減振器彈簧閥片的力學(xué)建模及CAE仿真分析

高發(fā)華，羅明軍

(奇瑞商用車(安徽)有限公司工程研究院，安徽蕪湖 241006)

減振器彈簧閥片的力學(xué)建模及CAE仿真分析

高發(fā)華，羅明軍

(奇瑞商用車(安徽)有限公司工程研究院，安徽蕪湖 241006)

針對(duì)用傳統(tǒng)材料力學(xué)分析難以精確獲得減振器工作狀態(tài)下伸張閥和壓縮閥彈簧閥片組的應(yīng)力和應(yīng)變值的難題，采用有限元法對(duì)其工作狀態(tài)下的壓力分布進(jìn)行研究。根據(jù)減振器工作狀態(tài)下彈簧閥片組的內(nèi)部受力關(guān)系，基于有限元軟件ANSYS，通過(guò)創(chuàng)建彈簧閥片之間的接觸對(duì)來(lái)模擬彈簧閥片之間的約束關(guān)系。為準(zhǔn)確分析閥片組的受力關(guān)系，建立了伸張閥和壓縮閥的力學(xué)模型，并結(jié)合減振器工作特性曲線定義伸張閥和壓縮閥的載荷。通過(guò)對(duì)伸張閥和壓縮閥的強(qiáng)度和剛度進(jìn)行分析，得到了工作狀態(tài)下減振器伸張閥和壓縮閥的應(yīng)力、應(yīng)變分布云圖，為后續(xù)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

減振器；伸張閥；壓縮閥；力學(xué)模型；有限元分析

0 引言

對(duì)于汽車減振器的研究，以前對(duì)減振器閥片的分析都是利用材料力學(xué)的公式推算，把減振器的閥片簡(jiǎn)化，從而推算出減振器閥片的撓度公式[1]。這種方法因?yàn)楹?jiǎn)化了閥片，對(duì)于形狀稍微復(fù)雜的減振器閥片就不再適用[2]。而隨著有限元分析的興起，利用計(jì)算機(jī)對(duì)減振器的閥片進(jìn)行CAE分析可以得到更精確的減振器閥片的應(yīng)力和應(yīng)變情況[3]。在某汽車前減振器中，伸張閥由3片閥片和1個(gè)墊片組成的，而壓縮閥由3片閥片組成，所以只是利用材料力學(xué)的公式推導(dǎo)其撓度公式是難以實(shí)現(xiàn)的，而利用有限元軟件分析其應(yīng)力和應(yīng)變分布情況則可以實(shí)現(xiàn)[4-6]。作者擬運(yùn)用商業(yè)通用有限元軟件ANSYS對(duì)某汽車前減振器的伸張閥和壓縮閥的應(yīng)力和應(yīng)變進(jìn)行分析，考察閥片強(qiáng)度和剛度性能。

1 彈簧閥片實(shí)體模型的建立

該汽車前減振器產(chǎn)品的活塞連桿組件中包括的閥門有流通閥和伸張閥，各個(gè)閥片的三維實(shí)體都是較規(guī)則的圓形片體，其中伸張閥由3個(gè)閥片和1個(gè)墊片組成[7-9]。該前減振器產(chǎn)品的底閥組件包括：底閥座、補(bǔ)償閥限位、補(bǔ)償閥彈簧、補(bǔ)償閥閥片、壓縮閥底座、壓縮閥片(3片)、銷。其中伸張閥和壓縮閥是減振器組件中關(guān)鍵的部件，是影響減振器性能的主要因素。

伸張閥和壓縮閥在使用過(guò)程中屬于大撓度變形問(wèn)題，主要是徑向方向的彎曲變形。為了更加準(zhǔn)確地研究伸張閥和壓縮閥在工作過(guò)程中的變形問(wèn)題，基于UG軟件建立了汽車減振器彈簧閥片的實(shí)體模型，分別如圖1和圖2所示。

圖1 伸張閥

圖2 壓縮閥

2 彈簧閥片的有限元分析

2.1 模型的導(dǎo)入

首先將實(shí)體模型以*.stp格式保存，然后通過(guò)UG和有限元分析軟件ANSYS的接口將模型導(dǎo)入有限元分析環(huán)境中。模型在接口轉(zhuǎn)換過(guò)程中不會(huì)出現(xiàn)數(shù)據(jù)丟失導(dǎo)致模型失真現(xiàn)象，這是有限元分析高精度得到保障的前提。

2.2 定義屬性

在建立減振器的伸張閥和壓縮閥有限元模型之前，先對(duì)分析軟件ANSYS參數(shù)進(jìn)行設(shè)置，包括分析類型、材料屬性等。分析類型為結(jié)構(gòu)分析。材料均為線性材料[11]，具體如表1所示。

表1 彈簧閥片材料參數(shù)表

2.3 網(wǎng)格劃分

對(duì)于減振器的彈簧閥片而言，它屬于薄板元件。在采用ANSYS軟件實(shí)現(xiàn)網(wǎng)格劃分時(shí)將閥片定義為殼單元,故采用SOLID45單元對(duì)彈簧閥片進(jìn)行網(wǎng)格劃分。最終減振器彈簧閥片的伸張閥和壓縮閥有限元模型分別離散為12 500和12 722個(gè)

節(jié)點(diǎn)，51 531和52 838個(gè)單元。

2.4 邊界條件的施加

(1)接觸對(duì)的創(chuàng)建

由于壓縮閥和伸張閥都不是由單個(gè)閥片組成，是由多個(gè)閥片組成的，所以在分析過(guò)程中需考慮它們之間的約束關(guān)系。為能夠準(zhǔn)確模擬閥片之間的關(guān)系，需要妥善考慮其內(nèi)部受力情況，否則分析結(jié)果誤差過(guò)大。但接觸問(wèn)題是一種高度非線性行為，需要較大的計(jì)算資源，為了進(jìn)行實(shí)際有效的計(jì)算，理解問(wèn)題的特性和建立合理的模型是很重要的。接觸問(wèn)題存在兩個(gè)較大的難點(diǎn)：①在求解問(wèn)題之前，不知道接觸區(qū)域，表面之間是接觸或分開(kāi)是未知的、突變的，這由載荷、材料、邊界條件和其他因素而定；②大多的接觸問(wèn)題需要計(jì)算摩擦，有多種摩擦和模型可以選擇，但摩擦使問(wèn)題的收斂性變得困難。作者采用面-面接觸模擬彈簧閥片之間的連接關(guān)系，不但能較好地表征閥片之間的內(nèi)部關(guān)系，而且減少了閥片組之間由于摩擦副帶來(lái)的大量計(jì)算工作量。

(2)添加邊界條件

圖3和圖4分別為該汽車前減振器伸張閥彈簧閥片和壓縮閥彈簧閥片的力學(xué)模型。伸張閥閥片簡(jiǎn)化為受均布載荷q作用、內(nèi)邊緣為固定夾緊的圓環(huán)薄板；壓縮閥閥片簡(jiǎn)化為受均布載荷q作用、外邊緣為簡(jiǎn)單鉸鏈支承的圓環(huán)薄板。

圖3 伸張閥彈簧閥片的力學(xué)模型

圖4 壓縮閥彈簧閥片的力學(xué)模型

根據(jù)減振器的實(shí)際使用工況下減振器的示功圖[12](如圖5所示)，對(duì)閥片組的載荷進(jìn)行定義。減振器在伸張至工作狀態(tài)下，伸張閥片受到油液通過(guò)6個(gè)均布的活塞孔而作用在伸張閥上的力，大小為50 N。減振器在壓縮工作狀態(tài)下，壓縮閥受到4個(gè)均布的力，大小為100 N。

圖5 示功圖

對(duì)于壓縮閥，減振器在壓縮運(yùn)動(dòng)的整個(gè)過(guò)程中，由于壓縮閥底座的作用,最內(nèi)圈的邊緣都是完全固定的。而伸張閥則由于彈簧的作用,先會(huì)向下運(yùn)動(dòng)小段距離后，彈簧壓縮到一定程度就可以完全抵消伸張閥受到的油壓力。這里考慮的是彈簧壓縮之后的，所以伸張閥的最內(nèi)圈也是完全固定的，得到伸張閥和壓縮閥有限元模型，分別如圖6和圖7所示。

圖6 伸張閥有限元模型

圖7 壓縮閥有限元模型

3 計(jì)算與結(jié)果分析

通過(guò)ANSYS有限元軟件，根據(jù)減振器在實(shí)際工況下工作原理，對(duì)減振器彈簧閥片的伸張閥和壓縮閥進(jìn)行強(qiáng)度和剛度分析，得到了壓縮閥和伸張閥的應(yīng)力和應(yīng)變圖，分別如圖8—11所示。

圖8 壓縮閥應(yīng)力分布

圖9 壓縮閥應(yīng)變分布

圖10 伸張閥應(yīng)力分布

圖11 伸張閥應(yīng)變分布

由圖8—11可以明顯看出壓縮閥和伸張閥的最危險(xiǎn)受力截面均在壓縮閥內(nèi)圈的邊緣處，而最大應(yīng)變均發(fā)生在壓縮閥的外圈，最大應(yīng)力和應(yīng)變值見(jiàn)表2，這些均與實(shí)際情況相符。

表2 彈簧閥片的最大應(yīng)力和應(yīng)變值

4 結(jié)論

通過(guò)對(duì)汽車前減振器的強(qiáng)度和剛度進(jìn)行分析，獲得了前減振器在工作狀態(tài)下伸張閥和壓縮閥彈簧閥片的應(yīng)力應(yīng)變分布云圖，得到以下結(jié)論：

(1)建立減振器彈簧閥片的實(shí)體模型，以*.stp格式通過(guò)接口技術(shù)導(dǎo)入ANSYS有限元軟件環(huán)境中，具有建?？?、數(shù)據(jù)不丟失、模型不失真優(yōu)勢(shì)。

(2)通過(guò)對(duì)減振器彈簧閥片的受力分析，建立了彈簧閥片伸張閥和壓縮閥的物理力學(xué)模型，并結(jié)合減振器工作特性曲線對(duì)伸張閥和壓縮閥彈簧閥片有限元模型進(jìn)行邊界定義。

(3)在減振器彈簧閥片有限元模型基礎(chǔ)上對(duì)它們進(jìn)行了強(qiáng)度和剛度分析，計(jì)算結(jié)果與工作工況下的狀態(tài)較為一致，解決了傳統(tǒng)材料力學(xué)難以直接計(jì)算得到復(fù)雜彈簧閥片結(jié)構(gòu)應(yīng)力應(yīng)變的難題，為汽車減振器的性能改善提供了可靠的依據(jù)。

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Mechanics Modeling and CAE Simulation Analysis of Spring Valve Plate on Shock Absorber

GAO Fahua，LUO Mingjun

(Automotive Engineering Research Institute，Wuhu Chery Commercial Vehicle Company, Wuhu Anhui 241006,China)

According to difficult to accurately obtain stress and strain value of rebound valve and compression valve on shock absorber in working status by using traditional materials mechanics, finite element analysis was applied in the research. Constraint relation among spring valve plates on shock absorber was simulated by creating contact pair based on ANSYS according to internal force relations of spring valve plates group on shock absorber in working status. The mechanical models of rebound valve and compression valve were established in order to accurately analyze force relation of the valve plates group. The loads of rebound valve and compression valve were defined by combining performance curve of shock absorber. The stress and strain distribution of rebound valve and compression valve were obtained by analysis of strength and rigidity when shock absorber was in working status. It provides basis for subsequent optimization design.

Shock absorber; Rebound valve; Compression valve; Mechanics model；Finite element analysis

2017-01-13

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51405123)；江西省教育部項(xiàng)目(贛教技字[2007]20號(hào))

高發(fā)華(1979—)，男，主要研究方向?yàn)槠囌嚰夹g(shù)研究與工程開(kāi)發(fā)。

羅明軍，E-mail：lmjlmh2008@163.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.05.008

U461.1

A

1674-1986(2017)05-038-04