某多軸汽車鋼板彈簧滑板支座斷裂失效分析與優(yōu)化

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(diǎn)[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(qiáng)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。滑板支座作為板簧運(yùn)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(qiáng)度直接影響整車的運(yùn)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(jìn)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(jì)上是否可以經(jīng)受這些負(fù)荷[3]，進(jìn)而驗(yàn)證其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是否合理，并通過優(yōu)化改進(jìn)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(jì)參數(shù)計(jì)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(diǎn)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(dú)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(jì)滾動阻力和空氣阻力的影響。車身縱傾角計(jì)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(jì)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(jì)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(jì)算最大制動力。按干燥瀝青路面附著系數(shù)計(jì)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(shí)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(jìn)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(jì)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(diǎn)（Nodes）200830個。

滑板支座材料采用ZG40Cr，屈服強(qiáng)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(qiáng)筋中段過度圓角下側(cè)切線處，對滑板支座的危險位置進(jìn)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(shí)際斷裂位置一致。

3 滑板支座斷裂失效原因及優(yōu)化改進(jìn)方案

3.1 原因分析

滑板支座“∩”型開口設(shè)計(jì)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(yùn)動，車輛長期運(yùn)行后滑板支座被板簧磨出多條深痕。

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

3.2 優(yōu)化改進(jìn)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(jìn)結(jié)果

滑板支座改進(jìn)前、后有限元模型對比如圖11所示。

圖11 滑板支座改進(jìn)前、后有限元模型對比

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

圖12 改進(jìn)后滿載靜平衡工況

圖13 改進(jìn)后緊急制動工況

圖14 改進(jìn)后側(cè)傾工況

圖15 改進(jìn)后三倍動載工況

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

表2 改進(jìn)前后有限元結(jié)果對比分析

綜上可得，改進(jìn)后結(jié)構(gòu)不僅滿足材料的強(qiáng)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(jì)要具有足夠的剛度、強(qiáng)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。