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    輕客車板簧支架的輕量化設(shè)計(jì)

    2016-07-26 10:01:47陳云楊彬王成立
    汽車實(shí)用技術(shù) 2016年6期
    關(guān)鍵詞:板簧沖擊力輕量化

    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

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