王 偉，王海艷，楊 凱，申?yáng)|月Wang Wei，Wang Haiyan，Yang Kai，Shen Dongyue

基于載荷譜和CAE的減振器支架優(yōu)化設(shè)計(jì)

王 偉，王海艷，楊 凱，申?yáng)|月
Wang Wei，Wang Haiyan，Yang Kai，Shen Dongyue

（一汽解放商用車開(kāi)發(fā)院輕型車開(kāi)發(fā)部，吉林 長(zhǎng)春 130011）

針對(duì)輕型載貨車用減振器支架頻繁發(fā)生斷裂問(wèn)題，利用Matlab軟件開(kāi)發(fā)減振器支架載荷譜提取程序，基于實(shí)際載荷譜輸入，應(yīng)用CAE分析方法進(jìn)行減振器支架靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度分析，發(fā)現(xiàn)危險(xiǎn)位置與實(shí)際斷裂位置吻合。利用上述方法進(jìn)一步完成減振器支架優(yōu)化設(shè)計(jì)，通過(guò)了整車可靠性試驗(yàn)驗(yàn)證，為判斷減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度是否合格提供了有效的依據(jù)，并使減振器支架減重30%，實(shí)現(xiàn)了優(yōu)化設(shè)計(jì)的目的。

Matlab；載荷譜；CAE；減振器支架；優(yōu)化設(shè)計(jì)

0 引 言

減振系統(tǒng)是汽車底盤的重要組成部分，減振系統(tǒng)失效會(huì)導(dǎo)致汽車振動(dòng)加劇，降低汽車乘坐舒適性，甚至導(dǎo)致車上貨物損壞[1]；因此在保證減振系統(tǒng)正常工作的前提下進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)目標(biāo)值得研究。

針對(duì)故障頻率高的某輕型載貨車減振系統(tǒng)進(jìn)行研究，通過(guò)對(duì)該車型道路試驗(yàn)過(guò)程反饋的質(zhì)量問(wèn)題統(tǒng)計(jì)，發(fā)現(xiàn)減振器支架斷裂是引起減振系統(tǒng)失效的主要原因，占故障總數(shù)3/4，減振器支架斷裂位置如圖1所示。

圖1 減振器支架斷裂位置

因此，對(duì)減振器支架進(jìn)行可靠性設(shè)計(jì)研究是降低該車型減振系統(tǒng)故障率的有效方案。

1 確定邊界條件

減振器支架主要起固定減振器的作用，承受著減振器的阻尼力，其任意時(shí)刻的受力表現(xiàn)為

=-×（1）

式中：為減振器支架受力；為減振器阻尼系數(shù)；為減振器振動(dòng)速度[2]。

減振器阻尼系數(shù)是減振器的固有屬性，可以通過(guò)減振器臺(tái)架試驗(yàn)獲得；減振器振動(dòng)速度受載荷、車速、路況等因素影響不斷變化，需要通過(guò)實(shí)車測(cè)量才能獲得。道路試驗(yàn)是目前各大整車企業(yè)進(jìn)行汽車零部件可靠性評(píng)估的重要手段，利用道路試驗(yàn)數(shù)據(jù)獲得減振器的振動(dòng)速度，完成減振器支架邊界條件的準(zhǔn)確定義。

1.1 試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集

在試驗(yàn)場(chǎng)進(jìn)行典型路面位移信號(hào)采集，安裝2個(gè)位移傳感器，傳感器的安裝位置分別位于輕型載貨車左右側(cè)前懸架處。滿載試驗(yàn)樣車在石塊路、砂石路、卵石路、魚鱗坑路、搓板路、比利時(shí)路進(jìn)行3圈位移信號(hào)采集，對(duì)采集后的數(shù)據(jù)進(jìn)行重采樣、濾波、去尖峰值等一系列處理，得到左右側(cè)減振器位移信號(hào)，如圖2所示。

圖2 左、右側(cè)減振器位移信號(hào)

道路試驗(yàn)前，對(duì)輕型載貨車用減振器進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，得到減振器速度特性曲線，如圖3所示，可以獲得減振器任意速度的阻尼系數(shù)。

圖3 減振器速度特性曲線

1.2 提取載荷譜

利用Matlab軟件開(kāi)發(fā)減振器支架載荷譜提取程序[3]，如圖4所示。

將道路試驗(yàn)得到的減振器位移數(shù)據(jù)和臺(tái)架試驗(yàn)得到的減振器速度特性數(shù)據(jù)加載到程序中，程序利用臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算減振器阻尼系數(shù)，并與道路試驗(yàn)中的減振器位移數(shù)據(jù)耦合，完成減振器在道路試驗(yàn)中的速度區(qū)間占比分析，統(tǒng)計(jì)結(jié)果如圖5所示。

圖4 減振器支架載荷譜提取程序

圖5 減振器速度區(qū)間占比

從圖5可以看出，道路試驗(yàn)過(guò)程中，減振器工作在-0.39～0.39 m/s區(qū)間比例約為90%，表明減振器主要工作在低速區(qū)，減振器支架可能因靜強(qiáng)度不合格導(dǎo)致失效。

程序計(jì)算輸出的減振器最大復(fù)原阻力和最大壓縮阻力用于減振器支架靜強(qiáng)度分析，程序計(jì)算出的道路試驗(yàn)載荷譜（workbench_dataload.dat）如圖6所示，用于減振器支架疲勞強(qiáng)度分析。

圖6 減振器支架道路試驗(yàn)載荷譜

2 CAE分析

減振器支架受力結(jié)構(gòu)有限元模型如圖7所示，減振器支架材料為QT450-10，彈性模量為1.69í105MPa，泊松比為0.275，密度為7.06í103kg/m3，屈服強(qiáng)度為310 MPa，車架材料為355L，減振器銷材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，減振器（未畫出）安裝于減振器銷軸上，減振器連接環(huán)軸線與減振器銷軸線重合。

圖7 減振器支架CAE模型

2.1 靜強(qiáng)度分析

依據(jù)減振器阻尼特性，減振器支架靜強(qiáng)度計(jì)算涉及復(fù)原工況和壓縮工況，復(fù)原工況指減振器拉伸過(guò)程中，減振器支架的受力情況；壓縮工況指減振器壓縮過(guò)程中，減振器支架的受力情況。通過(guò)對(duì)比左右兩側(cè)道路試驗(yàn)數(shù)據(jù)結(jié)果，確定復(fù)原工況的計(jì)算載荷為-12 296.6 N（向上為正），壓縮工況的計(jì)算載荷為2 291.69 N。

利用Workbench進(jìn)行減振器支架靜強(qiáng)度分析，應(yīng)力云圖如圖8所示，安全系數(shù)如圖9所示。

圖8 減振器支架應(yīng)力云圖

圖9 減振器支架靜安全系數(shù)

從圖8、圖9可以看出，減振器支架斷裂發(fā)生在復(fù)原工況，出現(xiàn)的最大等效應(yīng)力為569.94 MPa，最小靜安全系數(shù)為0.79，危險(xiǎn)位置與實(shí)際失效位置相符合，且整個(gè)支架存在明顯的應(yīng)力集中。

2.2 疲勞強(qiáng)度分析

將前文輸出的減振器支架道路試驗(yàn)載荷譜workbench_dataload.dat作為隨機(jī)載荷數(shù)據(jù)，加載到Workbench疲勞分析模塊Fatigue Tool中，進(jìn)行減振器支架道路試驗(yàn)的疲勞強(qiáng)度分析[4]，安全系數(shù)如圖10所示。

圖10 減振器支架道路試驗(yàn)疲勞安全系數(shù)

從圖10可以看出，減振器支架最小疲勞安全系數(shù)為0.74，危險(xiǎn)位置與實(shí)際失效位置相符。

靜強(qiáng)度分析和疲勞強(qiáng)度分析均表明減振器支架存在嚴(yán)重失效風(fēng)險(xiǎn)，需要對(duì)危險(xiǎn)位置進(jìn)行加強(qiáng)改進(jìn)設(shè)計(jì)。同時(shí)，減振器支架失效問(wèn)題分析過(guò)程證明了基于道路試驗(yàn)載荷譜數(shù)據(jù)進(jìn)行減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析的可行性。

3 減振器支架優(yōu)化設(shè)計(jì)

受裝配、安裝空間等因素影響，減振器支架的外形結(jié)構(gòu)很難進(jìn)行較大改變；因此，材料改用QT600-5，其彈性模量為1.74í105MPa，泊松比為0.275，密度為7.06í103kg/m3，強(qiáng)度為370 MPa；減振器支架壁厚采用變厚度設(shè)計(jì)，對(duì)最危險(xiǎn)的位置進(jìn)行加強(qiáng)，對(duì)安全位置進(jìn)行優(yōu)化，進(jìn)一步減少重量。

3.1 靜強(qiáng)度分析

采用上述同樣的方法對(duì)優(yōu)化后的減振器支架進(jìn)行復(fù)原工況靜強(qiáng)度分析，應(yīng)力云圖如圖11所示，安全系數(shù)如圖12所示。

圖11 優(yōu)化后復(fù)原工況靜強(qiáng)度應(yīng)力云圖

從圖11、圖12可以看出，原危險(xiǎn)位置的最大等效應(yīng)力降至468.72 MPa，靜安全系數(shù)提升至1.29，左側(cè)鉚釘連接處出現(xiàn)靜安全系數(shù)最小值1.24；因此，優(yōu)化后的減振器支架滿足靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求（≥1.2）。

3.2 疲勞強(qiáng)度分析

采用上述方法對(duì)優(yōu)化后的減振器支架進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析，疲勞安全系數(shù)如圖13所示。

圖12 優(yōu)化后復(fù)原工況靜強(qiáng)度安全系數(shù)

圖13 優(yōu)化后疲勞安全系數(shù)

從圖13可以看出，原危險(xiǎn)位置處的疲勞安全系數(shù)提升至1.33，右側(cè)鉚釘連接處出現(xiàn)疲勞安全系數(shù)最小值0.82，這與CAE模型中減振器支架與鉚釘?shù)倪B接關(guān)系定義等因素有關(guān)，在試驗(yàn)或用戶使用過(guò)程中該位置并沒(méi)有出現(xiàn)失效問(wèn)題；因此，優(yōu)化后的減振器支架滿足疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求（≥1.2）。

3.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

優(yōu)化后的減振器支架裝配在12輛試驗(yàn)車上，全部通過(guò)了試驗(yàn)場(chǎng)的道路試驗(yàn)驗(yàn)證，量產(chǎn)后用戶的使用狀態(tài)良好，減振器支架優(yōu)化前后對(duì)比如圖14所示，優(yōu)化后的減振器支架降重30%，實(shí)現(xiàn)了輕量化。減振器支架失效問(wèn)題分析和解決進(jìn)一步證明了基于載荷譜進(jìn)行減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析的可行性和正確性。

圖14 減振器支架優(yōu)化前后對(duì)比

4 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)輕型載貨車用減振器支架斷裂問(wèn)題，利用Matlab軟件開(kāi)發(fā)了減振器支架載荷譜提取程序，基于實(shí)際載荷的邊界條件輸入，完成了減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，結(jié)果與實(shí)際相符合。利用上述方法，進(jìn)一步完成減振器支架優(yōu)化設(shè)計(jì)，實(shí)現(xiàn)降重30%，并通過(guò)了整車道路試驗(yàn)驗(yàn)證，證明了基于道路試驗(yàn)載荷譜數(shù)據(jù)進(jìn)行減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析的可行性和正確性，為判斷減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度是否合格提供了有效依據(jù)，實(shí)現(xiàn)了減振器支架應(yīng)力均勻分布和輕量化，達(dá)到了優(yōu)化設(shè)計(jì)的目的。

[1]日本自動(dòng)車技術(shù)會(huì).汽車設(shè)計(jì)手冊(cè)5:底盤設(shè)計(jì)篇[M]. 北京：北京理工大學(xué)出版社，2010.

[2]王望予.汽車設(shè)計(jì):第4版[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.

[3]蘇金明，阮沈勇. MATLAB實(shí)用教程[M]. 北京：電子工業(yè)出版社，2005.

[4]劉德剛，侯衛(wèi)星，王鳳洲，等．基于有限元技術(shù)的構(gòu)件疲勞壽命計(jì)算[J]．鐵道學(xué)報(bào)，2004，2（26）：47-51.

2020-09-08

U463.33+5

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2021.01.010

1002-4581（2021）01-0045-04