摘要：針對(duì)某城市客車(chē)的試驗(yàn)樣車(chē)后減振器支架開(kāi)裂問(wèn)題，采用有限元分析方法對(duì)支架進(jìn)行了受力分析和優(yōu)化改進(jìn)。首先對(duì)后減振器關(guān)聯(lián)的車(chē)架部分進(jìn)行了簡(jiǎn)化，建立了局部三維模型，以桁架連接點(diǎn)為剛性節(jié)點(diǎn)，以減振器最大工作載荷為極限工況，對(duì)后減振器支架中的連接軸銷(xiāo)受力情況進(jìn)行了有限元計(jì)算，計(jì)算結(jié)果與支架實(shí)際開(kāi)裂情況相符。根據(jù)計(jì)算結(jié)果，對(duì)支架進(jìn)行了適當(dāng)?shù)募訌?qiáng)。支架改進(jìn)后的樣車(chē)通過(guò)了普通公路路面及特殊路面的可靠性測(cè)試，且后期批量車(chē)輛后減振器支架在行駛過(guò)程中均未產(chǎn)生開(kāi)裂問(wèn)題，說(shuō)明該優(yōu)化方案能有效解決后減振器支架開(kāi)裂問(wèn)題。

關(guān)鍵詞：城市客車(chē)；后減振器；強(qiáng)度；開(kāi)裂；CAE分析

中圖分類(lèi)號(hào)：TH123；U467 收稿日期：2024-08-22

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2024.12.009

1 前言

在公交車(chē)中，減振器被廣泛應(yīng)用于懸掛系統(tǒng)中。減振器可以減緩車(chē)輛在行駛過(guò)程中所受到的路面震動(dòng)和沖擊，提高車(chē)輛的行駛平順性和穩(wěn)定性，同時(shí)還可以降低車(chē)身的噪音和振動(dòng)[1]。公交車(chē)較大的車(chē)身和載客量使得其行駛時(shí)所受的震動(dòng)和沖擊較大，因此減振器的作用就變得尤為重要[2]。

公交車(chē)減振器通常采用液壓減振器，其工作原理是通過(guò)內(nèi)部的阻尼器和彈簧來(lái)減緩車(chē)輛在行駛過(guò)程中所受到的震動(dòng)和沖擊。液壓減振器的阻尼特性和彈性特性都可以通過(guò)設(shè)計(jì)減振器內(nèi)部的結(jié)構(gòu)和材料來(lái)調(diào)節(jié)，以適應(yīng)不同車(chē)型和行駛狀況的需要[3-4]。本文在車(chē)輛開(kāi)發(fā)的樣車(chē)驗(yàn)證階段發(fā)現(xiàn)車(chē)輛在行駛過(guò)程中出現(xiàn)車(chē)輛顛簸問(wèn)題，因此加大了減振器的阻尼系數(shù)，而后出現(xiàn)了減振器支架的開(kāi)裂情況。本文通過(guò)有限元分析方法快速找到了減振器支架開(kāi)裂問(wèn)題的根本原因，并驗(yàn)證了優(yōu)化措施的可行性。

2 問(wèn)題描述

在某款城市客車(chē)樣車(chē)開(kāi)發(fā)的驗(yàn)證階段發(fā)現(xiàn)車(chē)輛出現(xiàn)后減振器支架相繼斷裂現(xiàn)象，如圖1所示。

由圖1可以看出，后減振器支架上加強(qiáng)肋板從上端部起被撕脫，而支架下根部明顯是受壓后產(chǎn)生了嚴(yán)重的變形及斷裂。

3 原因分析

根據(jù)上述支架開(kāi)裂情況，且考慮開(kāi)裂發(fā)生在車(chē)輛在特殊路面試驗(yàn)初期，因此判斷支架有可能是受過(guò)大的沖擊拉力載荷而失效的[5]。

3.1 建立有限元模型

如圖2所示，后減振器安裝在鋼管桁架結(jié)構(gòu)的底盤(pán)車(chē)架上，該處由于需要安裝懸架系統(tǒng)，因此相較于車(chē)架其他部分的剛度較大，故選取后減振器支架及其附近的鋼管作為整體分析對(duì)象，與車(chē)架其他部分相連位置作為邊界節(jié)點(diǎn)，并約束其6個(gè)自由度，對(duì)后減振器支架及相關(guān)部分建立有限元分析模型[6-7]。

首先，建立后減振器上支架及車(chē)架的局部三維模型，并導(dǎo)入Hypermesh軟件，對(duì)模型進(jìn)行前處理和網(wǎng)格劃分[8]。對(duì)于后減振器支架附近的骨架，采用以邊長(zhǎng)5 mm的四邊形為主的殼網(wǎng)格，后減振器支架采用以平均尺寸2 mm的六面體為主的實(shí)體網(wǎng)格。殼單元的最小尺寸為2 mm，翹曲度<15°，傾斜度<60°，長(zhǎng)寬比<5，四邊形最小內(nèi)角45°，最大內(nèi)角135°，三角形最小內(nèi)角30°，最大內(nèi)角120°。實(shí)體單元的最小尺寸為0.5 mm，翹曲度<15°，傾斜度<60°，長(zhǎng)寬比<5，雅克比>0.7，四面體最小內(nèi)角30°，最大內(nèi)角120°，六面體最小內(nèi)角45°，最大內(nèi)角135°。模型中三角形比例要求小于5%。后減振器上支架的有限元模型如圖3所示。

模型中后減振器支架及后減振器支架附近的矩管材料均為Q345鋼。該材料的機(jī)械性能參數(shù)如表1所示。

3.2 邊界工況

如圖2所示，后減振器通過(guò)銷(xiāo)柱與后減振器支架相連。后減振器施加給銷(xiāo)柱的載荷沿后減振器軸線方向，在梁?jiǎn)卧獡锨淖冃芜^(guò)程中，將受力傳遞給支架。在仿真過(guò)程中，將銷(xiāo)柱視為梁?jiǎn)卧?，模擬梁的彎曲。后減振器載荷的施加方向如圖4所示[9]。

減振器工作工況可分為減振器拉伸和減振器壓縮工況，減振器支架的載荷主要是由于減振器阻尼產(chǎn)生出的。減振器的阻尼參數(shù)如表2所示。

采用后減振器產(chǎn)生的最大阻尼力為最大工況載荷，故后減振器拉伸工況阻尼力取6 061 N，壓縮工況阻尼力取1 816 N，考慮到車(chē)輛在特殊路面的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，動(dòng)載系數(shù)取3[10-11]。

3.3 強(qiáng)度分析

在最大拉伸載荷6 061 N的作用下，支架的應(yīng)力分布如圖5所示。最大應(yīng)力出現(xiàn)在支架上肋板邊緣位置，達(dá)454.4 MPa，已經(jīng)超過(guò)了材料的屈服極限。在支架柱面下方與支架板相連的位置出現(xiàn)了應(yīng)力較大的區(qū)域，最大應(yīng)力為246.2 MPa。

在最大壓縮載荷1 816 N的作用下，支架的應(yīng)力分布如圖6所示。最大應(yīng)力出現(xiàn)在支架上肋板邊緣位置，達(dá)476.4 MPa，已經(jīng)超過(guò)了材料的屈服極限。在支架柱面下方與支架板相連的位置出現(xiàn)了應(yīng)力較大的區(qū)域，該區(qū)域最大應(yīng)力為258.1 MPa。

后減振器支架在后減振器的極限拉伸和壓縮工況下，其最大應(yīng)力均超過(guò)材料的屈服強(qiáng)度，最大應(yīng)力均出現(xiàn)在支架上肋板端部，這導(dǎo)致了后減振器支架首先從該處出現(xiàn)裂縫。當(dāng)上肋板斷裂失效后，后減振器支架柱面下方的受力會(huì)突然增大，進(jìn)而導(dǎo)致下柱面與底板接觸處撕裂[12]。

4 優(yōu)化方案

針對(duì)上述分析結(jié)果，對(duì)后減振器支架進(jìn)行了加強(qiáng)，將支架上肋板厚度由5 mm增加至8 mm，支架底板厚度由5 mm增加至8 mm。支架厚度更改后，其應(yīng)力分布情況如圖6所示。在拉伸工況時(shí)，支架最大應(yīng)力332.9 MPa，位于支架柱面端部，其肋板端部最大應(yīng)力211.2 MPa，支架柱面底部最大應(yīng)力108.3 MPa。在壓縮工況時(shí)，支架最大應(yīng)力299.2 MPa，位于支架柱面端部，其肋板端部最大應(yīng)力189.8 MPa，支架柱面底部最大應(yīng)力97.3 MPa。

如表3所示，經(jīng)過(guò)優(yōu)化后減振器支架經(jīng)過(guò)改進(jìn)后，在壓縮和拉伸工況，支架肋板端部和支架柱面底部的應(yīng)力值顯著下降，均低于材料屈服強(qiáng)度。

通過(guò)對(duì)后減振器支架結(jié)構(gòu)的有限元分析，找出其發(fā)生斷裂原因并提出改進(jìn)方案。采用上述方案，路試車(chē)輛通過(guò)加強(qiáng)路面可靠性試驗(yàn)驗(yàn)證，且后期批量車(chē)輛后減振器支架均未產(chǎn)生任何開(kāi)裂問(wèn)題，使用狀況良好，該優(yōu)化方案能夠有效地解決后減振器支架開(kāi)裂問(wèn)題。

5 結(jié)語(yǔ)

對(duì)于大型客車(chē)，后減振器支架承受了較大的沖擊載荷，如果采用加強(qiáng)肋板結(jié)構(gòu)，由于受力面積較小，并且在應(yīng)力集中的作用下，造成肋板與底板連接處出現(xiàn)撕裂破壞，因此應(yīng)該適當(dāng)增加上肋板和底板的材料厚度，增加肋板與底座的接觸面積，有必要在設(shè)計(jì)前對(duì)支架的受力部位進(jìn)行必要的強(qiáng)度校核。

雖然通過(guò)加強(qiáng)肋板和底板的厚度避免了支架的斷裂，但在支架與底板連接處仍然出現(xiàn)了較大的應(yīng)力集中點(diǎn)，因此在考慮工藝和制造可行性的前提下，應(yīng)該盡量避免使用肋板的加強(qiáng)結(jié)構(gòu)，而采用變截面的后減振器銷(xiāo)軸結(jié)構(gòu)。

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作者簡(jiǎn)介：

孫長(zhǎng)存，男，1984年生，工程師，研究方向?yàn)榭蛙?chē)車(chē)身設(shè)計(jì)。