1、汽車空氣懸架彈簧支架的動力學仿真與有限元分析一體化疲勞壽命計算趙韓1錢德猛1魏映2,31. 合肥工業大學, 合肥,2300092. 空軍第一航空學院, 信陽,4640003. 東南大學, 南京,210096摘要:簡述了彈簧支架在汽車整個空氣懸架系統中的作用, 針對某種型號客車的空氣懸架, 應用多體動力學軟件ADAMS 構建了懸架的虛擬樣機, 進行了動力學仿真分析。應用ANS YS 軟件對彈簧支架進行了分析, 計算了彈簧支架的應力、變形特性和疲勞壽命。關鍵詞:彈簧支架; 虛擬樣機; 動力學仿真; 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引言隨著汽車技術的發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, 減小了整車的振動噪聲, 車輪動載荷小, 可以獲得良好的行駛平順性。彈簧支架是空氣懸架系統中的關鍵零部件之一, 它的作用是支撐空氣彈簧、連接懸架導向機構和轉向節以及傳遞載荷, 該零件的強度好壞對于整車在行駛過程中的安全性有著至關重要的影響。彈簧支架的具體結構形式因車型而有所不同, 本文以某型客車空氣懸架為例, 對其作了動力學仿真分析。

6、1懸架系統動力學仿真1. 1建立非線性動力學仿真模型虛擬樣機技術是以多體系統動力學為理論基礎的。在多體系統動力學的建模方法中, La 2grange 乘子方法是建立多體系統動力學方程經常使用的方法之一。ADAMS 采用第一類La 2grange 方程建立系統的動力學方程, 根據本文所述的空氣彈簧獨立懸架的特點, 選擇每個剛體質心的笛卡兒坐標和描述剛體方位的歐拉角作為系統的廣義坐標:q i =x , y , z , , , T根據Lagrange 待定乘子法, 多剛體動力學方程為2d t (5q T -(5qT +T q +Tq -Q =0式中, T 為系統的動能矩陣; q 為系統的廣義坐標向量

7、; Q為廣義力列向量; 為拉格朗日乘子列向量; Tq 為對應于完整約束的雅可比矩陣的轉置矩陣; T q 為對應于非完整約束的雅可比矩陣的轉置矩陣。基于上述的多體系統動力學理論, 利用三維造型軟件U G 和機械系統動力學仿真軟件ADAMS/View , 按照ADAMS 建模的要求建立該0121中國機械工程第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(圖1 。1. 空氣彈簧(力學模型 2. 減振器(力學模型 3. 彈簧支架4. 上橫臂5. 下橫臂6. 轉向節7. 測試平臺8. 車輪圖1懸架系統的動力學仿真模型根據目標懸架中零部件間的相對運動關系, 定義零部件的拓撲結構, 對零

8、部件進行重新組合, 將沒有相對運動關系的零部件組合為一體, 確定重新組合后零件間的連接關系和連接點的位置, 計算或測量重新組合后的零部件質心位置、質量和轉動慣量, 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, 二者的區別在于鉸鏈連接是剛性的連接, 不允許過約束的運動, 橡膠軸承和彈簧屬于柔性連接, 它們在發生運動干涉的部件之間產生阻力, 阻止進一步的干涉發生。假定各鉸鏈處的橡膠軸承在各個方向上的剛度相等, 在相應的位置施加軸套力(BU SH IN G ?？紤]到空氣懸架的變剛度特性, 以實測

9、得到的試驗曲線為依據(圖2 , 在AD 2AMS 環境中以數據的形式輸入來進行非線性的動力學仿真3?？諝鈶壹苤饕膸缀螀岛蛣恿W參數見表1 。圖2空氣彈簧的試驗特性曲線表1空氣懸架的主要參數主銷后傾角(°主銷內傾角(°車輪外傾角 (°前束角(°減振器阻尼(N s/mm 橡膠襯套剛度(N/mm 簧載質量(kg 0. 427758. 750000. 800000. 500006000. 02000001. 2 仿真結果對于懸架系統, 采用額定載荷作用下的單輪跳動進行仿真。懸架的仿真分析是為了對其中的彈簧支架進行進一步的有限元分析和疲勞壽命計圖3彈簧支架在豎

10、直方向的受力曲線算, 得到的彈簧支架在豎直方向的受力隨仿真時間的變化情況如圖3所示。從圖中可以看出, 彈簧支架在車輪跳動過程中, 在豎直方向的受力最大達到17500N , 為最終的疲勞壽命計算的“載荷數”的設定提供了理論依據。1. 3有限元分析載荷輸出根據動力學仿真分析的結果, 通過確定彈簧支架上的坐標標記確定ADAMS 輸出的構件為剛性構件即彈簧支架(圖4 。載荷的作用點為支架上端面以及減振器的下端支承面, 在載荷的作用點設置坐標標記以獲得作用點的載荷值, 同時可以指定載荷作用點的節點號(在有限元分析中, ANS YS 將自動的匹配運算確定節點號的對應關系 , 輸出在仿真時間為0. 3s 時

11、刻彈簧支架的載荷信息。圖4彈簧支架的三維實體模型1121汽車空氣懸架彈簧支架的動力學仿真與有限元分析一體化疲勞壽命計算趙韓錢德猛魏映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體結構, 主要承受來自車身的垂直載荷(簧載質量 。此外, 在車輛行駛過程中還承受來自導向機構的橫向載荷, 由于現代汽車中柔性連接體的大量使用, 來自導向機構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, 這些方面基本體現在懸架動力學分析中。在ANS YS 環境中通過菜單ADAMS connectio n 輸入載荷信息, 從而進一步建立有限元模型。根據彈簧支架的結構型式和受

12、力特點, 單元類型選取三維實體單元(代號為SOLID187 , 計算單元網格的劃分應用AN 2SYS 自帶的MeshT ool 工具, 采用智能網格劃分方法, 等級為6, 得到圖5所示的結構有限元模型, 整個模型劃分為52915個單元,80323 個節點。圖5彈簧支架的三維力學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結構強度分析對彈簧支架的有限元模型進行強度分析, 模型的節點等效應力云圖見圖6、圖7和圖8, 可以看出, 彈簧支架的應力偏大的位置區

13、域主要居于其與主銷的配合孔附近, 最大應力的位置如圖7所示, 在主銷配合孔的上端面上, 節點號為2285, 最大應力值為S max =98. 813MPa <s =235M Pa 。通過分析發現, 彈簧支架與主銷配合孔附近區域是整個結構相對較薄弱的環節, 可以作為改進設計時的理論參考依據。結構上有代表性的幾處位置的應力分析結果見表2, 表中位置A F 見圖6、圖7和圖8 。圖6 彈簧支架的應力云圖圖7 彈簧支架與主銷配合孔處上部的應力云圖圖8彈簧支架與主銷配合孔處下部的應力云圖表2彈簧支架上應力相對較大的6個位置及其等效應力值位置節點號應力值( 位置節點號應力值( A 685545. 7

14、05D 234089. 858B 228598. 813E 281023. 431C289969. 296F781622. 3223彈簧支架疲勞壽命計算3. 1疲勞壽命計算前處理彈簧支架的實際工況類似于非獨立懸架中的車橋, 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, 因而有必要對其進行疲勞壽命計算。利用ANS YS 軟件提供的疲勞壽命計算功能模塊, 對彈簧支架進行疲勞壽命計算, 主要過程如下:(1 定義計算的最大位置數、事件數及載荷數缺省情況下, 最多可考慮5個節點位置、10

15、個事件, 每個事件可包含3個載荷。對于本文的彈簧支架, 考慮4個位置, 事件數為1, 每個事件包含2個載荷。(2 材料疲勞特性定義為計算使用系數, 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, 即最大應力強度(S max -S min /2與許用應力循環數關系曲線。本文按照文獻5的方法進行計算, 得S -N 曲線如圖9所示 。圖9材料的S -N 曲線(3 定義計算位置及應力集中系數ANS YS疲勞壽命計算時, 需明確定義進行疲勞壽命計算的節點位置, 并允許指定計算位置的應力集中系數。應力集中系數一般應根據計算位置的外形突變方向及變化快慢確定

16、。根據強度分析結果, 彈簧支架在A 、B 、C 、D 處應力較大, 可能會發生疲勞破壞, 因此, 選定彈簧支架上的A 、B 、C 、D 4個位置進行疲勞壽命估算。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 方向應力集中系數均為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 方向應力集中系數為116。(4 存儲計算點的應力值本文研究對象的載荷情況并不復雜, 主要是垂直方向(Y 方向 交變載荷, 其值的變化范圍經過動力學分析, 絕對值介于017500N 之間。因此, 可采用一個事件兩個載荷步來設置載荷事件, 即載荷

17、步1為零載荷, 應力值通過手工輸入, 載荷步2為最大載荷, 節點的載荷值可直接從上述靜應力計算的結果數據庫中讀取。3. 2疲勞壽命計算在疲勞壽命計算前, 應指定事件的循環次數,由于彈簧支架不同于車橋, 它是獨立懸架中采用的結構件, 參考客車轉向橋應滿足106次數量級的應力循環的設計要求, 故本文設置載荷事件的循環數為106次。完成以上設置后, 即可直接調用疲勞壽命計算模塊進行計算, 所得結果可存入指定文件中, 如圖10所示, 整個結構在所設置的載荷事件的循環數下, 材料的使用率為30%, 由此結果可見, 本結構從理論上是滿足疲勞壽命要求的 。圖10疲勞壽命計算結果4結論(1 本文在懸架的動力學仿真分析的基礎上,進行了強度分析, 確定了彈簧支架的薄弱環節, 并且進一步作了疲勞壽命模擬計算。這種思路有一定的實際意義。(2 用有限元法進行疲勞壽命計算的關鍵問題在于材料疲勞特性的確定以及計算點處的應力幅值的計算(本文利用動力學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算的模擬結果有待于實驗驗證。參考文獻:1張建文, 莊德軍, 林逸, 等. 汽車用空氣彈簧懸架系統綜述. 公路交通科技,2002,19(6 :1511552洪嘉振. 計算多體系統動力學. 北京:高等教育出版社,19993李軍, 邢俊文. ADAMS 實例教程. 北京:北京理工大學出版社, 20024龔培