1) 以板簧的满载静挠度作为行程的基点中值，也等于将满载平均静应力 (也称设计应力)作为基点中值应力；(2) 根据理论分析，汽车行驶时悬架动挠度的大小大体与系统固有频率成 反比，也就是与悬架的静挠度开方根成正比。 因此，设定试验的行程基点幅值为 静挠度开方根乘上一个“车型种类系数”。车型种类系数因车型亦即使用条件， 以及悬架位置不同而不同。(3) 将行程的基点中值加幅值作为峰值行程。 当然，各自乘上板簧比应力， 就是应力幅和峰值应力。(4) 为了适度强化，也为了避免台试中出现谷值小于零的现象，台试规范 中将上述峰值乘上一个系数，即(0.60.4 )，前项为中值，后项为振幅。也就 是说该标准选定谷峰比r =0.2的规范。该规范可以用下式表达：F 二 Fm Fa =(0.6-0.4)(Fj 一： Fj)( 1)式中：FFmFaFjP台试行程台试行程的中值台试行程的幅值 板簧的满载静挠度 车型种类系数该规范用1值和（0.6 _ 0.4）来体现强化，以静挠度Fj来体现设计应力和性 能指标（固有频率）对台试寿命的影响。以上出发点和思路都是正确的。该标准制订时，国内主要板簧厂都做了验证试验。 从台试结果看，存在一些 “失真”现象，主要是：（1）后主簧的台试疲劳次数比前簧低得多，与实际使用里程数不成比例；（2）不同厂家的不同板簧，台试疲劳次数的差异与实际使用里程的差异不 同，甚至相反。经仔细分析JB 3383-83规范，发现存在一些严重错误和缺点：(2)（1）作为主、副簧并联的复合式钢板弹簧，决定其固有频率的是复合后的 折算静挠度，而不是主簧（或副簧）的静挠度。因而用来计算基点幅值的应是折 算静挠度，它比主簧静挠度小得多。由此导致试验规范中峰值、幅值都太大，疲 劳次数自然不正常地降低。式（1）应改为：F = Fm Fa =（0.6_0.4）（Fj Fz）式中折算静挠度(3)匚Pi P2Fz =G +C2其中 R、P2为主、副簧负荷Ci、C2为主、副簧夹紧刚度（2）车型种类系数1是决定强化程度，也就是决定峰值行程或应力的关键 参数，该参数应在大量的数据采集和分析对比之后确定。本标准中有关1的规定似乎不是十分确切，最明显的是平衡悬架弹簧没有考虑翘跷板作用，将其值定为最大，强化程度太大（验证试验没有做平衡弹簧试验）。当然，1值可以在实 践中不断修正。（3）上文中提到的理论基础是“悬架动挠度的大小大体与系统固有频率 成反比”，所谓“大体”的意思是动挠度和静挠度平方根不完全是线性关系，有 一定的非线性。这也是台试疲劳寿命与实际使用寿命不完全对应的原因之一。由 于非线性程度不太大，又鉴于非线性的处理方法太复杂，采用线性化处理是可以 的，允许有一定误差，只能说该标准不够完善而已。（4）该规范是等幅试验，行程控制。疲劳次数的决定性因数是应力（峰值、幅值以至中值、谷值应力），而不是行程。当然，本标准所确定的试验行程 已含有设计应力和固有频率等因素，只是在规范的计算式和数值上看不出区别。只要导入比应力的概念，将行程的公式乘上比应力，就可显示各个试验 应力值，让试验人员很快判别各试验样本的应力水平并预估其疲劳寿命。这点不算缺点，只是技术性的处理问题。（5）系数（0.6_0.4）即r =0.2是否是恰当的强化，是否和台试结果的“失真”或“离散”有关，没有进行比较认真的分析，就匆匆定案。当然，系数 的合理性可以也应该在长期实践中加以修正。遗憾的是，在对上述这些问题没有充分分析讨论和修改错误之前，主管 部门和起草单位就匆忙地通过审查，并给定了JB 3383-83的标准号。这是第一次不慎重。当年在昆明召开的行业讨论板簧质量分等评比会议上，对JB3383-83标准提出尖锐批评（包括上述五个问题），并拒绝执行。认为有必要重新制定标 准，以统一的应力值（峰值、幅值）作为质量分等级的试验标准，委托辽阳板簧 厂负责起草新标准。这又是第二次不慎重。3）GB/T 19844-2005 标准该标准是为了适应板簧行业质量评比、分等级而制定的。试验规范很简单：峰值应力二P =8500kgf/cm2 =833.56M P a应力幅-3300kgf / cm2 = 323.62MPa即:应力范围厂m _s =5200_3300kgf/cm2 =510-323.62MPa按统一的公式去计算板簧样本的比应力， 用它去除各应力值，就可求到对应 的峰值、幅值行程。以其附加变形（谷值）和振幅来控制试验台运转。规定了疲 劳次数达到8万次以上为合格。这个标准和板簧的单片疲劳试验没有本质上的区别，它只能对材质、生产工 艺进行考核，与板簧的设计参数，例如设计应力的高低，偏频的大小没有任何关 系，不能反映设计的优劣，更不代表实际使用寿命的长短。 从八十年代初我国就 沿用这个标准至今，2005年还将它升格为国家标准 GB/T。随着技术的进步，高强度弹簧钢的研发应用已成为发展方向，设计应力大幅度提高，以达到轻量化目的。该标准以一成不变的应力规范来试验，完全不反映设计应力的大小。台试的疲劳寿命很长，却不能说明任何问题。也就是说，该标 准已逐渐失去其应用价值了。、对板簧疲劳寿命台试规范的建议1）基本原则（1）引用JB3383-83的思路和公式，对其错误进行修正，对其缺点尽量克服, 有些不完善（如非线性的误差）仍然保留。这样，这个规范就和板簧的设计参数（偏频、应力等）相关，试验结果能反映设计水平，也能大体反映实际使用寿命。（2）对于载货汽车和大客车，若其设计参数与典型的参数接近， 其台试应力（峰值、幅值）与GB/T 19844-2005的规范值接近；若其材料屈服强度和工艺质量相同，则其台试疲劳次数就相近。也就是说，强化程度与GB/T 19844-2005大体相同2）标准规范的表达式（1）单个线性弹簧行程单位均为cm，以下同。F 二 Fm_Fa =（0.6_0.4）（Fj 一 Fj）（ 1）式中 F 板簧的极限变形量，即峰值和谷值Fm板簧的中值变形量Fa 板簧的振幅Fj板簧夹紧状态的满载静挠度车型种类系数（2）主、副簧构成的复合式板簧(2)式中Fz复合式板簧的折算静挠度，主、副簧相同R +P2其中C1r+c2P2主、副簧负荷(3)F 二 Fm 一 Fa 二（0.6 一 0.4）（Fp - - Fz）G、C2主、副簧夹紧刚度Fj 主、副簧各自的满载静挠度（3）推荐的1值见下表，其中越野汽车的数值未经验证，有待今后实践检验表1板簧位置和种类载货汽车大客车越野汽车前簧3.02.03.0后主簧2.52.03.0后副簧2.5平衡弹簧1.51.53）应力规范为了让相关人员了解上述行程规范所对应的应力值，以便评估试验的强化程度且预估疲劳寿命，特引入比应力，从而计算出对应的各项应力。；m =（0.6-0.4）（Fj 二 Fj）二（4）8(5)或 厂 -；.)一6 =(0.6_0.4)(FjFz)匚式中了被试板簧样本的比应力c0.6(Fj- . Fj) 7 或= 0.6(Fj- . Fz) 7为台试的中值应力6 =0.4(Fj 二 Fj)匚 或= 0.4(Fj. Fz) c为台试的应力幅6 二 Fj 二才是板簧的设计应力(满载静应力)匚 max = (Fj. Fj)匚或-(Fp - Fz)匚为峰值应力Sin =0.2(FjFj)匚 或二 0.2(FjFz)-为谷值应力(6)(7)(8)(9)(10)三、偏频、静挠度、比应力的推荐值和台试规范的典型参数1) 偏频和对应的静挠度偏频和静挠度的推荐值列于表2,多数常用车型在其范围内表2车型悬架型式偏频(cpm)偏频(Hz)静挠度(cm)中值(cm)载货车刖单簧95 1051.58- 1.7510 8.169.0后复合1201302.0 2.17折算6.255.315.8主簧11.59.510.5副簧2.53.53.0单簧1051151.75 1.928.2 6.87.5大客车刖单簧90 1001.50 1.6711.1 9.010.0后单簧1001101.67 1.839.0 7.58.22) 比应力目前广泛使用的多片簧大都采用硅锰钢， 而少片簧则采用铬锰钢，其比应力 的大致范围如表3所示。9表3弹簧多片簧（MPa/cm）少片簧（MPa/cm）客货取值客车取值载货车取值前后簧44 5451 6253 65前簧4553后主簧5060后副簧74 888789 1003）台试规范的行程和应力参数将表2、表3的静挠度中值和比应力取值（确定数）代入式（1）（10）,就可算出台试规范的行程和应力，列于表4,它可被看成是典型弹簧的台试参数。 其它不同的板簧自然有不同的设计应力、比应力和静挠度，台试规范也有差别， 但不应差太多。从不同的参数对比中，可看出不同样本在台试中的苛刻程度，也可判断疲劳寿命的差异。从表4可看出，与GB/T 19844-2005对比，除后单簧之外，峰值应力与833.56 MPa的偏差为5.5%+ 3.7%,而应力幅与323.62MPa的偏差为3%+ 7% 之间。可见，典型参数与 GB/T 19844-2005标准的规范很接近。表2、3、4的数值有待今后充实、修正，特别是后单簧的数值。表4规范参数载货汽车（多片簧）大客车（少片簧）前簧后主簧后副簧后单簧前簧后簧谷值行程（cm）3.63.31.82.93.32.8振幅（cm）7.26.63.65.76.55.6峰值行程（cm）1816.59.014.316.314.0应力幅（MPa）324330314286346336峰值应力（MPa）810826785715864840中值应力（MPa）486496471429518504设计应力（MPa）405525261375530492四、实例验算现将东风汽车公司大量生产过的载货汽车多片簧（硅锰钢）和批量生产的大 客车少片簧（铬锰钢）的设计参数列于表 5,计算出的台试规范列于表6。从表5、6可看出，除了 252型客车前簧，因其偏频选择太高（108cpm）、 设计应力太低，其试验应力比典型值偏低外，东风 EQ140和EQ153的试验应力 均与典型值比较接近。出现的差异正反映设计参数（偏频、设计应力）的差异， 这正是所期望的。表5规格参数EQ140 (货)EQ153 (货)252(客)前簧后簧副簧前簧后簧副簧前簧长X宽X厚1350 X1450 X1000 X1720 X1600 X1140X1800 X(mm)75 X 975 X 1175 X 990 X 1390 X 1390 X 1190 X 26片数（主片数）8 (2)11 (2)8 (2)8 ( 2)1 + 9( 3)8 (2)3满载负荷（N）931022540637018490294001176027440夹紧刚度（N/cm）1017196826112065303341793590比应力(MPa/cm)46.947.98844.551.787.153.1静挠度（cm）9.1611.452.448.969.692.817.64折算静挠度（cm）6.316.315.715.71屈服强度（MPa）1175117511751175117511751125五、关于高强度弹簧钢应力取值的建议研制高强度弹簧钢的目的有两个，一是提高设计应力，达到轻量化；二是保 持应力、重量相当的条件下，延长使用寿命。当然，也可以折衷、兼顾两者的利 益。本文主要探讨提高设计应力的方法。1）以材料的屈服强度作为疲劳强度的尺度在没有获取各种高强度弹簧钢的疲劳强度具体数值之前，暂且以材料屈服强 度为其疲劳强度的尺度，而且是线性关系台试规 范EQ140（货）EQ153（货）252(客)前簧后簧副簧前簧后簧副簧前簧谷值行程(预加变形)(cm)3.643.531.743.593.141.762.63振幅(cm)7.37.13.497.176.263.515.27峰值行程(cm)18.2417.738.7217.9315.668.7813.17应力幅(MPa)342340307319324306280峰值应力(MPa)856850767798809767700中值应力(MPa)514510460479485461420设计应力(MPa)430549215399501245406峰值应力/屈服强度()73726568696562设计应力/屈服强度()37471834432136在我国，高强度弹簧钢还没有达到大量投产之前， 我们暂且设定四个等级的 屈服强度，除了 D级为现在大量使用的硅锰、铬锰钢之外，其余 A、B、C级为 高、中、低级的高强钢屈服强度。A级；s =1800MPaB级；s =1600MPaC级；S =1400MPaD级cS =1200MPa2) 峰值应力的确定以当今大量使用的D级钢材为起点，按相同比例推出其它三级钢种的峰值 应力。已实行多年的GB/T 19844 2005峰值应力为833.56 MPa (新标准的规范也 与之接近），与D级屈服强度的比值为:833.56ot = = 69.5%ffc 12007。将它作为定值，推算出各级钢材的峰值应力，见表3）比应力和满载静应力的确定根据式（9），代入表2中各种板簧的中值静挠度，就可算出各种板簧的比应 力。根据式（8），算出满载静应力即设计应力。列入表 7。4）极限应力的确定按当今大量使用的 D级钢材的极限应力推荐值（1000 MPa）与屈服强度（1200 MPa）的比值为定值，推荐出其它三级钢种的极限应力。对于不同车型的板簧，该值相同。见表75）按一定比例（5% ）给出各种应力的推荐范围级别推荐应力载货汽车大客车前簧后主簧后副簧后单簧前簧后簧A峰值应力（MPa）125112511251125112511251比应力（MPa/cm）（范围）69.575.7138.787.276.789.366 7372 7913214683 9273 8185 94满载静应力（MPa）（范围）625.5794.9416654767732.3594657755835395437621687729805696769极限应力（MPa）150015001500150015001500B峰值应力（MPa）111211121112111211121112比应力（MPa/cm）（范围）61.867.3123.377.568.279.459 6564 71117 12974 8165 7275 83满载静应力（MPa）（范围）556.2706.7370581.3682651528584671742352389552610648716618684极限应力（MPa）135013501350135013501350C峰值应力（MPa）973973973973973973比应力（MPa/cm）（范围）5458.9107.967.859.769.551 5756 6210311364 7157 6366 73满载静应力（MPa）（范围）486618.5323.7509597570462510588649308340484534567629542599极限应力（MPa）115011501150115011501150D峰值应力（MPa）834834834834834834比应力（MPa/cm）（范围）46.350.592.55851.259.644 4948 5388 9755 6149 5457 63满载静应力（MPa）（范围）416.7530.3277.5435512489396438504557264290413457486538465513极限应力（MPa）100010001000100010001000六、后续工作1）加快高强度弹簧钢的研发（1）尽早对已开发的51CrV4和50SiCrMnVA高强度钢下结论，按其所达 到的指标，准确地列出材料标准，并确定其屈服强度级别。（2）判断屈服强度和疲劳强度的差异，必要时进行单片疲劳试验，以便找出其疲劳强度，为选择合适的设计应力寻找实验根据。 同时判断本文所述推荐应 力的方法是否科学合理。（3）争取使所开发的高强钢的力学性能达到较高级别。2）统计计算搜集更多的现实板簧资料，计算其设计参数和试验规范，从统计分析中判定 本文所建议的规范的合理性。希望有更多的载货车后单簧和客车少片簧资料。3）验证试验按本文所建议的规范，对若干典型板簧进行验证试验。应包括有：载货车前、 后主、后副、后单簧；客车的前、后簧（应含有多片簧和少片簧） 。此外，还要 有高强钢板簧， 其中有的设计应力按本文的推荐值选定。 从不同的设计参数看出 台试结果的差异。4）修改标准 经过上述的估算、验证和适当的修正之后，就应通过一定程序，修订已有 标准：（1）以本文建议的新标准代替 GB/T 19844 2005 中的相关部分， 同时废除 JB 338383。或（2）将 JB 338383的几个差错或不足之处进行修改，保留其正确部分。 也等于将本文所建议的规范溶入到 JB 338383 之中，执行该标准（也许要改标 准号，因 JB 已不存在）。适当时候升格为国标。（3）GB/T 198442005 中有关台试的规范，已无存在必要。或许只作为 同一型号板簧， 在行业评比中进行对比试验之用。 但各种级别的高强钢， 应分别 定出较高的峰值应力和应力幅。15