平面分析法在減振器強度校核的應用研究

2019-05-16 03:49:52邢立巍王孔龍胡春波聶小剛張一弘XingLiweiWangKonglongHuChunboNieXiaogangZhouKaiZhangYihong

北京汽車 2019年2期

邢立巍，王孔龍，胡春波，聶小剛，周凱，張一弘 Xing Liwei，Wang Konglong，Hu Chunbo，Nie Xiaogang，Zhou Kai，Zhang Yihong

平面分析法在減振器強度校核的應用研究

邢立巍1，王孔龍2，胡春波1，聶小剛1，周凱1，張一弘1Xing Liwei1，Wang Konglong2，Hu Chunbo1，Nie Xiaogang1，Zhou Kai1，Zhang Yihong1

（1.眾泰控股集團汽車工程研究院，浙江杭州 310018；2. 北京北汽德奔汽車技術中心有限公司，北京 101300）

在減振器強度校核方面，采用了平面分析法進行彎扭強度分析，解決了減振器因外筒彎曲變形導致漏油失效的故障，驗證了平面分析法在減振器強度校核方面的應用價值。

平面分析法；減振器；強度校核

0 引言

在汽車懸架的減振器實際工作中，由于車輪的跳動和路面的沖擊，減振器的外筒會一直有彎矩作用存在，若減振器的外筒強度不足，會發生彎曲變形，導致減振器漏油失效，并且會導致車輪外傾角變化，造成車輛的操縱穩定性和平順性下降；因此，對減振器進行可靠的強度校核分析尤為重要。當前普遍做法是利用ADAMS等動力學仿真軟件提取懸架系統的各個慣性力，再利用ABAQUS、Nastran、Hyperworks等軟件進行處理分析。這種CAE（Computer Aided Engineering，計算機輔助工程）分析校核方法所需參數量較多，在設計開發初期難以提供足夠準確的信息，導致計算出來的結果存在較大的差異。

提出一種平面分析法在麥弗遜懸架系統減振器強度校核方面的應用，將汽車懸架的空間結構簡化為前輪軸線垂直于車輛前進方向的平面力系，在這個平面內進行校核分析，根據外筒彎曲應力的大小來選擇外筒材質和規格。

某車型在道路試驗過程中出現減振器漏油現象，經查，該減振器的外筒已變形失效，如圖1所示。

該減振器在設計初期利用CAE進行校核仿真滿足性能要求，說明在變量參數提供不夠全面準確的情況下，進行CAE校核存在一定隱患；因此采用平面分析法進行該減振器彎扭強度的校核。

圖1 減振器外筒彎曲變形失效

1 平面分析法校核的基礎假設

1.1 前提條件

汽車處于滿載狀態，保持靜止不變，在輪胎接地點施加向上的3.5沖擊載荷，減振器的上安裝點為球鉸；計算中力的單位為N，長度單位為m，應力單位為MPa。

1.2 懸架簡化

典型的麥弗遜懸架系統如圖2所示，由減振器、下擺臂總成、穩定桿、穩定桿連接桿、副車架、轉向節及輪胎等組成。

圖2 典型的麥弗遜懸架系統

假定轉向節與副車架等零部件為剛性部件，減振器由活塞桿和缸筒組成，將麥弗遜懸架系統的空間受力簡化為平面桿系結構，如圖3所示。

圖3 麥弗遜懸架系統平面桿系結構圖

2 減振器外筒彎扭強度校核分析

2.1 麥弗遜懸架系統的機構特性

麥弗遜懸架系統的空間自由度為1，即該機構只有1個自由度，具有特定的運動，且每一個運動姿態都是確定的，對應著懸架系統的每一種實際工況。

從結構力學上看，麥弗遜懸架系統是一種空間桿系結構。懸架系統在運動過程中是一個幾何可變體系，而在懸架系統的每一種姿態下，由于懸架系統達到了內力平衡，每一個桿件的位置都是確定的，從結構上看也是一個幾何結構不變體系；因此，是一種可以進行靜力分析的靜定結構。

2.2 麥弗遜懸架系統受力分析

在平衡狀態下，將麥弗遜懸架系統簡化為平面桿系結構，上支座襯套為球鉸副，則減振器受力就轉化為一個平面內力系平衡的問題。

由理論力學可知，力系平衡的充要條件是力系的主矢和對任一點的主矩為零；另外一種表示形式為：力系中各力在直角坐標系每一坐標軸上的代數和為零，對每一坐標軸主矩的代數和為零。

根據之前假設可以得到：

1）下擺臂、減振器可看成是一個二力桿；

2）減振器受到的側向力、減振器活塞桿受力以及螺旋彈簧受到的力對整個麥弗遜懸架系統來說，都可以轉化為減振器的內力，在進行受力分析時，轉向節、輪胎、減振器作為一個整體，在減振器上安裝點受力、下擺臂拉力以及地面反力作用下保持靜態平衡。

2.3 減振器外筒彎曲應力計算

麥弗遜懸架系統在地面反力CP、下擺臂拉力WE、滑柱上點受力STRUT作用下保持平衡，得到以下各式。

水平方向上力的平衡

垂直方向上力的平衡

式中：CP為3.5單邊滿載沖擊力，N；為擺臂拉力延線與車輪接地中心面交點與減振器上點的連線與垂線間的夾角，（°）；為擺臂拉力與水平方向的夾角，（°）。

將式（1）帶入式（2）得

減振器外筒出現彎曲，是由于受到了彎矩作用，如圖4所示，受力分解可得減振器上點在垂直于減振器外筒方向的受力為

式中：為擺臂拉力延線與車輪接地中心面交點與減振器上點的連線與減振器外筒間的夾角，（°）。

圖4 前滑柱受力分解示意圖

前滑柱外缸筒受到的彎矩為

式中：為減振器上點到轉向節支架安裝點的距離，m。

前滑柱外缸筒抗彎截面系數為[1]142，324

式中：為減振器外缸筒的外徑，m；為減振器外缸筒的內徑，m。

最大彎曲應力max應不大于材料的屈服強度[1]142，即

經查，該故障車輛的相關技術參數見表1。

表1 故障車輛的相關技術參數

表1中參數在車輛開發初期，可以通過平面分析法進行投影和直接測量，較為容易獲得。

將參數值代入式（3）～（6），可得該減振器外缸筒承受的最大彎曲應力max=300.98 MPa。

所選減振器外缸筒材料應滿足最大彎曲應力大于300.98 MPa。經查，該減振器外缸筒材料為ST37-2，該材料屈服強度為235 MPa，小于300.98 MPa；因此在路試過程中出現了彎曲漏油失效現象，平面分析法的校核結果與試驗結果相符。

3 改進與驗證

解決失效問題有兩種途徑：（1）增加外缸筒壁厚，但該方案會導致諸如設備工裝等其他組件隨之更改，更改量太大，整改周期過長，不予采用；（2）重新選擇屈服強度更高的材料，該方案更改量最小，常見的無縫鋼管材料有S500MC，該材料屈服強度達到500 MPa，遠大于設計計算的理論值300.98 MPa，采用該材料后，經多次路試均未出現減振器漏油失效現象，對減振器外缸筒進行測量，如圖5所示，沒有發現彎曲變形情況，也沒有出現減振器漏油失效現象，滿足設計要求。