王魯斌,陸曉沁,張正朋

(1.大連理工大學(xué)寧波研究院,浙江 寧波 315016) (2.寧波華翔汽車技術(shù)有限公司,浙江 寧波 315033)

由于激烈的市場競爭和嚴(yán)格的排放標(biāo)準(zhǔn)要求,節(jié)能減排已成為汽車和鐵路車輛的基本要求。減重是提高燃油經(jīng)濟(jì)性的最有效途徑,通過引入輕質(zhì)材料和優(yōu)化設(shè)計(jì)可在不降低車輛性能的前提下達(dá)到減重的目的[1-3]。

鋼板彈簧,尤其是縱向式鋼板彈簧是汽車懸架中可靠的彈性元件,起著傳遞車輪和車架(或車身)之間的力和力矩的作用。這些彈簧通常是由鋼板堆垛而成,其質(zhì)量占汽車非簧載質(zhì)量(即不受懸架系統(tǒng)支撐的質(zhì)量)的10%～20%。減小非簧載質(zhì)量將顯著降低鋼板彈簧的疲勞應(yīng)力,因此即使在鋼板彈簧上減少少量的質(zhì)量,也有助于提高車輛的駕駛性能[4]。

玻璃纖維增強(qiáng)復(fù)合材料(GFRP)的低密度和高彈性應(yīng)變使其具有較高的比應(yīng)變能。由于玻纖板簧可以提供一個(gè)更順滑、更舒適的懸掛系統(tǒng),使得玻纖板簧的設(shè)計(jì)和試驗(yàn)受到了廣泛的關(guān)注[5-10]。然而,復(fù)合材料的應(yīng)用仍受鋼板彈簧與車架連接設(shè)計(jì)的限制。由于玻纖板簧具有較低的耐熱性和耐磨性,其不能像鋼板彈簧一樣通過吊耳與車架相連,它需要經(jīng)受各種工況和長期使用的考驗(yàn),要求其必須安全可靠,否則將無法保證汽車的安全性能。

本文針對目前主流復(fù)合材料板簧(簡稱復(fù)材板簧)接頭樣式進(jìn)行研究,在滿足接頭及板簧整體性能的前提下探討各種接頭方案,以達(dá)到減重降本的目的。

1 復(fù)材板簧接頭樣式

玻纖板簧接頭常見的連接方式主要有下面幾種,如圖1所示[7]。

圖1 常見的玻纖板簧接頭樣式

樣式a采用鋼制卷耳通過螺栓或鉚釘加膠與簧體連接,其優(yōu)點(diǎn)是工藝簡單、成本較低,缺點(diǎn)是需要在復(fù)合材料板簧上鉆孔,使得孔周邊產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象。樣式b的卷耳和簧體采用復(fù)合材料一體制成,不需要鉆孔,沒有應(yīng)力集中問題,但是卷耳和簧體相連過渡部分需要加強(qiáng),以避免單向纖維劈裂,此樣式制造成型困難,成本較高。樣式c和d的簧體端部呈錐形或凹形,鋼制卷耳也制成同樣形狀,其優(yōu)點(diǎn)是簧體不需要鉆孔,缺點(diǎn)是簧體端部錐形或凹形結(jié)構(gòu)制作成本高,端部需要的橫向尺寸較大,對布置空間有影響。目前市場上板簧多采用樣式a。

2 復(fù)材板簧接頭受力分析

2.1 復(fù)材板簧設(shè)計(jì)要求

復(fù)材板簧的主要設(shè)計(jì)參數(shù)見表1,為保證復(fù)材板簧與原金屬板簧的安裝接口一致,復(fù)材板簧左右兩端采用金屬卷耳,板簧本體采用全復(fù)合材料。復(fù)合材料與金屬卷耳通過螺栓和膠連接,確保卷耳與板簧連接的可靠性。

表1 復(fù)合材料板簧主要設(shè)計(jì)參數(shù)

板簧的加載區(qū)域?yàn)榘寤蒛型螺栓夾持的區(qū)域,寬度為板簧的全寬,加載位置為板簧的中部(夾持位置)。板簧的約束方式由實(shí)際裝車環(huán)境所決定,常見的為一端固支、一端簡支模式,即在一端約束1、2、3、4、6這5個(gè)自由度(放開板簧長度方向的扭轉(zhuǎn)),另一端約束2、3、4、6這4個(gè)自由度(放開板簧長度方向位移和扭轉(zhuǎn)),如圖2所示。復(fù)材板簧受到的載荷情況與金屬板簧一致,主要工況有垂向極限工況、制動工況、轉(zhuǎn)向工況和疲勞工況,具體工況要求見表2。

表2 板簧工況載荷要求

圖2 復(fù)材板簧受力圖

2.2 復(fù)材板簧材料屬性

復(fù)合材料簧身為等寬度變厚度結(jié)構(gòu),由玻璃纖維和環(huán)氧樹脂通過成型工藝制成。玻璃纖維里面包含±45°雙軸向NCF織物(BD)和0°的單向帶(UD),二者通過一定的比例和順序鋪成。卷耳為40Cr材料金屬件。具體材料信息見表3～表5。其中X向?yàn)椴＠w鋪層的長度方向,Y向?yàn)閷挾确较颉?/p>

表3 織物(BD)材料屬性

表4 單向帶(UD)材料屬性

表5 40Cr材料屬性

2.3 板簧接頭受力分析

卷耳的受力主要由兩部分組成,一部分是板簧本體通過螺栓傳遞給卷耳,另一部分是車架通過襯套傳遞給卷耳。一般來說板簧通過螺栓傳遞給卷耳的力要遠(yuǎn)大于車架傳遞給卷耳的力,因此在分析卷耳受力時(shí)通常只考慮板簧本體對其的影響。

圖3所示為4個(gè)強(qiáng)度工況下卷耳的受力情況,4個(gè)工況下卷耳的應(yīng)力分別為垂向工況91.56 MPa、制動工況87.57 MPa、轉(zhuǎn)向工況287.6 MPa、疲勞工況68.92 MPa。4個(gè)工況最大應(yīng)力均位于螺栓孔周邊。材料屈服強(qiáng)度為785 MPa,材料強(qiáng)度余量較大。

圖3 不同工況下卷耳受力情況

3 板簧接頭方案設(shè)計(jì)

3.1 接頭本體設(shè)計(jì)優(yōu)化

當(dāng)前的接頭方案為整體式機(jī)加工件,產(chǎn)品具有質(zhì)量輕、強(qiáng)度高的優(yōu)點(diǎn),缺點(diǎn)是成本高、加工周期較長。目前接頭采用的40Cr材料,強(qiáng)度余量較大,可選用強(qiáng)度稍低的S420MC材料代替,工藝可采用成本較低的鈑彎加焊接工藝。表6為5種不同接頭方案的對比,接頭方案1～5均由彎板和套筒組成,彎板和套筒之間采用焊接工藝進(jìn)行連接。方案1～3適合平卷耳板簧,方案4適合上、下卷耳式板簧,方案5適合上、中、下卷耳式板簧。方案1與2的區(qū)別在于方案1中的卡箍是開口的,方案2中的卡箍是封閉的。方案1結(jié)構(gòu)對焊接要求較高,必須保證板簧在實(shí)際工作中卡箍與套筒之間不發(fā)生分離。方案2對彎板的折彎精度要求較高,以保證與套筒充分接觸,方案3與方案4的區(qū)別在于方案3板簧末端的形狀完全與彎板貼合而方案4沒有,方案3對板簧成型工藝要求較高。

表6 不同接頭方案對比

選取工藝難度低及成本相對低廉的方案2、4、5進(jìn)行強(qiáng)度的有限元分析校核,驗(yàn)證結(jié)果見表7。3個(gè)方案各部件在強(qiáng)度工況下Mises應(yīng)力均未超出材料屈服極限。3個(gè)方案中Mises應(yīng)力最大的為方案5,Mises應(yīng)力最大的工況為轉(zhuǎn)向工況且在螺栓孔周邊存在應(yīng)力集中現(xiàn)象。分析可知,因?yàn)樵谵D(zhuǎn)向過程中簧體與接頭之間只能通過螺栓來傳遞力,而簧體與接頭的接觸面積較小,所以應(yīng)力較大。

表7 方案2、4、5強(qiáng)度分析結(jié)果

3.2 螺栓孔設(shè)計(jì)

螺栓孔的設(shè)計(jì)在復(fù)材板簧的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中非常重要,螺栓孔的設(shè)計(jì)是復(fù)材板簧結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要點(diǎn)。板簧本體通過螺栓與接頭相連,簧體與螺栓連接處主要受到擠壓,其破壞形式為局部擠壓破壞。為了提高螺栓連接處簧體的壽命,通常選用鉸制孔螺栓作為板簧接頭的連接螺栓。該板簧選用安全等級為10.9級的鉸制孔螺栓(許用剪切應(yīng)力為257 MPa),根據(jù)力學(xué)公式可計(jì)算出螺栓剪切面的最小要求直徑。

(1)

式中:d為螺栓孔直徑;P為最大工況載荷,該板簧最大載荷工況為垂向工況即21 kN;[τ]為螺栓材料的許用剪切應(yīng)力。

由此可知M8的螺栓能滿足要求,對應(yīng)鉆孔直徑為9 mm。卷耳接頭螺栓孔的幾何參數(shù)見表8。

表8 螺栓孔參數(shù)

為防止復(fù)合材料板簧簧體與接頭之間出現(xiàn)低強(qiáng)度破壞模式,一般要求S/D≥5,W/D≥2.5,e/D≥3。由于單剪接頭受載時(shí)會產(chǎn)生偏心載荷,因此在接頭結(jié)構(gòu)中往往采用兩個(gè)對稱的螺栓進(jìn)行連接,受板簧寬度的限制使得各指標(biāo)往往會小于理論要求值,螺栓孔參數(shù)可根據(jù)實(shí)際結(jié)構(gòu)進(jìn)行適當(dāng)調(diào)整。圖4為卷耳螺栓孔位置示意圖。

圖4 螺栓孔位置示意圖

復(fù)合材料板簧接頭常用的螺栓孔連接方式是采用兩孔對稱的螺栓進(jìn)行連接,也有三孔和四孔,如圖5所示,對3種不同的螺栓連接方式進(jìn)行比較,主要觀察這幾種連接方式對板簧本體和接頭的影響。

圖5 復(fù)材板簧接頭螺栓連接方案

表9為3個(gè)開孔方案在不同工況下金屬接頭的受力情況。3個(gè)方案的金屬接頭應(yīng)力均未超出材料屈服強(qiáng)度,其應(yīng)力最大值均在螺栓孔周圍。其中兩孔方案和四孔方案的各工況應(yīng)力值大小較為接近,三孔方案由于為非對稱結(jié)構(gòu),其應(yīng)力分布也與另外2個(gè)方案不同。4個(gè)強(qiáng)度工況中,轉(zhuǎn)向工況對接頭強(qiáng)度的影響最大。

表9 不同方案對接頭強(qiáng)度的影響

不同方案對簧體端部強(qiáng)度的影響見表10,S11為纖維長度方向,S22為垂直纖維方向,S12為面內(nèi)纖維方向。多孔方案(三孔、四孔)對簧體端部各方向應(yīng)力影響較大,尤其是三孔方案。在S11方向上三孔方案各工況平均應(yīng)力比兩孔方案上升46.4%,在S22方向上三孔方案各工況平均應(yīng)力比兩孔方案上升80.2%,在S12方向上三孔方案各工況平均應(yīng)力比兩孔方案上升36.6%。在S11方向上四孔方案各工況平均應(yīng)力比兩孔方案上升23.4%,在S22方向上四孔方案各工況平均應(yīng)力比兩孔方案上升69.7%,在S12方向上四孔方案各工況平均應(yīng)力比兩孔方案下降3.6%。

表10 不同方案對板簧本體強(qiáng)度的影響 單位:MPa

從表9和表10中可以看出,多螺栓孔的方案對復(fù)合材料板簧接頭影響較小,不會影響接頭的整體強(qiáng)度,但多孔方案對簧體的影響較大,采用多孔方案后在纖維的S11、S22和S12方向上應(yīng)力都會有所增加。

4 復(fù)材板簧臺架試驗(yàn)

結(jié)合板簧接頭優(yōu)化方案和螺栓孔優(yōu)化方案,選用接頭方案2和兩孔螺栓連接方式對接頭進(jìn)行試制組裝。對組裝好的板簧進(jìn)行臺架剛度和疲勞試驗(yàn),如圖6所示。板簧靜態(tài)夾緊剛度為157 N/mm,滿足設(shè)計(jì)要求。疲勞試驗(yàn)將載荷力施加于復(fù)合材料板簧的中部,所加垂向載荷力為3 250～15 500 N,加載頻率為1 Hz。監(jiān)控板簧的動剛度曲線,當(dāng)曲線出現(xiàn)斷崖式下降時(shí)說明板簧內(nèi)部出現(xiàn)了損傷,如圖7所示。試驗(yàn)證明,該板簧的疲勞壽命超過50萬次,滿足車輛30萬次的正常使用壽命要求。

圖6 復(fù)材板簧臺架試驗(yàn)

5 結(jié)束語

本文從經(jīng)濟(jì)成本和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度出發(fā),對復(fù)合材料板簧接頭進(jìn)行研究。利用有限元仿真技術(shù)對螺栓孔數(shù)量和排列布局進(jìn)行優(yōu)化,設(shè)計(jì)出一種相對最優(yōu)的接頭結(jié)構(gòu)方案。受生產(chǎn)工藝的限制,文章僅針對鈑彎-焊接工藝對接頭結(jié)構(gòu)的優(yōu)化進(jìn)行了討論,可能存在更優(yōu)的工藝路線及設(shè)計(jì)方案,有待進(jìn)一步研究和探索。