王欣揚 高志勇 袁博 李陽 周宇博 董恩惠

（中國第一汽車股份有限公司研發(fā)總院，長春 130013）

1 前言

滑柱總成是連接乘用車懸架和車身的重要彈性部件。為了有效改善汽車行駛平順性，懸架系統(tǒng)設(shè)計有由螺旋彈簧、減振器等部件組成的滑柱總成，其可以有效過濾由地面?zhèn)鱽淼牟糠譀_擊和振動，同時為汽車簧上結(jié)構(gòu)提供支撐力[1]。乘用車懸架系統(tǒng)減振器大多采用液壓阻尼減振器結(jié)構(gòu)，工作原理是當(dāng)車身和懸架間出現(xiàn)相對運動時，減振器內(nèi)的活塞上下移動，減振器腔內(nèi)的液壓油反復(fù)地穿過活塞阻尼閥板，將汽車的振動能量轉(zhuǎn)為熱能，從而達(dá)到衰減振動的目的。

D 級乘用車螺旋彈簧的設(shè)計載荷往往可達(dá)到近20000 N，是A 級、B 級普通家用轎車彈簧設(shè)計載荷的3 倍以上，為了保證滑柱安全、順暢的完成裝配，需要為螺旋彈簧提供更大、更穩(wěn)定的壓縮動力源，同時也對工裝的結(jié)構(gòu)設(shè)計提出了更嚴(yán)格的強度要求。本文將針對大載荷滑柱減振器的實際裝配工藝特點和要求，設(shè)計開發(fā)1 套滑柱合裝工裝，以滿足裝配要求，保證操作者使用安全，同時將結(jié)合有限元分析軟件對工裝的重要組件進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計。

2 工裝結(jié)構(gòu)設(shè)計

2.1 設(shè)計方案

滑柱總成結(jié)構(gòu)如圖1 所示，由于減振器活塞桿自由狀態(tài)長度短，與螺旋彈簧裝配時無法伸出至上懸置螺栓安裝孔外，所以需要先將各組件按照圖1 示意圖的位置關(guān)系進行預(yù)裝配，待螺旋彈簧壓縮至一定長度后，保證活塞桿端頭處螺紋漏出至上懸置安裝孔外，最終擰緊螺母，裝配完畢。

圖1 滑柱總成組成

本文設(shè)計了1 套大載荷滑柱合裝工裝，如圖2所示，整套工裝由推車、伺服電缸、電缸支座、電缸推桿連接支座、減振器裝夾工作臺、上懸置調(diào)整工作臺、彈簧裝夾工作臺7 部分組成。

圖2 滑柱總成裝配工裝

工裝動力裝置為伺服電缸，減振器裝夾工作臺、上懸置調(diào)整工作臺、彈簧裝夾工作臺是工裝主要工作執(zhí)行部件，其中，減振器裝夾工作臺為減振器提供定位、限位和支撐，彈簧裝夾工作臺為螺旋彈簧提供限位和支撐，上懸置調(diào)整工作臺主要功能是保證上懸置的裝配角度。工裝操作方法總共分3 個階段：預(yù)安裝、彈簧壓縮、螺栓校緊。詳細(xì)步驟如圖3 所示。

圖3 滑柱總成裝配方法

2.2 彈簧裝夾工作臺

如圖4 所示，彈簧裝夾工作臺主要由夾片安裝座、滑桿、安裝擋板、三連桿壓塊、手柄、滑桿安裝座、墊塊、底板、夾片調(diào)整絲桿、夾片等零件組成。

圖4 彈簧裝夾工作臺

滑桿安裝座通過螺栓與彈簧裝夾工作臺底板連接，并與安裝擋板通過螺栓連接?；瑮U穿過滑桿安裝座，兩者之間由滑動軸承分隔，滑桿可以在滑桿安裝座中自由滑動。夾片置于夾片安裝座的滑槽內(nèi)，并通過夾片調(diào)整絲桿裝配。壓縮螺旋彈簧時，先拉動手柄，帶動夾片安裝座，放入螺旋彈簧，并由夾片提供螺旋彈簧一端的限位，由墊塊支撐螺旋彈簧本體，最后將兩側(cè)夾片安裝座合攏。三連桿壓塊裝配在安裝擋板上，螺旋彈簧壓縮時，需要將三連桿壓塊鎖緊，防止螺旋彈簧彈出。

3 主要部件強度校核

本文介紹工裝的工作原理是通過壓縮螺旋彈簧長度至安裝長度，以保證滑柱總成的裝配要求。在彈簧壓縮過程中，其一端作用于減振器托盤，另一端作用于彈簧夾片，彈簧壓縮產(chǎn)生的壓縮力直接作用于彈簧夾片和減振器托盤支架。其中，因空間布置影響，彈簧夾片尺寸無法設(shè)計過大，下文將重點對彈簧夾片的強度進行校核和優(yōu)化。

3.1 彈簧夾片建模

彈簧夾片立方塊一端嵌入夾片安裝座中，與夾片安裝座滑道間隙配合，螺紋孔與夾片調(diào)整絲桿配合；夾片的另一端需要與彈簧接觸為了使螺旋彈簧整個形變過程中保持充分接觸，減少非壓縮方向的應(yīng)力，這部分形狀設(shè)計成中間寬兩邊小的形狀，夾片厚度為D，夾片傾角為B，如圖5 所示。為適應(yīng)大部分乘用車用螺旋彈簧尺寸，同時保證壓裝完成后方便滑柱總成取出，夾片長度C范圍最好在30～38 mm，曲面半徑A≥8 mm。彈簧夾片尺寸選?。篈=10 mm，B=8°，C=35 mm，D=14.1 mm，彈簧夾片模型見圖5。

圖5 彈簧夾片模型

3.2 材料屬性

彈簧夾片材料選取45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，楊氏模量為200 GPa，泊松比為0.3，密度為7850 kg/m3。材料屈服極限強度為450 MPa。

在整個彈簧壓縮過程中，其動力載荷由電動推缸提供，過程均勻緩慢，彈簧夾片受彈簧反作用力作用，方向與電缸運動方向相同。為保證整個工裝機械系統(tǒng)的穩(wěn)定性，在設(shè)計彈簧夾片結(jié)構(gòu)時，應(yīng)保證其最大應(yīng)力不超過許用應(yīng)力。根據(jù)本文中零件的受力情況，安全系數(shù)選取2.5，由此得到許用應(yīng)力為180 MPa。

3.3 彈簧夾片有限元模型的建立

本文應(yīng)用ANSYS Workbench 有限元軟件為彈簧夾片進行靜力學(xué)分析。對彈簧夾片采用六面體單元進行網(wǎng)格劃分，共劃分28914 個網(wǎng)格單元，42154 個節(jié)點，見圖6。

圖6 網(wǎng)格劃分

3.4 彈簧夾片使用工況下的靜力學(xué)分析

彈簧壓縮過程中，彈簧壓縮量均勻變大，當(dāng)其長度滿足上懸置安裝要求后，電缸即可停止運動。

3.4.1 彈簧壓縮量分析

圖7 所示為減振器與螺旋彈簧裝配時的位置關(guān)系圖，文中減振器活塞桿末端至托盤長度H為308 mm，上懸置厚度d1 為12 mm，M14 鎖緊螺母厚度d2 為18.2 mm，因工程需要，螺母擰緊后還需保留3～5 扣螺紋，文中該處尺寸d3 取8 mm。

圖7 減振器與螺旋彈簧裝配關(guān)系

因此，彈簧壓縮后長度L1 計算見公式（1）。

經(jīng)計算，L1 為269.8 mm。

彈簧自由長度L0 為408.9mm，經(jīng)計算，彈簧壓縮長度L=139.1 mm。

3.4.2 彈簧夾片受力分析

受裝配順序影響，在彈簧壓縮后，上懸置才能進行安裝，因此，為了保證滑柱總成完成安裝后，能夠順利取出，彈簧夾片不能安裝至彈簧末圈。受此影響，彈簧夾片需要安裝至次末圈，如圖8 所示，少一圈狀態(tài)的彈簧剛度需要重新計算。

圖8 彈簧夾片夾持位置

彈簧剛度P計算公式見公式（2）。

式中，G為材料剪切模量；d為材料直徑；D為彈簧中徑；n為彈簧有效圈數(shù)。

文中彈簧設(shè)計剛度P0為125 N/mm,總?cè)?shù)為8.14；壓縮次末圈的彈簧剛度為P1，總?cè)?shù)為7.14，由剛度計算公式可知P0∶P1=7.14∶8.14，經(jīng)計算，P1=142.51 N/mm。

故彈簧壓縮壓力F計算公式見公式（3）。

經(jīng)計算，彈簧壓縮壓力F為19823.14 N。

如圖9 所示，彈簧夾片對稱分布于2 個夾片安裝座兩側(cè)。彈簧在自由狀態(tài)下，螺距最大，同時螺旋升角也最大，隨著彈簧壓縮，升角逐漸減小，在壓縮時，由于彈簧升角是由大到小變化，而彈簧夾片位置固定，所以彈簧夾片僅在壓縮初始階段有可能是4 個夾片同時受力，后期隨著螺距減小、螺旋升角減小，逐漸變?yōu)? 個、2 個夾片同時承受彈簧壓縮壓力。在壓縮初始時4 夾片同時作用螺旋彈簧，可以使彈簧受力均勻，壓縮方向更貼合減振器活塞桿軸線。隨著彈簧壓縮量逐漸增大，直到滿足安裝位置時停止，此時彈簧夾片所受載荷達(dá)到峰值，每個彈簧夾片的所受最大載荷為9911.57 N。彈簧夾片立方塊一端與夾片調(diào)整絲桿通過螺紋配合，壓縮過程中受摩擦力作用，彈簧夾片與夾片調(diào)整絲桿不發(fā)生相對作用，因此本文將約束簡化為固定約束，作用位置為夾片調(diào)整絲杠螺紋安裝孔。彈簧夾片因尺寸較小，質(zhì)量忽略。彈簧夾片載荷與約束情況見圖10。

圖9 彈簧夾片位置分布

圖10 彈簧夾片載荷與約束

求解后，彈簧夾片的總變形云圖和應(yīng)力云圖見圖11 和圖12。

圖11 總變形云圖

圖12 應(yīng)力云圖

由圖12 可知，彈簧夾片的最大應(yīng)力為206.06 MPa，超出了許用應(yīng)力180 MPa，最大位移為6.64×10-5m，變形量較小。從分析結(jié)果可以看出，彈簧夾片在當(dāng)前尺寸下，其立方塊結(jié)構(gòu)與扁夾片結(jié)構(gòu)結(jié)合處應(yīng)力較高，為此，需要合理優(yōu)化彈簧夾片尺寸，以滿足使用要求。

4 彈簧夾片尺寸優(yōu)化

正交試驗設(shè)計是研究多因素、多水平的一種設(shè)計方法。它根據(jù)正交性從全面試驗中挑選出有代表性的點，通過均衡搭配組合，以此來進行符合數(shù)學(xué)統(tǒng)計學(xué)原理的試驗。這些有代表性的點具備了“均勻分散，齊整可比”的特點，正交試驗設(shè)計是分式析因設(shè)計的主要方法[2]。

4.1 因素和水平的選取

本文所設(shè)計的彈簧夾片結(jié)構(gòu)如圖5 所示，主要參數(shù)有：圓角尺寸A、夾片傾角B、夾片長度C、夾片厚度D，以上4 個參數(shù)的變化直接影響彈簧夾片的受力情況，因此將以上4 個參數(shù)作為試驗因素。因受工裝和螺旋彈簧裝配時位置關(guān)系影響，文中設(shè)計的彈簧夾片尺寸不宜過大，所以需要盡可能的提高夾片材料利用率。為此本文將引入一個指標(biāo)γ來評價試驗結(jié)果，見公式（1），因素水平表見表1。

表1 試驗因素水平表

式中，σS彈簧夾片承受最大應(yīng)力，基于不同試驗因素下的彈簧夾片模型，通過ANSYS Workbench靜力學(xué)分析得出；m為彈簧夾片質(zhì)量。

4.2 試驗結(jié)果分析

依據(jù)正交表L9(3)4提供的數(shù)據(jù)組合，通過γ對試驗結(jié)果進行評價，結(jié)果如表2 所示。

表2 正交試驗結(jié)果

利用極差分析的方法計算相同因素不同水平的均值以及均值的平方，得到的極差分析結(jié)果如表3 所示。

表3 正交試驗極差分析結(jié)果

Ki為i水平的水平均值。極差值R為同列中最大值與最小值差值，越大說明該因素的水平變化對試驗影響越大，由表3 中得到的極差數(shù)據(jù)R可知因素影響的主次關(guān)系：擋片厚度D（66.56）>圓角尺寸A（53.71）>擋片長度C（16.93）>擋片傾角B（16.06）。本試驗中的評價指標(biāo)γ可理解為單位質(zhì)量的承受的最大應(yīng)力，該指標(biāo)越小，表示在相同材料下，該尺寸的彈簧夾片的受力分布最好。由表3可以得出，同一試驗因素下，水平均值越小則該水平下試驗效果最好，即圓角越大，結(jié)構(gòu)越好；擋片傾角為6°時，效果最好；擋片長度越短，效果越好；擋片厚度越厚，受力情況越好。

綜上可以得出，本試驗的最優(yōu)解為A3B1C1D3，所以選取優(yōu)化后的參數(shù)為圓角尺寸A為12 mm，擋片傾角B為6°，擋片長度C為33 mm，擋片厚度D為16.1 mm。

5 彈簧夾片優(yōu)化后的仿真校核分析

根據(jù)以上試驗結(jié)果，對優(yōu)化尺寸后的彈簧夾片進行強度分析，得到應(yīng)力如圖13 所示，從應(yīng)力云圖可以看出，其最大應(yīng)力減小至145.57 MPa，小于許用應(yīng)力180 MPa，相較于優(yōu)化前的最大應(yīng)力206.06 MPa，減小29.36%，彈簧夾片的受力情況得到了較大提升。

圖13 優(yōu)化后彈簧夾片應(yīng)力仿真云圖

根據(jù)優(yōu)化結(jié)果，按試驗最優(yōu)解尺寸制作彈簧夾片以及工裝所有組件，最終裝配完成滑柱合裝實物，如圖14 所示。實物在原設(shè)計方案的基礎(chǔ)上，增設(shè)外圍防護圍欄，防止工裝組件失效時，彈簧蹦出，有效的保證了工人操作的安全性。

圖14 滑柱合裝工裝實物

經(jīng)過實物操作試驗，螺旋彈簧壓縮平穩(wěn)；電缸啟動平順，無卡滯現(xiàn)象，起動力矩滿足使用要求；工裝在使用一段時間后，彈簧夾片未發(fā)生明顯形變。經(jīng)驗證，本工裝可以滿足滑柱總成裝配需求。

6 結(jié)論

本文設(shè)計了一套滑柱合裝工裝，用于乘用車用大載荷螺旋彈簧和減振器的合裝。因工裝使用工況的特殊性，其在滿足裝配要求的前提下，還需要保證操作者的安全性和使用便利性?；诖耍闹谢贏NSYS Workbench 有限元分析軟件，對工裝中最為薄弱的組件彈簧夾片進行強度校核，并結(jié)合正交試驗設(shè)計方法對其尺寸進行優(yōu)化設(shè)計，最終尺寸優(yōu)化后的彈簧夾片強度滿足使用要求，并且較優(yōu)化前有較大提升，能夠更好的保證操作者的作業(yè)安全。