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        吊環(huán)對(duì)商用車前少片簧懸架性能的影響

        2014-04-12 00:32:00劉兆英李躍偉
        關(guān)鍵詞:前懸架前軸板簧

        劉兆英,李躍偉,洪 良

        (中國(guó)第一汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心,長(zhǎng)春130011)

        懸架剛度及運(yùn)動(dòng)特性對(duì)汽車操縱穩(wěn)定性以及平順性有重要的影響[1-2]。對(duì)前懸架采用少片簧的商用車而言,吊環(huán)長(zhǎng)度和基礎(chǔ)吊環(huán)角的合理設(shè)計(jì)將影響到汽車的行駛性能[3]。目前國(guó)內(nèi)各主機(jī)廠對(duì)于該類型懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)還基本停留在板簧的應(yīng)力和剛度計(jì)算階段;國(guó)外部分樣車為了提高制動(dòng)時(shí)懸架系統(tǒng)的性能,增加了防S變形[3-4]緩沖塊,而制動(dòng)時(shí)板簧的運(yùn)動(dòng)特性還未見(jiàn)報(bào)道。目前關(guān)于吊環(huán)的布置與懸架性能的匹配仍依賴于設(shè)計(jì)人員的經(jīng)驗(yàn),缺乏相關(guān)的計(jì)算理論依據(jù)。本文擬建立商用車前少片簧懸架系統(tǒng)的有限元分析模型(Finite element analysis,F(xiàn)EA),采用仿真方法研究了吊環(huán)長(zhǎng)度和基礎(chǔ)吊環(huán)角對(duì)懸架剛度和運(yùn)動(dòng)特性的影響規(guī)律;結(jié)合試驗(yàn)結(jié)果,驗(yàn)證了仿真方法以及結(jié)果的正確性,并最終形成了設(shè)計(jì)可參考使用的結(jié)論。

        1 考慮吊環(huán)布置的前少片簧懸架有限元模型

        本文研究的某商用車前少片簧懸架系統(tǒng)布置如圖1(a)所示,該懸架系統(tǒng)布置特點(diǎn)描述如下:彈性元件為對(duì)稱的兩片少片鋼板彈簧;鋼板彈簧前端采用銷軸與支架連接,后端通過(guò)銷軸與吊環(huán)連接;吊環(huán)通過(guò)銷軸與后支架連接。上跳限位采用橡膠緩沖塊,通過(guò)減振器進(jìn)行振動(dòng)衰減。本次仿真模型不包括減振器以及緩沖塊。

        采用Proe建立的少片簧幾何模型如圖1(b)所示,進(jìn)而采用Hypermesh進(jìn)行有限元網(wǎng)格三維前處理,鋼板彈簧采用六面體C3D8R進(jìn)行建模[3,5-11],如圖1(c)所示;并采用Abaqus軟件進(jìn)行分析求解。根據(jù)上述方法計(jì)算得到的某商用車前少片簧自由和夾緊狀態(tài)剛度曲線如圖2所示。

        圖1 考慮吊環(huán)布置的前少片簧懸架有限元模型Fig.1 FEA model of front taper-leaf suspension system with hinger

        圖2 自由剛度及夾緊剛度模擬Fig.2 Simulation of free stiffness and clamped stiffness

        表1給出了基于有限元計(jì)算得到的剛度擬合值與試驗(yàn)值對(duì)比結(jié)果??梢?jiàn)兩者存在一定的誤差,但誤差在可接受范圍之內(nèi),目前板簧的剛度誤差要求在±7%之內(nèi)。綜合上述對(duì)比結(jié)果及分析,該鋼板彈簧模型可以應(yīng)用于系統(tǒng)分析。

        表1 有限元模擬結(jié)果與理論計(jì)算值Table 1 FEA results and theoretical calculation values

        本次懸架系統(tǒng)分析主要是分析吊環(huán)的布置對(duì)懸架剛度的影響,所以前懸架系統(tǒng)主要包括如下部件:鋼板彈簧、吊環(huán)、U形螺栓以及上、下蓋板。為了方便有限元模擬,在自由狀態(tài)將兩個(gè)卷耳中心的連線設(shè)為水平。同時(shí),為了方便對(duì)比結(jié)果,須引入以下定義:

        基準(zhǔn)線:對(duì)于帶有卷耳的鋼板彈簧總成來(lái)說(shuō),基準(zhǔn)線是指通過(guò)兩個(gè)卷耳中心的連線;對(duì)于兩端無(wú)卷耳的鋼板彈簧總成,基準(zhǔn)線是指通過(guò)總成端部的外載荷作用點(diǎn)的連線。

        基準(zhǔn)吊環(huán)角:是指當(dāng)鋼板彈簧第一片為平直狀態(tài)時(shí),基準(zhǔn)線與吊環(huán)兩個(gè)連接孔的連線所形成的夾角。具體的有限元模型如圖1(d)所示。

        2 吊環(huán)對(duì)懸架系統(tǒng)剛度的影響

        為了更好地做對(duì)比分析,本次模擬主要分以下兩種情況[12-14]:①僅吊環(huán)長(zhǎng)度l發(fā)生變化,分別取l為100 mm和180 mm,板簧長(zhǎng)度為1700 mm。吊環(huán)長(zhǎng)度與板簧長(zhǎng)度比值近似為6%和10.5%;②僅基準(zhǔn)吊環(huán)角θ發(fā)生變化,分別取60°、100°。

        為了直觀,模擬的曲線橫坐標(biāo)為輪胎跳動(dòng)量與板簧長(zhǎng)度的比值,其中“0”位置為板簧第一片為平直狀態(tài)時(shí)的輪心位置,正值代表上跳,負(fù)值代表下跳。前懸架系統(tǒng)自由及加載狀態(tài)下的FEA模型見(jiàn)圖3和圖4。

        圖3 前懸架系統(tǒng)自由狀態(tài)Fig.3 Free situation of front suspension system

        圖4 前懸架系統(tǒng)加載后狀態(tài)Fig.4 Loaded situation of front suspension system

        由圖5及表2中的分析結(jié)果可見(jiàn):懸架系統(tǒng)如果布置不合理,會(huì)帶來(lái)懸架系統(tǒng)性能的惡化,在懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)考慮吊環(huán)長(zhǎng)度以及基礎(chǔ)吊環(huán)角的選擇;當(dāng)l=100 m,θ=60°時(shí),懸架系統(tǒng)剛度與板簧剛度差別較大;隨著車輪上跳,懸架剛度急劇增加;當(dāng)θ增大到100°時(shí),隨著車輪上跳,懸架剛度急劇下降,增加了限位塊碰撞的幾率。當(dāng)?shù)醐h(huán)長(zhǎng)度增加時(shí),上述情況有所改善,但改善效果不明顯。

        圖5 不同情況下懸架剛度變化曲線Fig.5 Curve of suspension stiffiness in different cases

        表2 懸架系統(tǒng)剛度與板簧剛度比值Table 2 Ratio of suspension system stiffness and spring stiffness

        3 吊環(huán)對(duì)懸架系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)的影響

        3.1 吊環(huán)的擺動(dòng)與板簧運(yùn)動(dòng)軌跡的關(guān)系

        由圖6可見(jiàn),隨著吊環(huán)長(zhǎng)度的增加,車輪在上下跳動(dòng)過(guò)程中,吊環(huán)的擺角減?。粓D7表明吊環(huán)長(zhǎng)度的變化對(duì)于前軸的運(yùn)動(dòng)軌跡幾乎沒(méi)有影響。

        圖6 吊環(huán)角度隨車輪上跳變化曲線Fig.6 Hinger angle curve with wheel jump-up

        圖7 前軸軌跡Fig.7 Trail of front axle

        3.2 制動(dòng)時(shí)板簧的S變形與前軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系

        圖8為在Hypermesh中搭建制動(dòng)工況下板簧S變形的分析模型。從圖9的分析結(jié)果可以看出,對(duì)于對(duì)稱板簧來(lái)說(shuō),車輪在上下跳動(dòng)過(guò)程中,由于吊環(huán)的影響,前軸有很小的轉(zhuǎn)角,在垂直校核時(shí)可以忽略,這與目前的理論分析比較一致;在同樣的制動(dòng)力情況下,理論計(jì)算前軸轉(zhuǎn)角為3.9°,與有限元結(jié)果比較一致,所以在后續(xù)設(shè)計(jì)過(guò)程中可以直接用試驗(yàn)值進(jìn)行初步校核;在制動(dòng)時(shí)對(duì)于少片簧懸架來(lái)說(shuō),由于其剛度較小,由于S變形會(huì)導(dǎo)致懸架轉(zhuǎn)向干涉量以及板簧后半段應(yīng)力提高,故在一些特殊條件下,需增加防S變形緩沖塊。

        圖8 制動(dòng)工況板簧S變形模擬分析Fig.8 S-shape deformation FEA of leaf-spring in brake case

        圖9 前軸轉(zhuǎn)角變化曲線Fig.9 Roation angle change curve of front axle

        4 吊環(huán)布置與懸架剛度匹配試驗(yàn)

        為了驗(yàn)證上述模擬分析結(jié)果以及結(jié)論的正確性,同時(shí)驗(yàn)證上述結(jié)論是否對(duì)于其他長(zhǎng)度的少片簧懸架系統(tǒng)同樣適用,采用了五十鈴中型車的前懸架系統(tǒng)進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn),板簧長(zhǎng)度為1300 mm,吊環(huán)長(zhǎng)度為77 mm,吊環(huán)長(zhǎng)度與板簧長(zhǎng)度的比值為5.9%。臺(tái)架試驗(yàn)圖見(jiàn)圖10,臺(tái)架試驗(yàn)與有限元分析模擬的對(duì)比結(jié)果見(jiàn)圖11和表3。上述數(shù)據(jù)表明有限元模擬結(jié)果與臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果一致性良好,驗(yàn)證了本文方法的正確性。

        圖10 五十鈴前懸架系統(tǒng)臺(tái)架試驗(yàn)圖Fig.10 Photo of ISUZU front suspension bench test

        圖11 臺(tái)架試驗(yàn)與模擬結(jié)果對(duì)比Fig.11 Comparison between bench test and FEA result

        表3 懸架剛度與板簧剛度的比值Table 3 Ratio of suspension system stiffness and spring stiffness

        5 結(jié) 論

        (1)本文在國(guó)內(nèi)首次采用了FEA方法對(duì)商用車用前少片簧懸架系統(tǒng)的匹配進(jìn)行了研究;驗(yàn)證了該方法的可行性以及有效性。

        (2)通過(guò)模擬分析,給出了懸架剛度隨吊環(huán)長(zhǎng)度以及基礎(chǔ)吊環(huán)角變化的一般規(guī)律。

        (3)利用前少片簧懸架系統(tǒng)的FEA模型進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)特性的模擬,掌握了前軸隨車輪上跳的運(yùn)動(dòng)規(guī)律,對(duì)懸架系統(tǒng)的校核具有一定的指導(dǎo)意義。

        (4)搭建了帶有吊環(huán)的系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái),驗(yàn)證了模擬分析結(jié)果的正確性。

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