摘要：針對某城市客車的試驗樣車后減振器支架開裂問題，采用有限元分析方法對支架進行了受力分析和優(yōu)化改進。首先對后減振器關聯(lián)的車架部分進行了簡化，建立了局部三維模型，以桁架連接點為剛性節(jié)點，以減振器最大工作載荷為極限工況，對后減振器支架中的連接軸銷受力情況進行了有限元計算，計算結果與支架實際開裂情況相符。根據(jù)計算結果，對支架進行了適當?shù)募訌?。支架改進后的樣車通過了普通公路路面及特殊路面的可靠性測試，且后期批量車輛后減振器支架在行駛過程中均未產(chǎn)生開裂問題，說明該優(yōu)化方案能有效解決后減振器支架開裂問題。

關鍵詞：城市客車；后減振器；強度；開裂；CAE分析

中圖分類號：TH123；U467 收稿日期：2024-08-22

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2024.12.009

1 前言

在公交車中，減振器被廣泛應用于懸掛系統(tǒng)中。減振器可以減緩車輛在行駛過程中所受到的路面震動和沖擊，提高車輛的行駛平順性和穩(wěn)定性，同時還可以降低車身的噪音和振動[1]。公交車較大的車身和載客量使得其行駛時所受的震動和沖擊較大，因此減振器的作用就變得尤為重要[2]。

公交車減振器通常采用液壓減振器，其工作原理是通過內部的阻尼器和彈簧來減緩車輛在行駛過程中所受到的震動和沖擊。液壓減振器的阻尼特性和彈性特性都可以通過設計減振器內部的結構和材料來調節(jié)，以適應不同車型和行駛狀況的需要[3-4]。本文在車輛開發(fā)的樣車驗證階段發(fā)現(xiàn)車輛在行駛過程中出現(xiàn)車輛顛簸問題，因此加大了減振器的阻尼系數(shù)，而后出現(xiàn)了減振器支架的開裂情況。本文通過有限元分析方法快速找到了減振器支架開裂問題的根本原因，并驗證了優(yōu)化措施的可行性。

2 問題描述

在某款城市客車樣車開發(fā)的驗證階段發(fā)現(xiàn)車輛出現(xiàn)后減振器支架相繼斷裂現(xiàn)象，如圖1所示。

由圖1可以看出，后減振器支架上加強肋板從上端部起被撕脫，而支架下根部明顯是受壓后產(chǎn)生了嚴重的變形及斷裂。

3 原因分析

根據(jù)上述支架開裂情況，且考慮開裂發(fā)生在車輛在特殊路面試驗初期，因此判斷支架有可能是受過大的沖擊拉力載荷而失效的[5]。

3.1 建立有限元模型

如圖2所示，后減振器安裝在鋼管桁架結構的底盤車架上，該處由于需要安裝懸架系統(tǒng)，因此相較于車架其他部分的剛度較大，故選取后減振器支架及其附近的鋼管作為整體分析對象，與車架其他部分相連位置作為邊界節(jié)點，并約束其6個自由度，對后減振器支架及相關部分建立有限元分析模型[6-7]。

首先，建立后減振器上支架及車架的局部三維模型，并導入Hypermesh軟件，對模型進行前處理和網(wǎng)格劃分[8]。對于后減振器支架附近的骨架，采用以邊長5 mm的四邊形為主的殼網(wǎng)格，后減振器支架采用以平均尺寸2 mm的六面體為主的實體網(wǎng)格。殼單元的最小尺寸為2 mm，翹曲度<15°，傾斜度<60°，長寬比<5，四邊形最小內角45°，最大內角135°，三角形最小內角30°，最大內角120°。實體單元的最小尺寸為0.5 mm，翹曲度<15°，傾斜度<60°，長寬比<5，雅克比>0.7，四面體最小內角30°，最大內角120°，六面體最小內角45°，最大內角135°。模型中三角形比例要求小于5%。后減振器上支架的有限元模型如圖3所示。

模型中后減振器支架及后減振器支架附近的矩管材料均為Q345鋼。該材料的機械性能參數(shù)如表1所示。

3.2 邊界工況

如圖2所示，后減振器通過銷柱與后減振器支架相連。后減振器施加給銷柱的載荷沿后減振器軸線方向，在梁單元撓曲的變形過程中，將受力傳遞給支架。在仿真過程中，將銷柱視為梁單元，模擬梁的彎曲。后減振器載荷的施加方向如圖4所示[9]。

減振器工作工況可分為減振器拉伸和減振器壓縮工況，減振器支架的載荷主要是由于減振器阻尼產(chǎn)生出的。減振器的阻尼參數(shù)如表2所示。

采用后減振器產(chǎn)生的最大阻尼力為最大工況載荷，故后減振器拉伸工況阻尼力取6 061 N，壓縮工況阻尼力取1 816 N，考慮到車輛在特殊路面的運動狀態(tài)，動載系數(shù)取3[10-11]。

3.3 強度分析

在最大拉伸載荷6 061 N的作用下，支架的應力分布如圖5所示。最大應力出現(xiàn)在支架上肋板邊緣位置，達454.4 MPa，已經(jīng)超過了材料的屈服極限。在支架柱面下方與支架板相連的位置出現(xiàn)了應力較大的區(qū)域，最大應力為246.2 MPa。

在最大壓縮載荷1 816 N的作用下，支架的應力分布如圖6所示。最大應力出現(xiàn)在支架上肋板邊緣位置，達476.4 MPa，已經(jīng)超過了材料的屈服極限。在支架柱面下方與支架板相連的位置出現(xiàn)了應力較大的區(qū)域，該區(qū)域最大應力為258.1 MPa。

后減振器支架在后減振器的極限拉伸和壓縮工況下，其最大應力均超過材料的屈服強度，最大應力均出現(xiàn)在支架上肋板端部，這導致了后減振器支架首先從該處出現(xiàn)裂縫。當上肋板斷裂失效后，后減振器支架柱面下方的受力會突然增大，進而導致下柱面與底板接觸處撕裂[12]。

4 優(yōu)化方案

針對上述分析結果，對后減振器支架進行了加強，將支架上肋板厚度由5 mm增加至8 mm，支架底板厚度由5 mm增加至8 mm。支架厚度更改后，其應力分布情況如圖6所示。在拉伸工況時，支架最大應力332.9 MPa，位于支架柱面端部，其肋板端部最大應力211.2 MPa，支架柱面底部最大應力108.3 MPa。在壓縮工況時，支架最大應力299.2 MPa，位于支架柱面端部，其肋板端部最大應力189.8 MPa，支架柱面底部最大應力97.3 MPa。

如表3所示，經(jīng)過優(yōu)化后減振器支架經(jīng)過改進后，在壓縮和拉伸工況，支架肋板端部和支架柱面底部的應力值顯著下降，均低于材料屈服強度。

通過對后減振器支架結構的有限元分析，找出其發(fā)生斷裂原因并提出改進方案。采用上述方案，路試車輛通過加強路面可靠性試驗驗證，且后期批量車輛后減振器支架均未產(chǎn)生任何開裂問題，使用狀況良好，該優(yōu)化方案能夠有效地解決后減振器支架開裂問題。

5 結語

對于大型客車，后減振器支架承受了較大的沖擊載荷，如果采用加強肋板結構，由于受力面積較小，并且在應力集中的作用下，造成肋板與底板連接處出現(xiàn)撕裂破壞，因此應該適當增加上肋板和底板的材料厚度，增加肋板與底座的接觸面積，有必要在設計前對支架的受力部位進行必要的強度校核。

雖然通過加強肋板和底板的厚度避免了支架的斷裂，但在支架與底板連接處仍然出現(xiàn)了較大的應力集中點，因此在考慮工藝和制造可行性的前提下，應該盡量避免使用肋板的加強結構，而采用變截面的后減振器銷軸結構。

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作者簡介：

孫長存，男，1984年生，工程師，研究方向為客車車身設計。