輕客車板簧支架的輕量化設計

陳云，楊彬，王成立

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

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測試試驗

輕客車板簧支架的輕量化設計

陳云，楊彬，王成立

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

文章首先建立整車及板簧支架受力簡圖，計算板簧支架的受力情況；然后利用CAE軟件對板簧支架進行應力分析，根據分析結果提出優化措施；將優化后的支架與優化前的板簧支架進行強度及重量對比，并進行實車試驗；結果表明在保證強度的前提下，輕量化效果明顯。

板簧支架；CAE；輕量化

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.06.045

CLC NO.: U462 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)06-131-03

前言

板簧支架一般為鑄件產品，作為連接件，其要承受來自路面的各向作用力，屬于懸架系統中的關鍵件，因而在設計過程中要保證其具有足夠的設計強度。在設計階段，鑄件支架的重量越大，其強度相對也就越大，可靠性也更高，但這無疑增加了產品成本和油耗，對輕量化帶來了困難。

隨著國家節能減排、綠色環保政策法規的逐步建立和實施，汽車節能減排已經成為汽車產業發展中的一項關鍵性研究課題。研究表明， 對汽車進行輕量化設計，是提高汽車燃油經濟性、降低汽車CO2排放的有效措施之一[1]。本文首先對板簧支架的受力情況進行理論計算，提取邊界條件，再利用CAE分析軟件對現有結構進行強度分析，結合分析結果對現有結構優化。對優化后產品進行再分析，最后對優化后產品進行實車驗證，達成板簧支架輕量化的目的。

1、板簧支架的受力分析

圖1　整車簡圖及豎直方向支架受力簡圖

板簧支架位于該輕客車型后懸架結構中。板簧支架在懸架中的受力情況比較復雜[2]：有豎直方向的沖擊力、車輛轉彎時施加在板簧支架上的橫向沖擊力、車輛行駛方向平行的加速力及緊急制動力（前后方向受力）。因此在板簧支架的受力分析過程中，將板簧支架及整車模型進行簡化處理進行計算[3]。

圖中參數意義分別如下：

后軸荷Wr（kg），后簧下質量Gr（kg），受豎直沖擊力Fr（kg），軸距S（mm），前后輪距tf/tr（mm），重心高度h（mm），軸換距離a/b（mm）。

本文所述板簧支架為后懸架中用于固定板簧前端卷耳的支架，根據整車受力的分配關系，計算板簧支架所受的豎直方向沖擊力：

式中：n—負荷倍數，豎直方向最大受力取2.5

其余已知數據為：Wr=2850kg，Gr=292kg，計算得出Fr=1599kg（15670N）。

圖2　板簧支架橫向受力簡圖

計算板簧支架所受的橫向沖擊力：

式中：n—負荷倍數，橫向最大受力取0.5；

其余已知數據為：Wr=2850kg，W=4500kg，h=740mm，tf=1760mm，tr=1645mm，a=2261mm，b=1309mm，計算得出Rr=1787kg，橫向沖擊力為0.5×Fr3即447kg（4380N）。

圖3　板簧支架前后方向受力簡圖

計算板簧所受的前后方向沖擊力：

式中：n—負荷倍數，橫向最大受力取0.8；

其余已知數據為：Wr=2850kg，W=4500kg，h=740mm，S=3570mm，計算得出 Rr=1798kg，前后方向沖擊力即為1438kg（14097N）。

綜上所述：通過對板簧支架的受力模型進行簡化求解，得出所受各向最大沖擊力如下表：

表1　板簧支架工況及載荷值

2、板簧支架有限元模型的建立

2.1優化前板簧支架有限元分析

板簧支架是板簧式非獨立懸架結構中重要的連接結構，其受力的情況復雜，使用工況惡劣，尤其在產品開發階段的可靠性驗證過程中，要通過嚴格的道路試驗檢驗才能保證產品的可靠性。因此在進行有限元分析時，采用前三種工況分析后，再分析復合工況下的應力分布情況。

本文采用catia軟件建立幾何模型，然后導入ANSYS 軟件中進行網格劃分，生成166039個單元，27786個節點。板簧支架的材料為QT450-10,彈性模量E=173GPa，迫松比μ=0.3，屈服極限為310MPa。板簧支架[4]的網格劃分如圖4所示。

圖4　支架網格劃分視圖

根據前面計算的受載情況及載荷約束條件，分析板簧支架的豎直(Z向)、橫向（X向）、前后（Y向）、復合工況時的應力分布結果如下圖5所示。

圖5　支架各工況下應力分布圖

優化前板簧支架各工況下最大應力如下表：

表2　支架各工況下最大應力值

2.2基于零部件的等應力設計優化

等應力設計相對應于等厚度設計，出于整體安全系數需要的等厚度設計必然會浪費材料和增加重量。采用 CAE 分析、拓撲優化等手段，對零部件進行優化設計，使零部件各部位的應力值接近，即各部位的壁厚不一致，受力小的部位減薄料厚或不要材料，從而減輕零件的重量[5]。

該車型板簧支架為鑄件，針對鑄件加筋、挖孔和變厚，可以實現各種不規則的異型截面。設計優化時，采用CAE 或拓撲優化等手段，對零部件進行應力分析。根據力的分布，確定零部件的形狀和具體局部的材料厚度。通過筋、空腔和料厚的變化，可使零部件的重量大大降低。

基于上述理論對原結構進行優化，可得出板簧支架的輕量化設計方案：

（1）去除支架正面凸起結構，保持大平面厚度一致；

（2）降低安裝凸臺的厚度；

（3）針對大平面中無應力或應力極小部位進行挖空處理；

（4）尖角處以大圓弧過渡，避免應力集中。

經優化后的板簧支架數模如下圖6：

圖6　優化后的支架數據

2.3優化后板簧支架的有限元分析

圖 7 優化后支架各工況下應力分布圖

對原支架進行優化處理，在保證最大應力不高于原支架的情況下，降低整件質量。優化后，再次利用ANSYS軟件對板簧支架進行網格劃分，劃分后有限元模型節點數258343，實體單元數152734。再根據受載情況及載荷約束條件，分析優化后產品在豎直沖擊、橫向沖擊、前后沖擊、復合工況下的應力分布情況如下圖7所示。

優化前后的應力對比分析結果見下表。

通過上述的對比分析可以看出，優化后板簧支架在豎直沖擊、橫向沖擊、復合工況下的最大應力均有降低，僅前后沖擊在之前基礎上有所增加，但也未超過之前的最大應力值，同時優化后板簧支架單件質量由5.6kg降低至4.6kg，下降了17.8%，輕量化效果明顯。

表3　支架優化前后結果對比

3、試驗驗證

將經過輕量化優化后的板簧支架裝配到實車上，如圖 8所示。該件在國家級試驗場進行可靠性試驗，目前已經過7000多公里的強化路試驗后，未出現任何異常故障，同時優化后的產品降低了整車重量，經濟效益顯著。

圖8　優化后樣件裝車情況

4、總結

本文首先對板簧支架建立簡易受力模型 ，再根據實車的軸荷情況，同時考慮沖擊載荷下的影響，理論計算板簧支架在豎直、橫向、前后沖擊情況下的受載情況。再利用ANSYS分析軟件，建立4種工況下的板簧支架應力分布規律，依據零部件的等應力設計優化原則，對板簧支架進行輕量化處理，通過優化前后分析結果對比，板簧支架達成重量降低17.8%，應力分布更為均勻的目的。最后經過7000公里強化路的可靠性驗證，優化后的板簧支架滿足設計使用要求。為后續車型的輕量化設計提供了經驗參考。

[1] 范軍鋒,陳銘.中國汽車輕量化之路初探[J].鑄造,2006.55（10）：995-1003.

[2] 徐顴,蔡春源，嚴雋琪.《機械設計手冊》第 4卷[M].機械工業出版社,2000.6.

[3] 彭莫,刁增祥，黨蕭正.汽車懸架構件的設計計算[M].機械工業出版社,2012.

[4] 安徽江淮股份有限公司.一種板簧固定支架結構.中國.20152002 90926[P].2015.6中華人民共和國國家知識產權局.

[5] 劉青,汽車輕量化設計的技術路線分析[J].客車技術與研究.2011.

The light Weight Design of Leaf Spring Bracket In Light Bus

Chen Yun, Yang Bin, Wang Chengli
( Anhui Jianghuai Automobile Co. Ltd, Anhui Hefei 230601 )

This paper set up the vehicle and the leaf spring bracket stress diagram, calculate the force of plate spring bracket; Then using CAE software to analyze stress of lesf spring bracket, optimization measures are proposed according to the results of the analysis; The optimization of stent and optimized in front of the leaf spring bracket strength and weight contrast, real vehicle experiment was carried out at the same time; The results show that under the premise of guarantee strength, lightweight effect is obvious.

Leaf spring bracket; CAE; Light weight

陳云，就職于安徽江淮汽車股份有限公司。

U462

A

1671-7988 （2016）06-131-03