李新莊，陽(yáng)榮慧

(福田時(shí)代事業(yè)部，湖南長(zhǎng)沙 410129)

0 引言

鋼板彈簧是汽車中廣泛應(yīng)用的彈性元件，其中的少片式鋼板彈簧因具有應(yīng)力分布均勻、噪聲少、可減少質(zhì)量30%～50%的優(yōu)點(diǎn)[1]，已成為今后的發(fā)展趨勢(shì)。國(guó)外歐美發(fā)達(dá)國(guó)家少片簧的應(yīng)用和使用方面已經(jīng)非常成熟，特別是在重型卡車方面得到了廣泛的應(yīng)用，如VOLVOS35采用前簧兩片后簧3片的結(jié)構(gòu)形式[1]。而少片式鋼板彈簧在國(guó)內(nèi)的應(yīng)用和使用很少，很多處于理論研究階段，主要制約因素是國(guó)內(nèi)的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和研究缺乏。其中鋼板彈簧剛度是最重要的性能參數(shù)，精確地計(jì)算剛度具有重要意義。集中載荷法和共同曲率法等傳統(tǒng)計(jì)算方法在剛度計(jì)算方面存在一定的局限性，需要加入基于經(jīng)驗(yàn)的修正系數(shù)[2]。通過(guò)實(shí)驗(yàn)加載計(jì)算的方法成本高、周期長(zhǎng)。文中以某型重型卡車的少片變截面板簧為研究對(duì)象，研究一種有限元分析方法，在少片簧的設(shè)計(jì)前期對(duì)其強(qiáng)度與剛度性能進(jìn)行計(jì)算分析，為少片簧的設(shè)計(jì)提供參數(shù)和性能評(píng)估數(shù)據(jù)，將大大提升少片簧設(shè)計(jì)計(jì)算的方便性，減少設(shè)計(jì)周期，降低設(shè)計(jì)成本。

1 有限元分析方法確定

1.1 鋼板彈簧臺(tái)架試驗(yàn)

根據(jù)GB/T 19844-2005《鋼板彈簧》規(guī)定，在板簧上加載一個(gè)試驗(yàn)載荷，板簧兩端一端固定放開(kāi)旋轉(zhuǎn)約束、一端固定但放開(kāi)汽車行進(jìn)方向位移和旋轉(zhuǎn)約束。首先進(jìn)行下壓然后釋放載荷使板簧回彈，整個(gè)過(guò)程測(cè)量板簧的剛度位移曲線變化，取0.7倍滿載和1.3倍滿載兩個(gè)點(diǎn)的下壓和回彈變形值來(lái)進(jìn)行剛度計(jì)算。

1.2 分析工況確定

根據(jù)臺(tái)架試驗(yàn)規(guī)范，鋼板彈簧的有限元分析過(guò)程是一個(gè)大變形和大位移的高度非線性的過(guò)程，其計(jì)算時(shí)收斂成功的難度非常大。因此為了有限元分析的成功，確定少片簧的分析工況分為3個(gè)階段，如圖1所示。

圖1 板簧分析工況圖

首先是板簧裝配階段，板簧在螺栓預(yù)緊力的作用下貼合在一起；然后就是板簧下壓階段，板簧在實(shí)驗(yàn)載荷下下壓變形；最后是板簧回彈階段，板簧實(shí)驗(yàn)載荷卸荷，板簧回彈。

1.3 加載實(shí)驗(yàn)載荷確定

為了校核少片簧的強(qiáng)度性能和剛度性能，實(shí)驗(yàn)載荷加載分為額定載荷和剛度性能實(shí)驗(yàn)載荷兩個(gè)載荷。文中研究的少片變截面鋼板彈簧的應(yīng)用目標(biāo)是重型載荷卡車，應(yīng)用于卡車的前簧上，因此其載荷值的大小滿載為8 562 N，剛度實(shí)驗(yàn)時(shí)為1.5倍滿載受力。

2 強(qiáng)度分析

2.1 有限元分析模型建立

少片簧的材料性能要求非常高，因此文中的少片簧材料選用如表1所示，板簧材料為60Si2Mn，屈服強(qiáng)度達(dá)到1 176 MPa，為高強(qiáng)度鋼。根據(jù)疲勞性能要求，其安全系數(shù)應(yīng)在1.5以上。

設(shè)計(jì)的少片變截面板簧由3片板簧構(gòu)成，根據(jù)板簧三維模型，建立的有限元模型如圖2所示。其網(wǎng)格全部使用六面體單元?jiǎng)澐帧?/p>

表1 板簧材料參數(shù)表

圖2 板簧有限元分析模型圖

2.2 分析結(jié)果與評(píng)價(jià)

2.2.1 強(qiáng)度性能分析結(jié)果

加載滿載實(shí)驗(yàn)載荷對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度性能計(jì)算，分析結(jié)果如表2和圖3所示。

表2 分析結(jié)果表

圖3 滿載下板簧vonMises應(yīng)力云紋圖

從結(jié)果看出：板簧最大vonMises應(yīng)力為441 MPa，位置在板簧中間螺栓孔處，遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于屈服強(qiáng)度1 176 MPa，安全系數(shù)為2.66，高于1.5，滿足設(shè)計(jì)要求。

2.2.2 剛度性能分析結(jié)果

在進(jìn)行板簧加載計(jì)算時(shí)載荷取0～1.5倍滿載力，卸載計(jì)算取1.5～0.5倍滿載力，得板簧剛度計(jì)算結(jié)果如表3所示，板簧變形與載荷關(guān)系曲線如圖4所示。仿真計(jì)算得板簧剛度值為132.643 N/mm。

表3 前簧剛度計(jì)算結(jié)果表

圖4 變形載荷曲線圖

3 板簧臺(tái)架實(shí)驗(yàn)

將少片變截面板簧按照臺(tái)架實(shí)驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，通過(guò)實(shí)驗(yàn)計(jì)算得出少片變截面板簧的實(shí)驗(yàn)剛度值為124.87 N/mm，而且在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中沒(méi)有出現(xiàn)斷裂變形的現(xiàn)象。其實(shí)驗(yàn)曲線如圖5所示?？梢?jiàn)實(shí)驗(yàn)剛度值比有限元分析值132.643 N/mm大7.773 N/mm，誤差在6.2%以內(nèi)，實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了有限元分析結(jié)果的準(zhǔn)確性。

圖5 臺(tái)架實(shí)驗(yàn)曲線圖

4 結(jié)論

根據(jù)板簧臺(tái)架實(shí)驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)，以某型少片變截面板簧為研究對(duì)象，研究出一種有限元分析方法對(duì)其進(jìn)行模擬臺(tái)架實(shí)驗(yàn)工況的強(qiáng)度與剛度性能分析，成功計(jì)算出了其應(yīng)力與剛度值，仿真計(jì)算結(jié)果值與實(shí)驗(yàn)結(jié)果值對(duì)比誤差在6.2%以內(nèi)，在實(shí)驗(yàn)過(guò)程中沒(méi)有出現(xiàn)斷裂變形的現(xiàn)象，驗(yàn)證了有限元分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，表明文中評(píng)價(jià)少片變截面板簧剛度與強(qiáng)度性能的有限元分析方法是有效的、可行的，可以廣泛應(yīng)用于少片變截面板簧的設(shè)計(jì)中。

參考文獻(xiàn):

[1]張繼魁，張愛(ài)軍，崔振杰,等．國(guó)外重型汽車少片變截面鋼板彈簧材料及噴丸強(qiáng)化性能研究[J]．汽車技術(shù)，2009(4)：57-58．

ZHANG J K,ZHANG A J,CUI Z J,et al.Study on Properties of Material and Shot Blast Strengthening for Parabolic Tapered-leaf Spring of a Foreign Heavy Duty Vehicle[J].Automotive Technology,2009(4)：57-58．

[2]廖林清，李常鑫，蘇道奇，等．少片變截面式鋼板彈簧的剛度研究[J]．重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)，2013,27(5):6-10．

LIAO L Q,LI C X,SU D Q,et al.Research for the Stiffness of the Taper Leaf Springs[J].Journal of Chongqing Institute of Technology,2013,27(5):6-10．