應(yīng)用ANSYS軟件進行鋼板彈簧精益設(shè)計

1、應(yīng)用ANSYS軟件進行鋼板彈簧精益設(shè)計作者：安世亞太提要汽車鋼板彈簧是重要的高負(fù)荷安全部件。實際工作中，鋼板彈簧同時存在大變形、 預(yù)應(yīng)力和各葉片間的接觸等多種非線性響應(yīng)。傳統(tǒng)的設(shè)計計算方法，是基于材料力學(xué)線性 梁理論，設(shè)計計算中進行了過多的簡化，不能確切地反映其力學(xué)本質(zhì)。在實踐上，汽車鋼 板彈簧也確實常常發(fā)生一些傳統(tǒng)的設(shè)計計算方法不能解釋的問題。因此汽車鋼板彈簧呼喚 精益設(shè)計的呼聲高。本文提出應(yīng)用ANSYS技術(shù)對汽車鋼板彈簧進行精益設(shè)計計算方法，可以精確計算由單片 自由曲率和形狀組裝后各片預(yù)應(yīng)力響應(yīng)和葉片間的接觸狀態(tài)、接觸壓力以及鋼板彈簧裝配 后大變形工作時各片的應(yīng)力響應(yīng)、葉片間接觸狀態(tài)及接觸

2、壓力。從而可以實現(xiàn)鋼板彈簧的 精益設(shè)計。一刖言鋼板彈簧幾何形狀簡單，傳統(tǒng)的計算方法應(yīng)用材料力學(xué)線性梁理論，簡單地看來是合理的。 但是，實際上遠不如此，例如傳統(tǒng)的計算方中使用的共同曲率法”和“集中載荷法”1。前者 假定鋼板彈簧在任何載荷下，鋼板彈簧各片彼此沿整個長度無間隙接觸，在同一截面上各 片具有相同的曲率。于是將之簡化為梯形單片彈簧進行計算。而集中載荷法”的假定正好 相反，他假定各片只在端點接觸。顯然，上面兩個假定都不符合實際。組裝過程的預(yù)應(yīng)力 響應(yīng)更是應(yīng)用近似方法。估算結(jié)果和實際相差大。不能滿足現(xiàn)代汽車設(shè)計需要。事實上，彈簧各片的接觸狀態(tài)與各片本身的和同組其他葉片的自由曲率、弧高、厚度、長

3、 度等幾何形狀；裝配及工作負(fù)荷等多種因素有關(guān)。他是多個彈性體的組合件承受工作載荷 條件下的一個非線性接觸響應(yīng)問題。不可能服從一個事先的，假定”。應(yīng)用CAE技術(shù)則無須 任何假定，完全按各片的幾何結(jié)構(gòu)和材料條件，同時考慮其大變形，接觸和摩擦情況進行 計算分析，求得剛度、應(yīng)力響應(yīng)、接觸狀態(tài)及接觸壓力。這就可能設(shè)計出各片合理的幾何 尺寸和整體剛度。取得精益設(shè)計效果。并且應(yīng)用他解釋異常損環(huán)問題。應(yīng)用CAE技術(shù)對汽車鋼板彈簧進行精益設(shè)計計算的思想，并不是現(xiàn)在產(chǎn)生的。問題是這種 需要同時考慮大變形、柔性面對柔性面的接觸和分有預(yù)負(fù)荷及工作負(fù)荷等多個載荷步條件、 多工況的非線性問題的計算工作，技術(shù)難度大。同時，

4、一般的CAE軟件在結(jié)構(gòu)分析模塊 中，雖然可能有一定的非線性功能，但是還不能勝任這類復(fù)雜的非線性問題求解，需要應(yīng) 用專門的非線性軟件。這就要求用戶追加軟件投資，同時這類非線性分析需要有較高的計 算技巧和分析策略，一般工程設(shè)計用戶掌握有一定困難，同時，顯式非線性求解技術(shù)軟件 主要應(yīng)用于碰撞，沖壓等高度非線性仿真，對鋼板彈簧這類大位移小應(yīng)力工作部件，計算 的應(yīng)力響應(yīng)精度低。這是應(yīng)用CAE技術(shù)于汽車鋼板彈簧精益設(shè)計計算遲遲沒有開展起來的 原因。當(dāng)前，CAE技術(shù)進步十分快，例如ANSYS 5.6普通結(jié)構(gòu)分析模塊的隱式非線性功能，可 以勝任鋼板彈簧的全部非線性計算任務(wù)，她有很方便的非線性分析參數(shù)設(shè)置導(dǎo)航功

5、能，使 得分析工作技術(shù)減化，由于計算技術(shù)的進步，全部分析工作在PC機上就可以完成。這為 CAE技術(shù)應(yīng)用于鋼板彈簧精益計算打開了新局面。當(dāng)前，國內(nèi)業(yè)界已經(jīng)有應(yīng)用CAE技術(shù)于鋼板彈簧分析的內(nèi)部報告2，但是工作中沒有分 析裝配過程的預(yù)應(yīng)力或因為應(yīng)用顯式軟件而降低了應(yīng)力響應(yīng)精度。本文應(yīng)用ANSYS 5.7普通結(jié)構(gòu)分析模塊，對少片和普通疊片（十片）兩種鋼板彈簧的裝 配過程和工作過程進行了計算分析。在完成特定產(chǎn)品精益設(shè)計的同時，討論了柔性面接觸 計算的關(guān)鍵技術(shù)問題。同時，分析工作應(yīng)用。二計算模型建立鋼板彈簧的幾何簡單，實體建模一般沒有困難，建議的單元厚度方向尺寸取單片彈簧厚度 的二到四分之一，縱、橫方向應(yīng)

6、用10到15毫米網(wǎng)格，就可以保證工程要求。再密集的網(wǎng) 格可能增加計算時間。據(jù)對稱性質(zhì)，模型可取其組件的四分之一，以減少計算時間。如果 為了加快計算，還可以先取一單位寬度建模型。鋼板彈簧模型可以方便的應(yīng)用參數(shù)建模。本研究工作就是應(yīng)用ANSYS 5.7的參數(shù)化（APDL語言）建模的，可以非常方便地應(yīng)用于 不同產(chǎn)品分析和優(yōu)化設(shè)計。圖一四葉片彈簧模型圖二十片彈簧模型、和變形圖一為四片變斷面彈簧、圖二為十片圓弧形疊片彈簧的模型和裝配及工作狀態(tài)的變形。模 型中沒有考慮卡子、川釘?shù)冗B接件，因此葉片在自由狀態(tài)下是離散的，為了不出現(xiàn)機動自 由度，需要在片間加附加弱連接。計算實踐表明，這個附加連接太弱，可能會產(chǎn)生

7、最方程 組“病態(tài)”而影響計算收斂。如果附加連接剛度過大，可能要影響計算結(jié)果的精度，因此附 加弱連接是建模的一個關(guān)鍵。本計算使用在對稱的中部有強制位移部位加附加弱連接，避 免了對計算結(jié)果的影響。模型使用八或二十節(jié)點三維實體單元模擬彈簧本體和尼龍墊片，接觸對則用ANSYS軟件 中的Conta170和Conta174來模擬其柔對柔面的接觸，并注意每個接觸對都定義唯一的 實常數(shù)。本計算題目對于四片結(jié)構(gòu)有六個面-面接觸對，十片結(jié)構(gòu)有九個面-面接觸對。三加載和邊界條件本文的計算只報告垂直主載荷，沒有涉及橫方向和扭轉(zhuǎn)工作力，因此加載分兩個載荷步組 成。第一個載荷步模擬應(yīng)用中間螺栓（也可以是騎馬螺栓）夾緊各葉

8、片時彈簧的變形、應(yīng)力響 應(yīng)和接觸情況及接觸壓力。因此在最下葉片的底面中央定義垂直位移為零；同時定義第一 片上面中央有壓方向垂直位移，數(shù)值等于各葉片間的間隙之和。不定義任何力條件。并注 意提供對稱條件。第二個載荷步模擬在吊耳環(huán)內(nèi)在向下偏外45度方向加彈簧載荷作用力時，彈簧總成工作情 況。他是在第一個載荷步基礎(chǔ)上開始工作的。因此第二個載荷步在吊耳內(nèi)環(huán)相應(yīng)的面上加 了工作壓力，數(shù)值相當(dāng)于銷子對彈簧的工作力作用壓力。四計算控制和計算技巧周知，CAE分析的非線性計算求解是需要一定技巧的。為此，ANSYS軟件對非線性分析 中最困難的接觸問題設(shè)計了面對工程用戶的導(dǎo)航引導(dǎo)，這極大的方便了分析經(jīng)驗少的用戶。 但

9、是，還有些數(shù)據(jù)需要用戶定義，不單是計算控制參數(shù)，某些模型數(shù)據(jù)都有可能造成無法 收斂，因此在缺少經(jīng)驗時，常常提倡試計算，這當(dāng)然是一個有益的建議。但是，試計算也 不能太盲目，同時因為計算時間長，完全靠試計算在實踐上也有難處。因此本文通過例題 給出主要控制參數(shù)，基本上可以滿足同類分析的要求。他們主要為：l在定義接觸對時，應(yīng)該將尼龍面或小面定義為接觸面，鋼板面定義為目標(biāo)面。l摩擦有可能會使得收斂困難，在一般鋼板彈簧分析中可以先不考慮摩擦，必要時再加入 摩擦另行分析。本分析沒有考慮摩擦。l接觸剛度（FKN）定義的大，可以得到小的穿透量（FTOLN）結(jié)果，有利于解的精度提 高，但是可能有收斂困難問題。在一

10、般分析只，建議FKN取0.8試計算。不能得到收斂解 時，可以根據(jù)穿透量情況，再下調(diào)它。l最大穿透量FTOLN建議定義為0.1-0.2。l初始靠近因子ICONT和其他參數(shù)，一般可以應(yīng)用其缺席值，不必特別定義。l分析選項中需要將大變形開關(guān)（NLGEOM）打開。l在第一個，夾緊載荷步中，定義20疊代步就足夠了。在第二個工作載荷步中建議定義 30至40個疊代步。在應(yīng)用ANSYS結(jié)構(gòu)分析模塊做鋼板彈簧分析時，上面這些參數(shù)一般可以完成計算，因為 是大變形非線性，但是，是小應(yīng)力響應(yīng)，所以材料是彈性的，不需特別定義非線性材料。五例題分析結(jié)果圖一和二為分別為十片和少片例題在自由態(tài)、夾緊態(tài)、最大負(fù)荷工作態(tài)時變形計

11、算結(jié)果。對于少片例題，第一葉片自由弧高為72毫米，組裝后自由弧高為81.75毫米，說明組裝 后，第一葉片自由弧高加大了 9.72毫米。加載荷后弧高為38.5毫米，在第二個載荷步中， 加在吊耳內(nèi)環(huán)下外四分之一面上壓力為6.2 N/mm2，通過方向和對稱條件的換算，相當(dāng) 于在全彈簧上加13511牛頓載荷。鋼板彈簧組的平均工作剛度為156.2牛頓/毫米。比傳 統(tǒng)設(shè)計方法計算精度明顯提高。十片數(shù)據(jù)不再重復(fù)介紹。在最大工作力作用下，各對葉片縱方向相對滑動量分別為2.18；2.53和2.86毫米。（見圖 三）這是在沒有考慮摩擦情況下結(jié)果。圖三各對葉片縱方向相對滑動量圖四為工作態(tài)十片彈簧接觸面壓力分布，調(diào)整

12、自由各片的自由弧高，和各葉片初始幾何數(shù) 據(jù)，可以達到改變接觸狀態(tài)和接觸壓力的目的，取得精益設(shè)計結(jié)果。從本例題數(shù)據(jù)可見， 他更接近集中載荷假定。圖五為裝配后各片預(yù)應(yīng)力響應(yīng)，從中可見，第一片有一個和工作 應(yīng)力響應(yīng)方向相反的預(yù)應(yīng)力而第四片有和工作應(yīng)力響應(yīng)方向相同的預(yù)應(yīng)力，通過ANSYS 分析可以合理地調(diào)整預(yù)應(yīng)力數(shù)據(jù)，對于保證各片有合理的最終應(yīng)力響應(yīng)，達到彈簧精益設(shè) 計目的是有效的。圖四工作態(tài)十片彈簧接觸壓力分布對比圖五和圖六，我們可以見到，該彈簧最大應(yīng)力響應(yīng)在中部騎馬螺栓外，首片組裝后有 120 MPa和工作應(yīng)力反方向預(yù)應(yīng)力，而三四葉片有和工作應(yīng)力同方向預(yù)應(yīng)力，其中最后片 數(shù)值最大，為100 MPa。在最大工作負(fù)荷時，預(yù)應(yīng)力和工作應(yīng)力疊加，產(chǎn)生如圖七所示的 應(yīng)力響應(yīng)，最大應(yīng)力發(fā)生在第四片，數(shù)值為519和+461兆帕。圖五裝配后彈簧各片預(yù)應(yīng)力響應(yīng)圖六為最大工作負(fù)荷時的應(yīng)力響應(yīng)分布圖七為第一葉片卷耳部位的應(yīng)力響應(yīng)分布，他是因為卷耳的工作壓力面和拖板有45度時 計算得到的，不同的拖板角度，應(yīng)該有不同的應(yīng)力響應(yīng)。圖七第一葉片卷耳部位的應(yīng)力響應(yīng)分布對于十片疊片彈簧，不再說明具體數(shù)據(jù)。但圖八給出第一、二片在裝配和工作時的應(yīng)力響 應(yīng)。圖八多片疊片彈簧應(yīng)力響應(yīng)結(jié)果六結(jié)語上面這些數(shù)據(jù)只是本算例的結(jié)果，不一定是一個最理想的設(shè)計，但