基于精確幾何模型梁?jiǎn)卧穆菪龔椈蓜偠确治?/h1>
2020-02-10 09:56齊朝暉卓英鵬國樹東
工程力學(xué) 2020年2期
張 健，齊朝暉，卓英鵬，國樹東
(大連理工大學(xué)工業(yè)裝備結(jié)構(gòu)分析國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，大連 116024)
螺旋彈簧在機(jī)械系統(tǒng)中有著重要影響，尤其在車用發(fā)動(dòng)機(jī)配氣機(jī)構(gòu)和懸架系統(tǒng)等復(fù)雜機(jī)構(gòu)上起著重要作用[1－2]。螺旋彈簧的剛度特性是設(shè)計(jì)彈簧的重要評(píng)價(jià)因素。
在復(fù)雜機(jī)械系統(tǒng)建模中，將螺旋彈簧視為單自由度振動(dòng)模型或是采用將彈簧按照圈數(shù)分割為集中質(zhì)量，質(zhì)量與質(zhì)量之間通過連接具有當(dāng)量剛度的無質(zhì)量彈簧[3]，該方法忽略了彈簧的非線性特性，不能準(zhǔn)確地反映彈簧的非線性剛度。采用有限元分析能獲得比較精確的彈簧剛度特性，因而，有限元分析廣泛應(yīng)用于對(duì)彈簧特性的評(píng)價(jià)。早期建立彈簧有限元模型是利用傳統(tǒng)梁?jiǎn)卧＃瑢椈煞指畛珊芏嗖糠?，每部分之間通過直梁?jiǎn)卧B接，該方法忽略了彈簧本身是空間彎曲結(jié)構(gòu)，故而彈簧模型離散的疏密程度和梁?jiǎn)卧趶椈芍械谋壤紩?huì)影響計(jì)算的精度和計(jì)算速度[4]。文獻(xiàn)[5]應(yīng)用直梁?jiǎn)卧慕Ｋ枷虢⑶簡(jiǎn)卧?，證明對(duì)于螺旋彈簧結(jié)構(gòu)中使用曲梁?jiǎn)卧木纫黠@高于直梁?jiǎn)卧?，并且同等精度的情況下使用更少的單元數(shù)量。文獻(xiàn)[6]提出了節(jié)點(diǎn)自由度為 6的 2節(jié)點(diǎn)三維曲梁有限單元模型，在一定程度上是一種高效彈簧建模方法。同時(shí)，文獻(xiàn)[7]作為彈簧設(shè)計(jì)指導(dǎo)手冊(cè)，對(duì)彈簧設(shè)計(jì)做出了比較系統(tǒng)的分析，提出了經(jīng)典理論剛度公式，在其有限元分析案例中采用三維實(shí)體單元，這種分析手段方便成熟，適合于對(duì)彈簧特性的評(píng)價(jià)，但并未考慮彈簧彎曲變形對(duì)彈簧剛度的影響。文獻(xiàn)[8]中的彈簧模型考慮了彎曲變形，但所建立的曲梁?jiǎn)卧贿m合于小變形情況。
螺旋彈簧模型應(yīng)選擇一種幾何非線性分析方法。對(duì)于細(xì)長(zhǎng)結(jié)構(gòu)，近幾年發(fā)展起來的幾何非線性分析方法有絕對(duì)節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)法和“精確幾何模型梁?jiǎn)卧薄?/p>
絕對(duì)節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)法是放棄了傳統(tǒng)梁理論中的剛性截面假設(shè)，將梁看成一種特殊實(shí)體，可精確描述單元?jiǎng)傮w位移的變形場(chǎng)，它是由 Shabana[9]首次提出，由于該方法避免了對(duì)截面有限轉(zhuǎn)動(dòng)插值引起的各種困難，是柔體動(dòng)力學(xué)研究的一個(gè)重要進(jìn)展，受到了國內(nèi)外學(xué)者的廣泛關(guān)注[10－11]。
“精確幾何模型梁?jiǎn)卧眲t是一種摒棄了小位移小轉(zhuǎn)動(dòng)假設(shè)的幾何非線性分析方法。選取描述單元端部形心位置的位移變量和描述單元端部橫截面有限轉(zhuǎn)動(dòng)的角度變量作為獨(dú)立的描述變量，在單元域內(nèi)進(jìn)行插值離散。而傳統(tǒng)“精確幾何模型梁?jiǎn)卧敝挥袆傂越孛婕僭O(shè)，分析細(xì)長(zhǎng)結(jié)構(gòu)的時(shí)候會(huì)出現(xiàn)“剪切閉鎖”，結(jié)合 Bernoulli梁理論和細(xì)長(zhǎng)梁的幾何關(guān)系，可避免對(duì)截面轉(zhuǎn)動(dòng)矢量進(jìn)行獨(dú)立插值，從而避免傳統(tǒng)方法當(dāng)中的很多問題[12－15]。
本文基于“精確幾何模型梁?jiǎn)卧碧岢隽艘环N新的螺旋彈簧剛度分析方法。結(jié)合螺旋彈簧的設(shè)計(jì)構(gòu)型特點(diǎn)和變形規(guī)律，尋找螺旋彈簧的描述參數(shù)；基于傳統(tǒng)“精確幾何模型梁?jiǎn)卧睅缀畏蔷€性分析的方法，同時(shí)增加形心線與剛截面垂直假設(shè)條件，建立彈簧系統(tǒng)虛功率方程，并通過數(shù)值算例進(jìn)行剛度特性分析，對(duì)比與經(jīng)典理論剛度計(jì)算結(jié)果、傳統(tǒng)有限元計(jì)算結(jié)果的差異。
1 螺旋彈簧系統(tǒng)描述
對(duì)于任意形狀的圓柱螺旋彈簧，其基本參數(shù)包含螺旋線圓柱半徑ρ、高度z和極角θ，以描述彈簧截面形心位置。首先，以右手螺旋彈簧為例，在彈簧底圈中心處，建立總體基為如圖1所示。
圖1 總體基和截面坐標(biāo)系Fig.1 Global coordinate system and section coordinate system
螺旋彈簧螺旋線的形心矢徑為：
考慮圓柱螺旋彈簧只受到軸向載荷作用時(shí)，彈簧產(chǎn)生軸向變形，在變形過程中形心線的位置仍保持螺旋形狀[7]，只是基本參數(shù)螺旋線圓柱半徑ρ、高度z和極角θ會(huì)發(fā)生變化，故高度z、半徑ρ和極角θ是彈簧變形的狀態(tài)變量。
對(duì)于已有彈簧，往往已知彈簧自由狀態(tài)下高度和半徑隨極角變化的構(gòu)型曲線。只需要通過選擇適當(dāng)?shù)牟逯捣椒▽?gòu)型曲線離散，便可得到螺旋線上任意一點(diǎn)的形心矢量。
以彈簧的每一圈為一小單元，采用Hermite插值方法，螺旋線圓柱半徑插值函數(shù)為：
同時(shí)，保證2個(gè)樣條單元之間節(jié)點(diǎn)處的二階導(dǎo)數(shù)連續(xù)性。依據(jù)這個(gè)連續(xù)性條件，單元節(jié)點(diǎn)處的半徑對(duì)初始極角的一階導(dǎo)數(shù)表示為：
式中：ρi＝[ρ0ρ1...ρn]；S0和S1均為常數(shù)矩陣。
從而可將式(2)改寫為：
式中：
同理，彈簧螺旋線高度為：
彈簧螺旋線極角為：
假設(shè)簧絲截面為剛性截面，彈簧在壓縮或者拉伸過程中，不僅彈簧螺旋線的形心矢徑發(fā)生改變，而且簧絲截面也會(huì)發(fā)生相應(yīng)的扭轉(zhuǎn)。除形心矢徑的描述變量外，還需增加一個(gè)簧絲截面的扭轉(zhuǎn)角。
插值方法同上，有：
故，螺旋彈簧的完備描述參數(shù)為：
2 簧絲截面坐標(biāo)系的建立
基于剛性截面假設(shè)，簧絲截面所做的運(yùn)動(dòng)為剛體運(yùn)動(dòng)，因而可以用固結(jié)于橫截面的截面坐標(biāo)系描述剛體截面的方位，如圖1所示。截面坐標(biāo)系的原點(diǎn)在彈簧形心線上，es軸是形心線的切線方向，另外et、eb兩根軸分別為彈簧截面的形心主軸。
螺旋線形心線切矢量為：
卡爾丹描述的截面法向矢量為：
考慮彈簧細(xì)長(zhǎng)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，采用 Bernoulli梁理論，變形過程中梁截面始終保持與形心線切向垂直，截面法向矢量與螺旋線的形心線切線方向一致。通過式(10)和式(11)，求得卡爾丹角為：
由式(12)和式(13)可知，α、β角完全由彈簧形心線的形狀所決定。因而只需要用第3次定軸轉(zhuǎn)動(dòng)的卡爾丹角就可以描述簧絲截面的扭轉(zhuǎn)。
簧絲截面的其他2個(gè)矢量為截面形心主軸，分別為：
3 彈簧單元的慣性力虛功率
剛性簧絲截面的慣性力虛功率包含平動(dòng)慣性力虛功率和轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力虛功率兩部分，在彈簧單元域(0，2nπ)內(nèi)積分可得到彈簧單元慣性力虛功率。
彈簧單元平動(dòng)慣性力虛功率為：
角速度具有明確的物理意義[16]，有：
式中，截面角速度ω在連體基中的分解為：
考慮到方便對(duì)比推導(dǎo)曲率矢量，故將截面角速度在截面坐標(biāo)系下表達(dá)。
采用卡爾丹描述，在總體基下的3個(gè)轉(zhuǎn)軸為：
通過式(11)、式(14)和式(15)將其轉(zhuǎn)化到截面坐標(biāo)系下，則3個(gè)轉(zhuǎn)軸為：
根據(jù)相繼定軸轉(zhuǎn)動(dòng)，彈簧截面的角速度為：
角速度矢量在截面坐標(biāo)系中的分量為：
彈簧單元轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力虛功率為：
式中，J為剛截面的慣性矩張量。
4 螺旋彈簧的曲率矢量與軸向應(yīng)變
螺旋彈簧是空間曲梁結(jié)構(gòu)，可以用曲率矢量表征形心線的彎曲扭轉(zhuǎn)程度，與角速度相同，曲率也具有明確的物理意義，曲率為：
式中：s0為螺旋彈簧形心線初始弧長(zhǎng)坐標(biāo)；曲率矢量κ在連體基中的分解為：
類比角速度的疊加原理，彈簧單元截面的曲率矢量為：
曲率矢量改寫為：
曲率矢量在截面坐標(biāo)系中的分量為：
曲率矢量之所以須在截面坐標(biāo)系下表達(dá)，這是由曲梁的本構(gòu)關(guān)系所決定。
剛截面作剛體運(yùn)動(dòng)，可將曲梁微元體簡(jiǎn)化成一條形心線，梁的應(yīng)變只是變形前弧長(zhǎng)坐標(biāo)s0和時(shí)間的函數(shù)。變形后弧長(zhǎng)也是這兩個(gè)坐標(biāo)的函數(shù)，則曲梁的軸向應(yīng)變?yōu)椋?/p>
5 彈簧的變形虛功率
在彈簧中取一段長(zhǎng)為ds0微元體，該微元體是具有初始曲率的曲梁微元體。
微元體可當(dāng)成一段剛體，剛體的動(dòng)力學(xué)方程為：
式中：m、f分別為曲梁微元體左端面合力矩和合力；
根據(jù)虛功率原理，可得微元體的外力虛功率為：
微元體的慣性力虛功率為：
根據(jù)虛功率原理，曲梁微元體的變形虛功率為：
將其沿極角積分可以得到彈簧變形虛功率：
根據(jù)截面法向與截面形心線方向相同的假設(shè)條件，由式(10)和式(31)可得：
式(37)兩端對(duì)時(shí)間求一階導(dǎo)數(shù)，得：
角速度ω對(duì)求一階導(dǎo)數(shù)：
將式(40)代入式(39)，有：
曲率矢量κ的一階時(shí)間導(dǎo)數(shù)為：
將式(42)代入式(41)，則有：
將式(38)和式(43)代入式(36)，可得彈簧的變形虛功率為：
構(gòu)造曲梁?jiǎn)卧谋緲?gòu)關(guān)系可以描述為：
整理后，彈簧的變形虛功率為：
6 彈簧剛度的計(jì)算
6.1 模型降噪方法
系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程具有很強(qiáng)的剛性，而高頻彈性振動(dòng)主要源于應(yīng)力的快速變化，模型降噪的方法是將應(yīng)力在一個(gè)時(shí)間區(qū)間（t,t+h）內(nèi)平均[17]，用平均應(yīng)力替換應(yīng)力σ，以此來計(jì)算柔體的變形虛功率。
平均應(yīng)力近似表達(dá)為：
則變形虛功率為：
將式(47)代入式(48)，變形虛功率為：
與修改前的變形虛功率相比，增加了慣性項(xiàng)和阻尼項(xiàng)，從而降低了系統(tǒng)的固有頻率，可以獲得更高的計(jì)算效率。
6.2 系統(tǒng)虛功率方程
彈簧剛度是通過在彈簧軸向方向上施加測(cè)試外載荷獲得，在彈簧系統(tǒng)中外力虛功率包含重力虛功率和測(cè)試載荷虛功率。
重力虛功率為：
測(cè)試載荷虛功率為：
式中：fn為測(cè)試載荷；
系統(tǒng)虛功率方程為：
7 數(shù)值算例
算例1.圓柱壓縮螺旋彈簧基本參數(shù)：中徑30.4 mm，有效圈數(shù) 4，簧絲直徑 4.1 mm，節(jié)距為11.94 mm，材料彈性模量2.1×105MPa，泊松比0.3，密度7800 kg/m3。
彈簧模型如圖2所示，彈簧的兩端圓并緊并磨平，支撐圈數(shù)為1.5。
圖2 彈簧模型/mmFig.2 The model of spring
彈簧模型的曲率如圖3所示。由圖3可知，彈簧曲率不僅在小單元內(nèi)部連續(xù)，而且在每圈樣條單元的節(jié)點(diǎn)拼接處也連續(xù)，該種彈簧單元具有很好的光順性。
當(dāng)彈簧支撐磨平面承受承載力的時(shí)候，忽略與支撐圈與活動(dòng)圈的壓緊，將作用載荷等效到有效圈的端部節(jié)點(diǎn)。
圖3 彈簧初始曲率Fig.3 Spring curvature in initial state
彈簧單元底部施加固定約束，頂部平面緩慢施加過程壓力載荷，最大載荷為300 N，載荷方程為：
彈簧各圈高度的變化情況如下圖4所示。
頂部施加壓力載荷 270 N~540 N，在彈簧受壓過程中，彈簧剛度變化情況，如圖5所示。
由剛度變化曲線可知，彈簧在壓縮過程中，彈簧的剛度是漸減的，程序計(jì)算剛度值與文獻(xiàn)[7]評(píng)價(jià)一致。
算例2.圓柱拉伸螺旋彈簧基本參數(shù)：中徑18.5 mm，有效圈數(shù)10，簧絲直徑2.5 mm，節(jié)距為3 mm，材料彈性模量2.1×105MPa；泊松比0.3；密度7800 kg/m3。彈簧模型如圖6所示。
圖4 壓縮過程中各圈高度Fig.4 Each spring height in compression process
圖5 圓柱壓縮螺旋彈簧剛度變化曲線Fig.5 Cylindrical compression coil spring stiffness curve
圖6 彈簧模型/mmFig.6 The model of spring
底部固定約束，頂部施加拉力 100 N~500 N。剛度變化如圖7所示。
由圖7剛度變化曲線可知，拉伸彈簧的剛度是漸增型，程序計(jì)算剛度值與文獻(xiàn)[7]評(píng)價(jià)一致。進(jìn)一步發(fā)現(xiàn)，剛度并不是線性增加，而是非線性的。
算例3.圓柱螺旋彈簧基本參數(shù)：中徑157 mm；有效圈數(shù) 6；簧絲直徑 13 mm；材料彈性模量2.1×105MPa；泊松比0.3。頂部施加壓力1000 N。將剛度仿真結(jié)果與理論值比較。
圖7 圓柱拉伸螺旋彈簧剛度變化曲線Fig.7 Cylindrical tensile coil spring stiffness curve
圓柱螺旋彈簧的經(jīng)典理論剛度公式為：
式中，G為彈簧材料的切變模量。
計(jì)算結(jié)果如表1所示。
表1 彈簧剛度的仿真結(jié)果與理論值比較Table 1 Comparison of spring stiffness simulation results with theoretical values
由表1對(duì)比可知，有限元Solid95計(jì)算剛度結(jié)果與線性經(jīng)典理論計(jì)算結(jié)果接近。對(duì)比節(jié)距為40 mm的 Solid95(小變形、單元數(shù)目為 156456和 7932)與 Beam189(大變形、單元數(shù)目為 50)，其計(jì)算結(jié)果基本一致，可以證明該有限元方法的正確性。同時(shí)，本文方法與Solid95計(jì)算結(jié)果基本一致，可以證明本文方法的正確性。
8 結(jié)論
本文將彈簧半徑、高度、極角和截面扭轉(zhuǎn)角作為螺旋彈簧的描述變量，并根據(jù)設(shè)計(jì)曲線進(jìn)行插值離散?；诟倪M(jìn)后的“精確幾何梁?jiǎn)卧苯７椒?，通過形心曲線切矢量和簧絲截面扭轉(zhuǎn)角建立截面坐標(biāo)系。應(yīng)用高頻彈性振動(dòng)降噪方法，得到彈簧系統(tǒng)虛功率方程，最后求解得到彈簧剛度。通過對(duì)比傳統(tǒng)有限元模型和經(jīng)典理論剛度公式的計(jì)算結(jié)果，驗(yàn)證了該種螺旋彈簧剛度分析方法的合理性和正確性，并為變剛度彈簧設(shè)計(jì)做好了理論準(zhǔn)備。
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圖1 總體基和截面坐標(biāo)系Fig.1 Global coordinate system and section coordinate system
螺旋彈簧螺旋線的形心矢徑為：
考慮圓柱螺旋彈簧只受到軸向載荷作用時(shí)，彈簧產(chǎn)生軸向變形，在變形過程中形心線的位置仍保持螺旋形狀[7]，只是基本參數(shù)螺旋線圓柱半徑ρ、高度z和極角θ會(huì)發(fā)生變化，故高度z、半徑ρ和極角θ是彈簧變形的狀態(tài)變量。
對(duì)于已有彈簧，往往已知彈簧自由狀態(tài)下高度和半徑隨極角變化的構(gòu)型曲線。只需要通過選擇適當(dāng)?shù)牟逯捣椒▽?gòu)型曲線離散，便可得到螺旋線上任意一點(diǎn)的形心矢量。
以彈簧的每一圈為一小單元，采用Hermite插值方法，螺旋線圓柱半徑插值函數(shù)為：
同時(shí)，保證2個(gè)樣條單元之間節(jié)點(diǎn)處的二階導(dǎo)數(shù)連續(xù)性。依據(jù)這個(gè)連續(xù)性條件，單元節(jié)點(diǎn)處的半徑對(duì)初始極角的一階導(dǎo)數(shù)表示為：
式中：ρi＝[ρ0ρ1...ρn]；S0和S1均為常數(shù)矩陣。
從而可將式(2)改寫為：
式中：
同理，彈簧螺旋線高度為：
彈簧螺旋線極角為：
假設(shè)簧絲截面為剛性截面，彈簧在壓縮或者拉伸過程中，不僅彈簧螺旋線的形心矢徑發(fā)生改變，而且簧絲截面也會(huì)發(fā)生相應(yīng)的扭轉(zhuǎn)。除形心矢徑的描述變量外，還需增加一個(gè)簧絲截面的扭轉(zhuǎn)角。
插值方法同上，有：
故，螺旋彈簧的完備描述參數(shù)為：
2 簧絲截面坐標(biāo)系的建立
基于剛性截面假設(shè)，簧絲截面所做的運(yùn)動(dòng)為剛體運(yùn)動(dòng)，因而可以用固結(jié)于橫截面的截面坐標(biāo)系描述剛體截面的方位，如圖1所示。截面坐標(biāo)系的原點(diǎn)在彈簧形心線上，es軸是形心線的切線方向，另外et、eb兩根軸分別為彈簧截面的形心主軸。
螺旋線形心線切矢量為：
卡爾丹描述的截面法向矢量為：
考慮彈簧細(xì)長(zhǎng)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，采用 Bernoulli梁理論，變形過程中梁截面始終保持與形心線切向垂直，截面法向矢量與螺旋線的形心線切線方向一致。通過式(10)和式(11)，求得卡爾丹角為：
由式(12)和式(13)可知，α、β角完全由彈簧形心線的形狀所決定。因而只需要用第3次定軸轉(zhuǎn)動(dòng)的卡爾丹角就可以描述簧絲截面的扭轉(zhuǎn)。
簧絲截面的其他2個(gè)矢量為截面形心主軸，分別為：
3 彈簧單元的慣性力虛功率
剛性簧絲截面的慣性力虛功率包含平動(dòng)慣性力虛功率和轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力虛功率兩部分，在彈簧單元域(0，2nπ)內(nèi)積分可得到彈簧單元慣性力虛功率。
彈簧單元平動(dòng)慣性力虛功率為：
角速度具有明確的物理意義[16]，有：
式中，截面角速度ω在連體基中的分解為：
考慮到方便對(duì)比推導(dǎo)曲率矢量，故將截面角速度在截面坐標(biāo)系下表達(dá)。
采用卡爾丹描述，在總體基下的3個(gè)轉(zhuǎn)軸為：
通過式(11)、式(14)和式(15)將其轉(zhuǎn)化到截面坐標(biāo)系下，則3個(gè)轉(zhuǎn)軸為：
根據(jù)相繼定軸轉(zhuǎn)動(dòng)，彈簧截面的角速度為：
角速度矢量在截面坐標(biāo)系中的分量為：
彈簧單元轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力虛功率為：
式中，J為剛截面的慣性矩張量。
4 螺旋彈簧的曲率矢量與軸向應(yīng)變
螺旋彈簧是空間曲梁結(jié)構(gòu)，可以用曲率矢量表征形心線的彎曲扭轉(zhuǎn)程度，與角速度相同，曲率也具有明確的物理意義，曲率為：
式中：s0為螺旋彈簧形心線初始弧長(zhǎng)坐標(biāo)；曲率矢量κ在連體基中的分解為：
類比角速度的疊加原理，彈簧單元截面的曲率矢量為：
曲率矢量改寫為：
曲率矢量在截面坐標(biāo)系中的分量為：
曲率矢量之所以須在截面坐標(biāo)系下表達(dá)，這是由曲梁的本構(gòu)關(guān)系所決定。
剛截面作剛體運(yùn)動(dòng)，可將曲梁微元體簡(jiǎn)化成一條形心線，梁的應(yīng)變只是變形前弧長(zhǎng)坐標(biāo)s0和時(shí)間的函數(shù)。變形后弧長(zhǎng)也是這兩個(gè)坐標(biāo)的函數(shù)，則曲梁的軸向應(yīng)變?yōu)椋?/p>
5 彈簧的變形虛功率
在彈簧中取一段長(zhǎng)為ds0微元體，該微元體是具有初始曲率的曲梁微元體。
微元體可當(dāng)成一段剛體，剛體的動(dòng)力學(xué)方程為：
式中：m、f分別為曲梁微元體左端面合力矩和合力；
根據(jù)虛功率原理，可得微元體的外力虛功率為：
微元體的慣性力虛功率為：
根據(jù)虛功率原理，曲梁微元體的變形虛功率為：
將其沿極角積分可以得到彈簧變形虛功率：
根據(jù)截面法向與截面形心線方向相同的假設(shè)條件，由式(10)和式(31)可得：
式(37)兩端對(duì)時(shí)間求一階導(dǎo)數(shù)，得：
角速度ω對(duì)求一階導(dǎo)數(shù)：
將式(40)代入式(39)，有：
曲率矢量κ的一階時(shí)間導(dǎo)數(shù)為：
將式(42)代入式(41)，則有：
將式(38)和式(43)代入式(36)，可得彈簧的變形虛功率為：
構(gòu)造曲梁?jiǎn)卧谋緲?gòu)關(guān)系可以描述為：
整理后，彈簧的變形虛功率為：
6 彈簧剛度的計(jì)算
6.1 模型降噪方法
系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程具有很強(qiáng)的剛性，而高頻彈性振動(dòng)主要源于應(yīng)力的快速變化，模型降噪的方法是將應(yīng)力在一個(gè)時(shí)間區(qū)間（t,t+h）內(nèi)平均[17]，用平均應(yīng)力替換應(yīng)力σ，以此來計(jì)算柔體的變形虛功率。
平均應(yīng)力近似表達(dá)為：
則變形虛功率為：
將式(47)代入式(48)，變形虛功率為：
與修改前的變形虛功率相比，增加了慣性項(xiàng)和阻尼項(xiàng)，從而降低了系統(tǒng)的固有頻率，可以獲得更高的計(jì)算效率。
6.2 系統(tǒng)虛功率方程
彈簧剛度是通過在彈簧軸向方向上施加測(cè)試外載荷獲得，在彈簧系統(tǒng)中外力虛功率包含重力虛功率和測(cè)試載荷虛功率。
重力虛功率為：
測(cè)試載荷虛功率為：
式中：fn為測(cè)試載荷；
系統(tǒng)虛功率方程為：
7 數(shù)值算例
算例1.圓柱壓縮螺旋彈簧基本參數(shù)：中徑30.4 mm，有效圈數(shù) 4，簧絲直徑 4.1 mm，節(jié)距為11.94 mm，材料彈性模量2.1×105MPa，泊松比0.3，密度7800 kg/m3。
彈簧模型如圖2所示，彈簧的兩端圓并緊并磨平，支撐圈數(shù)為1.5。
圖2 彈簧模型/mmFig.2 The model of spring
彈簧模型的曲率如圖3所示。由圖3可知，彈簧曲率不僅在小單元內(nèi)部連續(xù)，而且在每圈樣條單元的節(jié)點(diǎn)拼接處也連續(xù)，該種彈簧單元具有很好的光順性。
當(dāng)彈簧支撐磨平面承受承載力的時(shí)候，忽略與支撐圈與活動(dòng)圈的壓緊，將作用載荷等效到有效圈的端部節(jié)點(diǎn)。
圖3 彈簧初始曲率Fig.3 Spring curvature in initial state
彈簧單元底部施加固定約束，頂部平面緩慢施加過程壓力載荷，最大載荷為300 N，載荷方程為：
彈簧各圈高度的變化情況如下圖4所示。
頂部施加壓力載荷 270 N~540 N，在彈簧受壓過程中，彈簧剛度變化情況，如圖5所示。
由剛度變化曲線可知，彈簧在壓縮過程中，彈簧的剛度是漸減的，程序計(jì)算剛度值與文獻(xiàn)[7]評(píng)價(jià)一致。
算例2.圓柱拉伸螺旋彈簧基本參數(shù)：中徑18.5 mm，有效圈數(shù)10，簧絲直徑2.5 mm，節(jié)距為3 mm，材料彈性模量2.1×105MPa；泊松比0.3；密度7800 kg/m3。彈簧模型如圖6所示。
圖4 壓縮過程中各圈高度Fig.4 Each spring height in compression process
圖5 圓柱壓縮螺旋彈簧剛度變化曲線Fig.5 Cylindrical compression coil spring stiffness curve
圖6 彈簧模型/mmFig.6 The model of spring
底部固定約束，頂部施加拉力 100 N~500 N。剛度變化如圖7所示。
由圖7剛度變化曲線可知，拉伸彈簧的剛度是漸增型，程序計(jì)算剛度值與文獻(xiàn)[7]評(píng)價(jià)一致。進(jìn)一步發(fā)現(xiàn)，剛度并不是線性增加，而是非線性的。
算例3.圓柱螺旋彈簧基本參數(shù)：中徑157 mm；有效圈數(shù) 6；簧絲直徑 13 mm；材料彈性模量2.1×105MPa；泊松比0.3。頂部施加壓力1000 N。將剛度仿真結(jié)果與理論值比較。
圖7 圓柱拉伸螺旋彈簧剛度變化曲線Fig.7 Cylindrical tensile coil spring stiffness curve
圓柱螺旋彈簧的經(jīng)典理論剛度公式為：
式中，G為彈簧材料的切變模量。
計(jì)算結(jié)果如表1所示。
表1 彈簧剛度的仿真結(jié)果與理論值比較Table 1 Comparison of spring stiffness simulation results with theoretical values
由表1對(duì)比可知，有限元Solid95計(jì)算剛度結(jié)果與線性經(jīng)典理論計(jì)算結(jié)果接近。對(duì)比節(jié)距為40 mm的 Solid95(小變形、單元數(shù)目為 156456和 7932)與 Beam189(大變形、單元數(shù)目為 50)，其計(jì)算結(jié)果基本一致，可以證明該有限元方法的正確性。同時(shí)，本文方法與Solid95計(jì)算結(jié)果基本一致，可以證明本文方法的正確性。
8 結(jié)論
本文將彈簧半徑、高度、極角和截面扭轉(zhuǎn)角作為螺旋彈簧的描述變量，并根據(jù)設(shè)計(jì)曲線進(jìn)行插值離散?；诟倪M(jìn)后的“精確幾何梁?jiǎn)卧苯７椒?，通過形心曲線切矢量和簧絲截面扭轉(zhuǎn)角建立截面坐標(biāo)系。應(yīng)用高頻彈性振動(dòng)降噪方法，得到彈簧系統(tǒng)虛功率方程，最后求解得到彈簧剛度。通過對(duì)比傳統(tǒng)有限元模型和經(jīng)典理論剛度公式的計(jì)算結(jié)果，驗(yàn)證了該種螺旋彈簧剛度分析方法的合理性和正確性，并為變剛度彈簧設(shè)計(jì)做好了理論準(zhǔn)備。
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