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    某多軸汽車鋼板彈簧滑板支座斷裂失效分析與優(yōu)化

    2023-05-10 11:25:46劉富寶周東峰李會超
    汽車零部件 2023年10期
    關(guān)鍵詞:分析

    劉富寶,周東峰,李會超

    北京汽車制造廠(青島)有限公司,山東青島 266600

    0 引言

    如圖1所示,某8×8多軸汽車的1軸和2軸采用縱置對稱式鋼板彈簧懸架,該懸架結(jié)構(gòu)具有結(jié)構(gòu)簡單、成本低、維修方便、壽命長等優(yōu)點[1],被廣泛應(yīng)用于載重汽車、公共汽車、越野汽車的前后輪及小客車后輪[2]。鋼板彈簧前端為上卷耳結(jié)構(gòu),通過銷軸固定在板簧前支座內(nèi);板簧后端為滑板式結(jié)構(gòu),自由地支撐在車架上的板簧滑板支座內(nèi)。它不僅能夠承載、導(dǎo)向,還能傳遞力和力矩,提供縱、橫向角剛度等[1]。

    圖1 縱置對稱式鋼板彈簧懸架結(jié)構(gòu)

    該車型一橋板簧滑板支座在行駛20000公里后在其加強筋中段出現(xiàn)明顯裂紋,板簧與滑板支座接觸面出現(xiàn)大量搓痕?;逯ё鳛榘寤蛇\動時的限位裝置,在承受板簧的垂向沖擊的同時還會在轉(zhuǎn)向、側(cè)傾等惡劣工況下承受板簧的側(cè)向沖擊,板簧支座的強度直接影響整車的運行安全性和操作穩(wěn)定性。

    1 受力分析

    在已知滑板支座不存在材料缺陷的前提下,對其進行受力分析,依據(jù)結(jié)構(gòu)的受力情況,就可以判斷具體車型在結(jié)構(gòu)設(shè)計上是否可以經(jīng)受這些負(fù)荷[3],進而驗證其結(jié)構(gòu)設(shè)計是否合理,并通過優(yōu)化改進結(jié)構(gòu)型式解決其斷裂失效問題,徹底消除安全隱患。

    本文將具體分析滑板支座在滿載靜平衡工況、緊急制動工況、側(cè)傾工況和三倍動載工況下的受力情況,并根據(jù)整車設(shè)計參數(shù)計算出其在不同工況下的具體受力值。

    1.1 滿載靜平衡工況

    一軸單側(cè)板簧在滿載靜止?fàn)顟B(tài)時受力如圖2所示,根據(jù)力和力矩平衡:

    圖2 一軸滿載靜平衡工況受力分析

    式中,F(xiàn)w為一軸單側(cè)簧載負(fù)荷(制動工況考慮軸荷偏移);Fs1為板簧前卷兒垂向載荷;Fs2為板簧后端滑板載荷(假定板簧與滑板支座僅存在滾動,無相對滑動);FX為板簧前卷兒軸向力;L1、L2為板簧前后段距離;C1為板簧前卷兒中心距地距離;C2為板簧與滑板支座接觸點距地距離。

    代入數(shù)值得:Fs1=20963(N),F(xiàn)s2=20313(N)。

    1.2 緊急制動工況

    多軸汽車在制動減速度jβ的作用下,車身將繞中性面上的內(nèi)心O(縱傾力矩軸線)轉(zhuǎn)過一個β角,從而使各車軸的載荷在靜態(tài)平衡的基礎(chǔ)上發(fā)生轉(zhuǎn)移。各車軸載荷的增、減決定于該軸所處的位置。由于縱傾軸線位于中性面之上,故在制動時,中性面之前的車軸載荷增加,中性面之后的車軸載荷減少[4]。在針對獨立車軸受力分析時,緊急制動時,前鋼板彈簧承受的載荷最大,在它的后半段出現(xiàn)最大應(yīng)力δmax[5]。

    1.2.1 緊急制動時的軸荷偏移分析

    在車身傾斜過程中,假定力矩中心相對簧上、簧下質(zhì)體不動,視縱向加速度為常數(shù),忽略非簧載質(zhì)量的影響,忽略各關(guān)節(jié)部位的摩擦和橡膠元件變形的影響,不計滾動阻力和空氣阻力的影響。車身縱傾角計算公式[4]:

    式中,β—為車身縱傾角;jβ為制動加速度,取0.4 g;Cβ為縱向角剛度;Pw為總簧載負(fù)荷;ep為傾覆力矩臂;a1為第一軸至中性面距離;l1為第一軸至質(zhì)心距離。

    其中,第一軸至中性面距離a1為[4]:

    式中,Ci為各軸線剛度;li為第i根彈簧至第1根簧距離。

    帶入?yún)?shù)得:一軸距中性面距離a1=4129(mm),在制動減速度為0.4 g時,車身縱傾角β=0.06(°)。

    軸荷偏移計算公式[4]:

    帶入?yún)?shù)得:第一軸軸荷偏移ΔP1=6183(N),此時一軸單側(cè)簧載載荷Fw=P1+ΔP1=44296(N)。

    1.2.2 緊急制動工況受力分析

    一軸板簧在緊急制動時受力如圖3所示,根據(jù)力和力矩平衡:

    圖3 一軸制動工況受力分析

    式中,F(xiàn)b為車輪制動力。

    (1)假設(shè)路面有足夠大的附著系數(shù),當(dāng)制動器摩擦力矩達(dá)到最大設(shè)計值時,剛好為輪胎抱死的臨界值。此時,制動器中摩擦片與制動鼓相對劃轉(zhuǎn)時的摩擦力矩TμMAX,則Fb=,代入?yún)?shù)得:單側(cè)輪胎制動力Fb=53232(N)。

    (2)制動時的最大制動力和附著狀態(tài)有密切關(guān)系。對于采用ABS系統(tǒng)的制動系,當(dāng)制動器制動力足夠大時,前、后輪胎都不抱死,輪胎與地面的滑移率處于最佳狀態(tài),附著力達(dá)到最大,即所謂壓印狀況,可用附著系數(shù)乘以軸荷來計算最大制動力。按干燥瀝青路面附著系數(shù)計算,則:Fb=ψFw,在附著系數(shù)ψ=0.8時,單側(cè)輪胎制動力Fb=35436(N)。

    此處,(2)所述更符合實際情況,所以單側(cè)輪胎制動力Fb取35436(N)。

    帶入?yún)?shù)得:Fx=38922(N),F(xiàn)s1=2 N,F(xiàn)s2=44431(N)。

    1.3 側(cè)傾工況

    1.3.1 轉(zhuǎn)彎行駛工況的垂向載荷分析

    汽車在側(cè)坡和轉(zhuǎn)彎時,因受重力和側(cè)向力的作用,左、右側(cè)車輪將發(fā)生負(fù)荷轉(zhuǎn)移。假設(shè)車身為剛體,即車身保持等角側(cè)傾的前提下,各車軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移量ΔPi的表達(dá)式[4]:

    式中,Pi為各軸靜平衡狀態(tài)簧載載荷;esi為各軸的側(cè)傾力矩臂;Bi為各軸的彈簧中心距。

    代入?yún)?shù)得:一軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移量ΔP1=23294(N),即一橋轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)簧載載荷Fw內(nèi)=17910(N),一橋轉(zhuǎn)向外側(cè)簧載載荷Fw外=64498(N)。取受力較大一側(cè)進行受力分析,即對轉(zhuǎn)向外側(cè)板簧受力分析,將Fw=64498(N)代入公式(1)、(2)、(3)得:Fs1=32814(N),F(xiàn)s2=31797(N)。

    1.3.2 轉(zhuǎn)彎行駛工況的向心力分析

    當(dāng)整車轉(zhuǎn)彎行駛時,鋼板彈簧在承受垂向力的同時還要承受向心力,以驅(qū)動輪為分析對象,摩擦力提供沿軌跡圓的切向力和指向圓心的向心力;當(dāng)汽車加速轉(zhuǎn)彎行駛時,向心力會越來越大,當(dāng)?shù)竭_(dá)某臨界值時,車輪摩擦力不足以提供向心力,整車就會向外滑出,增大半徑以減少向心力;當(dāng)汽車可以沿固定圓周以最大速度行駛時,向心力F=,假設(shè)汽車以0.4 g側(cè)向加速度轉(zhuǎn)彎行駛時,其簧載質(zhì)量所受向心力F=8409×0.4×9.8=32963(N),此時單側(cè)板簧受到橫向力FR==16481(N),假設(shè)板簧受到的側(cè)向力均勻地分布到板簧的前后固定端,則板簧滑板支座受力FC==8240(N)。

    1.3.3 側(cè)滑工況的向心力分析

    當(dāng)整車發(fā)生側(cè)滑時,側(cè)向力F=μFZ,此時若側(cè)滑系數(shù)μ=1,簧載質(zhì)量承受側(cè)向力F=2μFw=82408(N),此時單側(cè)板簧收到橫向力FR==41204(N),假設(shè)板簧受到的側(cè)向力均勻地分布到板簧的前后固定端,則板簧滑板支座受力FC==20602(N)。

    對比轉(zhuǎn)彎行駛工況和側(cè)滑工況得:板簧在側(cè)滑工況下所受向心力最大,假設(shè)板簧受到的側(cè)向力均勻地分布到板簧的前后固定端,側(cè)滑時板簧滑板支座所受最大側(cè)向力FC=20602(N)。

    1.4 三倍動載工況

    路面的凹凸不平會引起汽車的顛簸,使汽車產(chǎn)生一個垂向的加速度。垂向的加速度會使簧載載荷對彈性元件在垂直方向產(chǎn)生沖擊作用,在汽車設(shè)計過程,會將簧載載荷乘以一個大于1的系數(shù)以考慮這個垂向沖擊作用。此處汽車載荷沖擊系數(shù)取3,即在垂向增加一個3 g的沖擊加速度的工況下分析板簧滑板支座的受力情況。

    一軸板簧在三倍動載工況時受力如圖4所示,根據(jù)力和力矩平衡:

    圖4 一軸三倍動載工況分析

    此處,第一軸單側(cè)簧載負(fù)荷FW=3P1=123612(N),代入上式得:Fs1=62889(N),F(xiàn)s2=60939(N)。

    1.5 滑板支座受板簧下跳限位螺栓預(yù)緊力分析

    滑板支座選用1個規(guī)格為國標(biāo)GB5785 M16×1.5的六角頭螺栓作為板簧下跳時的限位裝置,如圖5所示板簧片與滑板支座兩側(cè)各留有1 mm間隙。根據(jù)公司工藝文件規(guī)定:M16×1.5的緊固螺栓擰緊力矩T=240 N·m,預(yù)緊力F'=68822 N。

    圖5 滑板支座安裝

    2 基于ANSYS Workbench的線性靜力學(xué)分析

    建立ANSYS Workbench線性靜力學(xué)模型,為了更準(zhǔn)確地反映滑板支座受力情況,在有限元建模時,保留滑板支座與車架的緊固關(guān)系,并保留鋼板彈簧后端模型。

    滑板支座有限元模型中,與各連接構(gòu)件的連接關(guān)系定義了多種接觸條件:①螺栓連接處定義為摩擦接觸,摩擦系數(shù)為0.18;②滑板支座與車架連接處定義為摩擦接觸,摩擦系數(shù)為0.18;③板簧與滑板支座連接處定義為無摩擦接觸。

    網(wǎng)格劃分以六面體為主,部分結(jié)構(gòu)件采用四面體,劃分網(wǎng)格后共生成網(wǎng)格節(jié)點(Nodes)200830個。

    滑板支座材料采用ZG40Cr,屈服強度δ>785 MPa,楊氏模量取206 GPa,泊松比取0.29。

    分別加載其在僅受預(yù)緊力、滿載靜平衡工況、緊急制動工況、側(cè)傾工況和三倍動載工況下所受的受力,滑板支架Von-Mises應(yīng)力云圖如圖6~圖10所示。

    圖6 僅加載預(yù)緊力

    圖7 滿載靜平衡工況

    圖8 緊急制動工況

    圖9 側(cè)傾工況

    圖10 三倍動載工況

    由圖6~圖10可知,滑板支座最大應(yīng)力值出現(xiàn)在加強筋中段過度圓角下側(cè)切線處,對滑板支座的危險位置進行數(shù)據(jù)提取,見表1。

    表1 滑板支座有限元分析數(shù)據(jù)

    在滿載靜平衡工況、緊急制動工況、側(cè)傾工況和3倍動載工況下,采集數(shù)據(jù)部位應(yīng)力值都超出了材料的許用應(yīng)力,且形變已超出板簧與滑板支座預(yù)留間隙。該部位容易發(fā)生斷裂,這與滑板支座實際斷裂位置一致。

    3 滑板支座斷裂失效原因及優(yōu)化改進方案

    3.1 原因分析

    滑板支座“∩”型開口設(shè)計型式,在其承受緊固螺栓擰緊力矩后發(fā)生了較大的彎曲變形,且彎曲變形量已超出板簧與滑板支座預(yù)留間隙。板簧在受到垂向載荷后無法自由延展,與滑板支座發(fā)生“搓磨”運動,車輛長期運行后滑板支座被板簧磨出多條深痕。

    滑板支座加強筋中段出現(xiàn)遠(yuǎn)大于材料屈服強度的應(yīng)力集中區(qū)域,車輛長期運行后出現(xiàn)“韌性斷裂”現(xiàn)象。

    3.2 優(yōu)化改進方案

    滑板支座“∩”型開口尺寸由92 mm增大至100 mm,這就使板簧與滑板支座單側(cè)間隙由1 mm增大至5 mm。

    滑板支座“∩”型開口內(nèi)部增加規(guī)格為φ25×4 mm的支撐軸管。

    3.3 改進結(jié)果

    滑板支座改進前、后有限元模型對比如圖11所示。

    圖11 滑板支座改進前、后有限元模型對比

    滑板支架改進后Von-Mises應(yīng)力云圖如圖12~圖15所示。

    圖12 改進后滿載靜平衡工況

    圖13 改進后緊急制動工況

    圖14 改進后側(cè)傾工況

    圖15 改進后三倍動載工況

    滑板支座優(yōu)化改進后與改進前有限元結(jié)果對比分析見表2。

    表2 改進前后有限元結(jié)果對比分析

    綜上可得,改進后結(jié)構(gòu)不僅滿足材料的強度要求,還增加了整個滑板支座的靜安全系數(shù),保證了滑板支座及整個懸架系統(tǒng)的安全性能和使用性能。

    4 結(jié)論

    本文充分分析了滑板支座在滿載靜平衡工況、緊急制動工況、側(cè)傾工況和三倍動載工況下的受力情況,結(jié)合ANSYS Workbench的線性靜力學(xué)分析,找出了滑板支座斷裂和磨損的具體原因?;逯ё诔惺軄碜园寤傻拇瓜驔_擊和側(cè)向力的同時還要克服巨大的緊固螺栓擰緊力矩,因此其設(shè)計要具有足夠的剛度、強度和抗磨損能力,以承受上述各種力和力矩,避免因滑板支座損壞而引起的車輛安全性隱患。

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