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针对大区域新型车的构架触碰硬度摹拟探讨


更新时间:2012-12-27 22:02:13
  随着现代军队战斗力的提升及民用越野车市场的大力发展,新型全地域特种越野车具有很强的动力性、机动性和通过性,被广泛运用于军事反恐、矿业运输、地质勘察、森林消防、道路养护等特殊行业,已成为各国汽车制造企业关注的热点之一。
  前双横臂独立悬架系统作为全地域越野车行走系统的重要总成部件之一,包含了数对球面副和柱面副,而摩擦副的接触涉及摩擦、承载、运动、疲劳和寿命等问题,即悬架系统中摩擦副的接触处必然是悬架系统最危险、最重要、最易变形的部位,严重影响着车辆的转向性和行驶性。因此,正确分析和研究新型全地域越野车前双横臂独立悬架系统的接触强度,对掌握其各种使用性能具有非常重要的理论价值和工程实际意义。
  文中以某新型全地域越野车为例,建立了其双横臂独立悬架模型,利用ANSYS软件进行悬架弹性接触分析,并通过样车试验对计算结果进行了验证。
  目前前双横臂独立悬架接触强度分析大多是有限元静力分析,考虑接触问题的较少。试车实验发现其接触处也较危险,分析时需要加以考虑。描述动态接触的简单方法是采用刚体接触模型,不考虑物体的变形;复杂方法则考虑物体的变形,采用弹性接触模型,用有限元法或边界元法计算。
  模型的建立
  利用Pro/E软件建立悬架及车架的三维实体模型,如所示。由于转向节与轮胎、刹车及导向机构相联,不存在大的应力集中,且文中重点考察接触处的应力和变形(试验显示的危险位置),因此,对转向节形状做了简化,以减少参与计算的单元数量。所示为简化的悬架有限元计算模型。
  单元及材料属性的定义
  根据分析类型的需要,为摇臂选用的单元有以下几种:体单元Solid45,目标单元Target170及接触单元Contact174.若体单元选用20节点的Solid95,在得到相同精度结果时可减少划分单元的数目,但收敛比较困难,因此采用Solid45.ANSYS内自行统一单位,文中单位采用N,t,mm和MPa分析所涉及的材料属性见表1.
  网格划分
  接触问题属于高度非线性问题,尤其是带摩擦系数的接触问题,网格质量和总体数量对结果的收敛起到很大的作用。为了保持分析结果收敛,在划分网格之前,应该预先估计应力梯度变化趋势和最大应力区域,在应力变化剧烈、应力梯度比较大的轴承接触区采用细密的网格,同一区域的网格要求均匀。
  通常,有限元模型单元数量和大小直接影响其前后处理和计算效率,接触问题更是如此,所以一般不采用自由网格划分。模型若采用自由网格,则圆柱面和球面上的网格变得不光滑,就像带毛刺的实体一样,不利于计算收敛;如果通过细化去除毛刺,又会导致单元数目巨大(达7万多),增加计算量。本文采用功能强大的专业网格划分软件HyperMesh,对汽车前悬架进行有限元划分网格,得到了单元质量较好的有限元网格,单元数目为5712个,节点数目为10506个。
  接触对的定义
  考虑到由HeperMesh导入ANSYS中的模型不具有几何信息,而接触面的定义需要几何面,因此接触对需要在HeperMesh中进行定义。但在Hep-erMesh中定义接触对,很容易扩大接触单元范围,因此在定义完后应对接触单元进行检查,删除多余的接触单元。
  在定义接触之前,需要判断哪些地方可能发生接触,并识别潜在的接触对,通过目标单元和接触单元来定义它们,跟踪变形阶段的运动。如果不判断将会导致接触区域扩大,从而增加计算量,严重影响计算速度和收敛性。
  由于整个模型的网格质量、材料和刚度都一样,因此,本文采用凸面为接触面,吊耳孔内表面为目标面来定义接触对:在摇臂和吊耳接触处定义4个柱面副,在球头销和摇臂接触处定义2个球面副,在运动副处定义接触对。
  悬架的受力分析
  该型全地域越野车的前悬架系统结构和尺寸关系如3所示。最大垂直动载荷为:Zmax=kG1最大侧向载荷为:Ymax=G1φ式中k―――动载荷系数G1―――前轮静载荷φ―――道路附着系数该型全地域越野车的整车主要承受的载荷见2.
  1材料属性
  当该型全地域越野车空载时,车重为475Kg(乘客按标准普通人之最大值计算);汽车载重500Kg,满载车重975Kg.根据整车质心位置,前后轮近似按3:7来分配静态时车重,得到单个前轮所受压力1462.5N,本文动载系数取为2.5,道路附着系数按越野车标准取为1.0代入上式得Zmax=3656.25N;Ymax=1462.5N.
  分解3,可以得到下摇臂受力图(如4所示)和转向节和车轮组合部分受力图(如5所示),再求解前悬架零部件所受内力。
  由力矩平衡知:F3×302=231.5×F4sin49.9(1)由下球头销力矩平衡知:220F1×sin70°+Y×(163+113.5×sin19°)-113.5Z×cos19°(2)由系统力平衡知:F1sin15°+F2sin19°-F3cos19°=ZF1cos15°+F2cos19°-F3sin19°=Y(3)把Zmax=3656.25N;Ymax=1462.5N代入(2)式,得F1=483.5N;再代入(3)式,得F2=2090.5N;F3=-3015N:“-”表示和图示方向相反;再把F3代入(1)式,得F4=5142N,即减振器所受力大小。
  从受力分析计算结果看,上摇臂所受力比较小;试车所表现出来的也是下摇臂接触处磨损比较厉害,所以单独把下摇臂拿出来分析。
  F2和F3主要通过球头销传递的,选取半球内表面的节点,共49个,每个节点上的力为Fx=42.7N和Fy=61.5N;实际上F4是通过底座加到摇臂上的,简化后在相似位置的中间平面选取了34个节点,每个节点上加的力为Fx=97N和Fy=115.8N.
  整体式吊耳是和车架焊接在一块的,所以吊耳外表面的所有节点采用全约束。加载和边界条件后下摇臂和吊耳的有限元模型如6所示。
  结果分析
  对于大载荷接触问题,通常用数值方法中的牛顿-拉夫森法迭代求解。对于力值比较大,直接加载不利于收敛,所以一般采用多载荷步方法进行加载。本文采用两个载荷步加载:第一个为小变形,加一个微小力,让迭代迅速收敛;第二个为大变形,加实际力。求解后的VonMises应力云图如所示。
  从上图可知:与球头焊接处的最大应力为314.6MPa,另两个焊接处的最大应力为48.2MPa,轴承接触处为298.2MPa.悬架所选用的是结构用无缝钢管,牌号为45,壁厚6mm,通过查询《机械工程材料手册》,知其强度极限为590MPa,屈服极限为335MPa.
  VonMises强度理论(即第四强度理论)认为形状改变比能是引起屈服的主要因素。从VonMises应力云图计算可知,屈服安全系数为1.07.从最大拉应力云图可知,极限应力σb=249.5MPa,强度安全系数为2.36.综上可知,该型全地域越野车的前悬架结构能有效地抵制断裂失效,但对抵制屈服失效显得不足。
  为了防止屈服失效,焊接处可以提高焊接质量减小应力;接触处则在轴和孔之间加个牛劲衬套,避免二者直接接触。如果是金属和金属接触,产生一定量的变形后,会影响转动自由副功能,导致悬架性能受影响。
  在理论分析的同时,也进行样车的试验:在越野路况下进行长时间的工作,每次4h.开始时样车采用的是焊接式吊耳,15次实验中,出现过2次吊耳的脱落;后来改为整体式吊耳,再进行了15次实验,未再出现吊耳脱落情况。整体式计算结果表明,吊耳连接处应力并不大,但用焊点来保证其强度,会出现应力集中,严重时可能会导致吊耳脱落;摇臂在长时间的试车中基本没有什么变形和破坏,和计算结果完全一致;轴承连接处衬套磨损似乎比计算结果较严重,可能造成原因是试车路况非常恶劣,轮胎跳动量大且频繁,导致加在悬架上的力大于本文所选动载系数。
  样车试验结果表明,前悬架系统有限元模型计算得到的应力集中和变形较大的地方正好是试验所表现出来最容易损坏的地方,说明通过简化所建立的有限元模型很好地反映了实际结构的强度特性。
  本文利用PROE对全地域越野车前双横臂独立悬架进行建模,并用HeperMesh划分网格,AN-SYS求解其接触强度,最后进行样车实验。虽然试验结果与理论计算有细微差别,这与样车加载的力和安全系数的选取有关,但危险处和试验结果是相符的,为将来该车改进结构提供了理论的指导依据,并证明本文中采用的建模方法和分析方法是切实可行的。
 

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