汽車空氣懸架彈簧支架的動(dòng)力學(xué)仿真與有限元分析一體化疲勞壽命計(jì)

1、汽車空氣懸架彈簧支架的動(dòng)力學(xué)仿真與有限元分析一體化疲勞壽命計(jì)算趙韓1錢德猛1魏映2,31. 合肥工業(yè)大學(xué), 合肥,2300092. 空軍第一航空學(xué)院, 信陽,4640003. 東南大學(xué), 南京,210096摘要:簡述了彈簧支架在汽車整個(gè)空氣懸架系統(tǒng)中的作用, 針對某種型號客車的空氣懸架, 應(yīng)用多體動(dòng)力學(xué)軟件ADAMS 構(gòu)建了懸架的虛擬樣機(jī), 進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)仿真分析。應(yīng)用ANS YS 軟件對彈簧支架進(jìn)行了分析, 計(jì)算了彈簧支架的應(yīng)力、變形特性和疲勞壽命。關(guān)鍵詞:彈簧支架; 虛擬樣機(jī); 動(dòng)力學(xué)仿真; 有限元分析; 疲勞壽命中圖分類號:U463文章編號:1004-132(2005 13-1210-04

2、Analysis to B end F atigue Life for Spring B rackets of Air SuspensionB ased on Virtual Prototype T echnology and Finite Element MethodZhao Han 1Qian Demeng 1Wei Y ing 2,31. HeFei University of Technology , HeFei ,2300092. The First Aviation Instit ute of t he Air Force ,Xinyang ,4640003. Sout heast

3、 U niversity , NanJing ,210096Abstract :The paper briefly specified what role t he sp ring bracket played as a part of air suspen 2sion system. Firstly , t he virt ual prototype of air suspension of some kind of passengers automobile was established using ADAMS and t he dynamic simulation was carrie

4、d out. Then t he interested part was picked up and t he finite element analysis was completed using t he software ANS YS. The st ress , distortion characteristics and fatique life of t he sp ring bracket are obtained.K ey w ords :sp ring bracket ; virt ual p rototype ; dynamic simulation ;finite ele

5、ment analysis ;fatigue life收稿日期:2004-06-240引言隨著汽車技術(shù)的發(fā)展和人們生活水平的提高, 人們對汽車的舒適性要求越來越高。作為影響汽車舒適性的空氣懸架在各種車型上開始大量應(yīng)用1。安裝有空氣懸架的車輛可以獲得理想的固有頻率, 減小了整車的振動(dòng)噪聲, 車輪動(dòng)載荷小, 可以獲得良好的行駛平順性。彈簧支架是空氣懸架系統(tǒng)中的關(guān)鍵零部件之一, 它的作用是支撐空氣彈簧、連接懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向節(jié)以及傳遞載荷, 該零件的強(qiáng)度好壞對于整車在行駛過程中的安全性有著至關(guān)重要的影響。彈簧支架的具體結(jié)構(gòu)形式因車型而有所不同, 本文以某型客車空氣懸架為例, 對其作了動(dòng)力學(xué)仿真分析。

6、1懸架系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真1. 1建立非線性動(dòng)力學(xué)仿真模型虛擬樣機(jī)技術(shù)是以多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)為理論基礎(chǔ)的。在多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的建模方法中, La 2grange 乘子方法是建立多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程經(jīng)常使用的方法之一。ADAMS 采用第一類La 2grange 方程建立系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程, 根據(jù)本文所述的空氣彈簧獨(dú)立懸架的特點(diǎn), 選擇每個(gè)剛體質(zhì)心的笛卡兒坐標(biāo)和描述剛體方位的歐拉角作為系統(tǒng)的廣義坐標(biāo):q i =x , y , z , , , T根據(jù)Lagrange 待定乘子法, 多剛體動(dòng)力學(xué)方程為2d t (5q T -(5qT +T q +Tq -Q =0式中, T 為系統(tǒng)的動(dòng)能矩陣; q 為系統(tǒng)的廣義坐標(biāo)向量

7、; Q為廣義力列向量; 為拉格朗日乘子列向量; Tq 為對應(yīng)于完整約束的雅可比矩陣的轉(zhuǎn)置矩陣; T q 為對應(yīng)于非完整約束的雅可比矩陣的轉(zhuǎn)置矩陣?；谏鲜龅亩囿w系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論, 利用三維造型軟件U G 和機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS/View , 按照ADAMS 建模的要求建立該0121中國機(jī)械工程第16卷第13期2005年7月上半月型客車雙橫臂空氣懸架的虛擬樣機(jī)(圖1 。1. 空氣彈簧(力學(xué)模型 2. 減振器(力學(xué)模型 3. 彈簧支架4. 上橫臂5. 下橫臂6. 轉(zhuǎn)向節(jié)7. 測試平臺8. 車輪圖1懸架系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)仿真模型根據(jù)目標(biāo)懸架中零部件間的相對運(yùn)動(dòng)關(guān)系, 定義零部件的拓?fù)浣Y(jié)構(gòu), 對零

8、部件進(jìn)行重新組合, 將沒有相對運(yùn)動(dòng)關(guān)系的零部件組合為一體, 確定重新組合后零件間的連接關(guān)系和連接點(diǎn)的位置, 計(jì)算或測量重新組合后的零部件質(zhì)心位置、質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量, 確定減振器的阻尼特性和彈簧的剛度特性, 定義主銷軸線, 輸入車輪的前束角和外傾角。零部件之間的連接有的屬于鉸鏈連接, 有的屬于橡膠軸承(或彈簧 連接, 二者的區(qū)別在于鉸鏈連接是剛性的連接, 不允許過約束的運(yùn)動(dòng), 橡膠軸承和彈簧屬于柔性連接, 它們在發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉的部件之間產(chǎn)生阻力, 阻止進(jìn)一步的干涉發(fā)生。假定各鉸鏈處的橡膠軸承在各個(gè)方向上的剛度相等, 在相應(yīng)的位置施加軸套力(BU SH IN G ?？紤]到空氣懸架的變剛度特性, 以實(shí)測

9、得到的試驗(yàn)曲線為依據(jù)(圖2 , 在AD 2AMS 環(huán)境中以數(shù)據(jù)的形式輸入來進(jìn)行非線性的動(dòng)力學(xué)仿真3?？諝鈶壹苤饕膸缀螀?shù)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)見表1 。圖2空氣彈簧的試驗(yàn)特性曲線表1空氣懸架的主要參數(shù)主銷后傾角(主銷內(nèi)傾角(車輪外傾角 (前束角(減振器阻尼(N s/mm 橡膠襯套剛度(N/mm 簧載質(zhì)量(kg 0. 427758. 750000. 800000. 500006000. 02000001. 2 仿真結(jié)果對于懸架系統(tǒng), 采用額定載荷作用下的單輪跳動(dòng)進(jìn)行仿真。懸架的仿真分析是為了對其中的彈簧支架進(jìn)行進(jìn)一步的有限元分析和疲勞壽命計(jì)圖3彈簧支架在豎直方向的受力曲線算, 得到的彈簧支架在豎直方向的

10、受力隨仿真時(shí)間的變化情況如圖3所示。從圖中可以看出, 彈簧支架在車輪跳動(dòng)過程中, 在豎直方向的受力最大達(dá)到17500N , 為最終的疲勞壽命計(jì)算的“載荷數(shù)”的設(shè)定提供了理論依據(jù)。1. 3有限元分析載荷輸出根據(jù)動(dòng)力學(xué)仿真分析的結(jié)果, 通過確定彈簧支架上的坐標(biāo)標(biāo)記確定ADAMS 輸出的構(gòu)件為剛性構(gòu)件即彈簧支架(圖4 。載荷的作用點(diǎn)為支架上端面以及減振器的下端支承面, 在載荷的作用點(diǎn)設(shè)置坐標(biāo)標(biāo)記以獲得作用點(diǎn)的載荷值, 同時(shí)可以指定載荷作用點(diǎn)的節(jié)點(diǎn)號(在有限元分析中, ANS YS 將自動(dòng)的匹配運(yùn)算確定節(jié)點(diǎn)號的對應(yīng)關(guān)系 , 輸出在仿真時(shí)間為0. 3s 時(shí)刻彈簧支架的載荷信息。圖4彈簧支架的三維實(shí)體模型

11、1121汽車空氣懸架彈簧支架的動(dòng)力學(xué)仿真與有限元分析一體化疲勞壽命計(jì)算趙韓錢德猛魏映2彈簧支架有限元分析2. 1建立有限元模型彈簧支架屬于典型的實(shí)體結(jié)構(gòu), 主要承受來自車身的垂直載荷(簧載質(zhì)量 。此外, 在車輛行駛過程中還承受來自導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的橫向載荷, 由于現(xiàn)代汽車中柔性連接體的大量使用, 來自導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的橫向載荷基本上被橡膠襯套等柔性體吸收, 直接傳遞到彈簧支架的橫向載荷比較小, 這些方面基本體現(xiàn)在懸架動(dòng)力學(xué)分析中。在ANS YS 環(huán)境中通過菜單ADAMS connectio n 輸入載荷信息, 從而進(jìn)一步建立有限元模型。根據(jù)彈簧支架的結(jié)構(gòu)型式和受力特點(diǎn), 單元類型選取三維實(shí)體單元(代號為SOL

12、ID187 , 計(jì)算單元網(wǎng)格的劃分應(yīng)用AN 2SYS 自帶的MeshT ool 工具, 采用智能網(wǎng)格劃分方法, 等級為6, 得到圖5所示的結(jié)構(gòu)有限元模型, 整個(gè)模型劃分為52915個(gè)單元,80323 個(gè)節(jié)點(diǎn)。圖5彈簧支架的三維力學(xué)模型針對水平路面的情況, 該模型采用下列約束條件4:在與主銷的配合空面上約束全部自由度(ALL DO F ; 在與懸架的上下橫臂的配合孔面上約束Z 方向的位移(Z 方向的位移為零 。2. 2結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析對彈簧支架的有限元模型進(jìn)行強(qiáng)度分析, 模型的節(jié)點(diǎn)等效應(yīng)力云圖見圖6、圖7和圖8, 可以看出, 彈簧支架的應(yīng)力偏大的位置區(qū)域主要居于其與主銷的配合孔附近, 最大應(yīng)力的位置

13、如圖7所示, 在主銷配合孔的上端面上, 節(jié)點(diǎn)號為2285, 最大應(yīng)力值為S max =98. 813MPa s =235M Pa 。通過分析發(fā)現(xiàn), 彈簧支架與主銷配合孔附近區(qū)域是整個(gè)結(jié)構(gòu)相對較薄弱的環(huán)節(jié), 可以作為改進(jìn)設(shè)計(jì)時(shí)的理論參考依據(jù)。結(jié)構(gòu)上有代表性的幾處位置的應(yīng)力分析結(jié)果見表2, 表中位置A F 見圖6、圖7和圖8 。圖6 彈簧支架的應(yīng)力云圖圖7 彈簧支架與主銷配合孔處上部的應(yīng)力云圖圖8彈簧支架與主銷配合孔處下部的應(yīng)力云圖表2彈簧支架上應(yīng)力相對較大的6個(gè)位置及其等效應(yīng)力值位置節(jié)點(diǎn)號應(yīng)力值( 位置節(jié)點(diǎn)號應(yīng)力值( A 685545. 705D 234089. 858B 228598. 813

14、E 281023. 431C289969. 296F781622. 3223彈簧支架疲勞壽命計(jì)算3. 1疲勞壽命計(jì)算前處理彈簧支架的實(shí)際工況類似于非獨(dú)立懸架中的車橋, 在汽車行駛過程中承受著來自路面的交變2121中國機(jī)械工程第16卷第13期2005年7月上半月載荷, 所以它的主要失效形式往往是疲勞, 而不是一次性的斷裂或者屈服, 因而有必要對其進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算。利用ANS YS 軟件提供的疲勞壽命計(jì)算功能模塊, 對彈簧支架進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算, 主要過程如下:(1 定義計(jì)算的最大位置數(shù)、事件數(shù)及載荷數(shù)缺省情況下, 最多可考慮5個(gè)節(jié)點(diǎn)位置、10個(gè)事件, 每個(gè)事件可包含3個(gè)載荷。對于本文的彈簧支架,

15、考慮4個(gè)位置, 事件數(shù)為1, 每個(gè)事件包含2個(gè)載荷。(2 材料疲勞特性定義為計(jì)算使用系數(shù), 并考慮材料的彈塑性因素, 需要定義材料的疲勞特性,ANS YS 軟件中是采用材料的S -N 曲線, 即最大應(yīng)力強(qiáng)度(S max -S min /2與許用應(yīng)力循環(huán)數(shù)關(guān)系曲線。本文按照文獻(xiàn)5的方法進(jìn)行計(jì)算, 得S -N 曲線如圖9所示 。圖9材料的S -N 曲線(3 定義計(jì)算位置及應(yīng)力集中系數(shù)ANS YS疲勞壽命計(jì)算時(shí), 需明確定義進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算的節(jié)點(diǎn)位置, 并允許指定計(jì)算位置的應(yīng)力集中系數(shù)。應(yīng)力集中系數(shù)一般應(yīng)根據(jù)計(jì)算位置的外形突變方向及變化快慢確定。根據(jù)強(qiáng)度分析結(jié)果, 彈簧支架在A 、B 、C 、D 處

16、應(yīng)力較大, 可能會發(fā)生疲勞破壞, 因此, 選定彈簧支架上的A 、B 、C 、D 4個(gè)位置進(jìn)行疲勞壽命估算。對于B 、D位置, 由于X 、Y 方向均存在形狀變化, 且變化率較快, 故給定其X 、Z 方向應(yīng)力集中系數(shù)均為211。對于A 、C 位置, 它的X 方向存在形狀變化, 但變化率較小, 故給定其Y 方向應(yīng)力集中系數(shù)為116。(4 存儲計(jì)算點(diǎn)的應(yīng)力值本文研究對象的載荷情況并不復(fù)雜, 主要是垂直方向(Y 方向 交變載荷, 其值的變化范圍經(jīng)過動(dòng)力學(xué)分析, 絕對值介于017500N 之間。因此, 可采用一個(gè)事件兩個(gè)載荷步來設(shè)置載荷事件, 即載荷步1為零載荷, 應(yīng)力值通過手工輸入, 載荷步2為最大載荷

17、, 節(jié)點(diǎn)的載荷值可直接從上述靜應(yīng)力計(jì)算的結(jié)果數(shù)據(jù)庫中讀取。3. 2疲勞壽命計(jì)算在疲勞壽命計(jì)算前, 應(yīng)指定事件的循環(huán)次數(shù),由于彈簧支架不同于車橋, 它是獨(dú)立懸架中采用的結(jié)構(gòu)件, 參考客車轉(zhuǎn)向橋應(yīng)滿足106次數(shù)量級的應(yīng)力循環(huán)的設(shè)計(jì)要求, 故本文設(shè)置載荷事件的循環(huán)數(shù)為106次。完成以上設(shè)置后, 即可直接調(diào)用疲勞壽命計(jì)算模塊進(jìn)行計(jì)算, 所得結(jié)果可存入指定文件中, 如圖10所示, 整個(gè)結(jié)構(gòu)在所設(shè)置的載荷事件的循環(huán)數(shù)下, 材料的使用率為30%, 由此結(jié)果可見, 本結(jié)構(gòu)從理論上是滿足疲勞壽命要求的 。圖10疲勞壽命計(jì)算結(jié)果4結(jié)論(1 本文在懸架的動(dòng)力學(xué)仿真分析的基礎(chǔ)上,進(jìn)行了強(qiáng)度分析, 確定了彈簧支架的薄弱環(huán)節(jié), 并且進(jìn)一步作了疲勞壽命模擬計(jì)算。這種思路有一定的實(shí)際意義。(2 用有限元法進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算的關(guān)鍵問題在于材料疲勞特性的確定以及計(jì)算點(diǎn)處的應(yīng)力幅值的計(jì)算(本文利用動(dòng)力學(xué)仿真分析解決了這一問題 。(3 本文討論的彈簧支架的勞壽命計(jì)算的模擬結(jié)果有待于實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。參考文獻(xiàn):1張建文, 莊德軍, 林逸, 等. 汽車用空氣彈簧懸架系統(tǒng)綜述. 公路交通科技,2002,19(6 :1511552洪嘉振. 計(jì)算多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué). 北京:高等教育出版社,19993李軍, 邢俊文. ADAMS 實(shí)例教程. 北京:北京理工大學(xué)出版社, 20024龔培康.