空氣懸架儲氣罐數值模擬及研究

中圖分類號：TH49 文獻標志碼：B DOI：10.19710/J.cnki.1003-8817.20250095

Abstract：This study systematicallyinvestigates the pressure-bearing capacity and failure mechanism of air suspensionreservoirs throughnumerical simulation，bursttesting，and theoretical calculation.Basedonnonlinear materialconstitutiverelations，numerical simulationsreveal that when thecylinder wallthickness increases to2.3mm， the maximum equivalent plastic strain reaches 6% ，demonstrating sufficient strength to withstand the design pressure of 6 MPa.Burst tests show theactual pressure-bearing of the2.3 mm thick reservoir reaches 7.29 MPa，with failure consistentlyoccurringatthenozzle-jointarea，corelating perfectlywith high-stresszones identifiedinsimulations. Fracturesurfaces exhibitcontinuous tearing morphology，confirming typical ductilefracturecharacteristics.Comparative theoreticalcalculation indicates themean diameter formulaachieves merely2.2%deviation fromexperimentalresults， significantlyoutperformingthe Faupel formula，thusvalidating itssuperiorityfor burstpresure predictionin thinwalled reservoirs.

Keywords：Airsuspension，Airreservoir，Burstpressure，Numerical simulation

1前言

氣彈簧、車身加速度傳感器、空氣彈簧減振器總成、空氣懸架控制器（ElectronicControlUnit，ECU）儲氣罐、供氣系統、分配閥和懸架高度傳感器等，集成了底盤系統調校、電子控制和橡膠工藝。

空氣懸架系統曾長期應用于高端豪華車型。隨著新勢力車企將空氣懸架作為核心配置推向大眾市場，該領域進入快速發展期。該系統通過實時調節底盤高度、車身姿態及阻尼系數，顯著提升舒適性與智能化水平，其核心部件包括獨立式空

空氣懸架儲氣罐作為系統的“氣壓樞紐”，承擔壓縮空氣存儲與動態分配功能，其性能直接影響懸架響應速度與可靠性。設計需平衡容積、耐壓性及環境適應性，其中爆破壓力是安全設計的核心參數2。當前面臨薄壁儲氣罐缺乏標準化設計方法、爆破壓力預測模型精度不足和失效機理的系統性研究欠缺等問題。針對上述問題，建立“仿真-試驗-理論計算”多維研究框架，以期為儲氣罐安全設計提供量化依據。

2模型建立及數值求解

2.1 模型建立與網格劃分

采用有限元分析軟件HyperMesh，如圖1所示建立有限元模型，并導入儲氣罐總成幾何數據，進行網格劃分。其中筒體和支架采用Shell單元，儲氣罐進氣接頭采用四面體實體網格，網格大小均為 2mm ，支架與筒體通過焊接單元共節點連接，儲氣罐進氣接頭與筒體之間采用Tie方式連接。在Materials選項中定義材料彈性參數，包括彈性模量、泊松比、密度等，通過Property定義單元類型（如Shell單元、實體單元），設置材料壁厚，并與材料和對應零件關聯，零件材料及性能參數如表1所示。

圖1有限元模型建立

2.2 邊界條件加載

對螺栓安裝孔創建Washer，在1D面板中選擇Rigid類型為REB2，并將螺栓安裝孔建立REB2剛性連接，在連接點創建SPC，約束6個方向自由度，如圖2a所示，在筒體內側面施加壓力載荷，如圖2b所示。

圖2邊界條件加載

材料應力-應變性能對于預測儲氣罐在極限壓力載荷下的耐壓性能有著重要的作用，而通過拉伸試驗獲得的工程應力-應變曲線以試樣初始截面積 （A₀） 和初始標距長度 （L₀） 為基準計算，未考慮試樣在變形過程中截面積和長度的實時變化，僅反映名義應力應變值，故也稱為名義應力-應變曲線，其計算公式如下：

式中， σ_e 和 ε_e 分別為名義應力和名義應變， A₀ 為試樣初始截面積， L₀ 為初始標距長度， L₁ 為拉伸試驗結束后標距長度， ΔL 為試樣拉伸試驗前、后標距長度變化量。

在進入塑性變形階段后，隨時間的變化，樣件會發生頸縮，實際承載能力下降，橫截面積也急劇減小，故需引入真實應力和真實應變，其考慮了變形過程中截面積的收縮（泊松效應）和長度的真實變化，能夠反映材料瞬態力學行為3，從而可以更加準確地分析儲氣罐的極限承載能力。根據塑性變形體積不變的假設，真實應力和應變公式計算如下：

式中， σ_ι 和 ε_?t 分別表示真實應力和真實應變。

真實應力-應變曲線表征材料加工硬化效應，可準確描述塑性變形過程中材料強度的動態提升，避免工程曲線因忽略截面收縮導致的應力低估，通過輸入真實應力-應變曲線模擬儲氣罐的局部屈服、應變累積直至整體失穩的過程，為爆破壓力計算提供理論支撐。將HyperMesh軟件中建立的模型導出，并在ABAQUS中添加筒體、支架、進氣接頭材料非線性性能，如圖3所示，隨后進行靜態非線性計算。

圖3材料應力應變曲線

3數值模擬結果與討論

該儲氣功能需要承載的最大工作壓力為2.0MPa ，爆破壓力為設計壓力的3倍以上，即 6.0MPa_? 通過ABAQUS非線性計算，并通過HyperView后處理得到不同筒體壁厚的儲氣罐在 6MPa 壓力載荷下的等效塑性應變分析結果。等效塑性應變（EquivalentPlasticStrain，PEEQ）是用于量化材料在塑性變形過程中累積應變的標量參數，基于VonMises屈服準則，可綜合反映多向應力狀態下的塑性變形程度4。如圖4所示，可以看出當筒體壁厚為 2.1mm 和 2.2mm 時，最大等效塑性應變分析結果分別為 16% 和 9% ，均超過筒體材料6061的斷后延伸率 7% 要求，而當筒體壁厚達到 2.3mm 時，最大等效應變分析結果降為 6% ，說明筒體可承受 6MPa 壓力載荷。PEEQ的累積速率受材料真實應力-應變曲線控制，相同壓力載荷下PEEQ值越低，筒體承載壓力潛力越大，因此通過分析不同壁厚下筒體的等效塑性應變可以預測筒體壁厚達到 2.3mm 時，滿足爆破壓力需求。

圖4不同筒體壁厚下爆破壓力分析PEEQ結果

圖5給出了筒體壁厚為 2.3mm 筒體內側承載壓力載荷為 6.0MPa 時，不同分析步下的Mises應力分布云圖，由圖5a可以看出，初始階段最大應力首先出現在氣嘴接頭座和筒體連接區域，筒體其他位置應力均較小，此時結構還未發生塑性變形。隨著分析步長增大，筒體兩端封頭R角過渡區域應力逐漸增大，并超過材料的屈服強度 240MPa ，此時R角過渡區域材料逐漸達到屈服發生塑性變形，如圖5b和圖5c所示。儲氣罐受內壓作用時，筒體與封頭的連接處同時承受軸向拉力和環向拉力的復合載荷，若R角設計過小會引發附加彎曲應力，使該區域成為高應力危險點。當分析完成時，可以看出整個筒體大部分區域均發生塑性變形，且最大Mises應力為 256.52MPa （圖5d所示），低于材料的抗拉強度，實際由于加工硬化作用，材料的真實抗拉強度會有所提高，進一步說明在筒體壁厚為 2.3mm 時可滿足 6.0MPa 爆破壓力要求。

圖5爆破壓力分析應力結果（壁厚 ：=2.3mm ）

4試驗驗證

本試驗將筒體壁厚為 2.3mm 的儲氣罐水平放置在爆破試驗箱中，如圖6a所示，試驗溫度為室溫條件，確保罐體與加壓系統連接密封性達標，初始以 0.15MPa/min 的速率勻速充入壓力，實時監測壓力變化。當壓力達到 6MPa 時停止加壓，進入保壓階段，保壓時間為 15min ，保壓結束后，以相同的速率繼續加壓直至儲氣罐發生破裂，記錄最終爆破壓力，并采集破裂形態數據。加載壓力隨時間變化曲線如圖6b所示，可以看出儲氣罐能夠承受最大的壓力為 7.29MPa ，且爆破失效的位置靠近氣嘴接頭與筒體連接區域，與仿真分析預測的最大應力位置一致（如圖5d所示）。當儲氣罐承受壓力超過材料屈服極限時，筒體發生顯著塑性變形，最終在薄弱區域形成裂紋，隨后裂紋沿最大切應力方向擴展，形成無明顯分叉的連續撕裂狀斷口。若儲氣罐存在焊接殘余拉應力、冷加工殘余應力或局部材料韌性不足，在超壓作用下易形成應力集中區，加速裂紋萌生并呈現撕裂形態，且擴展路徑受殘余應力方向主導，該爆破試驗結果也反映了儲氣罐在內壓逐漸增大直至破裂失效模式為典型的韌性斷裂特征。

（a）爆破試驗箱

圖6爆破壓力試驗驗證

在計算容器爆破壓力時，福貝爾（Faupel）通過多組壓力容器進行試驗，研究并總結了承受內壓圓筒形容器的爆破壓力計算公式：

K=D_o/D_i

式中： σ_s 為屈服強度， σ_b 為抗拉強度， K 為徑比， D 為外徑， D_i 為內徑， P_bf 為福貝爾公式計算的爆破壓力。

代人儲氣罐參數，壁厚為 2.3mm 的儲氣罐筒體能夠承受最大的爆破壓力為 8.19MPa ，結合試驗結果可以看出，福貝爾公式計算的爆破壓力高于實際儲氣罐所能承受的最大壓力。

根據徑比 K?1.2 ，滿足此條件時，說明壁厚遠小于直徑，儲氣罐滿足薄壁容器要求，也可采用中徑公式計算爆破壓力[8：

式中： D 為筒體中徑， χ_t 為筒體壁厚， P_bv 為中徑公式計算的爆破壓力。

代人儲氣罐參數，壁厚為 2.3mm 的筒體能夠承受爆破壓力為 7.13MPa ，結合試驗結果可以看出，中徑公式計算的爆破壓力與實際儲氣罐所能承受的最大壓力相對接近。

福貝爾公式和中徑公式均基于理想塑性假設，未考慮材料的實際應變硬化效應和局部塑性失穩，導致預測值可能高于實際值，實際上薄壁筒體易發生屈曲或裂紋擴展，而非均勻塑性失效，且6061-T6筒體材料屬于低硬化材料，當材料硬化不足時 （σ_b/σ_s=1.08lt;1.2） ，福貝爾公式誤差較為顯著。

5 結束語

本文通過數值模擬、試驗驗證和理論計算相結合的方法，研究了空氣懸架儲氣罐的承壓性能與失效機理，主要結論如下：

a.基于非線性本構關系建立的儲氣罐有限元數值模擬結果表明：當筒體壁厚為 2.1mm 和2.2mm 時，最大等效塑性應變分別為 16% 和 9% ，均超過6061鋁合金 7% 的斷裂延伸率閾值；而當壁厚增至 2.3mm 時，最大等效塑性應變降至 6% ，滿足材料塑性變形要求，證實該壁厚結構可安全承載 6MPa 設計壓力。

b.壁厚 2.3mm 儲氣罐的爆破試驗結果顯示：實際爆破壓力達 7.29MPa ，失效位置出現在氣嘴接頭與筒體連接區域，與仿真預測的最大應力分布區域具有空間一致性，驗證了數值模型的可靠性。

c.爆破失效斷口形貌分析結果表明：儲氣罐破裂呈現連續撕裂特征，無明顯脆性斷裂分叉現象，證實了儲氣罐失效模式為典型韌性斷裂，符合內壓漸進累積至塑性失穩的特征。

d.理論公式對比顯示：中徑公式計算結果（7.13MPa 與試驗值 （7.29MPa） 偏差僅 2.2% ，而Faupel公式預測值 8.19MPa ）相對誤差達 10.9% ，表明低硬化材料的薄壁儲氣罐宜采用中徑公式進行儲氣罐爆破壓力估算。

參考文獻：

[1]肖磊，李國洪，李承亮.車輛空氣懸架的技術研究[J].專用汽車，2023（9）：76-79.

[2]柳愛群，尹益輝，劉興福.基于實測數據的特種球形壓力容器爆破壓力計算公式[J].應用數學和力學，2014，（11）：1232-1238.

[3]鄭傳祥，文棋.低碳鋼壓力容器爆破試驗及爆破壓力公式研究[J].壓力容器，2002（9）：9-12.

[4]陸明萬.壓力容器分析設計的塑性力學基礎[J].壓力容器，2014（1）： 20-26.

[5]姜雅洲.壓力容器爆破壓力數值模擬與試驗研究[D].杭州：浙江工業大學，2015.

[6]俞茂宏，彭一江.強度理論百年總結[J].力學進展，2004（4）： 529-560.

[7]劉小寧，劉岑，吳元祥.超高壓圓筒形容器爆破壓力計算公式的比較[J].機械強度，2015（2）：373-376.

[8]陳志平，黃載生.超高壓容器爆破壓力計算式及其工程應用[J].化工設備設計，1992（4）：12-15.