某多軸汽車鋼板彈簧滑板支座斷裂失效分析與優化

劉富寶，周東峰，李會超

北京汽車制造廠（青島）有限公司，山東青島 266600

0 引言

如圖1所示，某8×8多軸汽車的1軸和2軸采用縱置對稱式鋼板彈簧懸架，該懸架結構具有結構簡單、成本低、維修方便、壽命長等優點[1]，被廣泛應用于載重汽車、公共汽車、越野汽車的前后輪及小客車后輪[2]。鋼板彈簧前端為上卷耳結構，通過銷軸固定在板簧前支座內；板簧后端為滑板式結構，自由地支撐在車架上的板簧滑板支座內。它不僅能夠承載、導向，還能傳遞力和力矩，提供縱、橫向角剛度等[1]。

圖1 縱置對稱式鋼板彈簧懸架結構

該車型一橋板簧滑板支座在行駛20000公里后在其加強筋中段出現明顯裂紋，板簧與滑板支座接觸面出現大量搓痕。滑板支座作為板簧運動時的限位裝置，在承受板簧的垂向沖擊的同時還會在轉向、側傾等惡劣工況下承受板簧的側向沖擊，板簧支座的強度直接影響整車的運行安全性和操作穩定性。

1 受力分析

在已知滑板支座不存在材料缺陷的前提下，對其進行受力分析，依據結構的受力情況，就可以判斷具體車型在結構設計上是否可以經受這些負荷[3]，進而驗證其結構設計是否合理，并通過優化改進結構型式解決其斷裂失效問題，徹底消除安全隱患。

本文將具體分析滑板支座在滿載靜平衡工況、緊急制動工況、側傾工況和三倍動載工況下的受力情況，并根據整車設計參數計算出其在不同工況下的具體受力值。

1.1 滿載靜平衡工況

一軸單側板簧在滿載靜止狀態時受力如圖2所示，根據力和力矩平衡：

圖2 一軸滿載靜平衡工況受力分析

式中，Fw為一軸單側簧載負荷（制動工況考慮軸荷偏移）；Fs1為板簧前卷兒垂向載荷；Fs2為板簧后端滑板載荷（假定板簧與滑板支座僅存在滾動，無相對滑動）；FX為板簧前卷兒軸向力；L1、L2為板簧前后段距離；C1為板簧前卷兒中心距地距離；C2為板簧與滑板支座接觸點距地距離。

代入數值得：Fs1=20963（N），Fs2=20313（N）。

1.2 緊急制動工況

多軸汽車在制動減速度jβ的作用下，車身將繞中性面上的內心O（縱傾力矩軸線）轉過一個β角，從而使各車軸的載荷在靜態平衡的基礎上發生轉移。各車軸載荷的增、減決定于該軸所處的位置。由于縱傾軸線位于中性面之上，故在制動時，中性面之前的車軸載荷增加，中性面之后的車軸載荷減少[4]。在針對獨立車軸受力分析時，緊急制動時，前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現最大應力δmax[5]。

1.2.1 緊急制動時的軸荷偏移分析

在車身傾斜過程中，假定力矩中心相對簧上、簧下質體不動，視縱向加速度為常數，忽略非簧載質量的影響，忽略各關節部位的摩擦和橡膠元件變形的影響，不計滾動阻力和空氣阻力的影響。車身縱傾角計算公式[4]：

式中，β—為車身縱傾角；jβ為制動加速度，取0.4 g；Cβ為縱向角剛度；Pw為總簧載負荷；ep為傾覆力矩臂；a1為第一軸至中性面距離；l1為第一軸至質心距離。

其中，第一軸至中性面距離a1為[4]：

式中，Ci為各軸線剛度；li為第i根彈簧至第1根簧距離。

帶入參數得：一軸距中性面距離a1=4129（mm），在制動減速度為0.4 g時，車身縱傾角β=0.06（°）。

軸荷偏移計算公式[4]：

帶入參數得：第一軸軸荷偏移ΔP1=6183（N），此時一軸單側簧載載荷Fw=P1+ΔP1=44296（N）。

1.2.2 緊急制動工況受力分析

一軸板簧在緊急制動時受力如圖3所示，根據力和力矩平衡：

圖3 一軸制動工況受力分析

式中，Fb為車輪制動力。

（1）假設路面有足夠大的附著系數，當制動器摩擦力矩達到最大設計值時，剛好為輪胎抱死的臨界值。此時，制動器中摩擦片與制動鼓相對劃轉時的摩擦力矩TμMAX，則Fb＝，代入參數得：單側輪胎制動力Fb＝53232（N）。

（2）制動時的最大制動力和附著狀態有密切關系。對于采用ABS系統的制動系，當制動器制動力足夠大時，前、后輪胎都不抱死，輪胎與地面的滑移率處于最佳狀態，附著力達到最大，即所謂壓印狀況，可用附著系數乘以軸荷來計算最大制動力。按干燥瀝青路面附著系數計算，則：Fb＝ψFw，在附著系數ψ＝0.8時，單側輪胎制動力Fb＝35436（N）。

此處，（2）所述更符合實際情況，所以單側輪胎制動力Fb取35436（N）。

帶入參數得：Fx＝38922（N），Fs1＝2 N，Fs2＝44431（N）。

1.3 側傾工況

1.3.1 轉彎行駛工況的垂向載荷分析

汽車在側坡和轉彎時，因受重力和側向力的作用，左、右側車輪將發生負荷轉移。假設車身為剛體，即車身保持等角側傾的前提下，各車軸負荷轉移量ΔPi的表達式[4]：

式中，Pi為各軸靜平衡狀態簧載載荷；esi為各軸的側傾力矩臂；Bi為各軸的彈簧中心距。

代入參數得：一軸負荷轉移量ΔP1＝23294（N），即一橋轉向內側簧載載荷Fw內＝17910（N），一橋轉向外側簧載載荷Fw外＝64498（N）。取受力較大一側進行受力分析，即對轉向外側板簧受力分析，將Fw＝64498（N）代入公式（1）、（2）、（3）得：Fs1＝32814（N），Fs2＝31797（N）。

1.3.2 轉彎行駛工況的向心力分析

當整車轉彎行駛時，鋼板彈簧在承受垂向力的同時還要承受向心力，以驅動輪為分析對象，摩擦力提供沿軌跡圓的切向力和指向圓心的向心力；當汽車加速轉彎行駛時，向心力會越來越大，當到達某臨界值時，車輪摩擦力不足以提供向心力，整車就會向外滑出，增大半徑以減少向心力；當汽車可以沿固定圓周以最大速度行駛時，向心力F＝，假設汽車以0.4 g側向加速度轉彎行駛時，其簧載質量所受向心力F＝8409×0.4×9.8＝32963（N），此時單側板簧受到橫向力FR＝＝16481（N），假設板簧受到的側向力均勻地分布到板簧的前后固定端，則板簧滑板支座受力FC＝＝8240（N）。

1.3.3 側滑工況的向心力分析

當整車發生側滑時，側向力F＝μFZ，此時若側滑系數μ=1，簧載質量承受側向力F＝2μFw＝82408（N），此時單側板簧收到橫向力FR＝＝41204（N），假設板簧受到的側向力均勻地分布到板簧的前后固定端，則板簧滑板支座受力FC＝＝20602（N）。

對比轉彎行駛工況和側滑工況得：板簧在側滑工況下所受向心力最大，假設板簧受到的側向力均勻地分布到板簧的前后固定端，側滑時板簧滑板支座所受最大側向力FC=20602（N）。

1.4 三倍動載工況

路面的凹凸不平會引起汽車的顛簸，使汽車產生一個垂向的加速度。垂向的加速度會使簧載載荷對彈性元件在垂直方向產生沖擊作用，在汽車設計過程，會將簧載載荷乘以一個大于1的系數以考慮這個垂向沖擊作用。此處汽車載荷沖擊系數取3，即在垂向增加一個3 g的沖擊加速度的工況下分析板簧滑板支座的受力情況。

一軸板簧在三倍動載工況時受力如圖4所示，根據力和力矩平衡：

圖4 一軸三倍動載工況分析

此處，第一軸單側簧載負荷FW=3P1=123612（N），代入上式得：Fs1=62889（N），Fs2=60939（N）。

1.5 滑板支座受板簧下跳限位螺栓預緊力分析

滑板支座選用1個規格為國標GB5785 M16×1.5的六角頭螺栓作為板簧下跳時的限位裝置，如圖5所示板簧片與滑板支座兩側各留有1 mm間隙。根據公司工藝文件規定：M16×1.5的緊固螺栓擰緊力矩T=240 N·m，預緊力F'=68822 N。

圖5 滑板支座安裝

2 基于ANSYS Workbench的線性靜力學分析

建立ANSYS Workbench線性靜力學模型，為了更準確地反映滑板支座受力情況，在有限元建模時，保留滑板支座與車架的緊固關系，并保留鋼板彈簧后端模型。

滑板支座有限元模型中，與各連接構件的連接關系定義了多種接觸條件：①螺栓連接處定義為摩擦接觸，摩擦系數為0.18；②滑板支座與車架連接處定義為摩擦接觸，摩擦系數為0.18；③板簧與滑板支座連接處定義為無摩擦接觸。

網格劃分以六面體為主，部分結構件采用四面體，劃分網格后共生成網格節點（Nodes）200830個。

滑板支座材料采用ZG40Cr，屈服強度δ＞785 MPa，楊氏模量取206 GPa，泊松比取0.29。

分別加載其在僅受預緊力、滿載靜平衡工況、緊急制動工況、側傾工況和三倍動載工況下所受的受力，滑板支架Von-Mises應力云圖如圖6～圖10所示。

圖6 僅加載預緊力

圖7 滿載靜平衡工況

圖8 緊急制動工況

圖9 側傾工況

圖10 三倍動載工況

由圖6～圖10可知，滑板支座最大應力值出現在加強筋中段過度圓角下側切線處，對滑板支座的危險位置進行數據提取，見表1。

表1 滑板支座有限元分析數據

在滿載靜平衡工況、緊急制動工況、側傾工況和3倍動載工況下，采集數據部位應力值都超出了材料的許用應力，且形變已超出板簧與滑板支座預留間隙。該部位容易發生斷裂，這與滑板支座實際斷裂位置一致。

3 滑板支座斷裂失效原因及優化改進方案

3.1 原因分析

滑板支座“∩”型開口設計型式，在其承受緊固螺栓擰緊力矩后發生了較大的彎曲變形，且彎曲變形量已超出板簧與滑板支座預留間隙。板簧在受到垂向載荷后無法自由延展，與滑板支座發生“搓磨”運動，車輛長期運行后滑板支座被板簧磨出多條深痕。

滑板支座加強筋中段出現遠大于材料屈服強度的應力集中區域，車輛長期運行后出現“韌性斷裂”現象。

3.2 優化改進方案

滑板支座“∩”型開口尺寸由92 mm增大至100 mm，這就使板簧與滑板支座單側間隙由1 mm增大至5 mm。

滑板支座“∩”型開口內部增加規格為φ25×4 mm的支撐軸管。

3.3 改進結果

滑板支座改進前、后有限元模型對比如圖11所示。

圖11 滑板支座改進前、后有限元模型對比

滑板支架改進后Von-Mises應力云圖如圖12～圖15所示。

圖12 改進后滿載靜平衡工況

圖13 改進后緊急制動工況

圖14 改進后側傾工況

圖15 改進后三倍動載工況

滑板支座優化改進后與改進前有限元結果對比分析見表2。

表2 改進前后有限元結果對比分析

綜上可得，改進后結構不僅滿足材料的強度要求，還增加了整個滑板支座的靜安全系數，保證了滑板支座及整個懸架系統的安全性能和使用性能。

4 結論

本文充分分析了滑板支座在滿載靜平衡工況、緊急制動工況、側傾工況和三倍動載工況下的受力情況，結合ANSYS Workbench的線性靜力學分析，找出了滑板支座斷裂和磨損的具體原因。滑板支座在承受來自板簧的垂向沖擊和側向力的同時還要克服巨大的緊固螺栓擰緊力矩，因此其設計要具有足夠的剛度、強度和抗磨損能力，以承受上述各種力和力矩，避免因滑板支座損壞而引起的車輛安全性隱患。