基于載荷譜和CAE的減振器支架優化設計

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的減振器支架優化設計

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院輕型車開發部，吉林 長春 130011）

針對輕型載貨車用減振器支架頻繁發生斷裂問題，利用Matlab軟件開發減振器支架載荷譜提取程序，基于實際載荷譜輸入，應用CAE分析方法進行減振器支架靜強度和疲勞強度分析，發現危險位置與實際斷裂位置吻合。利用上述方法進一步完成減振器支架優化設計，通過了整車可靠性試驗驗證，為判斷減振器支架結構強度是否合格提供了有效的依據，并使減振器支架減重30%，實現了優化設計的目的。

Matlab；載荷譜；CAE；減振器支架；優化設計

0 引 言

減振系統是汽車底盤的重要組成部分，減振系統失效會導致汽車振動加劇，降低汽車乘坐舒適性，甚至導致車上貨物損壞[1]；因此在保證減振系統正常工作的前提下進一步優化設計目標值得研究。

針對故障頻率高的某輕型載貨車減振系統進行研究，通過對該車型道路試驗過程反饋的質量問題統計，發現減振器支架斷裂是引起減振系統失效的主要原因，占故障總數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，對減振器支架進行可靠性設計研究是降低該車型減振系統故障率的有效方案。

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為

=-×（1）

式中：為減振器支架受力；為減振器阻尼系數；為減振器振動速度[2]。

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

1.1 試驗數據采集

在試驗場進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前懸架處。滿載試驗樣車在石塊路、砂石路、卵石路、魚鱗坑路、搓板路、比利時路進行3圈位移信號采集，對采集后的數據進行重采樣、濾波、去尖峰值等一系列處理，得到左右側減振器位移信號，如圖2所示。

圖2 左、右側減振器位移信號

道路試驗前，對輕型載貨車用減振器進行臺架試驗，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。

圖3 減振器速度特性曲線

1.2 提取載荷譜

利用Matlab軟件開發減振器支架載荷譜提取程序[3]，如圖4所示。

將道路試驗得到的減振器位移數據和臺架試驗得到的減振器速度特性數據加載到程序中，程序利用臺架試驗數據計算減振器阻尼系數，并與道路試驗中的減振器位移數據耦合，完成減振器在道路試驗中的速度區間占比分析，統計結果如圖5所示。

圖4 減振器支架載荷譜提取程序

圖5 減振器速度區間占比

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

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

圖6 減振器支架道路試驗載荷譜

2 CAE分析

減振器支架受力結構有限元模型如圖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，屈服強度為310 MPa，車架材料為355L，減振器銷材料為45鋼，調質處理，減振器（未畫出）安裝于減振器銷軸上，減振器連接環軸線與減振器銷軸線重合。

圖7 減振器支架CAE模型

2.1 靜強度分析

依據減振器阻尼特性，減振器支架靜強度計算涉及復原工況和壓縮工況，復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。通過對比左右兩側道路試驗數據結果，確定復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進行減振器支架靜強度分析，應力云圖如圖8所示，安全系數如圖9所示。

圖8 減振器支架應力云圖

圖9 減振器支架靜安全系數

從圖8、圖9可以看出，減振器支架斷裂發生在復原工況，出現的最大等效應力為569.94 MPa，最小靜安全系數為0.79，危險位置與實際失效位置相符合，且整個支架存在明顯的應力集中。

2.2 疲勞強度分析

將前文輸出的減振器支架道路試驗載荷譜workbench_dataload.dat作為隨機載荷數據，加載到Workbench疲勞分析模塊Fatigue Tool中，進行減振器支架道路試驗的疲勞強度分析[4]，安全系數如圖10所示。

圖10 減振器支架道路試驗疲勞安全系數

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

靜強度分析和疲勞強度分析均表明減振器支架存在嚴重失效風險，需要對危險位置進行加強改進設計。同時，減振器支架失效問題分析過程證明了基于道路試驗載荷譜數據進行減振器支架結構強度分析的可行性。

3 減振器支架優化設計

受裝配、安裝空間等因素影響，減振器支架的外形結構很難進行較大改變；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，強度為370 MPa；減振器支架壁厚采用變厚度設計，對最危險的位置進行加強，對安全位置進行優化，進一步減少重量。

3.1 靜強度分析

采用上述同樣的方法對優化后的減振器支架進行復原工況靜強度分析，應力云圖如圖11所示，安全系數如圖12所示。

圖11 優化后復原工況靜強度應力云圖

從圖11、圖12可以看出，原危險位置的最大等效應力降至468.72 MPa，靜安全系數提升至1.29，左側鉚釘連接處出現靜安全系數最小值1.24；因此，優化后的減振器支架滿足靜強度設計要求（≥1.2）。

3.2 疲勞強度分析

采用上述方法對優化后的減振器支架進行疲勞強度分析，疲勞安全系數如圖13所示。

圖12 優化后復原工況靜強度安全系數

圖13 優化后疲勞安全系數

從圖13可以看出，原危險位置處的疲勞安全系數提升至1.33，右側鉚釘連接處出現疲勞安全系數最小值0.82，這與CAE模型中減振器支架與鉚釘的連接關系定義等因素有關，在試驗或用戶使用過程中該位置并沒有出現失效問題；因此，優化后的減振器支架滿足疲勞強度設計要求（≥1.2）。

3.3 試驗驗證

優化后的減振器支架裝配在12輛試驗車上，全部通過了試驗場的道路試驗驗證，量產后用戶的使用狀態良好，減振器支架優化前后對比如圖14所示，優化后的減振器支架降重30%，實現了輕量化。減振器支架失效問題分析和解決進一步證明了基于載荷譜進行減振器支架結構強度分析的可行性和正確性。

圖14 減振器支架優化前后對比

4 結束語

針對輕型載貨車用減振器支架斷裂問題，利用Matlab軟件開發了減振器支架載荷譜提取程序，基于實際載荷的邊界條件輸入，完成了減振器支架結構強度分析，結果與實際相符合。利用上述方法，進一步完成減振器支架優化設計，實現降重30%，并通過了整車道路試驗驗證，證明了基于道路試驗載荷譜數據進行減振器支架結構強度分析的可行性和正確性，為判斷減振器支架結構強度是否合格提供了有效依據，實現了減振器支架應力均勻分布和輕量化，達到了優化設計的目的。

[1]日本自動車技術會.汽車設計手冊5:底盤設計篇[M]. 北京：北京理工大學出版社，2010.

[2]王望予.汽車設計:第4版[M]. 北京：機械工業出版社，2004.

[3]蘇金明，阮沈勇. MATLAB實用教程[M]. 北京：電子工業出版社，2005.

[4]劉德剛，侯衛星，王鳳洲，等．基于有限元技術的構件疲勞壽命計算[J]．鐵道學報，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