商用车平衡轴壳有限元分析

・设计・计算・研究・　商用车平衡轴壳有限元分析　谷雪松　（陕西重型汽车有限公司）　摘要：汽车悬架是衔接车桥与车架，保证车辆正常平稳行驶的系统，属于汽车的关键总成。平衡悬架中的平　衡轴壳作为板簧的承载机构和载荷传递机构，在设计中对其强度及变形有较高的要求。基于某型车平衡悬架的　平衡轴壳进行了静强度分析，基于分析结果给出了改进建议及结论。　关键词：平衡悬架平衡轴壳有限元分析强度　ＦＩＮＩＴＥ　ＥＬＥＭＥＮＴ　ＡＮＡＬＹＳＩＳ　０Ｆ　Ｃ０ＭＭＥＲＣＩＡＬ　ＶＥＨＩＣＬＥ　ＢＡＬＡＮＣＩＮＧ　ＳＡＨＡＦＴ　ＳＨＥＬＬ　Ｇｕ　ＸｕｅＳｏｎｇ　（ＳｈａａｎＸｉＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅ　Ｇｒｏｕｐ　ＣＯ．，ＬＴＤ，Ｘｉ’ａｎ　７１００４３，Ｃｈｉｎａ）　Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｉｓ　ａ　ｍａｉｎ　ｐａｒｔ　ｉｎ　ａ　ｖｅｈｉｃｌｅ，ｗｈｉｃｈ　ｃｏｎｎｅｃｔｓ　ａｘｌｅｓ　ａｎｄ　ｆｒａｍｅ，ａｎｄ　ｅｎｓｕｒｅｓ　ｔｈｅ　ｖｅｈｉｃｌｅ　ｒｔｍｎｉｎｇ　ｓｍｏｏｔｈｌｙ．Ｂａｌａｎｃｉｎｇ　ｓｈａｆｔ　ｉｎ　ｅｑｕａｌｉｚｉｎｇ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｂｅａｒｓ　ａｎｄ　ｔｒａｎｓｌａｔｅｓ　ｔｈｅ　ｌｏａｄ　ａｎｄ　ｉｔｓ　ｐｒｏｐｅｒ　ｓｔｒｅｎｇｔｈ　ａｎｄ　ｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ　ａｒｅ　ｒｅｑｕｉｒｅｄ　ｉｎ　ｄｅｓｉｇｎ．Ｔｈｅ　ｆｉｎｉｔｅ　ｓｉｍｕｌ￣ｉｏｎ　ｔｏ　ｓｔａｔｉｃ　ｓｔｒｅｎｇｔｈ　ｏｆ　ｃｅｒｔａｉｎ　ｔｒｕｃｋ　ｂａｌａｎｃｉｎｇ　ｓｈａｆｔ　ｈａｓ　ｂｅｅｎ　ｄｏｎｅ．Ｂａｓｅｄ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｉｎｉｆｔｅ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ａｎａｌｙｓｉｓ　ｒｅｓｕｌｔ，ｓｏｍｅ　ａｄｖｉｃｅ　ｏｆ　ｉｍｐｒｏｖｉｎｇ　ｈｅ　ｔｂａｌａｎｃｉｎｇ　ｓｈａｆｔ　ｄｅｓｉｇｎ　ａｎｄ　ｃｏｎｃｌｕｓｉｏｎ　ｗａｓ　ｉｎａｌｌｆｙ　ｏｂｔａｉｎｅｄ．　Ｋｅｙ　ｗｏｒｄｓ：Ｅｑｕａｌｉｚｉｎｇ　Ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ；Ｂａｌａｎｃｉｎｇ　Ｓｈａｆｔ　Ｓｈｅｌｌ；Ｆｉｎｉｔｅ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ａｎａｌｙｓｉｓ；Ｓｔｒｅｎｇｔｈ　１．引言　汽车悬架是保证车轮（或车桥）与汽车车架之　间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振　动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的　系统，保证汽车平稳行驶，属于汽车的关键总成，　一工程应用。　２．受力分析　平衡悬架总成如图ｌ所示，中、后桥安装在板　簧的两端，板簧通过骑马螺栓安装在平衡轴壳（图　２）上，平衡轴壳与支座通过平衡轴及轴承端盖连　接在一起，支座与车架螺栓固定，轮胎受力通过中　后桥、板簧、平衡轴壳、支座传递到车架。因此平　旦失效将会出现意料不到的破坏。对６×４、６　×６和８×４驱动型式的车辆多采用后平衡悬架，　平衡轴壳作为悬架和车架的连接件，其结构强度和　衡轴壳一方面承受Ｚ向载荷（轴荷），另一方面承受　变形直接影响整个悬架系统的稳定性。对于重型商　侧向力（Ｚ向载荷与横向加速度之乘积），对于单根　用车来说，由于轴荷加大，平衡轴壳承受的载荷更　ｌ３吨轴荷，侧向０．５ｇ（ｇ为重力加速度）加速度，　大，因此合理设计平衡轴壳，使其以尽量小的质量　平衡轴壳受力如图３所示。　满足强度要求，将有利于整车减重和提高悬架系统　的稳定性。　本文以有限元分析为手段，研究平衡轴壳在额　定载荷作用下的静强度，基于Ｈｙｐｅｒｍｅｓｈ／Ｒａｄｉｏｓｓ　平台进行静强度分析计算，考察平衡轴壳的可靠　性。这种分析方法是成熟且科学的，已得到较多的　２０１０年第４期　图１平衡悬架总成图　图２平衡轴壳三维图　１９—　一・设计・计算・研究・　图３平衡轴壳受力图　图４平衡轴壳有限元模型　３有限元计算与结果分析　根据三维模型和上述受力分析进行有限元建模，　采用ＨｙｐｅｒＭｅｓｈ／Ｒａｄｉｏｓｓ进行处理，本模型可以简化　为单点约束、多点加载的计算工况。用四节点四面体　单元对平衡轴壳进行网格划分，建立好的有限元分析　模型如图４所示。在建立好的平衡轴壳有限元模型上　施加约束定义，约束条件为在平衡轴壳圆柱面中部的　圆心处建立单点约束单元（ｓｉｎｇｌｅ—ｐｏｉｎｔ　ｃｏｎｓｔｒａｉｎｔ，ＳＰＣ），约束其在ｘ、Ｙ、ｚ三个方向的平　移自由度和转动自由度，此点通过Ｒｂｅ２单元与圆柱　面上节点连接在一起，模拟平衡轴壳被固结在车架上　（通过支座）。平衡轴壳所承受的载荷包括自身质量　和板簧载荷，板簧载荷又可以分为ｚ向载荷和横向载　荷，Ｚ向载荷定义为在板簧与平衡轴壳连接的骑马螺　一●～栓孔位处施加１３ｔ的ｚ向载荷，载荷通过Ｒｂｅ２与螺　栓孔连接在一起，横向载荷（即Ｙ向载荷）定义为板　簧与平衡轴壳横向接触处施加６．５ｔ的横向载荷，载　荷通过Ｒｂｅ２与接触处的单元节点进行连接，模拟车　辆在有侧向加速度作用时板簧对平衡轴壳的侧向推　力，平衡轴壳的质量载荷通过材料属性自动计算施　加。计算过程中涉及到平衡轴壳的材料及其固有力学　性能参数见表１。　表１平衡轴壳材料及其固有属性　名　泊　抗拉　屈服　称　材料　弹　松　密度　强度　极限　比　亚　摹　衡　ＺＧ３１０—５７　２０６８Ｏ０￣Ⅱ）　Ｏ．　７．８×　５７∞Ⅱ）　３１０＾　轴　Ｏ　ａ　３　１　ｔ／ｍ　３　ａ　ａ　女　ｍ　冗　计算出的应力及位移分布如图５～图８所示，在额　定载荷作用下，位置１～４处应力较大，最大等效应力　值为１３１．３０ＭＰａ，应力值低于材料的屈服极限３ｌ０￣Ⅱ）ａ，　说明该平衡轴壳的静强度指标是合格的，最大变形为　０．０５３ｍｍ，符合设计变形范围。　从受力分析知道，位置３、４与位置ｌ、２的应力分　布以平衡轴中心左右对称，因此只需考察位置１和位　置２的应力情况。根据有限元求解器的计算方法知道　应力值的大小与施加载荷的大小成线性比例关系，因　此位置２满足屈服要求允许的最大ｚ向载荷为２０ｔ（１．５　倍安全系数）。　图５平衡轴壳应力云图　图６平衡轴壳位移云图　图７平衡轴壳位置ｌ处应力图８平衡轴壳位置２处应力　６结论　　根据平衡轴壳三维模型及受力分析建立有限元　　模型，基于该模型进行静强度分析计算，最大应力值　小于屈服极限值，满足强度要求，最大位移满足设计　要求。但是倒角处（位置ｉ和位置２）存在局部应力集　中的现象，再加上不可避免的铸造缺陷，很有可能成　为疲劳源，局部缺陷影响整体寿命，因此应采用加大　倒角半径的方法来缓和应力集中，这样可大大提高构　件的疲劳寿命。　参考文献：　［１］支　言汽车设计［Ｍ］．清　翅　出版社，２００１：６０８－－６４９　［２］许本袁，李秀洽柿　力学［Ｍ］．　出版　，１９８８：　４７２—５０５　［３］李亮，宋踺等　分析［Ｊ］．机械强度，２００８，３０（３）：５０３－－５０７　［４］阳光武，肖守讷，金鼎昌基于分段Ｓ＿Ｎ曲线的颉　疲劳损伤　估计［Ｊ］．机械强度，２００５，２７（４）：５４４－－５４８　［５］Ｂｈａｔｔａｃｈａｒｙａ　Ｂ，ＥＩｌｉｎｇｗｏｏｄ　Ｒ　Ｃｏｎｔｉｎｕｔ￣ｄ￣ｌａｇｅ　ｍｅｃｈａｎｉｃｓ　ａｎａｌｙｓｉｓ　ｏｆ　ｆａｔｉｇｕｅ　ｃｒａｃｋ　ｉｎｉｔｉａｔｉｏｎ叫．Ｉｎｔ．　Ｆａｔｉｇｕｅ，　１９９８，２０（９）：６３ｌ—６３９　［６］冯国胜，张幽Ｈ　等汽车ｃＡＥ软件系统的应用研究［Ｊ］．客车技　与研究，２００３，２５（２）：６—８　汽车实用技术　匿