邢立巍，王孔龍，胡春波，聶小剛，周 凱，張一弘 Xing Liwei，Wang Konglong，Hu Chunbo，Nie Xiaogang，Zhou Kai，Zhang Yihong

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平面分析法在減振器強(qiáng)度校核的應(yīng)用研究

邢立巍1，王孔龍2，胡春波1，聶小剛1，周 凱1，張一弘1Xing Liwei1，Wang Konglong2，Hu Chunbo1，Nie Xiaogang1，Zhou Kai1，Zhang Yihong1

（1.眾泰控股集團(tuán)汽車工程研究院，浙江 杭州 310018；2. 北京北汽德奔汽車技術(shù)中心有限公司，北京 101300）

在減振器強(qiáng)度校核方面，采用了平面分析法進(jìn)行彎扭強(qiáng)度分析，解決了減振器因外筒彎曲變形導(dǎo)致漏油失效的故障，驗(yàn)證了平面分析法在減振器強(qiáng)度校核方面的應(yīng)用價(jià)值。

平面分析法；減振器；強(qiáng)度校核

0 引 言

在汽車懸架的減振器實(shí)際工作中，由于車輪的跳動和路面的沖擊，減振器的外筒會一直有彎矩作用存在，若減振器的外筒強(qiáng)度不足，會發(fā)生彎曲變形，導(dǎo)致減振器漏油失效，并且會導(dǎo)致車輪外傾角變化，造成車輛的操縱穩(wěn)定性和平順性下降；因此，對減振器進(jìn)行可靠的強(qiáng)度校核分析尤為重要。當(dāng)前普遍做法是利用ADAMS等動力學(xué)仿真軟件提取懸架系統(tǒng)的各個(gè)慣性力，再利用ABAQUS、Nastran、Hyperworks等軟件進(jìn)行處理分析。這種CAE（Computer Aided Engineering，計(jì)算機(jī)輔助工程）分析校核方法所需參數(shù)量較多，在設(shè)計(jì)開發(fā)初期難以提供足夠準(zhǔn)確的信息，導(dǎo)致計(jì)算出來的結(jié)果存在較大的差異。

提出一種平面分析法在麥弗遜懸架系統(tǒng)減振器強(qiáng)度校核方面的應(yīng)用，將汽車懸架的空間結(jié)構(gòu)簡化為前輪軸線垂直于車輛前進(jìn)方向的平面力系，在這個(gè)平面內(nèi)進(jìn)行校核分析，根據(jù)外筒彎曲應(yīng)力的大小來選擇外筒材質(zhì)和規(guī)格。

某車型在道路試驗(yàn)過程中出現(xiàn)減振器漏油現(xiàn)象，經(jīng)查，該減振器的外筒已變形失效，如圖1所示。

該減振器在設(shè)計(jì)初期利用CAE進(jìn)行校核仿真滿足性能要求，說明在變量參數(shù)提供不夠全面準(zhǔn)確的情況下，進(jìn)行CAE校核存在一定隱患；因此采用平面分析法進(jìn)行該減振器彎扭強(qiáng)度的校核。

圖1 減振器外筒彎曲變形失效

1 平面分析法校核的基礎(chǔ)假設(shè)

1.1 前提條件

汽車處于滿載狀態(tài)，保持靜止不變，在輪胎接地點(diǎn)施加向上的3.5沖擊載荷，減振器的上安裝點(diǎn)為球鉸；計(jì)算中力的單位為N，長度單位為m，應(yīng)力單位為MPa。

1.2 懸架簡化

典型的麥弗遜懸架系統(tǒng)如圖2所示，由減振器、下擺臂總成、穩(wěn)定桿、穩(wěn)定桿連接桿、副車架、轉(zhuǎn)向節(jié)及輪胎等組成。

圖2 典型的麥弗遜懸架系統(tǒng)

假定轉(zhuǎn)向節(jié)與副車架等零部件為剛性部件，減振器由活塞桿和缸筒組成，將麥弗遜懸架系統(tǒng)的空間受力簡化為平面桿系結(jié)構(gòu)，如圖3所示。

圖3 麥弗遜懸架系統(tǒng)平面桿系結(jié)構(gòu)圖

2 減振器外筒彎扭強(qiáng)度校核分析

2.1 麥弗遜懸架系統(tǒng)的機(jī)構(gòu)特性

麥弗遜懸架系統(tǒng)的空間自由度為1，即該機(jī)構(gòu)只有1個(gè)自由度，具有特定的運(yùn)動，且每一個(gè)運(yùn)動姿態(tài)都是確定的，對應(yīng)著懸架系統(tǒng)的每一種實(shí)際工況。

從結(jié)構(gòu)力學(xué)上看，麥弗遜懸架系統(tǒng)是一種空間桿系結(jié)構(gòu)。懸架系統(tǒng)在運(yùn)動過程中是一個(gè)幾何可變體系，而在懸架系統(tǒng)的每一種姿態(tài)下，由于懸架系統(tǒng)達(dá)到了內(nèi)力平衡，每一個(gè)桿件的位置都是確定的，從結(jié)構(gòu)上看也是一個(gè)幾何結(jié)構(gòu)不變體系；因此，是一種可以進(jìn)行靜力分析的靜定結(jié)構(gòu)。

2.2 麥弗遜懸架系統(tǒng)受力分析

在平衡狀態(tài)下，將麥弗遜懸架系統(tǒng)簡化為平面桿系結(jié)構(gòu)，上支座襯套為球鉸副，則減振器受力就轉(zhuǎn)化為一個(gè)平面內(nèi)力系平衡的問題。

由理論力學(xué)可知，力系平衡的充要條件是力系的主矢和對任一點(diǎn)的主矩為零；另外一種表示形式為：力系中各力在直角坐標(biāo)系每一坐標(biāo)軸上的代數(shù)和為零，對每一坐標(biāo)軸主矩的代數(shù)和為零。

根據(jù)之前假設(shè)可以得到：

1）下擺臂、減振器可看成是一個(gè)二力桿；

2）減振器受到的側(cè)向力、減振器活塞桿受力以及螺旋彈簧受到的力對整個(gè)麥弗遜懸架系統(tǒng)來說，都可以轉(zhuǎn)化為減振器的內(nèi)力，在進(jìn)行受力分析時(shí)，轉(zhuǎn)向節(jié)、輪胎、減振器作為一個(gè)整體，在減振器上安裝點(diǎn)受力、下擺臂拉力以及地面反力作用下保持靜態(tài)平衡。

2.3 減振器外筒彎曲應(yīng)力計(jì)算

麥弗遜懸架系統(tǒng)在地面反力CP、下擺臂拉力WE、滑柱上點(diǎn)受力STRUT作用下保持平衡，得到以下各式。

水平方向上力的平衡

垂直方向上力的平衡

式中：CP為3.5單邊滿載沖擊力，N；為擺臂拉力延線與車輪接地中心面交點(diǎn)與減振器上點(diǎn)的連線與垂線間的夾角，（°）；為擺臂拉力與水平方向的夾角，（°）。

將式（1）帶入式（2）得

減振器外筒出現(xiàn)彎曲，是由于受到了彎矩作用，如圖4所示，受力分解可得減振器上點(diǎn)在垂直于減振器外筒方向的受力為

式中：為擺臂拉力延線與車輪接地中心面交點(diǎn)與減振器上點(diǎn)的連線與減振器外筒間的夾角，（°）。

圖4 前滑柱受力分解示意圖

前滑柱外缸筒受到的彎矩為

式中：為減振器上點(diǎn)到轉(zhuǎn)向節(jié)支架安裝點(diǎn)的距離，m。

前滑柱外缸筒抗彎截面系數(shù)為[1]142，324

式中：為減振器外缸筒的外徑，m；為減振器外缸筒的內(nèi)徑，m。

最大彎曲應(yīng)力max應(yīng)不大于材料的屈服強(qiáng) 度[1]142，即

經(jīng)查，該故障車輛的相關(guān)技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 故障車輛的相關(guān)技術(shù)參數(shù)

表1中參數(shù)在車輛開發(fā)初期，可以通過平面分析法進(jìn)行投影和直接測量，較為容易獲得。

將參數(shù)值代入式（3）～（6），可得該減振器外缸筒承受的最大彎曲應(yīng)力max=300.98 MPa。

所選減振器外缸筒材料應(yīng)滿足最大彎曲應(yīng)力大于300.98 MPa。經(jīng)查，該減振器外缸筒材料為ST37-2，該材料屈服強(qiáng)度為235 MPa，小于300.98 MPa；因此在路試過程中出現(xiàn)了彎曲漏油失效現(xiàn)象，平面分析法的校核結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相符。

3 改進(jìn)與驗(yàn)證

解決失效問題有兩種途徑：（1）增加外缸筒壁厚，但該方案會導(dǎo)致諸如設(shè)備工裝等其他組件隨之更改，更改量太大，整改周期過長，不予采用；（2）重新選擇屈服強(qiáng)度更高的材料，該方案更改量最小，常見的無縫鋼管材料有S500MC，該材料屈服強(qiáng)度達(dá)到500 MPa，遠(yuǎn)大于設(shè)計(jì)計(jì)算的理論值300.98 MPa，采用該材料后，經(jīng)多次路試均未出現(xiàn)減振器漏油失效現(xiàn)象，對減振器外缸筒進(jìn)行測量，如圖5所示，沒有發(fā)現(xiàn)彎曲變形情況，也沒有出現(xiàn)減振器漏油失效現(xiàn)象，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖5 減振器外缸筒正常無彎曲

4 結(jié) 論

1）在減振器設(shè)計(jì)初期，采用平面分析法可以較快捷地獲得減振器受力的彎矩強(qiáng)度，經(jīng)驗(yàn)證可獲得較為可靠的參考數(shù)據(jù)。

2）減振器外缸筒作為簧下質(zhì)量不能設(shè)計(jì)得過于厚重，但其抗彎扭能力應(yīng)進(jìn)行充分校核，確保其具備足夠的抗彎扭能力。

[1]劉鴻文. 材料力學(xué)Ⅰ[M]. 5版. 北京：高等教育出版社，2011.

2018-12-19

1002-4581（2019）02-0034-04

U463.33+5.1

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10.14175/j.issn.1002-4581.2019.02.009