基于FEA的手柄拉簧失效分析與流程優(yōu)化設(shè)計

鄒春龍，鄧威，王生懷，鄧小雯

(1.湖北汽車工業(yè)學(xué)院，湖北十堰 442002；2.湖北中航精機科技有限公司，湖北襄陽 441005)

基于FEA的手柄拉簧失效分析與流程優(yōu)化設(shè)計

鄒春龍1，鄧威2，王生懷1，鄧小雯1

(1.湖北汽車工業(yè)學(xué)院，湖北十堰 442002；2.湖北中航精機科技有限公司，湖北襄陽 441005)

拉簧是汽車座椅調(diào)角器中的重要零件。按傳統(tǒng)查表法和公式法設(shè)計拉簧，疲勞次數(shù)增加至2萬次左右，常出現(xiàn)疲勞失效，造成反復(fù)更改設(shè)計和浪費。通過疲勞實驗分析失效形式主要為彎鉤疲勞斷裂，且采用理論計算和FEA(有限元)分析鉤環(huán)處的應(yīng)力集中最大。研究了簧絲直徑d、中徑D、圈數(shù)n等參數(shù)對拉簧壽命影響，得到最大應(yīng)力與抗拉極限的比值是衡量疲勞壽命的參數(shù)，比值越小，零件疲勞壽命越大。提出流程優(yōu)化設(shè)計，給出設(shè)計和校核過程中安全系數(shù)S和彎鉤處應(yīng)力值校核的范圍，優(yōu)先校核簧體和鉤環(huán)應(yīng)力，減少拉簧設(shè)計的不確定因素，極大地提高設(shè)計成功率。

拉簧；疲勞失效；FEA；應(yīng)力分析；優(yōu)化設(shè)計

0 引言

手柄拉簧在手動調(diào)節(jié)座椅中已廣泛采用，但很多座椅廠家反饋拉簧在做2萬次以上壽命試驗時，經(jīng)常出現(xiàn)疲勞斷裂的問題，需要重復(fù)多次對其進(jìn)行設(shè)計改進(jìn)，影響座椅項目的轉(zhuǎn)批生產(chǎn)。拉簧疲勞失效成為調(diào)角器壽命試驗通過的制約因素，而影響其疲勞失效的因素很多。目前，設(shè)計拉簧時多采用查表法和計算法，對手柄拉簧失效原理的系統(tǒng)性分析很少，設(shè)計成功率較低，造成很大的成本浪費。

對拉簧失效原理和設(shè)計流程進(jìn)行系統(tǒng)化研究意義深遠(yuǎn)。以某拉簧為例，先用查表法和公式法進(jìn)行設(shè)計，通過疲勞實驗和有限元法分析拉簧失效和受力后應(yīng)力分布的關(guān)系，分析設(shè)計不足，研究強度校核與壽命關(guān)系，提出流程優(yōu)化設(shè)計思路，減少拉簧設(shè)計的不確定因素，提高設(shè)計成功率。

1 拉簧的原始設(shè)計輸入

某座椅事業(yè)部要求：新研發(fā)手動正駕調(diào)角器采用雙只全齒核心件，俗稱雙邊調(diào)角器，調(diào)角器兩邊都有板簧，手柄總長達(dá)164 mm(手柄末端距旋轉(zhuǎn)中心)，總質(zhì)量達(dá)0.091 kg?？勘秤陕?lián)桿連接保證解鎖同步性。由于這種結(jié)構(gòu)的調(diào)角器板簧提供的回復(fù)力較大，需在手柄上增加拉簧以保證手柄落鎖的可靠性。調(diào)角器安裝空間要求拉簧中徑D≈9.7 mm，外徑D2<13 mm，初拉力23 N，最大拉力為76～79 N，拉簧在調(diào)角器解鎖過程中不與其他構(gòu)件發(fā)生干涉，拉簧的伸長量約為33.6 mm。

2 拉簧的拉力及外形設(shè)計

根據(jù)工作極限載荷選取材料直徑d及彈簧中徑D，查機械手冊彈簧表[1]，工作極限載荷:

Pm≥1.25Pn=1.25×79=98.75 N

(1)

材料直徑取d≈1.3 mm，彈簧中徑D≈11，按照拉簧以往設(shè)計經(jīng)驗，對表中的鋼絲直徑為1.2與1.4 mm、中徑為11 mm的數(shù)據(jù)進(jìn)行插值處理。

圖1 公式法拉簧設(shè)計步驟

圓柱螺旋彈簧分類：Ⅰ類——受循環(huán)載荷作用次數(shù)在1×106次以上的彈簧；Ⅱ類——受循環(huán)載荷作用次數(shù)在1×103～1×106次范圍內(nèi)及受沖擊載荷的彈簧；Ⅲ類—受靜載荷及受循環(huán)載荷作用次數(shù)在1×103以下的彈簧。

2.1 根據(jù)工作條件選取材料及其許用應(yīng)力

因為手柄拉簧的工作循環(huán)次數(shù)為20 000次，應(yīng)按第Ⅱ類彈簧進(jìn)行考慮?，F(xiàn)選用彈簧鋼絲65 Mn。并根據(jù)中徑D≈9.7 mm、外徑D2<13 mm，估取彈簧鋼絲直徑d<3.3 mm。 查資料可知65Mn鋼絲的許用切應(yīng)力τP=325 MPa。

2.2 根據(jù)強度條件計算鋼絲直徑

如圖1所示公式法，拉簧最大應(yīng)力產(chǎn)生在彈簧絲截面內(nèi)側(cè)的m點[2](簧絲截面直徑內(nèi)側(cè)端點)。彈簧的破壞也是多由這點開始。Ⅱ類受循環(huán)載荷作用次數(shù)在1×103～1×106，跨度過大，τP=325 MPa是滿足10萬次的極限要求。若直接采用此值會造成簧絲直徑過大，造成成本劇增。而客戶要求2.4萬次，更接近Ⅲ類(τP=380 MPa)，取中間值370 MPa。65Mn簧絲經(jīng)過噴丸處理，其許用應(yīng)力可提高20%。后期工藝進(jìn)行強壓處理，許用應(yīng)力可進(jìn)一步提高10%～20%。即τP=370×1.4=518 MPa。

彈簧簧絲內(nèi)側(cè)最大應(yīng)力及強度條件：

(2)

(3)

拉簧的簧絲直徑d和拉簧的中徑D優(yōu)先標(biāo)準(zhǔn)值，取d=1.5 mm或1.6 mm，在此鋼絲直徑范圍內(nèi)拉簧σBP、τP不變，查表取D=12 mm，C=D/d=12/1.5=8。所得尺寸符合設(shè)計要求的限制條件。

2.3 根據(jù)剛度條件計算圈數(shù)n

彈簧的剛度為：

(4)

(5)

取n2=14圈，此時彈簧的剛度為:

(6)

2.4 驗算

彈簧的初拉力:

F0=F1-Kfλ1=23-7×2.144=7.992 N

(7)

初應(yīng)力τ0按照下式得:

(8)

其中K按下式計算:

(9)

當(dāng)C=8時，初應(yīng)力的推薦值為43～120 MPa，故此初應(yīng)力合適。

極限工作應(yīng)力：

τlim=0.56σB=0.56×1 800=1 008 MPa

(10)

極限工作載荷：

(11)

極限工作載荷大于最大工作載荷。

2.5 校核

對于受循環(huán)載荷的重要載荷(Ⅰ，Ⅱ類)應(yīng)進(jìn)行疲勞強度驗算；受循環(huán)載荷次數(shù)少或所受循環(huán)載荷變化幅度較小時，應(yīng)進(jìn)行靜強度驗算。當(dāng)兩者不易區(qū)分時，要同時進(jìn)行兩種強度驗算。

(1)疲勞強度驗算(只與鋼絲直徑相關(guān))

最大工作載荷所產(chǎn)生的最大切應(yīng)力：

(12)

最小工作載荷所產(chǎn)生的最大切應(yīng)力：

(13)

彈簧在脈動循環(huán)載荷下的剪切疲勞強度，對于高優(yōu)質(zhì)剛、不銹鋼絲和硅青銅一般選取[3]：

τ0=0.5(0.35σb+0.45σb)=810 MPa

(14)

按1萬次計算安全系數(shù)：

S=(τ0+0.75τmin)/τmax=1.175

(15)

按10萬次計算安全系數(shù)：

S=0.96

(16)

許用安全系數(shù)，當(dāng)彈簧的設(shè)計計算和材料試驗精確度高時，取Sp=1.3～1.7。

(2)靜強度驗算

安全系數(shù)：

(17)

按查表法所得拉簧直徑可選1.3、1.4、1.5 mm和公式法設(shè)計的拉簧直徑可選1.5、1.6 mm，如后文所示。

3 基于FEA的手柄拉簧失效形式及應(yīng)力分析

3.1 拉簧的疲勞試驗

拉簧的失效是一種漸進(jìn)的失效現(xiàn)象，其過程包括裂紋萌生、擴展直至斷裂。彈簧的失效包含疲勞斷裂和應(yīng)力松弛。為驗證拉簧實際工況下失效形式及壽命，拉簧需要掛在調(diào)角器上隨手柄全行程進(jìn)行“解鎖→釋放”操作，如圖2所示，通過調(diào)整氣缸，將疲勞試驗的頻次控制為1次/5 s，計數(shù)器滿24 000次后，回路自動切斷。試驗記錄結(jié)果如表1所示。

圖2 拉簧疲勞試驗

鋼絲直徑/mm工作載荷平均疲勞次數(shù)失效形式?1.2 65Mn79(0.9～1.5)×104鉤環(huán)處斷裂?1.2 琴鋼絲79(1.3～1.9)×104鉤環(huán)處斷裂?1.3 65Mn79(1.0～1.7)×104鉤環(huán)處斷裂?1.3 琴鋼絲79(1.6～2.1)×104鉤環(huán)處斷裂?1.4 65Mn73(1.6～1.9)×104鉤環(huán)處斷裂?1.4 琴鋼絲73(2.0～2.6)×104鉤環(huán)處斷裂?1.5 65Mn79(2.4～3)×104鉤環(huán)處斷裂?1.5 琴鋼絲79(2.4～3)×104鉤環(huán)處斷裂?1.5 65Mn73(2.3～2.8)×104鉤環(huán)處斷裂?1.5 琴鋼絲73(2.4～3.5)×104OK

手柄拉簧失效形式主要是鉤環(huán)處疲勞斷裂。采用公式法和查表法設(shè)計時，常比較重視拉簧的材料選用、拉簧簧體的應(yīng)力和加工工藝，而忽略了拉簧鉤環(huán)處的r對應(yīng)力集中的關(guān)系[4]，造成拉簧斷裂失效的情況時常發(fā)生，影響了產(chǎn)品的質(zhì)量。拉簧鉤環(huán)急彎處的r也需要經(jīng)過強度校核后再確定其數(shù)值，以提高手柄拉簧質(zhì)量和可靠性。

3.2 拉簧彎鉤的應(yīng)力分析

拉伸彈簧在拉伸時，鉤環(huán)在點A、B處受力如圖3所示，承受最大彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力。對重要的拉伸彈簧，其應(yīng)力可按下式分別計算：

(18)

(19)

當(dāng)直徑為1.3 mm時：

點A處應(yīng)力：σmax=1 913.42 MPa

點B處應(yīng)力：τmax=1 371.28 MPa

圖3 拉簧彎鉤處受力圖

點A、B處的應(yīng)力均超出了材料的許用應(yīng)力(以65Mn為材料進(jìn)行校驗，極限抗拉σB=1 800 MPa) ，而且超出了極限抗拉應(yīng)力和極限剪切應(yīng)力。

σmax=1 913.42 MPa>σBP=710 MPa

τmax=1 371.28 MPa>τP=380 MPa

當(dāng)直徑為1.5 mm時：

點A處應(yīng)力：σmax=1 430 MPa

點B處應(yīng)力：τmax=715 MPa

點A、B處的應(yīng)力均超出了材料的許用應(yīng)力(以65Mn為材料進(jìn)行校驗)，但是未超出極限抗拉應(yīng)力和極限剪切應(yīng)力。

σmax=1 430 MPa>σBP=710 MPa

τmax=715 MPa>τP=380 MPa

故彎鉤處承受拉簧的主要變形和拉力[5]。拉簧鉤環(huán)急彎處r參數(shù)直接影響到拉簧使用的穩(wěn)定性和可靠性。

3.3 拉簧應(yīng)力分布研究

為了進(jìn)一步研究不同規(guī)格拉簧在受載荷情況下各結(jié)構(gòu)的受力情況，用有限元軟件對其受力后的應(yīng)力分布進(jìn)行分析。邊界條件：拉簧一端固定約束，一端施加79 N截荷。

拉簧受力后, 如圖4所示，應(yīng)力集中主要分布在彎曲程度較大的部位，如內(nèi)圈和彎勾處，且彎勾處應(yīng)力最大。拉簧直徑分別為1.3和1.5 mm ，F(xiàn)EA分析彎勾處應(yīng)力分別為1 818.4和1 503.0 MPa，其中直徑1.3 mm處彎勾材料已屈服，而簧身應(yīng)力只有1 362～1 509 MPa。由應(yīng)力分布分析結(jié)果和試驗測定拉簧失效模式可得，拉簧簧身的壽命和彎鉤的壽命是兩個截然不同的概念。拉簧簧身的疲勞壽命遠(yuǎn)大于其鉤環(huán)的疲勞壽命。在第Ⅱ類壽命次數(shù)10萬次以內(nèi)，拉簧簧體的壽命受簧絲的直徑影響較小，但彎鉤的壽命受直徑影響較大，如圖4和表1所示，隨著簧絲直徑的增加，鉤環(huán)的壽命次數(shù)呈增加趨勢。且同直徑規(guī)格的拉簧，選擇強度等級較高的材料(琴鋼絲)壽命可增加3 000～5 000次。

3.4 不同規(guī)格拉簧的應(yīng)力比較

不同規(guī)格拉簧的應(yīng)力比較分別如圖5—8所示。拉簧1(φ1.3，D9.7)位移與應(yīng)力如圖5所示;拉簧2(φ1.4，D9.7)位移與應(yīng)力如圖6所示;拉簧3(φ1.5，D9.7)位移與應(yīng)力如圖7所示;拉簧4(φ1.5，D12)位移與應(yīng)力如圖8所示。

(1)對比拉簧1、拉簧2和拉簧3，拉簧3剛度最大，應(yīng)力最小，且疲勞壽命最大；

(2)對比拉簧3和拉簧4，載荷為72 N時，拉簧3剛度增加了82.4%，應(yīng)力減少了20.2%；載荷為79 N時，拉簧3剛度增加了82.5%，應(yīng)力減少了20.2%。

圖5 拉簧1(φ1.3 mm，D9.7 mm)位移與應(yīng)力

圖6 拉簧2(φ1.4，D9.7)位移與應(yīng)力

圖7 拉簧3(φ1.5，D9.7)位移與應(yīng)力

圖8 拉簧4(φ1.5，D12)位移與應(yīng)力

如表2所示：最大應(yīng)力與抗拉極限的比值是衡量疲勞壽命的參數(shù)，該比值越小，零件疲勞壽命越大。

表2 拉簧疲勞試驗結(jié)果

4 拉簧的流程優(yōu)化設(shè)計

4.1 流程優(yōu)化的可行性分析

在拉簧傳統(tǒng)設(shè)計中，簧體壽命和鉤環(huán)的強度校核一般在拉簧設(shè)計完成后進(jìn)行[6]。如此設(shè)計的拉簧壽命和鉤環(huán)強度常不符合要求，導(dǎo)致設(shè)計的反復(fù)重來。故拉簧設(shè)計輸入時，先定義拉簧的最大和最小載荷，簧體和鉤環(huán)在A、B處承受的最大彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力也可換算成與簧絲直徑相關(guān)的表達(dá)式。這樣就可以在設(shè)計拉簧之初，對所選拉簧的規(guī)格進(jìn)行評估，判定是否滿足壽命和彎鉤強度要求，減少設(shè)計不合格概率。

拉簧校核中經(jīng)常出現(xiàn)簧體安全系數(shù)滿足不了1.3～2.2(滿足100萬次標(biāo)準(zhǔn))的要求，從以往的經(jīng)驗看，手柄拉簧目前的壽命只需要在3萬次，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于100萬次的標(biāo)準(zhǔn)，且在疲勞試驗中未出現(xiàn)簧體斷裂，安全系數(shù)S可放寬至S>0.9。

4.2 流程優(yōu)化設(shè)計

拉簧流程化設(shè)計如圖9所示。

圖9 拉簧的流程化設(shè)計

首先根據(jù)調(diào)角器拉簧掛接布置的空間，初步估計一個合適的拉簧直徑。查找該直徑對應(yīng)下的拉簧拉伸極限強度σB，根據(jù)設(shè)計壽命要求所屬三類簧的設(shè)計條件，選取拉簧許用切應(yīng)力τP(拉簧極限切應(yīng)力遠(yuǎn)大于此值)。根據(jù)拉簧簧絲內(nèi)側(cè)的最大應(yīng)力和強度條件，估算拉簧的直徑d。再同時校核簧體和彎鉤強度，即安全系數(shù)S和鉤環(huán)點A拉應(yīng)力、點B切應(yīng)力。校核彎鉤處點A拉應(yīng)力、點B切應(yīng)力時，通常也會遇到點A的最大拉伸應(yīng)力和點B的最大切應(yīng)力大于許用值σBP或者τP，若小于材料的最大拉伸應(yīng)力和最大剪切應(yīng)力，可以保守地進(jìn)行后續(xù)地設(shè)計和試驗。否則，重選鋼絲直徑或材料。

若通過或者接近保守值，再進(jìn)行后續(xù)剛度和圈數(shù)設(shè)計，圈數(shù)取整后，進(jìn)一步計算拉簧的初拉力和極限工作載荷。此時完成拉簧的理論設(shè)計，供應(yīng)商送樣進(jìn)行指定次數(shù)N的疲勞壽命試驗。記錄試驗次數(shù)N1，試驗通過則鎖定拉簧狀態(tài)，或者試驗接近N(N-N1<3 000次)，則可以選擇強度等于高一級的材料進(jìn)行“提高”替代，如65Mn改由琴鋼絲替代。若試驗次數(shù)N1與指定目標(biāo)N相差太大，需重選擇鋼絲直徑和材料。

設(shè)計的拉簧圖紙如圖10所示。

圖10 拉簧圖紙

5 總結(jié)

手柄拉簧失效形式主要是鉤環(huán)處疲勞斷裂。通過實驗和有限元法分析拉簧受力應(yīng)力集中主要分布在彎曲程度較大的部位，如內(nèi)圈和彎勾處，且彎勾處應(yīng)力最大，拉簧簧身的疲勞壽命遠(yuǎn)大于其鉤環(huán)的疲勞壽命。故拉簧設(shè)計成功的關(guān)鍵在于彎勾處的設(shè)計，應(yīng)優(yōu)先校核簧體和鉤環(huán)應(yīng)力，優(yōu)化設(shè)計流程以減少設(shè)計不合格概率。在設(shè)計時，在校核關(guān)鍵參數(shù)如彎鉤處的點A拉應(yīng)力、點B切應(yīng)力時，若點A的最大拉伸應(yīng)力和點B的最大切應(yīng)力大于許用值σBP或者τP，而小于材料的最大拉伸應(yīng)力和剪切應(yīng)力，可進(jìn)行后續(xù)的設(shè)計和試驗。最大應(yīng)力與抗拉極限的比值是衡量疲勞壽命的參數(shù)，該比值越小，零件疲勞壽命越大。

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FailureAnalysisandOptimizationDesignforHandleTensionSpring

ZOU Chunlong1,DENG Wei2,WANG Shenghuai1,DENG Xiaowen1

(1.Hubei University of Automotive Technology，Shiyan Hubei 442002,China；2.AVIC Hubei Aviation Precision Machinery Technology Co.,Ltd.,Xiangyang Hubei 441005,China)

Tension spring is an important part of automotive seat recliner. The tension spring designed with traditional look-up table method and formula method, often appears fatigue failure when fatigue number increases to about 20 000 times, causing repeated design change and waste. Through fatigue experiment analysis, the main failure mode of tension spring was the hook fatigue fracture, and the stress concentration in shackle was the largest by theory and FEA analysis. The influences of the diameterd, the pitch diameterD, the number of turnsnof the spring were studied. It is shown that the ratio of maximum stress and tensile limit was the parameter to measure fatigue life. The smaller the ratio is, the greater the fatigue life of parts is. The optimization design process was put forward, the safety factorSand the checking range of hook stress value were given during the design and checking process. The spring body and the shackle stress were checked first, reducing the uncertainty of tension spring design, greatly increasing the success rate of design.

Tension spring; Fatigue failure; FEA; Stress analysis; Optimization design

2017-04-07

湖北省教育廳科學(xué)技術(shù)研究重點項目(D20141802)

鄒春龍(1988—)，男，碩士，工程師，主要研究方向為機械產(chǎn)品優(yōu)化設(shè)計、汽車座椅精密調(diào)節(jié)機構(gòu)設(shè)計。E-mail:zouchunlongh_hapm@163.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.08.007

TH703.8

A

1674-1986(2017)08-031-07