輕客車板簧支架的輕量化設(shè)計(jì)

陳云，楊彬，王成立

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

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測試試驗(yàn)

輕客車板簧支架的輕量化設(shè)計(jì)

陳云，楊彬，王成立

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

文章首先建立整車及板簧支架受力簡圖，計(jì)算板簧支架的受力情況；然后利用CAE軟件對板簧支架進(jìn)行應(yīng)力分析，根據(jù)分析結(jié)果提出優(yōu)化措施；將優(yōu)化后的支架與優(yōu)化前的板簧支架進(jìn)行強(qiáng)度及重量對比，并進(jìn)行實(shí)車試驗(yàn)；結(jié)果表明在保證強(qiáng)度的前提下，輕量化效果明顯。

板簧支架；CAE；輕量化

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.06.045

CLC NO.: U462 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)06-131-03

前言

板簧支架一般為鑄件產(chǎn)品，作為連接件，其要承受來自路面的各向作用力，屬于懸架系統(tǒng)中的關(guān)鍵件，因而在設(shè)計(jì)過程中要保證其具有足夠的設(shè)計(jì)強(qiáng)度。在設(shè)計(jì)階段，鑄件支架的重量越大，其強(qiáng)度相對也就越大，可靠性也更高，但這無疑增加了產(chǎn)品成本和油耗，對輕量化帶來了困難。

隨著國家節(jié)能減排、綠色環(huán)保政策法規(guī)的逐步建立和實(shí)施，汽車節(jié)能減排已經(jīng)成為汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展中的一項(xiàng)關(guān)鍵性研究課題。研究表明， 對汽車進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，是提高汽車燃油經(jīng)濟(jì)性、降低汽車CO2排放的有效措施之一[1]。本文首先對板簧支架的受力情況進(jìn)行理論計(jì)算，提取邊界條件，再利用CAE分析軟件對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度分析，結(jié)合分析結(jié)果對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)優(yōu)化。對優(yōu)化后產(chǎn)品進(jìn)行再分析，最后對優(yōu)化后產(chǎn)品進(jìn)行實(shí)車驗(yàn)證，達(dá)成板簧支架輕量化的目的。

1、板簧支架的受力分析

圖1　整車簡圖及豎直方向支架受力簡圖

板簧支架位于該輕客車型后懸架結(jié)構(gòu)中。板簧支架在懸架中的受力情況比較復(fù)雜[2]：有豎直方向的沖擊力、車輛轉(zhuǎn)彎時(shí)施加在板簧支架上的橫向沖擊力、車輛行駛方向平行的加速力及緊急制動力（前后方向受力）。因此在板簧支架的受力分析過程中，將板簧支架及整車模型進(jìn)行簡化處理進(jìn)行計(jì)算[3]。

圖中參數(shù)意義分別如下：

后軸荷Wr（kg），后簧下質(zhì)量Gr（kg），受豎直沖擊力Fr（kg），軸距S（mm），前后輪距tf/tr（mm），重心高度h（mm），軸換距離a/b（mm）。

本文所述板簧支架為后懸架中用于固定板簧前端卷耳的支架，根據(jù)整車受力的分配關(guān)系，計(jì)算板簧支架所受的豎直方向沖擊力：

式中：n—負(fù)荷倍數(shù)，豎直方向最大受力取2.5

其余已知數(shù)據(jù)為：Wr=2850kg，Gr=292kg，計(jì)算得出Fr=1599kg（15670N）。

圖2　板簧支架橫向受力簡圖

計(jì)算板簧支架所受的橫向沖擊力：

式中：n—負(fù)荷倍數(shù)，橫向最大受力取0.5；

其余已知數(shù)據(jù)為：Wr=2850kg，W=4500kg，h=740mm，tf=1760mm，tr=1645mm，a=2261mm，b=1309mm，計(jì)算得出Rr=1787kg，橫向沖擊力為0.5×Fr3即447kg（4380N）。

圖3　板簧支架前后方向受力簡圖

計(jì)算板簧所受的前后方向沖擊力：

式中：n—負(fù)荷倍數(shù)，橫向最大受力取0.8；

其余已知數(shù)據(jù)為：Wr=2850kg，W=4500kg，h=740mm，S=3570mm，計(jì)算得出 Rr=1798kg，前后方向沖擊力即為1438kg（14097N）。

綜上所述：通過對板簧支架的受力模型進(jìn)行簡化求解，得出所受各向最大沖擊力如下表：

表1　板簧支架工況及載荷值

2、板簧支架有限元模型的建立

2.1優(yōu)化前板簧支架有限元分析

板簧支架是板簧式非獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)中重要的連接結(jié)構(gòu)，其受力的情況復(fù)雜，使用工況惡劣，尤其在產(chǎn)品開發(fā)階段的可靠性驗(yàn)證過程中，要通過嚴(yán)格的道路試驗(yàn)檢驗(yàn)才能保證產(chǎn)品的可靠性。因此在進(jìn)行有限元分析時(shí)，采用前三種工況分析后，再分析復(fù)合工況下的應(yīng)力分布情況。

本文采用catia軟件建立幾何模型，然后導(dǎo)入ANSYS 軟件中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，生成166039個(gè)單元，27786個(gè)節(jié)點(diǎn)。板簧支架的材料為QT450-10,彈性模量E=173GPa，迫松比μ=0.3，屈服極限為310MPa。板簧支架[4]的網(wǎng)格劃分如圖4所示。

圖4　支架網(wǎng)格劃分視圖

根據(jù)前面計(jì)算的受載情況及載荷約束條件，分析板簧支架的豎直(Z向)、橫向（X向）、前后（Y向）、復(fù)合工況時(shí)的應(yīng)力分布結(jié)果如下圖5所示。

圖5　支架各工況下應(yīng)力分布圖

優(yōu)化前板簧支架各工況下最大應(yīng)力如下表：

表2　支架各工況下最大應(yīng)力值

2.2基于零部件的等應(yīng)力設(shè)計(jì)優(yōu)化

等應(yīng)力設(shè)計(jì)相對應(yīng)于等厚度設(shè)計(jì)，出于整體安全系數(shù)需要的等厚度設(shè)計(jì)必然會浪費(fèi)材料和增加重量。采用 CAE 分析、拓?fù)鋬?yōu)化等手段，對零部件進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，使零部件各部位的應(yīng)力值接近，即各部位的壁厚不一致，受力小的部位減薄料厚或不要材料，從而減輕零件的重量[5]。

該車型板簧支架為鑄件，針對鑄件加筋、挖孔和變厚，可以實(shí)現(xiàn)各種不規(guī)則的異型截面。設(shè)計(jì)優(yōu)化時(shí)，采用CAE 或拓?fù)鋬?yōu)化等手段，對零部件進(jìn)行應(yīng)力分析。根據(jù)力的分布，確定零部件的形狀和具體局部的材料厚度。通過筋、空腔和料厚的變化，可使零部件的重量大大降低。

基于上述理論對原結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，可得出板簧支架的輕量化設(shè)計(jì)方案：

（1）去除支架正面凸起結(jié)構(gòu)，保持大平面厚度一致；

（2）降低安裝凸臺的厚度；

（3）針對大平面中無應(yīng)力或應(yīng)力極小部位進(jìn)行挖空處理；

（4）尖角處以大圓弧過渡，避免應(yīng)力集中。

經(jīng)優(yōu)化后的板簧支架數(shù)模如下圖6：

圖6　優(yōu)化后的支架數(shù)據(jù)

2.3優(yōu)化后板簧支架的有限元分析

圖 7 優(yōu)化后支架各工況下應(yīng)力分布圖

對原支架進(jìn)行優(yōu)化處理，在保證最大應(yīng)力不高于原支架的情況下，降低整件質(zhì)量。優(yōu)化后，再次利用ANSYS軟件對板簧支架進(jìn)行網(wǎng)格劃分，劃分后有限元模型節(jié)點(diǎn)數(shù)258343，實(shí)體單元數(shù)152734。再根據(jù)受載情況及載荷約束條件，分析優(yōu)化后產(chǎn)品在豎直沖擊、橫向沖擊、前后沖擊、復(fù)合工況下的應(yīng)力分布情況如下圖7所示。

優(yōu)化前后的應(yīng)力對比分析結(jié)果見下表。

通過上述的對比分析可以看出，優(yōu)化后板簧支架在豎直沖擊、橫向沖擊、復(fù)合工況下的最大應(yīng)力均有降低，僅前后沖擊在之前基礎(chǔ)上有所增加，但也未超過之前的最大應(yīng)力值，同時(shí)優(yōu)化后板簧支架單件質(zhì)量由5.6kg降低至4.6kg，下降了17.8%，輕量化效果明顯。

表3　支架優(yōu)化前后結(jié)果對比

3、試驗(yàn)驗(yàn)證

將經(jīng)過輕量化優(yōu)化后的板簧支架裝配到實(shí)車上，如圖 8所示。該件在國家級試驗(yàn)場進(jìn)行可靠性試驗(yàn)，目前已經(jīng)過7000多公里的強(qiáng)化路試驗(yàn)后，未出現(xiàn)任何異常故障，同時(shí)優(yōu)化后的產(chǎn)品降低了整車重量，經(jīng)濟(jì)效益顯著。

圖8　優(yōu)化后樣件裝車情況

4、總結(jié)

本文首先對板簧支架建立簡易受力模型 ，再根據(jù)實(shí)車的軸荷情況，同時(shí)考慮沖擊載荷下的影響，理論計(jì)算板簧支架在豎直、橫向、前后沖擊情況下的受載情況。再利用ANSYS分析軟件，建立4種工況下的板簧支架應(yīng)力分布規(guī)律，依據(jù)零部件的等應(yīng)力設(shè)計(jì)優(yōu)化原則，對板簧支架進(jìn)行輕量化處理，通過優(yōu)化前后分析結(jié)果對比，板簧支架達(dá)成重量降低17.8%，應(yīng)力分布更為均勻的目的。最后經(jīng)過7000公里強(qiáng)化路的可靠性驗(yàn)證，優(yōu)化后的板簧支架滿足設(shè)計(jì)使用要求。為后續(xù)車型的輕量化設(shè)計(jì)提供了經(jīng)驗(yàn)參考。

[1] 范軍鋒,陳銘.中國汽車輕量化之路初探[J].鑄造,2006.55（10）：995-1003.

[2] 徐顴,蔡春源，嚴(yán)雋琪.《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》第 4卷[M].機(jī)械工業(yè)出版社,2000.6.

[3] 彭莫,刁增祥，黨蕭正.汽車懸架構(gòu)件的設(shè)計(jì)計(jì)算[M].機(jī)械工業(yè)出版社,2012.

[4] 安徽江淮股份有限公司.一種板簧固定支架結(jié)構(gòu).中國.20152002 90926[P].2015.6中華人民共和國國家知識產(chǎn)權(quán)局.

[5] 劉青,汽車輕量化設(shè)計(jì)的技術(shù)路線分析[J].客車技術(shù)與研究.2011.

The light Weight Design of Leaf Spring Bracket In Light Bus

Chen Yun, Yang Bin, Wang Chengli
( Anhui Jianghuai Automobile Co. Ltd, Anhui Hefei 230601 )

This paper set up the vehicle and the leaf spring bracket stress diagram, calculate the force of plate spring bracket; Then using CAE software to analyze stress of lesf spring bracket, optimization measures are proposed according to the results of the analysis; The optimization of stent and optimized in front of the leaf spring bracket strength and weight contrast, real vehicle experiment was carried out at the same time; The results show that under the premise of guarantee strength, lightweight effect is obvious.

Leaf spring bracket; CAE; Light weight

陳云，就職于安徽江淮汽車股份有限公司。

U462

A

1671-7988 （2016）06-131-03