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        基于載荷譜和CAE的減振器支架優(yōu)化設(shè)計

        2021-03-04 13:07:12王海艷申東月WangWeiWangHaiyanYangKaiShenDongyue
        北京汽車 2021年1期
        關(guān)鍵詞:支架優(yōu)化分析

        王 偉,王海艷,楊 凱,申東月Wang Wei,Wang Haiyan,Yang Kai,Shen Dongyue

        基于載荷譜和CAE的減振器支架優(yōu)化設(shè)計

        王 偉,王海艷,楊 凱,申東月
        Wang Wei,Wang Haiyan,Yang Kai,Shen Dongyue

        (一汽解放商用車開發(fā)院輕型車開發(fā)部,吉林 長春 130011)

        針對輕型載貨車用減振器支架頻繁發(fā)生斷裂問題,利用Matlab軟件開發(fā)減振器支架載荷譜提取程序,基于實(shí)際載荷譜輸入,應(yīng)用CAE分析方法進(jìn)行減振器支架靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度分析,發(fā)現(xiàn)危險位置與實(shí)際斷裂位置吻合。利用上述方法進(jìn)一步完成減振器支架優(yōu)化設(shè)計,通過了整車可靠性試驗(yàn)驗(yàn)證,為判斷減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度是否合格提供了有效的依據(jù),并使減振器支架減重30%,實(shí)現(xiàn)了優(yōu)化設(shè)計的目的。

        Matlab;載荷譜;CAE;減振器支架;優(yōu)化設(shè)計

        0 引 言

        減振系統(tǒng)是汽車底盤的重要組成部分,減振系統(tǒng)失效會導(dǎo)致汽車振動加劇,降低汽車乘坐舒適性,甚至導(dǎo)致車上貨物損壞[1];因此在保證減振系統(tǒng)正常工作的前提下進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計目標(biāo)值得研究。

        針對故障頻率高的某輕型載貨車減振系統(tǒng)進(jìn)行研究,通過對該車型道路試驗(yàn)過程反饋的質(zhì)量問題統(tǒng)計,發(fā)現(xiàn)減振器支架斷裂是引起減振系統(tǒng)失效的主要原因,占故障總數(shù)3/4,減振器支架斷裂位置如圖1所示。

        圖1 減振器支架斷裂位置

        因此,對減振器支架進(jìn)行可靠性設(shè)計研究是降低該車型減振系統(tǒng)故障率的有效方案。

        1 確定邊界條件

        減振器支架主要起固定減振器的作用,承受著減振器的阻尼力,其任意時刻的受力表現(xiàn)為

        =-×(1)

        式中:為減振器支架受力;為減振器阻尼系數(shù);為減振器振動速度[2]。

        減振器阻尼系數(shù)是減振器的固有屬性,可以通過減振器臺架試驗(yàn)獲得;減振器振動速度受載荷、車速、路況等因素影響不斷變化,需要通過實(shí)車測量才能獲得。道路試驗(yàn)是目前各大整車企業(yè)進(jìn)行汽車零部件可靠性評估的重要手段,利用道路試驗(yàn)數(shù)據(jù)獲得減振器的振動速度,完成減振器支架邊界條件的準(zhǔn)確定義。

        1.1 試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集

        在試驗(yàn)場進(jìn)行典型路面位移信號采集,安裝2個位移傳感器,傳感器的安裝位置分別位于輕型載貨車左右側(cè)前懸架處。滿載試驗(yàn)樣車在石塊路、砂石路、卵石路、魚鱗坑路、搓板路、比利時路進(jìn)行3圈位移信號采集,對采集后的數(shù)據(jù)進(jìn)行重采樣、濾波、去尖峰值等一系列處理,得到左右側(cè)減振器位移信號,如圖2所示。

        圖2 左、右側(cè)減振器位移信號

        道路試驗(yàn)前,對輕型載貨車用減振器進(jìn)行臺架試驗(yàn),得到減振器速度特性曲線,如圖3所示,可以獲得減振器任意速度的阻尼系數(shù)。

        圖3 減振器速度特性曲線

        1.2 提取載荷譜

        利用Matlab軟件開發(fā)減振器支架載荷譜提取程序[3],如圖4所示。

        將道路試驗(yàn)得到的減振器位移數(shù)據(jù)和臺架試驗(yàn)得到的減振器速度特性數(shù)據(jù)加載到程序中,程序利用臺架試驗(yàn)數(shù)據(jù)計算減振器阻尼系數(shù),并與道路試驗(yàn)中的減振器位移數(shù)據(jù)耦合,完成減振器在道路試驗(yàn)中的速度區(qū)間占比分析,統(tǒng)計結(jié)果如圖5所示。

        圖4 減振器支架載荷譜提取程序

        圖5 減振器速度區(qū)間占比

        從圖5可以看出,道路試驗(yàn)過程中,減振器工作在-0.39~0.39 m/s區(qū)間比例約為90%,表明減振器主要工作在低速區(qū),減振器支架可能因靜強(qiáng)度不合格導(dǎo)致失效。

        程序計算輸出的減振器最大復(fù)原阻力和最大壓縮阻力用于減振器支架靜強(qiáng)度分析,程序計算出的道路試驗(yàn)載荷譜(workbench_dataload.dat)如圖6所示,用于減振器支架疲勞強(qiáng)度分析。

        圖6 減振器支架道路試驗(yàn)載荷譜

        2 CAE分析

        減振器支架受力結(jié)構(gòu)有限元模型如圖7所示,減振器支架材料為QT450-10,彈性模量為1.69í105MPa,泊松比為0.275,密度為7.06í103kg/m3,屈服強(qiáng)度為310 MPa,車架材料為355L,減振器銷材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,減振器(未畫出)安裝于減振器銷軸上,減振器連接環(huán)軸線與減振器銷軸線重合。

        圖7 減振器支架CAE模型

        2.1 靜強(qiáng)度分析

        依據(jù)減振器阻尼特性,減振器支架靜強(qiáng)度計算涉及復(fù)原工況和壓縮工況,復(fù)原工況指減振器拉伸過程中,減振器支架的受力情況;壓縮工況指減振器壓縮過程中,減振器支架的受力情況。通過對比左右兩側(cè)道路試驗(yàn)數(shù)據(jù)結(jié)果,確定復(fù)原工況的計算載荷為-12 296.6 N(向上為正),壓縮工況的計算載荷為2 291.69 N。

        利用Workbench進(jìn)行減振器支架靜強(qiáng)度分析,應(yīng)力云圖如圖8所示,安全系數(shù)如圖9所示。

        圖8 減振器支架應(yīng)力云圖

        圖9 減振器支架靜安全系數(shù)

        從圖8、圖9可以看出,減振器支架斷裂發(fā)生在復(fù)原工況,出現(xiàn)的最大等效應(yīng)力為569.94 MPa,最小靜安全系數(shù)為0.79,危險位置與實(shí)際失效位置相符合,且整個支架存在明顯的應(yīng)力集中。

        2.2 疲勞強(qiáng)度分析

        將前文輸出的減振器支架道路試驗(yàn)載荷譜workbench_dataload.dat作為隨機(jī)載荷數(shù)據(jù),加載到Workbench疲勞分析模塊Fatigue Tool中,進(jìn)行減振器支架道路試驗(yàn)的疲勞強(qiáng)度分析[4],安全系數(shù)如圖10所示。

        圖10 減振器支架道路試驗(yàn)疲勞安全系數(shù)

        從圖10可以看出,減振器支架最小疲勞安全系數(shù)為0.74,危險位置與實(shí)際失效位置相符。

        靜強(qiáng)度分析和疲勞強(qiáng)度分析均表明減振器支架存在嚴(yán)重失效風(fēng)險,需要對危險位置進(jìn)行加強(qiáng)改進(jìn)設(shè)計。同時,減振器支架失效問題分析過程證明了基于道路試驗(yàn)載荷譜數(shù)據(jù)進(jìn)行減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析的可行性。

        3 減振器支架優(yōu)化設(shè)計

        受裝配、安裝空間等因素影響,減振器支架的外形結(jié)構(gòu)很難進(jìn)行較大改變;因此,材料改用QT600-5,其彈性模量為1.74í105MPa,泊松比為0.275,密度為7.06í103kg/m3,強(qiáng)度為370 MPa;減振器支架壁厚采用變厚度設(shè)計,對最危險的位置進(jìn)行加強(qiáng),對安全位置進(jìn)行優(yōu)化,進(jìn)一步減少重量。

        3.1 靜強(qiáng)度分析

        采用上述同樣的方法對優(yōu)化后的減振器支架進(jìn)行復(fù)原工況靜強(qiáng)度分析,應(yīng)力云圖如圖11所示,安全系數(shù)如圖12所示。

        圖11 優(yōu)化后復(fù)原工況靜強(qiáng)度應(yīng)力云圖

        從圖11、圖12可以看出,原危險位置的最大等效應(yīng)力降至468.72 MPa,靜安全系數(shù)提升至1.29,左側(cè)鉚釘連接處出現(xiàn)靜安全系數(shù)最小值1.24;因此,優(yōu)化后的減振器支架滿足靜強(qiáng)度設(shè)計要求(≥1.2)。

        3.2 疲勞強(qiáng)度分析

        采用上述方法對優(yōu)化后的減振器支架進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析,疲勞安全系數(shù)如圖13所示。

        圖12 優(yōu)化后復(fù)原工況靜強(qiáng)度安全系數(shù)

        圖13 優(yōu)化后疲勞安全系數(shù)

        從圖13可以看出,原危險位置處的疲勞安全系數(shù)提升至1.33,右側(cè)鉚釘連接處出現(xiàn)疲勞安全系數(shù)最小值0.82,這與CAE模型中減振器支架與鉚釘?shù)倪B接關(guān)系定義等因素有關(guān),在試驗(yàn)或用戶使用過程中該位置并沒有出現(xiàn)失效問題;因此,優(yōu)化后的減振器支架滿足疲勞強(qiáng)度設(shè)計要求(≥1.2)。

        3.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

        優(yōu)化后的減振器支架裝配在12輛試驗(yàn)車上,全部通過了試驗(yàn)場的道路試驗(yàn)驗(yàn)證,量產(chǎn)后用戶的使用狀態(tài)良好,減振器支架優(yōu)化前后對比如圖14所示,優(yōu)化后的減振器支架降重30%,實(shí)現(xiàn)了輕量化。減振器支架失效問題分析和解決進(jìn)一步證明了基于載荷譜進(jìn)行減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析的可行性和正確性。

        圖14 減振器支架優(yōu)化前后對比

        4 結(jié)束語

        針對輕型載貨車用減振器支架斷裂問題,利用Matlab軟件開發(fā)了減振器支架載荷譜提取程序,基于實(shí)際載荷的邊界條件輸入,完成了減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析,結(jié)果與實(shí)際相符合。利用上述方法,進(jìn)一步完成減振器支架優(yōu)化設(shè)計,實(shí)現(xiàn)降重30%,并通過了整車道路試驗(yàn)驗(yàn)證,證明了基于道路試驗(yàn)載荷譜數(shù)據(jù)進(jìn)行減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析的可行性和正確性,為判斷減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度是否合格提供了有效依據(jù),實(shí)現(xiàn)了減振器支架應(yīng)力均勻分布和輕量化,達(dá)到了優(yōu)化設(shè)計的目的。

        [1]日本自動車技術(shù)會.汽車設(shè)計手冊5:底盤設(shè)計篇[M]. 北京:北京理工大學(xué)出版社,2010.

        [2]王望予.汽車設(shè)計:第4版[M]. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2004.

        [3]蘇金明,阮沈勇. MATLAB實(shí)用教程[M]. 北京:電子工業(yè)出版社,2005.

        [4]劉德剛,侯衛(wèi)星,王鳳洲,等.基于有限元技術(shù)的構(gòu)件疲勞壽命計算[J].鐵道學(xué)報,2004,2(26):47-51.

        2020-09-08

        U463.33+5

        A

        10.14175/j.issn.1002-4581.2021.01.010

        1002-4581(2021)01-0045-04

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