本文研究的某商用车前少片簧悬架系统布置如图1(a)所示,该悬架系统布置特点描述如下:弹性元件为对称的两片少片钢板弹簧;钢板弹簧前端采用销轴与支架连接,后端通过销轴与吊环连接;吊环通过销轴与后支架连接。上跳限位采用橡胶缓冲块,通过减振器进行振动衰减。本次仿真模型不包括减振器以及缓冲块。

图1

Fig.1

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	图1 考虑吊环布置的前少片簧悬架有限元模型Fig.1 FEA model of front taper-leaf suspension system with hinger

采用Proe建立的少片簧几何模型如图1(b)所示,进而采用Hypermesh进行有限元网格三维前处理,钢板弹簧采用六面体C3D8R进行建模^{[ 3, 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11]},如图1(c)所示;并采用Abaqus软件进行分析求解。根据上述方法计算得到的某商用车前少片簧自由和夹紧状态刚度曲线如图2所示。

图2

Fig.2

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	图2 自由刚度及夹紧刚度模拟Fig.2 Simulation of free stiffness and clamped stiffness

表1给出了基于有限元计算得到的刚度拟合值与试验值对比结果。可见两者存在一定的误差,但误差在可接受范围之内,目前板簧的刚度误差要求在±7%之内。综合上述对比结果及分析,该钢板弹簧模型可以应用于系统分析。

表1

Table 1

表1(Table 1)

表1 有限元模拟结果与理论计算值 Table 1 FEA results and theoretical calculation values 项目 有限元模拟值 试验值 误差百分比/% 总成弧高(不含卷耳)/mm 100.2 98.0 2.2 自由刚度(N·mm-1) 285.5 283.7 0.63 夹紧刚度(N·mm-1) 313.6 301.2 4.12

表1 有限元模拟结果与理论计算值 Table 1 FEA results and theoretical calculation values

本次悬架系统分析主要是分析吊环的布置对悬架刚度的影响,所以前悬架系统主要包括如下部件:钢板弹簧、吊环、U形螺栓以及上、下盖板。为了方便有限元模拟,在自由状态将两个卷耳中心的连线设为水平。同时,为了方便对比结果,须引入以下定义:

基准线:对于带有卷耳的钢板弹簧总成来说,基准线是指通过两个卷耳中心的连线;对于两端无卷耳的钢板弹簧总成,基准线是指通过总成端部的外载荷作用点的连线。

基准吊环角:是指当钢板弹簧第一片为平直状态时,基准线与吊环两个连接孔的连线所形成的夹角。具体的有限元模型如图1(d)所示。

为了更好地做对比分析,本次模拟主要分以下两种情况^{[ 12, 13, 14]}:①仅吊环长度 发生变化,分别取 l为100 mm和180 mm,板簧长度为1700 mm。吊环长度与板簧长度比值近似为6%和10.5%;②仅基准吊环角 发生变化,分别取60°、100°。

为了直观,模拟的曲线横坐标为轮胎跳动量与板簧长度的比值,其中“0”位置为板簧第一片为平直状态时的轮心位置,正值代表上跳,负值代表下跳。前悬架系统自由及加载状态下的FEA模型见图3和图4。

图3

Fig.3

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	图3 前悬架系统自由状态Fig.3 Free situation of front suspension system

图4

Fig.4

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	图4 前悬架系统加载后状态Fig.4 Loaded situation of front suspension system

由图5及表2中的分析结果可见:悬架系统如果布置不合理,会带来悬架系统性能的恶化,在悬架系统设计时应考虑吊环长度以及基础吊环角的选择;当 l=100 m, θ=60°时,悬架系统刚度与板簧刚度差别较大;随着车轮上跳,悬架刚度急剧增加;当 θ增大到100°时,随着车轮上跳,悬架刚度急剧下降,增加了限位块碰撞的几率。当吊环长度增加时,上述情况有所改善,但改善效果不明显。

图5

Fig.5

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	图5 不同情况下悬架刚度变化曲线Fig.5 Curve of suspension stiffiness in different cases

表2

Table 2

表2(Table 2)

表2 悬架系统刚度与板簧刚度比值 Table 2 Ratio of suspension system stiffness and spring stiffness 变形板簧长度比值/% l=100 mm l=180 mm θ=60° θ=100° θ=60° θ=100° -5 95 121 95 116 -4 94 114 93 112 -3 93 108 93 110 -2 98 105 97 107 -1 101 102 100 104 0 109 101 106 103 1 115 100 113 102 2 123 99 120 101 3 131 97 127 100 4 138 95 134 99 5 147 92 141 98 ︙ ︙ ︙ ︙ ︙ 8 164 72 154 90

表2 悬架系统刚度与板簧刚度比值 Table 2 Ratio of suspension system stiffness and spring stiffness

为了验证上述模拟分析结果以及结论的正确性,同时验证上述结论是否对于其他长度的少片簧悬架系统同样适用,采用了五十铃中型车的前悬架系统进行台架试验,板簧长度为1300 mm,吊环长度为77 mm,吊环长度与板簧长度的比值为5.9%。台架试验图见图10,台架试验与有限元分析模拟的对比结果见图11和表3。上述数据表明有限元模拟结果与台架试验结果一致性良好,验证了本文方法的正确性。

图10

Fig.10

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	图10 五十铃前悬架系统台架试验图Fig.10 Photo of ISUZU front suspension bench test

图11

Fig.11

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	图11 台架试验与模拟结果对比Fig.11 Comparison between bench test and FEA result

表3

Table 3

表3(Table 3)

表3 悬架刚度与板簧刚度的比值 Table 3 Ratio of suspension system stiffness and spring stiffness 板簧变形与板簧长度比值/% 模拟值 试验值 -5 95 101 -4 94 91 -3 93 86 -2 98 86 -1 101 90 0 109 97 1 115 105 2 123 115 3 131 125 4 138 134 5 147 142 ︙ ︙ ︙ 8 164 149

表3 悬架刚度与板簧刚度的比值 Table 3 Ratio of suspension system stiffness and spring stiffness

(1)本文在国内首次采用了FEA方法对商用车用前少片簧悬架系统的匹配进行了研究;验证了该方法的可行性以及有效性。

(2)通过模拟分析,给出了悬架刚度随吊环长度以及基础吊环角变化的一般规律。

(3)利用前少片簧悬架系统的FEA模型进行了运动特性的模拟,掌握了前轴随车轮上跳的运动规律,对悬架系统的校核具有一定的指导意义。

(4)搭建了带有吊环的系统试验台,验证了模拟分析结果的正确性。