轻客车板簧支架的轻量化设计

陈云，杨彬，王成立

（安徽江淮汽车股份有限公司，安徽 合肥 230601）



测试试验

轻客车板簧支架的轻量化设计

陈云，杨彬，王成立

（安徽江淮汽车股份有限公司，安徽 合肥 230601）

文章首先建立整车及板簧支架受力简图，计算板簧支架的受力情况；然后利用CAE软件对板簧支架进行应力分析，根据分析结果提出优化措施；将优化后的支架与优化前的板簧支架进行强度及重量对比，并进行实车试验；结果表明在保证强度的前提下，轻量化效果明显。

板簧支架；CAE；轻量化

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.06.045

CLC NO.: U462 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)06-131-03

前言

板簧支架一般为铸件产品，作为连接件，其要承受来自路面的各向作用力，属于悬架系统中的关键件，因而在设计过程中要保证其具有足够的设计强度。在设计阶段，铸件支架的重量越大，其强度相对也就越大，可靠性也更高，但这无疑增加了产品成本和油耗，对轻量化带来了困难。

随着国家节能减排、绿色环保政策法规的逐步建立和实施，汽车节能减排已经成为汽车产业发展中的一项关键性研究课题。研究表明， 对汽车进行轻量化设计，是提高汽车燃油经济性、降低汽车CO2排放的有效措施之一[1]。本文首先对板簧支架的受力情况进行理论计算，提取边界条件，再利用CAE分析软件对现有结构进行强度分析，结合分析结果对现有结构优化。对优化后产品进行再分析，最后对优化后产品进行实车验证，达成板簧支架轻量化的目的。

1、板簧支架的受力分析

图1　整车简图及竖直方向支架受力简图

板簧支架位于该轻客车型后悬架结构中。板簧支架在悬架中的受力情况比较复杂[2]：有竖直方向的冲击力、车辆转弯时施加在板簧支架上的横向冲击力、车辆行驶方向平行的加速力及紧急制动力（前后方向受力）。因此在板簧支架的受力分析过程中，将板簧支架及整车模型进行简化处理进行计算[3]。

图中参数意义分别如下：

后轴荷Wr（kg），后簧下质量Gr（kg），受竖直冲击力Fr（kg），轴距S（mm），前后轮距tf/tr（mm），重心高度h（mm），轴换距离a/b（mm）。

本文所述板簧支架为后悬架中用于固定板簧前端卷耳的支架，根据整车受力的分配关系，计算板簧支架所受的竖直方向冲击力：

式中：n—负荷倍数，竖直方向最大受力取2.5

其余已知数据为：Wr=2850kg，Gr=292kg，计算得出Fr=1599kg（15670N）。

图2　板簧支架横向受力简图

计算板簧支架所受的横向冲击力：

式中：n—负荷倍数，横向最大受力取0.5；

其余已知数据为：Wr=2850kg，W=4500kg，h=740mm，tf=1760mm，tr=1645mm，a=2261mm，b=1309mm，计算得出Rr=1787kg，横向冲击力为0.5×Fr3即447kg（4380N）。

图3　板簧支架前后方向受力简图

计算板簧所受的前后方向冲击力：

式中：n—负荷倍数，横向最大受力取0.8；

其余已知数据为：Wr=2850kg，W=4500kg，h=740mm，S=3570mm，计算得出 Rr=1798kg，前后方向冲击力即为1438kg（14097N）。

综上所述：通过对板簧支架的受力模型进行简化求解，得出所受各向最大冲击力如下表：

表1　板簧支架工况及载荷值

2、板簧支架有限元模型的建立

2.1优化前板簧支架有限元分析

板簧支架是板簧式非独立悬架结构中重要的连接结构，其受力的情况复杂，使用工况恶劣，尤其在产品开发阶段的可靠性验证过程中，要通过严格的道路试验检验才能保证产品的可靠性。因此在进行有限元分析时，采用前三种工况分析后，再分析复合工况下的应力分布情况。

本文采用catia软件建立几何模型，然后导入ANSYS 软件中进行网格划分，生成166039个单元，27786个节点。板簧支架的材料为QT450-10,弹性模量E=173GPa，迫松比μ=0.3，屈服极限为310MPa。板簧支架[4]的网格划分如图4所示。

图4　支架网格划分视图

根据前面计算的受载情况及载荷约束条件，分析板簧支架的竖直(Z向)、横向（X向）、前后（Y向）、复合工况时的应力分布结果如下图5所示。

图5　支架各工况下应力分布图

优化前板簧支架各工况下最大应力如下表：

表2　支架各工况下最大应力值

2.2基于零部件的等应力设计优化

等应力设计相对应于等厚度设计，出于整体安全系数需要的等厚度设计必然会浪费材料和增加重量。采用 CAE 分析、拓扑优化等手段，对零部件进行优化设计，使零部件各部位的应力值接近，即各部位的壁厚不一致，受力小的部位减薄料厚或不要材料，从而减轻零件的重量[5]。

该车型板簧支架为铸件，针对铸件加筋、挖孔和变厚，可以实现各种不规则的异型截面。设计优化时，采用CAE 或拓扑优化等手段，对零部件进行应力分析。根据力的分布，确定零部件的形状和具体局部的材料厚度。通过筋、空腔和料厚的变化，可使零部件的重量大大降低。

基于上述理论对原结构进行优化，可得出板簧支架的轻量化设计方案：

（1）去除支架正面凸起结构，保持大平面厚度一致；

（2）降低安装凸台的厚度；

（3）针对大平面中无应力或应力极小部位进行挖空处理；

（4）尖角处以大圆弧过渡，避免应力集中。

经优化后的板簧支架数模如下图6：

图6　优化后的支架数据

2.3优化后板簧支架的有限元分析

图 7 优化后支架各工况下应力分布图

对原支架进行优化处理，在保证最大应力不高于原支架的情况下，降低整件质量。优化后，再次利用ANSYS软件对板簧支架进行网格划分，划分后有限元模型节点数258343，实体单元数152734。再根据受载情况及载荷约束条件，分析优化后产品在竖直冲击、横向冲击、前后冲击、复合工况下的应力分布情况如下图7所示。

优化前后的应力对比分析结果见下表。

通过上述的对比分析可以看出，优化后板簧支架在竖直冲击、横向冲击、复合工况下的最大应力均有降低，仅前后冲击在之前基础上有所增加，但也未超过之前的最大应力值，同时优化后板簧支架单件质量由5.6kg降低至4.6kg，下降了17.8%，轻量化效果明显。

表3　支架优化前后结果对比

3、试验验证

将经过轻量化优化后的板簧支架装配到实车上，如图 8所示。该件在国家级试验场进行可靠性试验，目前已经过7000多公里的强化路试验后，未出现任何异常故障，同时优化后的产品降低了整车重量，经济效益显著。

图8　优化后样件装车情况

4、总结

本文首先对板簧支架建立简易受力模型 ，再根据实车的轴荷情况，同时考虑冲击载荷下的影响，理论计算板簧支架在竖直、横向、前后冲击情况下的受载情况。再利用ANSYS分析软件，建立4种工况下的板簧支架应力分布规律，依据零部件的等应力设计优化原则，对板簧支架进行轻量化处理，通过优化前后分析结果对比，板簧支架达成重量降低17.8%，应力分布更为均匀的目的。最后经过7000公里强化路的可靠性验证，优化后的板簧支架满足设计使用要求。为后续车型的轻量化设计提供了经验参考。

[1] 范军锋,陈铭.中国汽车轻量化之路初探[J].铸造,2006.55（10）：995-1003.

[2] 徐颧,蔡春源，严隽琪.《机械设计手册》第 4卷[M].机械工业出版社,2000.6.

[3] 彭莫,刁增祥，党萧正.汽车悬架构件的设计计算[M].机械工业出版社,2012.

[4] 安徽江淮股份有限公司.一种板簧固定支架结构.中国.20152002 90926[P].2015.6中华人民共和国国家知识产权局.

[5] 刘青,汽车轻量化设计的技术路线分析[J].客车技术与研究.2011.

The light Weight Design of Leaf Spring Bracket In Light Bus

Chen Yun, Yang Bin, Wang Chengli
( Anhui Jianghuai Automobile Co. Ltd, Anhui Hefei 230601 )

This paper set up the vehicle and the leaf spring bracket stress diagram, calculate the force of plate spring bracket; Then using CAE software to analyze stress of lesf spring bracket, optimization measures are proposed according to the results of the analysis; The optimization of stent and optimized in front of the leaf spring bracket strength and weight contrast, real vehicle experiment was carried out at the same time; The results show that under the premise of guarantee strength, lightweight effect is obvious.

Leaf spring bracket; CAE; Light weight

陈云，就职于安徽江淮汽车股份有限公司。

U462

A

1671-7988 （2016）06-131-03