黃紅端，袁代敏，韋超忠，陸毅初

(1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西柳州 545007；2.廣西艾盛創(chuàng)制科技有限公司，廣西柳州 545007)

0 引言

滑移門止動機(jī)構(gòu)是為了使車門完全打開后要施加一定的外力后才能把門關(guān)上，即在人員上下車時，滑移門不會因?yàn)槁访娌黄交蚱渌蚨詣雨P(guān)閉。彈簧片作為滑移門止動機(jī)構(gòu)中的關(guān)鍵零件，起到限位作用，同時也輔助提升整車動態(tài)感官性能[1-2]。斷裂是止動彈簧片常見的失效形式，在技術(shù)改進(jìn)和研究開發(fā)中，了解這種破壞形式對車輛零部件強(qiáng)度的影響具有重要意義。本文作者建立彈簧片的等效力學(xué)計算模型和止動機(jī)構(gòu)三維有限元計算模型，對彈簧片進(jìn)行強(qiáng)度校核及驗(yàn)證強(qiáng)度理論計算公式的正確性。同時結(jié)合工程實(shí)例，對彈簧片進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測分析，為彈簧片的后續(xù)設(shè)計和改進(jìn)提供理論依據(jù)。

1 滑移門止動機(jī)構(gòu)的工作原理

滑移門止動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)如圖1所示，滑移門止動機(jī)構(gòu)由彈簧片支架和止動彈簧組成，其中彈簧片支架通過2個螺栓安裝在滑移門下導(dǎo)軌上，止動彈簧片通過鉚釘固定在彈簧支架上?；崎T打開過程中，限位輪壓過彈簧片。當(dāng)限位輪滾過彈簧片最高位置后，由于限位輪擠壓，彈簧片將會產(chǎn)生縱向彎曲變形。

圖1 滑移門止動機(jī)構(gòu)示意

2 彈簧片力學(xué)性能

表1給出彈簧片材料基本力學(xué)性能參數(shù)。

表1 彈簧片力學(xué)性能

3 彈簧片強(qiáng)度理論計算

為求得彈簧片最大應(yīng)力值，建立止動機(jī)構(gòu)彈簧片力學(xué)計算模型，可以簡化為一端固定，一端簡支約束的等截面梁力學(xué)計算模型[3-4]，如圖2所示。

圖2 止動機(jī)構(gòu)彈簧片力學(xué)計算模型

根據(jù)力學(xué)理論知識可知，當(dāng)x=a時，撓度為

(1)

故有

(2)

彎矩為

(3)

根據(jù)材料力學(xué)，梁截面上彎曲正應(yīng)力的計算式為

(4)

式中：ymax為橫截面中性層到梁表面的距離，m；Iz為橫截面對z軸(中性層)的慣性矩，m4。

將式(2)、式(3)代入式(4)得

(5)

式中：E為彈性模量，E=2.067×1011Pa；h為梁截面高度，m。

根據(jù)式(5)求得彈簧片最大應(yīng)力值σmax=467 MPa<σs，滿足強(qiáng)度要求。

4 滑移門止動機(jī)構(gòu)有限元分析

本文作者以HyperMesh v13.0為前處理器，以ABAQUS 6.10為求解器并以HyperView v13.0為后處理器，對滑移門止動機(jī)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度分析，從而對彈簧片等效力學(xué)模型強(qiáng)度理論計算公式正確性進(jìn)行對比分析。

4.1 有限元模型建立

根據(jù)滑移門止動機(jī)構(gòu)CAD數(shù)模建立有限元模型，如圖3所示。止動機(jī)構(gòu)主要由不同厚度的薄板件構(gòu)成，通常采用殼單元對它進(jìn)行離散化。網(wǎng)格大小選擇4 mm，重要區(qū)域適當(dāng)加密，鉚接采用梁單元與rigid單元模擬。模型節(jié)點(diǎn)總數(shù)為2 055個，單元總數(shù)為1 951個。彈簧片支架材料采用彈性材料模擬，限位輪采用剛性體模擬，彈簧片材料采用彈塑性材料模擬，并根據(jù)材料的應(yīng)力-應(yīng)變關(guān)系定義材料應(yīng)力-應(yīng)變曲線。

圖3 滑移門止動機(jī)構(gòu)有限元模型

4.2 有限元結(jié)果與理論值對比分析

根據(jù)滑移門止動機(jī)構(gòu)工作原理，在有限元分析軟件ABAQUS 6.10中設(shè)置限位輪與彈簧片、彈簧片支架接觸，對限位輪進(jìn)行加載位移仿真分析。從材料力學(xué)中的疲勞強(qiáng)度定義可知彈簧片的彎曲應(yīng)力即為彈簧片的疲勞強(qiáng)度，即彈簧片限位部位的抗疲勞折斷能力。因此根據(jù)第三強(qiáng)度理論，可將用有限元軟件得到的von Mises應(yīng)力值等效為彈簧片的彎曲應(yīng)力。彈簧片的von Mises應(yīng)力云圖如圖4所示。彈簧片最大彎曲應(yīng)力為502 MPa，發(fā)生在滾輪限位頂點(diǎn)位置處，小于材料的屈服強(qiáng)度，滿足工程設(shè)計要求。彈簧片等效梁理論計算值與有限元值如表2所示,相對誤差為6.9%，滿足工程設(shè)計精度要求。說明文中提出的強(qiáng)度等效力學(xué)計算模型能夠較為準(zhǔn)確的預(yù)測滑移門止動機(jī)構(gòu)彈簧片受力過程中的最大應(yīng)力值，為彈簧片壽命試驗(yàn)的應(yīng)力幅值設(shè)定提供理論參考。

圖4 止動彈簧片von Mises應(yīng)力云圖

表2 彈簧片最大應(yīng)力理論值與有限元值對比

5 彈簧片疲勞壽命預(yù)測

零部件會受到各種交變載荷作用，這種交變載荷一般低于拉伸強(qiáng)度極限，在其反復(fù)作用下零部件會發(fā)生裂紋萌生和擴(kuò)展現(xiàn)象，并導(dǎo)致零部件突然斷裂，這種現(xiàn)象稱為疲勞破壞[3]。自19世紀(jì)中葉以來，疲勞分析和設(shè)計的標(biāo)準(zhǔn)都是以應(yīng)力為基礎(chǔ)，這種方法也被稱為應(yīng)力-壽命或S-N方法。由于受加工及零件外形影響，零件與標(biāo)準(zhǔn)試件的S-N曲線會有一定誤差，所以需要對彈簧片零件進(jìn)行臺架試驗(yàn)，計算并得到零件的S-N曲線，進(jìn)行壽命預(yù)測。

5.1 S-N曲線

根據(jù)S-N疲勞實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，繪制外加應(yīng)力與疲勞壽命的雙對數(shù)坐標(biāo)曲線圖，y坐標(biāo)表示應(yīng)力幅值，x表示疲勞循環(huán)次數(shù)。典型的S-N方程為

(6)

在S-N實(shí)驗(yàn)中，一旦收集到有限壽命區(qū)域的疲勞壽命數(shù)據(jù)，就可以采用最小二乘法來生成與數(shù)據(jù)最佳擬合的一條直線[5]。最小二乘法回歸模型為

(7)

對式(6)兩邊取對數(shù)得

(8)

故有

(9)

(10)

5.2 實(shí)例分析

在滑移門止動機(jī)構(gòu)可靠性研究中，對12個構(gòu)件進(jìn)行臺架耐久實(shí)驗(yàn)。滑移門止動機(jī)構(gòu)實(shí)物如圖5所示。通過測量得到止動彈簧片與彈簧片支架高度h1測量數(shù)據(jù)，如表3所示。止動機(jī)構(gòu)零件臺架耐久實(shí)驗(yàn)如圖6所示。根據(jù)式(5)求得各彈簧片臺架實(shí)驗(yàn)疲勞耐久應(yīng)力幅值，表4給出了有限壽命區(qū)域內(nèi)的疲勞實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，止動彈簧片斷裂失效位置如圖7所示。

圖5 滑移門止動機(jī)構(gòu)實(shí)物

表3 止動彈簧片與彈簧片支架高度h1測量數(shù)據(jù) mm

圖6 止動機(jī)構(gòu)零件臺架實(shí)驗(yàn)

表4 止動彈簧片零件S-N疲勞實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)匯總

圖7 止動彈簧片斷裂失效

因此，止動彈簧片零件S-N曲線的方程為

(11)

從公式(11)可以估算出止動機(jī)構(gòu)彈簧片的壽命次數(shù)大約為9.65萬次，與設(shè)計要求10萬次壽命相差不大，滿足性能要求。

6 結(jié)束語

建立了滑移門止動機(jī)構(gòu)彈簧片的強(qiáng)度等效力學(xué)計算模型，并通過有限元仿真方法驗(yàn)證了力學(xué)模型的準(zhǔn)確性；同時，基于彈簧片疲勞耐久試驗(yàn)數(shù)據(jù)建立相應(yīng)的S-N曲線方程，預(yù)測彈簧片疲勞壽命，滿足壽命設(shè)計要求。