基于Hyper Works的板簧支架有限元分析

劉 娟,匡 兵,段君偉,楊雪康,羅 賢

基于Hyper Works的板簧支架有限元分析

劉 娟1,匡 兵1,段君偉1,楊雪康1,羅 賢2

(1.桂林電子科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院,廣西桂林 541004; 2.廣西南寧市馬山縣機(jī)關(guān)事務(wù)管理局,南寧 530600)

為提高板簧支架的承載能力,通過CATIA V5軟件實現(xiàn)對板簧前支架的參數(shù)化建模,將三維模型導(dǎo)入到CAE分析軟件Hyper Works中,分析板簧支架在2種極限工況下的位移分布和應(yīng)力分布,計算客車在顛簸路面和緊急制動2種極限工況下的最大載荷。研究結(jié)果表明,極限工況下和靜態(tài)工況下的最大應(yīng)力區(qū)是一致的,均出現(xiàn)在支架蓋與固定板的連接處以及最上端2個固定螺栓處,有限元分析得到的最大應(yīng)力分布和大小與理論計算結(jié)果有較好的吻合。

板簧支架;有限元分析;靜剛度特性;極限工況

鋼板彈簧是汽車懸架系統(tǒng)中重要的支承零件[1],起著保證汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的作用。汽車板簧不僅通過支架承受汽車裝載負(fù)荷和車身的自重(垂直載荷),而且還傳遞汽車滿載情況下的驅(qū)動力或制動力(橫向載荷)[2],因此,研究用于聯(lián)接板簧主體與車架的支架的設(shè)計具有重要意義。

目前,板簧支架的強(qiáng)度計算還沒有規(guī)范的方法[3]。隨著現(xiàn)代汽車工業(yè)的發(fā)展,對板簧支架的設(shè)計水平及研發(fā)效率的要求不斷提高,迫切需要企業(yè)的設(shè)計生產(chǎn)更加高效化、智能化。為此,采用有限元分析方法,根據(jù)板簧支架的材料屬性和幾何結(jié)構(gòu),利用有CAE軟件Hyper Works12.0建立板簧支架的有限元分析模型,對其強(qiáng)度、靜剛度進(jìn)行分析計算,同時研究板簧支架在顛簸路面和緊急制動2種工況下的動剛度特性,為板簧支架的可靠設(shè)計、預(yù)知易疲勞破壞部位提供依據(jù)。

1 工況選擇及三維建模

板簧前后兩端分別有固定支架(前支架)和擺動吊耳(后支架)。板簧前端卷耳用板簧銷與前支架相連,形成固定鉸鏈支點[4]。為了減小磨損,前端卷耳裝有減磨襯套。某客車板簧支架主要技術(shù)參數(shù):寬度50 mm;端部厚度15 mm;內(nèi)徑35 mm。采用三維CAD軟件CATIA V5進(jìn)行板簧支架的三維實體建模,將CATIA V5中的*.CATPart文件直接導(dǎo)入Hyper Works12.0軟件進(jìn)行三維有限元分析,完成板簧前支架的有限元幾何模型的建立。板簧支架三維實體模型如圖1所示。

圖1 板簧支架三維實體模型Fig.1 The solid model of leaf spring bracket

2 材料屬性與網(wǎng)格劃分

2.1 材料屬性

板簧支架材料為各向同性的線彈性材料35鋼,在參數(shù)面板中選擇材料屬性為MAT1,這種材料屬性表示給定材料為線性、各向同性材料,且材料不受溫度的影響[5]。35鋼的彈性模量E=2.12×105MPa,泊松比μ=0.31,密度ρ=7.85×103kg/m3,屈服極限為320 MPa,抗拉強(qiáng)度σb為540 MPa,疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力σ1=kσb,σb為抗拉強(qiáng)度,k為疲勞系數(shù);許用應(yīng)力[σ]=σ1/n1,n1為安全系數(shù)。因而,疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力σ1和許用應(yīng)力[σ]分別為243、186.9 MPa。

2.2 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分前,利用Hyper Works軟件中的Hyper Mesh程序,在不影響精度的情況下對模型進(jìn)行簡化[6],以實現(xiàn)幾何清理。非線性有限元計算需耗費(fèi)大量的資源[7],因此,在保證精度的前提下,板簧支架的單元應(yīng)盡可能少。通過對比四面體網(wǎng)格較六面體網(wǎng)格精度可知,四面體網(wǎng)格已能滿足分析要求,所以,板簧支架有限元分析采用四面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分。

通過Volume Tetra Mesher對幾何體直接進(jìn)行四面體網(wǎng)格劃分。將網(wǎng)格精度設(shè)置為4,同時,利用Vol Skew和Tet Collapse分別檢查四面體網(wǎng)格的體積扭曲和網(wǎng)格形狀。該板簧支架網(wǎng)格劃分模型如圖2所示,得到20 993節(jié)點和83 044個四面體單元。

圖2 板簧支架網(wǎng)格劃分模型Fig.2 Mesh graph of leaf spring bracket

3 模型的約束和載荷的處理

3.1 邊界約束條件

板簧支架模型邊界約束條件可分為自由度約束和位移約束。在板簧支架中,前端卷耳通過板簧銷與前端支架相連,為固定鉸鏈結(jié)構(gòu);而后端吊耳可自由擺動,形成活動吊耳。因此,模擬板簧前端支架時,應(yīng)約束上端螺孔(與車架相連)在x、y、z三個方向的平動及轉(zhuǎn)動自由度,約束下端銷孔(與板簧卷耳相連)在x、y、z三個方向的平動自由度以及在y、z兩個方向的轉(zhuǎn)動自由度。

3.2 分析計算

汽車在行駛過程中受力情況較為復(fù)雜,不僅受到垂直載荷,還受到其他方向的力和力矩以及沖擊載荷等影響。因而,主要驗算其受力工況的極限狀態(tài),以保證車輛懸架系統(tǒng)的工作可靠性與穩(wěn)定性?，F(xiàn)針對顛簸路面和緊急制動這2種極限工況進(jìn)行分析。

當(dāng)汽車行駛于顛簸路面時,激勵主要來自路面、車輪不平衡、發(fā)動機(jī)、轉(zhuǎn)動軸不平衡等[8]。由于路面顛簸,引起的運(yùn)動學(xué)激勵多屬于5~20 Hz的垂直振動,在此極限工況下,垂直載荷Gf與動載荷F相等,則垂直載荷為:

其中:c為動荷系數(shù);Fa為車體靜載。

該客車的車身自重為5525 kg,滿載時的載重約為2250 kg,車體靜載的載重為7775 kg,每個輪胎承受的靜載載重為1943.75 kg。針對顛簸路面,載荷計算問題可歸結(jié)為如何確定動載荷向靜載荷轉(zhuǎn)變的系數(shù),即動載系數(shù)。根據(jù)客車的動荷系數(shù)取值經(jīng)驗,動荷系數(shù)取3.0。根據(jù)式(1)計算可得,該客車的垂直載荷Gf為57 146.25 N。該客車對應(yīng)有前后2個板簧支架,故其平均受到的垂直載荷為28 573.125 N。

當(dāng)汽車緊急制動的瞬間,由于慣性力的作用,板簧支架受到車架和車身很大的沖擊力,即制動力,該制動力由板簧前端的卷耳傳遞。因此,板簧支架的強(qiáng)度計算應(yīng)以板簧前端卷耳為研究對象,板簧支架所受到由拉(壓)應(yīng)力和彎曲應(yīng)力合成的應(yīng)力[2,8],

其中:k1、k2為相對應(yīng)的比例系數(shù),通常k1取1,k2取3;Px為沿水平方向作用在板簧支架中心線上的力; b為板簧支架寬度;h為板簧支架端部厚度;d為板簧支架內(nèi)徑。事實上,板簧支架的水平拉力Px與制動力Pf大小相等,方向相反,

其中:φ為車輪與路面的附著系數(shù),取1.2~1.4;m1為汽車緊急制動的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù),取0.85;Gf為滿載狀態(tài)下的靜載荷。代入相應(yīng)數(shù)據(jù),求得制動力Pf為10 524.43 N。根據(jù)式(2)、(3)計算板簧支架的強(qiáng)度?？蛙嚌M載時,板簧支架最大應(yīng)力σmax=154.36 MPa,小于板簧支架極限應(yīng)力186.9 MPa。

3.3 載荷處理

對客車處于靜止或勻速行駛于平直路面狀況下的靜剛度進(jìn)行分析,板簧支架只受到由車架傳遞的垂直載荷(即靜載),并受到板簧銷的反作用力。而車輛行駛于顛簸路面引起車輛的振動,這種振動是產(chǎn)生車輛動載荷的主要原因[9]。因而,此時客車的垂直載荷應(yīng)為靜載乘以相對應(yīng)的動荷系數(shù)。在緊急制動工況下,考慮制動過程中產(chǎn)生的慣性力,除了在有限元模型上施加一個垂直載荷以外,還要施加一個水平向后的制動力,此制動力平衡制動加速度產(chǎn)生的慣性力,制動加速度一般取值為重力加速的0.85倍。

4 計算結(jié)果與分析

4.1 線性靜態(tài)分析

通過Hyper View在Hyper Works后處理模塊查看計算結(jié)果,圖3、4分別為板簧支架在靜止?fàn)顟B(tài)下的節(jié)點位移云圖和Von Mises應(yīng)力云圖。

圖3 靜態(tài)工況下節(jié)點位移云圖Fig.3 Nodal displacements cloud in static condition

圖4 靜態(tài)工況下Von Mises應(yīng)力云圖Fig.4 Von Mises stress cloud in static condition

4.2 極限工況下的應(yīng)力分析

懸架系統(tǒng)的平順性和操控性主要考慮車輛在顛簸路面和緊急制動狀態(tài)下的車身響應(yīng)。在仿真導(dǎo)航器中,通過云圖可得到其等效位移、應(yīng)力云圖,標(biāo)記危險截面位置。圖5、6和圖7、8分別為這2種極限工況下的應(yīng)力、位移云圖。

圖5 顛簸路面工況下節(jié)點位移云圖Fig.5 Nodal displacements cloud in bumpy road condition

圖6 顛簸路面工況下Von Mises應(yīng)力云圖Fig.6 Von Mises stress cloud in bumpy road condition

圖7 緊急制動工況下節(jié)點位移云圖Fig.7 Nodal displacements cloud in emergency braking condition

圖8 緊急制動工況下Von Mises應(yīng)力云圖Fig.8 Von Mises stress cloud in emergency braking condition

根據(jù)等效應(yīng)力分布云圖,分析上述3種工況,可發(fā)現(xiàn)板簧支架的最大應(yīng)力區(qū)均出現(xiàn)在支架蓋與固定板的連接處以及最上端2個固定螺栓處,如圖9所示。其中連接位置的應(yīng)力較大,達(dá)183.2 MPa,但均未超過許用應(yīng)力值186.9 MPa,故滿足強(qiáng)度要求。具體數(shù)值如表1所示。

圖9 最大應(yīng)力分布區(qū)域示意圖Fig.9 The distribution diagram of maximum stress zone

表1 板簧支架在3種工況下等效應(yīng)力值Tab.1 The equivalent stress of leaf spring bracket under three conditions

綜上所述,采用理論計算與有限元分析相結(jié)合的方式求得板簧支架的靜剛度,討論了顛簸路面及緊急制動工況下的強(qiáng)度值。為今后快速了解板簧支架剛度特性,減少樣品試驗次數(shù),甚至完全取消樣品試驗環(huán)節(jié),即可制造出性能良好的板簧支架,從而節(jié)約時間和經(jīng)費(fèi)。

5 結(jié)束語

運(yùn)用有限元分析的相關(guān)技術(shù),利用Hyper-Works12.0對板簧支架有限元模型進(jìn)行仿真分析,在緊急制動狀態(tài)下,仿真結(jié)果與理論計算結(jié)果進(jìn)行對比,誤差為15.7%,證明采用有限元分析軟件求解板簧支架靜剛度方法是可行的,為板簧支架設(shè)計提供了改進(jìn)依據(jù)和參考。板簧支架應(yīng)力比較集中的區(qū)域可能導(dǎo)致在使用過程中開裂,因此,可以在該區(qū)域的連接處焊一條弧形薄鋼板以提高強(qiáng)度。

[1] Patel J R.Design and analysis of composite leaf spring [D].Kherva:Ganpat University,2014:2-5.

[2] 董國華,袁國青.復(fù)合材料汽車板簧吊耳及其聯(lián)接的研究[J].玻璃鋼/復(fù)合材料,2001,164(3):34-36.

[3] 肖文勇.潛艇分段板式吊耳強(qiáng)度校核[J].海船工程, 2007,36(5):38-40.

[4] 李松齡.汽車構(gòu)造[M].北京:知識產(chǎn)權(quán)出版社,2010:45-67.

[5] 楊雪峰.基于HyperWorks汽車扭桿彈簧有限元分析與優(yōu)化[D].西安:西北農(nóng)林科技大學(xué),2012:30-32.

[6] 唐應(yīng)時,何有朗.自卸車車架的靜動態(tài)計算分析[J].專用汽車,2006(1):25-27.

[7] 徐建全,鄭永,陳銘年.基于ANSYS的汽車鋼板彈簧有限元分析[J].海峽科學(xué),2010(12):136-138.

[8] 丁華,商高高,李輝.半掛車懸架前支架的模態(tài)分析[J].機(jī)械設(shè)計與制造,2011(4):104-106.

[9] 黃立葵,盛燦花.車輛動荷系數(shù)與路面平整度的關(guān)系[J].公路交通科技,2006,23(3):27-30.

編輯:梁王歡

Finite element analysis of leaf spring bracket based on Hyper Works

Liu Juan1,Kuang Bing1,Duan Junwei1,Yang Xuekang1,Luo Xian2

(1.School of Mechatronic Engineering,Guilin University of Electronic Technology,Guilin 541004,China; 2.Government Offices Administration of Mashan,Nanning 530600,China)

In order to improve the bearing capacity of the leaf spring bracket,using the interface technology between CATIA V5 and Hyper Works software,a 3D parametric model of the leaf spring bracket in CATIA V5 is inputted into Hyper Works. The maximum load is calculated under two limiting conditions of the bumps and emergency braking by the theoretical analysis.The simulations analysis of displacement status and stress status of the leaf spring bracket under a certain load is made. The results show that the maximum stress zone of the bracket under limiting conditions and static conditions is consistent, which appears at the junction of the cover and the fixation as well as the top area with retaining bolt.In addition,the distribution and magnitude of maximum stress obtained by finite element analysis are identical with the theoretical calculated results.

leaf spring bracket;finite element analysis;static stiffness characteristics;limiting condition

U463.33+5

A

1673-808X(2015)05-0408-04

2015-06-15

國家自然科學(xué)基金(51265006)

匡兵(1972-),男,湖南耒陽人,副教授,研究方向為機(jī)電產(chǎn)品數(shù)字化設(shè)計、制造業(yè)信息化、產(chǎn)品結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計。E-mail:kuangbing @guet.edu.cn

劉娟,匡兵,段君偉,等.基于Hyper Works的板簧支架有限元分析[J].桂林電子科技大學(xué)學(xué)報,2015,35(5)::408-411.