基于FEA的手柄拉簧失效分析與流程優化設計

鄒春龍，鄧威，王生懷，鄧小雯

(1.湖北汽車工業學院，湖北十堰 442002；2.湖北中航精機科技有限公司，湖北襄陽 441005)

基于FEA的手柄拉簧失效分析與流程優化設計

鄒春龍1，鄧威2，王生懷1，鄧小雯1

(1.湖北汽車工業學院，湖北十堰 442002；2.湖北中航精機科技有限公司，湖北襄陽 441005)

拉簧是汽車座椅調角器中的重要零件。按傳統查表法和公式法設計拉簧，疲勞次數增加至2萬次左右，常出現疲勞失效，造成反復更改設計和浪費。通過疲勞實驗分析失效形式主要為彎鉤疲勞斷裂，且采用理論計算和FEA(有限元)分析鉤環處的應力集中最大。研究了簧絲直徑d、中徑D、圈數n等參數對拉簧壽命影響，得到最大應力與抗拉極限的比值是衡量疲勞壽命的參數，比值越小，零件疲勞壽命越大。提出流程優化設計，給出設計和校核過程中安全系數S和彎鉤處應力值校核的范圍，優先校核簧體和鉤環應力，減少拉簧設計的不確定因素，極大地提高設計成功率。

拉簧；疲勞失效；FEA；應力分析；優化設計

0 引言

手柄拉簧在手動調節座椅中已廣泛采用，但很多座椅廠家反饋拉簧在做2萬次以上壽命試驗時，經常出現疲勞斷裂的問題，需要重復多次對其進行設計改進，影響座椅項目的轉批生產。拉簧疲勞失效成為調角器壽命試驗通過的制約因素，而影響其疲勞失效的因素很多。目前，設計拉簧時多采用查表法和計算法，對手柄拉簧失效原理的系統性分析很少，設計成功率較低，造成很大的成本浪費。

對拉簧失效原理和設計流程進行系統化研究意義深遠。以某拉簧為例，先用查表法和公式法進行設計，通過疲勞實驗和有限元法分析拉簧失效和受力后應力分布的關系，分析設計不足，研究強度校核與壽命關系，提出流程優化設計思路，減少拉簧設計的不確定因素，提高設計成功率。

1 拉簧的原始設計輸入

某座椅事業部要求：新研發手動正駕調角器采用雙只全齒核心件，俗稱雙邊調角器，調角器兩邊都有板簧，手柄總長達164 mm(手柄末端距旋轉中心)，總質量達0.091 kg。靠背由聯桿連接保證解鎖同步性。由于這種結構的調角器板簧提供的回復力較大，需在手柄上增加拉簧以保證手柄落鎖的可靠性。調角器安裝空間要求拉簧中徑D≈9.7 mm，外徑D2<13 mm，初拉力23 N，最大拉力為76～79 N，拉簧在調角器解鎖過程中不與其他構件發生干涉，拉簧的伸長量約為33.6 mm。

2 拉簧的拉力及外形設計

根據工作極限載荷選取材料直徑d及彈簧中徑D，查機械手冊彈簧表[1]，工作極限載荷:

Pm≥1.25Pn=1.25×79=98.75 N

(1)

材料直徑取d≈1.3 mm，彈簧中徑D≈11，按照拉簧以往設計經驗，對表中的鋼絲直徑為1.2與1.4 mm、中徑為11 mm的數據進行插值處理。

圖1 公式法拉簧設計步驟

圓柱螺旋彈簧分類：Ⅰ類——受循環載荷作用次數在1×106次以上的彈簧；Ⅱ類——受循環載荷作用次數在1×103～1×106次范圍內及受沖擊載荷的彈簧；Ⅲ類—受靜載荷及受循環載荷作用次數在1×103以下的彈簧。

2.1 根據工作條件選取材料及其許用應力

因為手柄拉簧的工作循環次數為20 000次，應按第Ⅱ類彈簧進行考慮。現選用彈簧鋼絲65 Mn。并根據中徑D≈9.7 mm、外徑D2<13 mm，估取彈簧鋼絲直徑d<3.3 mm。 查資料可知65Mn鋼絲的許用切應力τP=325 MPa。

2.2 根據強度條件計算鋼絲直徑

如圖1所示公式法，拉簧最大應力產生在彈簧絲截面內側的m點[2](簧絲截面直徑內側端點)。彈簧的破壞也是多由這點開始。Ⅱ類受循環載荷作用次數在1×103～1×106，跨度過大，τP=325 MPa是滿足10萬次的極限要求。若直接采用此值會造成簧絲直徑過大，造成成本劇增。而客戶要求2.4萬次，更接近Ⅲ類(τP=380 MPa)，取中間值370 MPa。65Mn簧絲經過噴丸處理，其許用應力可提高20%。后期工藝進行強壓處理，許用應力可進一步提高10%～20%。即τP=370×1.4=518 MPa。

彈簧簧絲內側最大應力及強度條件：

(2)

(3)

拉簧的簧絲直徑d和拉簧的中徑D優先標準值，取d=1.5 mm或1.6 mm，在此鋼絲直徑范圍內拉簧σBP、τP不變，查表取D=12 mm，C=D/d=12/1.5=8。所得尺寸符合設計要求的限制條件。

2.3 根據剛度條件計算圈數n

彈簧的剛度為：

(4)

(5)

取n2=14圈，此時彈簧的剛度為:

(6)

2.4 驗算

彈簧的初拉力:

F0=F1-Kfλ1=23-7×2.144=7.992 N

(7)

初應力τ0按照下式得:

(8)

其中K按下式計算:

(9)

當C=8時，初應力的推薦值為43～120 MPa，故此初應力合適。

極限工作應力：

τlim=0.56σB=0.56×1 800=1 008 MPa

(10)

極限工作載荷：

(11)

極限工作載荷大于最大工作載荷。

2.5 校核

對于受循環載荷的重要載荷(Ⅰ，Ⅱ類)應進行疲勞強度驗算；受循環載荷次數少或所受循環載荷變化幅度較小時，應進行靜強度驗算。當兩者不易區分時，要同時進行兩種強度驗算。

(1)疲勞強度驗算(只與鋼絲直徑相關)

最大工作載荷所產生的最大切應力：

(12)

最小工作載荷所產生的最大切應力：

(13)

彈簧在脈動循環載荷下的剪切疲勞強度，對于高優質剛、不銹鋼絲和硅青銅一般選取[3]：

τ0=0.5(0.35σb+0.45σb)=810 MPa

(14)

按1萬次計算安全系數：

S=(τ0+0.75τmin)/τmax=1.175

(15)

按10萬次計算安全系數：

S=0.96

(16)

許用安全系數，當彈簧的設計計算和材料試驗精確度高時，取Sp=1.3～1.7。

(2)靜強度驗算

安全系數：

(17)

按查表法所得拉簧直徑可選1.3、1.4、1.5 mm和公式法設計的拉簧直徑可選1.5、1.6 mm，如后文所示。

3 基于FEA的手柄拉簧失效形式及應力分析

3.1 拉簧的疲勞試驗

拉簧的失效是一種漸進的失效現象，其過程包括裂紋萌生、擴展直至斷裂。彈簧的失效包含疲勞斷裂和應力松弛。為驗證拉簧實際工況下失效形式及壽命，拉簧需要掛在調角器上隨手柄全行程進行“解鎖→釋放”操作，如圖2所示，通過調整氣缸，將疲勞試驗的頻次控制為1次/5 s，計數器滿24 000次后，回路自動切斷。試驗記錄結果如表1所示。

圖2 拉簧疲勞試驗

鋼絲直徑/mm工作載荷平均疲勞次數失效形式?1.2 65Mn79(0.9～1.5)×104鉤環處斷裂?1.2 琴鋼絲79(1.3～1.9)×104鉤環處斷裂?1.3 65Mn79(1.0～1.7)×104鉤環處斷裂?1.3 琴鋼絲79(1.6～2.1)×104鉤環處斷裂?1.4 65Mn73(1.6～1.9)×104鉤環處斷裂?1.4 琴鋼絲73(2.0～2.6)×104鉤環處斷裂?1.5 65Mn79(2.4～3)×104鉤環處斷裂?1.5 琴鋼絲79(2.4～3)×104鉤環處斷裂?1.5 65Mn73(2.3～2.8)×104鉤環處斷裂?1.5 琴鋼絲73(2.4～3.5)×104OK

手柄拉簧失效形式主要是鉤環處疲勞斷裂。采用公式法和查表法設計時，常比較重視拉簧的材料選用、拉簧簧體的應力和加工工藝，而忽略了拉簧鉤環處的r對應力集中的關系[4]，造成拉簧斷裂失效的情況時常發生，影響了產品的質量。拉簧鉤環急彎處的r也需要經過強度校核后再確定其數值，以提高手柄拉簧質量和可靠性。

3.2 拉簧彎鉤的應力分析

拉伸彈簧在拉伸時，鉤環在點A、B處受力如圖3所示，承受最大彎曲應力和切應力。對重要的拉伸彈簧，其應力可按下式分別計算：

(18)

(19)

當直徑為1.3 mm時：

點A處應力：σmax=1 913.42 MPa

點B處應力：τmax=1 371.28 MPa

圖3 拉簧彎鉤處受力圖

點A、B處的應力均超出了材料的許用應力(以65Mn為材料進行校驗，極限抗拉σB=1 800 MPa) ，而且超出了極限抗拉應力和極限剪切應力。

σmax=1 913.42 MPa>σBP=710 MPa

τmax=1 371.28 MPa>τP=380 MPa

當直徑為1.5 mm時：

點A處應力：σmax=1 430 MPa

點B處應力：τmax=715 MPa

點A、B處的應力均超出了材料的許用應力(以65Mn為材料進行校驗)，但是未超出極限抗拉應力和極限剪切應力。

σmax=1 430 MPa>σBP=710 MPa

τmax=715 MPa>τP=380 MPa

故彎鉤處承受拉簧的主要變形和拉力[5]。拉簧鉤環急彎處r參數直接影響到拉簧使用的穩定性和可靠性。

3.3 拉簧應力分布研究

為了進一步研究不同規格拉簧在受載荷情況下各結構的受力情況，用有限元軟件對其受力后的應力分布進行分析。邊界條件：拉簧一端固定約束，一端施加79 N截荷。

拉簧受力后, 如圖4所示，應力集中主要分布在彎曲程度較大的部位，如內圈和彎勾處，且彎勾處應力最大。拉簧直徑分別為1.3和1.5 mm ，FEA分析彎勾處應力分別為1 818.4和1 503.0 MPa，其中直徑1.3 mm處彎勾材料已屈服，而簧身應力只有1 362～1 509 MPa。由應力分布分析結果和試驗測定拉簧失效模式可得，拉簧簧身的壽命和彎鉤的壽命是兩個截然不同的概念。拉簧簧身的疲勞壽命遠大于其鉤環的疲勞壽命。在第Ⅱ類壽命次數10萬次以內，拉簧簧體的壽命受簧絲的直徑影響較小，但彎鉤的壽命受直徑影響較大，如圖4和表1所示，隨著簧絲直徑的增加，鉤環的壽命次數呈增加趨勢。且同直徑規格的拉簧，選擇強度等級較高的材料(琴鋼絲)壽命可增加3 000～5 000次。

3.4 不同規格拉簧的應力比較

不同規格拉簧的應力比較分別如圖5—8所示。拉簧1(φ1.3，D9.7)位移與應力如圖5所示;拉簧2(φ1.4，D9.7)位移與應力如圖6所示;拉簧3(φ1.5，D9.7)位移與應力如圖7所示;拉簧4(φ1.5，D12)位移與應力如圖8所示。

(1)對比拉簧1、拉簧2和拉簧3，拉簧3剛度最大，應力最小，且疲勞壽命最大；

(2)對比拉簧3和拉簧4，載荷為72 N時，拉簧3剛度增加了82.4%，應力減少了20.2%；載荷為79 N時，拉簧3剛度增加了82.5%，應力減少了20.2%。

圖5 拉簧1(φ1.3 mm，D9.7 mm)位移與應力

圖6 拉簧2(φ1.4，D9.7)位移與應力

圖7 拉簧3(φ1.5，D9.7)位移與應力

圖8 拉簧4(φ1.5，D12)位移與應力

如表2所示：最大應力與抗拉極限的比值是衡量疲勞壽命的參數，該比值越小，零件疲勞壽命越大。

表2 拉簧疲勞試驗結果

4 拉簧的流程優化設計

4.1 流程優化的可行性分析

在拉簧傳統設計中，簧體壽命和鉤環的強度校核一般在拉簧設計完成后進行[6]。如此設計的拉簧壽命和鉤環強度常不符合要求，導致設計的反復重來。故拉簧設計輸入時，先定義拉簧的最大和最小載荷，簧體和鉤環在A、B處承受的最大彎曲應力和切應力也可換算成與簧絲直徑相關的表達式。這樣就可以在設計拉簧之初，對所選拉簧的規格進行評估，判定是否滿足壽命和彎鉤強度要求，減少設計不合格概率。

拉簧校核中經常出現簧體安全系數滿足不了1.3～2.2(滿足100萬次標準)的要求，從以往的經驗看，手柄拉簧目前的壽命只需要在3萬次，遠遠小于100萬次的標準，且在疲勞試驗中未出現簧體斷裂，安全系數S可放寬至S>0.9。

4.2 流程優化設計

拉簧流程化設計如圖9所示。

圖9 拉簧的流程化設計

首先根據調角器拉簧掛接布置的空間，初步估計一個合適的拉簧直徑。查找該直徑對應下的拉簧拉伸極限強度σB，根據設計壽命要求所屬三類簧的設計條件，選取拉簧許用切應力τP(拉簧極限切應力遠大于此值)。根據拉簧簧絲內側的最大應力和強度條件，估算拉簧的直徑d。再同時校核簧體和彎鉤強度，即安全系數S和鉤環點A拉應力、點B切應力。校核彎鉤處點A拉應力、點B切應力時，通常也會遇到點A的最大拉伸應力和點B的最大切應力大于許用值σBP或者τP，若小于材料的最大拉伸應力和最大剪切應力，可以保守地進行后續地設計和試驗。否則，重選鋼絲直徑或材料。

若通過或者接近保守值，再進行后續剛度和圈數設計，圈數取整后，進一步計算拉簧的初拉力和極限工作載荷。此時完成拉簧的理論設計，供應商送樣進行指定次數N的疲勞壽命試驗。記錄試驗次數N1，試驗通過則鎖定拉簧狀態，或者試驗接近N(N-N1<3 000次)，則可以選擇強度等于高一級的材料進行“提高”替代，如65Mn改由琴鋼絲替代。若試驗次數N1與指定目標N相差太大，需重選擇鋼絲直徑和材料。

設計的拉簧圖紙如圖10所示。

圖10 拉簧圖紙

5 總結

手柄拉簧失效形式主要是鉤環處疲勞斷裂。通過實驗和有限元法分析拉簧受力應力集中主要分布在彎曲程度較大的部位，如內圈和彎勾處，且彎勾處應力最大，拉簧簧身的疲勞壽命遠大于其鉤環的疲勞壽命。故拉簧設計成功的關鍵在于彎勾處的設計，應優先校核簧體和鉤環應力，優化設計流程以減少設計不合格概率。在設計時，在校核關鍵參數如彎鉤處的點A拉應力、點B切應力時，若點A的最大拉伸應力和點B的最大切應力大于許用值σBP或者τP，而小于材料的最大拉伸應力和剪切應力，可進行后續的設計和試驗。最大應力與抗拉極限的比值是衡量疲勞壽命的參數，該比值越小，零件疲勞壽命越大。

[1]成大先.機械設計手冊[M].6版.北京:化學工業出版社,2016.

[2]韓澤光.圓柱形扭轉螺旋彈簧的可靠性優化設計[J].機械研究與應用,2000,13(4):25-26.

HAN Z G.Reliability Optimal Design of Helical Torsion Spring[J].Mechanical Research & Application,2000,13(4):25-26.

[3]張英會,劉輝航,王德成.彈簧手冊[M].2版.北京:機械工業出版社,2008.

[4]張大利.砼回彈儀彈擊拉簧失效分析[J].中國計量,2006(7):65-66.

[5]菅軍偉,邢獻強.拉簧拉鉤折彎處斷裂機制研究[J].金屬制品,2015,41(2):37-40.

JIAN J W,XING X Q.Research of Tension Spring Hook Bending Fracture Mechanism[J].Steel Wire Products,2015,41(2):37-40.

[6]王梅,陳國定,肖勇.基于多失效模式的扭簧可靠性優化分析[J].中國空間科學技術,2011,31(5):57-63.

WANG M,CHEN G D,XIAO Y.Optimal Analysis of the Reliability for Torsion Spring Based on Multi-failure Modes[J].Chinese Space Science and Technology,2011,31(5):57-63.

FailureAnalysisandOptimizationDesignforHandleTensionSpring

ZOU Chunlong1,DENG Wei2,WANG Shenghuai1,DENG Xiaowen1

(1.Hubei University of Automotive Technology，Shiyan Hubei 442002,China；2.AVIC Hubei Aviation Precision Machinery Technology Co.,Ltd.,Xiangyang Hubei 441005,China)

Tension spring is an important part of automotive seat recliner. The tension spring designed with traditional look-up table method and formula method, often appears fatigue failure when fatigue number increases to about 20 000 times, causing repeated design change and waste. Through fatigue experiment analysis, the main failure mode of tension spring was the hook fatigue fracture, and the stress concentration in shackle was the largest by theory and FEA analysis. The influences of the diameterd, the pitch diameterD, the number of turnsnof the spring were studied. It is shown that the ratio of maximum stress and tensile limit was the parameter to measure fatigue life. The smaller the ratio is, the greater the fatigue life of parts is. The optimization design process was put forward, the safety factorSand the checking range of hook stress value were given during the design and checking process. The spring body and the shackle stress were checked first, reducing the uncertainty of tension spring design, greatly increasing the success rate of design.

Tension spring; Fatigue failure; FEA; Stress analysis; Optimization design

2017-04-07

湖北省教育廳科學技術研究重點項目(D20141802)

鄒春龍(1988—)，男，碩士，工程師，主要研究方向為機械產品優化設計、汽車座椅精密調節機構設計。E-mail:zouchunlongh_hapm@163.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.08.007

TH703.8

A

1674-1986(2017)08-031-07