Methods of calculating suspension guide elements loads of vehicle when obstacle crossing



Cite item

Abstract

The paper discusses various methods for determining the forces acting on the guide elements of suspension. The analysis of methods of attachment the suspension arms to frame is provided. Stati- cally definable and statically undeterminable ways of attachment are considered. There were pro- vided the results of arms stress-strain state calculation for different ways of attachment. The ob- tained results expand the understanding of analysis methods for suspension system guide elements.

Full Text

Одна из основных задач при проектировании подвески после определения ее кинемати- ки и расчета упругого элемента это расчет направляющих элементов на прочность. Для это- го, во-первых, необходимо сформулировать режимы нагружения, во-вторых, определить нагрузки, действующие в шарнирах подвески, в-третьих, рассчитать элементы подвески на прочность, например, методом конечных элементов. Данные вопросы рассмотрены в статьях многих авторов [1-6], но в каждой из работ исследуется только часть из поставленных задач. После анализа литературных источников была сформулирована цель работы. Цель работы - исследование влияния граничных условий на напряженно- деформированное состояние элементов подвески. Определение нагрузочных режимов является важной и одной из основополагающих за- дач. Для каждого класса автомобиля нагрузочные режимы зависят от назначения транспорт- ного средства, их определяет конструктор-разработчик в процессе проектирования. Напри- мер, для грузового автомобиля: заезд в гору, спуск с горы, косогор, заезд на препятствие; для легкового автомобиля помимо, описанных выше, переезд препятствия, боковой удар о бор- дюр, удар при наезде на препятствие задним ходом. Тяговый режим при движении в гору - экстремальный режим для подвески грузового автомобиля, помимо вертикальной нагрузки в пятне контакта возникает продольная сила тя- ги и реактивный момент от планетарного колесного редуктора. После определения внешних нагрузок, действующих на колесо автомобиля в тяговом режиме, необходимо рассчитать нагрузки, возникающие в элементах подвески. Подвеска со- временных автомобилей является сложной системой, состоящей из рычагов, шарниров, от- бойников и промежуточных элементов. Каждая деталь совершает сложное пространственное движение, что усложняет или делает практически невозможным аналитическое определение усилий в шарнирах. Для решения данной проблемы создано множество программ, позволя- ющих моделировать движение многозвенных механизмов, таких как Adams, Эйлер, Универ- сальный механизм, NX Motion. Они позволяют не только рассчитывать движение механизма в режиме реального времени, но и получать значения нагрузок в шарнирах, в случае прило- жения внешней силы. В данной статье описанная выше последовательность расчета рассмотрена на примере верхнего рычага независимой двухрычажной подвески для грузового автомобиля с нагруз- кой на ось до 10 тонн. На рисунке 1 показана твердотельная модель подвески, разработанная в рамках проекта с ОАО КАМАЗ. Рисунок 1. Твердотельная модель подвески Рисунок 2. Динамическая модель подвески с податливыми шарнирами типа Bushing Расчет усилий на рычаги подвески, и последующий анализ напряженно- деформированного состояния проводился в программе NX. Динамическая модель, созданная в NX Motion, показана на рисунке 2. Она состоит из двух рычагов верхнего и нижнего, цапфы, поворотного рычага, верхнего отбойника, колеса, пружины и демпфера. Важным моментом при изучении динамической модели является выбор типа шарниров для закрепления рычагов подвески. Сферический шарнир ограничивает три поступательные степени свободы, оставляя свободными три вращательные. Шарнир Revolute ограничивает пять степеней свободы, оставляя свободным только вращение в направлении заданного вектора. Цапфа связана с верхним и нижним рычагами с помощью сферических шарниров. В ре- зультате появляется виртуальная ось, проходящая через центры шарниров, вокруг которой она может повернуться. Для ограничения вращения была создана упрощенная модель руле- вого механизма. Она состоит из поворотного рычага и рулевой тяги, которые соединены друг с другом сферическими шарнирами. Рассмотрим различные способы моделирования креплений рычагов. Первый способ заключается в использовании шарнира Revolute только в одном месте крепления рычага к подрамнику автомобиля, это позволяет рычагу вращаться вокруг оси шарнира, система получается статически определимой. Данный способ дает возможность рассчитывать силы и реакции, действующие на поворотную цапфу, но не позволяет определять реакции, возникающие во всех точках крепления рычагов к подрамнику. На рисунке 3 изображено расположение шарниров, ограничивающих перемещение рычагов и цапфы. Рисунок 3. Динамическая модель подвески с шарнирами Revolute Рисунок 4. Статически неопределимая схема расчета рычага Возникает вопрос, как закрепить рычаг подвески к подрамнику, оставить возможность вращаться вокруг оси шарнира и не переопределить систему? Рассматривая рычаг отдельно от конструкции подвески, можно сделать вывод о том, что при любых способах крепления концов рычага задача является статически неопределимой в осевом направлении и для ее решения необходимо вводить деформируемые тела (рисунок 4). Деформируемым телом мо- жет быть сам рычаг, шарниры крепления к подрамнику или оба варианта одновременно. Второй способ заключается в задании в местах крепления рычагов к подрамнику де- формируемых элементов типа втулка (bushing) с конечной, но достаточно большой жестко- стью, данный вариант показан на рисунке 2. Этот способ позволяет избежать возникновения неопределимости и при этом дает возможность получить осевые реакции в шарнирах R1г, R2г. В этом способе реакции в осевом направлении распределятся поровну, вследствие того, что жесткости втулок одинаковые, при этом жесткость самого рычага не учитывается. Таким образом, для определения влияний различных способов моделей закрепления была проведена серия расчетов в различных постановках. Исходная конечно-элементная модель верхнего рычага создана в программе NX Nastran в автоматическом режиме, тип элемент tetra 10, количество элементов 87097, количество уз- лов 145564 (рисунок 5). Материал рычага сталь: модуль упругости 200 ГПа, коэффициент Пуассона 0,3 [7]. Рисунок 5. Конечно-элементная модель рычага Рисунок 6. Уравновешенные нагрузки, действующие в шарнирах рычага Первая постановка заключается в создании полностью уравновешенной модели. Этого можно достичь с помощью опции load transfer, которая позволяет перенести нагрузки из динамической модели в статический расчет. Распределение нагрузок показано на рисунке 6. Система сил полностью уравновешена. Нагрузки соответствуют тяговому режиму, рассмот- ренному ранее, и для всех постановок остаются неизменными. Результаты расчета показаны на рисунке 7. Анализируя результаты, можно сделать вы- вод, что расстояние между местами расположения шарниров под действием осевых сил уве- личивается, обе «ветви» рычага равномерно напрягаются, максимальное напряжение 350 МПа. Осевые cилы в шарнирах равны и составляют 32450 Н. Рисунок 7. Результаты расчета первой постановки: напряжения, МПа Вторая постановка рассматривает модель, имеющую закрепления в местах расположе- ния шарниров крепления к подрамнику. С помощью элементов RBE2, закрепления сведены в точки расположения геометрических центров шарниров. Ограничения осуществляются по пяти степеням свободы, оставшаяся степень свободы позволяет рычагу вращаться вокруг оси шарниров. Для того чтобы ограничить вращение, со- здается модель верхнего отбойника, как показано на рисунке 8, запрещается перемещение в направлении перпендикулярном плоскости касания отбойника. Рисунок 8. Нагрузки и закрепления рычага подвески во второй постановке Нагрузка приложена в месте расположения шарового пальца и соответствует тяговому режиму нагружения. Результаты показаны на рисунке 9. Максимальное напряжение 211 МПа. В отличие от первого расчетного случая, напрягается только левая «ветвь» рычага, максимальное напря- жение меньше на 122 МПа. Опасная зона расположена в нижней части левой ветви рычага. Места расположения шарниров не подворачиваются при деформации. Осевые силы в шар- нирах перераспределилась неравномерно. Сила в шарнире № 1 составляет 49824 Н, в шарни- ре № 2 15056 Н. Рисунок 9. Результаты расчета второй постановки: напряжения, МПа Третья постановка задачи основана на предыдущей, но отличается в способе закрепле- ния шарниров рычага подвески. Центры шарниров закрепляются только по трем поступа- тельным степеням свободы, вращательные степени свободы остаются свободными. Результаты расчета показаны на рисунке 10. Максимальное напряжение 243 МПа. Как и в предыдущем расчетном случае в большей степени нагружается левая ветвь рычага. Про- ушины крепления подворачиваются, что в большей степени соответствует поведению рези- нометаллических шарниров. Осевая сила, возникающая в шарнире № 1 равна 54027 Н, в шарнире № 2 равна 10853 Н. Четвертая постановка задачи учитывает и податливость шарниров, и податливость ры- чагов. Это возможно благодаря использованию метода Крейга-Бемптона, он позволяет пере- нести конечно-элементную модель в динамический расчет и получить результаты напряжен- но-деформированного состояния в режиме реального времени. При этом в зависимости от соотношения жесткостей верхнего и нижнего рычагов происходит перераспределение реак- ций в шарнирах подвески. Рисунок 10. Результаты расчета третьей постановки: напряжения, МПа Результаты совместного моделирования представлены на рисунке 11. Максимальное напряжение 242 МПа, расположено на левой ветви, в нижней части. Данный расчетный слу- чай по величинам и распределению напряжений совпадает с третьим. Реакции в шарнирах распределились в соотношении 1/5. Осевая реакция в шарнире № 1 - 54000 Н, в шарнире № 2 - 11780 Н. Рисунок 11. Результаты расчета четвертой постановки: напряжения, МПа Выводы Подводя итог, можно сделать вывод, что наиболее точно поведение модели описывает динамический расчет с учетом податливых тел (четвертая постановка). В нем учитывается как жесткость шарниров, так и жесткость рычагов подвески. В результате реакции перерас- пределяются наиболее корректно. Но данная задача требует много времени на подготовку и проведения расчета. Для экспресс анализа третья постановка является наиболее предпочтительной. Целесо- образно ограничивать только поступательное перемещение шарниров. Данная модель позво- ляет шарнирам подворачиваться, что в большей степени соответствует поведению резиноме- таллических шарниров. Использование опции load transfer (первая постановка) приводит к адекватному резуль- тату только в случае, если изначально динамическая модель статически определимая, в про- тивном случае равное перераспределение реакций в шарнирах ведет к неправильному напряженно-деформированному состоянию. Ограничение шарниров по пяти степеням свободы (вторая постановка) приводит к за- ниженным значениям напряжения, данная схема подходит только в случае, если жесткость шарниров на порядок больше жесткости рычагов.
×

About the authors

R. B Goncharov

Bauman Moscow State Technical University

Email: rbgoncharic@gmail.com

D. M Ryabov

Bauman Moscow State Technical University

Email: rbvdns@gmail.com
Ph.D.

References

  1. Вержбицкий А.Н., Жилейкин М.М., Лахтюхов М.Г. Современные независимые подвески поперечными рычагами для полноприводных транспортных средств // Инженерный журнал: наука и инновации. - 2013. №12. URL: http://engjournal.ru/catalog/machin/transport/944.html
  2. Лещинский Д.Ю., Смирнов А.А., Ягубова Е.В. Анализ перспективных конструкций систем подрессоривания транспортных средств на примере патентов мировых производителей // Инженерный журнал: наука и инновации. - 2013. №12. URL: http://engjournal.ru/catalog/machin/transport/1122.html
  3. Вержбицкий А.Н., Котиев Г.О., Фоминых А.Б. Современные полноприводные колесные машины с независимой подвеской и осевой нагрузкой 7,0 - 11,5 тонн // Инженерный журнал: наука и инновации. - 2013. № 12. URL: http://engjournal.ru/catalog/machin/transport/1026.html
  4. Сарач Е.Б., Ципилев А.А. Методы исследования систем подрессоривания транспортных машин. Наука и образование МГТУ им. Н.Э. Баумана. Электрон. журнал. 2012.
  5. Hwang J.S., Kim S.R., Han S.Y. Kinematic design of a double wishbone type front suspension mechanism using multi-objective optimization. 5-th Australasian Congress on Applied Mechan- ics, ACAM 2007.
  6. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета. - М.: Машиностроение, 1989. - 304 с.
  7. Вдовин Д.С., Котиев Г.О. Топологическая оптимизация рычага подвески грузового автомобиля // Тракторы и сельхозмашины. - 2014. № 3. - С. 20-23.

Copyright (c) 2015 Goncharov R.B., Ryabov D.M.

Creative Commons License
This work is licensed under a Creative Commons Attribution-NonCommercial-NoDerivatives 4.0 International License.

This website uses cookies

You consent to our cookies if you continue to use our website.

About Cookies