摘要：前擺臂和副車(chē)架作為底盤(pán)系統(tǒng)的重要零/部件，其受力狀況相對(duì)復(fù)雜，對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度的校核工作至關(guān)重要。以某乘用車(chē)的前擺臂和副車(chē)架為研究對(duì)象，在不影響其結(jié)構(gòu)的基本力學(xué)特征的情況下對(duì)其進(jìn)行必要的簡(jiǎn)化處理，建立其有限元模型，利用HyperWorks軟件進(jìn)行強(qiáng)度分析。由副車(chē)架的強(qiáng)度分析結(jié)果，獲得原結(jié)構(gòu)中的薄弱位置主要集中于副車(chē)架上板左右兩端，故從結(jié)構(gòu)優(yōu)化的角度考慮，采取在薄弱位置添加加強(qiáng)板的優(yōu)化方案，對(duì)該薄弱位置進(jìn)行優(yōu)化和改進(jìn)。對(duì)優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)再次進(jìn)行分析計(jì)算，結(jié)果表明對(duì)副車(chē)架上板左右兩端位置優(yōu)化改進(jìn)后滿(mǎn)足副車(chē)架的強(qiáng)度要求。

關(guān)鍵詞:前擺臂；副車(chē)架；有限元；強(qiáng)度分析；結(jié)構(gòu)優(yōu)化

中圖分類(lèi)號(hào)：U463.1   文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1671-3133（2015）08-

 

Strength analysis and optimization of a passenger car

front swing arm and the sub-frame 

Abstract: The Front swing arm and the sub-frame, as the important part of chassis system, is with complicated loading condition. For this, it is seriously important to verify the strength and fatigue quality of suspension cross member. Takes a passenger car front swing arm and sub-frame as the research object, simplify the processing necessary to carry it without affecting the basic mechanical characteristics of the structure of the case, and built the finite element models , used the HyperWorks software for strength analysis. finally, through comprehensive analysis of structural strength of the sub-frame structure calculation results, obtained the weak structure of the original design scheme mainly focus on the sub frame plate at the left and right ends, therefore, from the angle of structure add a reinforcing plate, optimized and improved the weak position. On the design of structure optimization again after the analysis, results show the sub-frame on the left and the right ends of the improved plate location optimization meet the strength requirements of side frame.

Key words: swing arm; sub-frame; finite element; the static strength analysis; Structure optimization

 

 

0  引言

近年來(lái)，隨著國(guó)民經(jīng)濟(jì)的快速增長(zhǎng)，我國(guó)汽車(chē)工業(yè)得到了空前的發(fā)展，機(jī)動(dòng)車(chē)擁有量大幅度上升。同時(shí)，隨著人們生活水平的提高，汽車(chē)消費(fèi)者對(duì)車(chē)輛操縱穩(wěn)定性、安全可靠性和舒適性方面有了更高的要求。如何提升車(chē)輛的安全可靠性成為汽車(chē)設(shè)計(jì)研究中的熱點(diǎn)問(wèn)題之一。隨汽車(chē)工程師設(shè)計(jì)和試驗(yàn)經(jīng)驗(yàn)的積累，基于有限元理論的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)方法己成為提升汽車(chē)安全可靠性的重要設(shè)計(jì)手段之一^[1]。副車(chē)架是一種輔助裝置，通過(guò)這種輔助裝置將懸架連接件與車(chē)身相連。有了副車(chē)架這種結(jié)構(gòu)后，懸架設(shè)計(jì)不再受車(chē)身制約，即不需要針對(duì)車(chē)身來(lái)開(kāi)發(fā)與之匹配的懸架，而是將懸架系統(tǒng)的散件直接裝上總成，再與車(chē)身相連^[2]。裝有副車(chē)架后，懸架部件先將振動(dòng)傳給副車(chē)架，通過(guò)副車(chē)架的緩沖再將振動(dòng)傳遞到車(chē)身，這樣振動(dòng)幅度會(huì)大大降低，從而提高整車(chē)舒適性，并且可大大提高懸架連接剛度，在提高底盤(pán)強(qiáng)度的同時(shí)也提升了整車(chē)的操縱性^[3]。

本文基于提高前擺臂和副車(chē)架經(jīng)濟(jì)性的目的出發(fā)，以某乘用車(chē)的前擺臂和副車(chē)架為研究對(duì)象，通過(guò)綜合分析副車(chē)架的強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果，獲得原設(shè)計(jì)方案中的薄弱結(jié)構(gòu)主要集中于副車(chē)架上板左右兩端，故從結(jié)構(gòu)角度添加加強(qiáng)板，對(duì)該薄弱位置進(jìn)行優(yōu)化和改進(jìn)。對(duì)結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的設(shè)計(jì)方案再次分析計(jì)算，結(jié)果顯示對(duì)副車(chē)架上板左右兩端位置優(yōu)化改進(jìn)后滿(mǎn)足副車(chē)架的強(qiáng)度要求。同時(shí)，經(jīng)過(guò)對(duì)副車(chē)架優(yōu)化前、后的應(yīng)力分析，較好驗(yàn)證了前副車(chē)架結(jié)構(gòu)優(yōu)化的效果，對(duì)于降低副車(chē)架成本，實(shí)現(xiàn)平臺(tái)式生產(chǎn)等都有積極的現(xiàn)實(shí)意義。

1  前擺臂和副車(chē)架有限元模型的建立

副車(chē)架主體與控制臂、轉(zhuǎn)向器、橫向穩(wěn)定桿、發(fā)動(dòng)機(jī)懸置等相連。為提高模擬精度，在模型處理中引入控制臂、轉(zhuǎn)向器、橫向穩(wěn)定桿、發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的幾何模型，如圖1所示。 副車(chē)架的幾何尺寸如表1所示。

圖1 前懸架模型

表1 副車(chē)架幾何尺寸

部件	板厚/mm	部件	板厚/mm
前橫梁	3.5	轉(zhuǎn)向機(jī)支架	3.5
后橫梁	2	下擺臂支架	3
上、下縱梁	3	后連接支架	3

 

在有限元分析過(guò)程中，通過(guò)對(duì)幾何模型的合理簡(jiǎn)化來(lái)建立準(zhǔn)確的模型具有極其重要的意義。此外，模型的簡(jiǎn)化還能降低模型的復(fù)雜程度，節(jié)省建模和運(yùn)算的時(shí)間，提高運(yùn)算精度。通過(guò)理論與實(shí)際的驗(yàn)證，模擬結(jié)果不會(huì)受到影響，即使對(duì)實(shí)車(chē)這種復(fù)雜的幾何模型進(jìn)行必要的簡(jiǎn)化^[4] 有限元計(jì)算結(jié)果也不會(huì)受到影響。其中幾何清理包括：合并幾何模型中的的自由邊、修復(fù)小曲面（與給定單元尺寸相關(guān)）、查找特征（如肋板、倒角、凸緣等）。清除小于給定尺寸的小孔、清除邊倒角、在孔附近添加Washer單元層（孔周網(wǎng)格細(xì)分工具，類(lèi)似于墊片）。

本文所研究的前擺臂和副車(chē)架中有的尺寸結(jié)構(gòu)，如開(kāi)口、小孔、筋及翻邊等，它們的設(shè)計(jì)目的通常是為了局部連接或者工藝上讓一些線(xiàn)束、管路等穿過(guò)而設(shè)計(jì)的，對(duì)整體的強(qiáng)度影響不大，可以簡(jiǎn)化掉^[5]。但應(yīng)該注意到，在簡(jiǎn)化過(guò)程中，不能把必要的特征線(xiàn)去掉，否則，在劃分網(wǎng)格時(shí)將會(huì)引起模型變形，不能反映實(shí)際的模型特征，最后會(huì)對(duì)計(jì)算結(jié)果產(chǎn)生很大的影響^[6]。對(duì)前擺臂進(jìn)行網(wǎng)格劃分后的有限元模型如圖2所示， 對(duì)副車(chē)架模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分后的有限元模型如圖3所示。

 

    該前擺臂有限元模型共有3406個(gè)節(jié)點(diǎn)，3241個(gè)單元，其中，三角形殼單元182個(gè)，四邊形殼單元3059個(gè)，三角形單元所占比例為5.6%。

副車(chē)架有限元模型共有15612個(gè)節(jié)點(diǎn)，14994個(gè)單元，其中，三角形殼單元1128個(gè)，四邊形殼單元13866個(gè)，三角形單元所占比例為7.5%。

1.2  連接關(guān)系的模擬與簡(jiǎn)化

    本文研究的前擺臂及副車(chē)架的模型只保證了各零件的相對(duì)位置，而沒(méi)有對(duì)零件之間進(jìn)行連接處理。在對(duì)前擺臂及副車(chē)架進(jìn)行仿真分析時(shí)，只有準(zhǔn)確地模擬出各種連接，才能精確地傳遞力和力矩，從而達(dá)到良好的仿真效果。

實(shí)際的物理連接方式一般有焊接、鉚接和螺栓連接等，每種連接都有各自的特點(diǎn)，在有限元軟件中的模擬方式也各不相同^[7]。在本文中，前擺臂和副車(chē)架的裝配以剛性連接為主，兼之還有螺栓連接、球鉸等。

1.2.1焊接的模擬

由于前擺臂和副車(chē)架的強(qiáng)度和剛度都比較大，可采用沒(méi)有任何屬性的剛性節(jié)點(diǎn)對(duì)其進(jìn)行模擬，為保證精度，最好在每個(gè)單元節(jié)點(diǎn)建立剛性節(jié)點(diǎn)。焊縫之間采用一維剛性單元模擬采用點(diǎn)對(duì)點(diǎn)連接方式,并約束6個(gè)方向的自由度，部分剛性連接如圖4所示。

圖4 部分剛性連接

1.2.2螺栓的模擬

在本文中，螺栓連接采用的是點(diǎn)對(duì)點(diǎn)連接方式, 并約束6個(gè)方向的自由度，將螺栓的兩端邊緣的節(jié)點(diǎn)進(jìn)行連接，部分螺栓連接如圖5所示。

圖5 部分螺栓連接

1.2.3球鉸的模擬

球鉸由兩個(gè)部分組成：球與球殼。球鉸只允許兩部分繞公共的球心相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，限制它們第三方向的相對(duì)移動(dòng)。本文中球鉸連接的方法為約束6個(gè)方向的自由度，分別對(duì)球與球殼進(jìn)行連接，如圖6a、圖6b所示；接著使用點(diǎn)對(duì)點(diǎn)的連接方式，并只約束移動(dòng)自由度，對(duì)剛建立連接的球與球殼的中心點(diǎn)進(jìn)行連接，如圖6c所示，最后對(duì)建立聯(lián)系的球與球殼的中心點(diǎn)在中點(diǎn)進(jìn)行合并，如圖6d所示。

由于前擺臂和副車(chē)架的主體為平薄板狀結(jié)構(gòu)，故選取邊長(zhǎng)為8mm的四邊形單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，部分位置采用三角形單元、剛性單元及梁?jiǎn)卧?/span>^[8]。該前擺臂和副車(chē)架系統(tǒng)有限元模型共有30580個(gè)節(jié)點(diǎn)，29489個(gè)單元，其中，三角形殼單元2029個(gè)，四邊形殼單元27460個(gè)，三角形單元所占比例為6.9%，網(wǎng)格質(zhì)量較好。前擺臂和副車(chē)架有限元模型如圖7所示。

圖7 前擺臂和副車(chē)架有限元分析模型

2  前擺臂和副車(chē)架強(qiáng)度分析

2.1 邊界條件

本文研究的前擺臂和副車(chē)架的位移約束條件：在轉(zhuǎn)向和制動(dòng)工況下，副車(chē)架前后安裝螺栓孔處為剛性約束；副車(chē)架與發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置安裝位置橡膠襯套處為球鉸約束；減振器頂端橡膠襯套處約束為球鉸約束。在沖擊工況下，考慮到在2.5倍沖擊工況下，前懸架彈簧已壓縮至極限位置，阻尼器限位發(fā)生作用，因此通過(guò)強(qiáng)制位移將轉(zhuǎn)向節(jié)中心上擺至極限位置作為位移約束。

2.2 載荷條件

本文研究的前擺臂、副車(chē)架材料參數(shù)如表2所示。

 

 

表2 材料參數(shù)

材料	彈性模量/MPa	泊松比	密度/(Ton·mm-3)
鋼材	210,000	0.3	7.9E-9

本文主要對(duì)前擺臂和副車(chē)架在三種不同工況下進(jìn)行強(qiáng)度分析。其各種工況的加速度大小如表3所示。

表3 各種工況加速度大小

工況	方向	加速度值
轉(zhuǎn)向	右轉(zhuǎn)向	0.8g
制動(dòng)	水平向后	0.8g
沖擊	豎直向上	2.5   g

本車(chē)型分析的各項(xiàng)參數(shù)如表4所示。

 

表4 車(chē)型分析的各項(xiàng)參數(shù)

滿(mǎn)載質(zhì)心高 /mm	滿(mǎn)載質(zhì)量 /kg	加速度 /（m·s-2）	前輪距 /mm	軸距 /mm	前軸滿(mǎn)載載荷 /N	整車(chē)滿(mǎn)載載荷 /N	輪胎半徑 /mm
511	1475	9.8	1465	2550	7950	1475	355

 

2.3.3沖擊工況

沖擊工況下前轉(zhuǎn)向節(jié)輪心荷載按式（10）計(jì)算。

沖擊力F_s：

（10）

考慮到在2.5倍沖擊工況下，前懸架彈簧已壓縮至極限位置，阻尼器限位發(fā)生作用，因此通過(guò)強(qiáng)制位移將轉(zhuǎn)向節(jié)中心上擺至極限位置，同時(shí)在彈簧壓盤(pán)上施加前懸彈簧極限力。

3   強(qiáng)度分析結(jié)果

使用OptiStruct求解器分別求解前擺臂和副車(chē)架結(jié)構(gòu)上述3個(gè)工況下的應(yīng)力情況，通過(guò)如圖8~圖10所示的前擺臂和副車(chē)架的應(yīng)力云圖可得到前擺臂和副車(chē)架在各種工況下的最大應(yīng)力值。

前擺臂各工況下最大應(yīng)力值如表5所示，副車(chē)架各工況下最大應(yīng)力值如表6所示。

 

表5各工況下前擺臂應(yīng)力結(jié)果

工況	最大應(yīng)力/MPa
轉(zhuǎn)彎	72.61
制動(dòng)	129.4
沖擊	53.36

表6 各工況下副車(chē)架應(yīng)力結(jié)果

工況	最大應(yīng)力/MPa
轉(zhuǎn)彎	181.4
制動(dòng)	341.2
沖擊	112.5

 

從各工況下結(jié)構(gòu)的峰值應(yīng)力看，轉(zhuǎn)彎和沖擊應(yīng)力水平較低，制動(dòng)應(yīng)力水平較高。轉(zhuǎn)彎工況下前擺臂和副車(chē)架的最大應(yīng)力分別為72.61MPa和181.4MPa；沖擊工況下前擺臂和副車(chē)架的最大應(yīng)力分別為53.36MPa和112.5MPa；制動(dòng)工況下前擺臂和副車(chē)架的最大應(yīng)力分別為139.4MPa和341.2MPa。前擺臂和副車(chē)架結(jié)構(gòu)中所用材料的強(qiáng)度特性如表7所示。

表7各材料強(qiáng)度特性

材料牌號(hào)	屈服強(qiáng)度/MPa	抗拉強(qiáng)度/MPa
HAPS400	255	400
HAPS440	305	440

前擺臂和副車(chē)架下板采用HAPS400，副車(chē)架上板材料為HAPS440。前擺臂結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)滿(mǎn)足此三種工況下的強(qiáng)度要求，而副車(chē)架結(jié)構(gòu)只有轉(zhuǎn)向和沖擊工況滿(mǎn)足強(qiáng)度要求，即應(yīng)力水平小于材料的屈服極限。副車(chē)架在制動(dòng)工況下的最大應(yīng)力超過(guò)了材料的屈服強(qiáng)度極限。而從應(yīng)力分布云圖上看，各個(gè)工況下橡膠襯套安裝支架、車(chē)身連接支架周?chē)翱字車(chē)膽?yīng)力水平相對(duì)較高，且異常應(yīng)力集中位置多出現(xiàn)在孔周?chē)Ｔ谟邢拊治鲇?jì)算中，結(jié)構(gòu)中焊縫或剛性連接處易出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，對(duì)于結(jié)構(gòu)分析，可不考慮由于焊縫或剛性連接所引起的異常應(yīng)力集中^[9]。

4  副車(chē)架的優(yōu)化與驗(yàn)證

4.1 副車(chē)架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

通過(guò)上述對(duì)副車(chē)架結(jié)構(gòu)的有限元分析，己反映出副車(chē)架原結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中存在的不足。因此，可綜合副車(chē)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析結(jié)果，對(duì)分析所得的危險(xiǎn)部位從結(jié)構(gòu)角度進(jìn)行優(yōu)化。在結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度分析中，副車(chē)架在制動(dòng)工況下其最大應(yīng)力值超過(guò)了材料的屈服極限，其最大應(yīng)力發(fā)生在副車(chē)架上板的左右，故以副車(chē)架上板為副車(chē)架結(jié)構(gòu)優(yōu)化和改進(jìn)的主要目標(biāo)。所用優(yōu)化方式主要為在應(yīng)力集中處加一塊加強(qiáng)板，以實(shí)現(xiàn)提高強(qiáng)度作用?；谏鲜鏊枷?，結(jié)構(gòu)經(jīng)優(yōu)化后的副車(chē)架有限元模型如圖11所示。

圖11 優(yōu)化后副車(chē)架有限元模型

 

4.2 優(yōu)化后結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

優(yōu)化后提交計(jì)算后的結(jié)果如圖12所示。

圖12 優(yōu)化后各工況下應(yīng)力云圖

經(jīng)過(guò)上述分析計(jì)算，可獲得優(yōu)化后副車(chē)架各工況下的最大應(yīng)力值如表8所示。

從優(yōu)化前后副車(chē)架最大應(yīng)力值對(duì)比來(lái)看，在加上加強(qiáng)板之后，副車(chē)架在制動(dòng)工況下的最大應(yīng)力值大大的降低了，且轉(zhuǎn)彎工況和沖擊工況的應(yīng)力也有不同情況的減小。通過(guò)對(duì)副車(chē)架的優(yōu)化，副車(chē)架在不同工況下都滿(mǎn)足了強(qiáng)度要求。

 

表8 各工況下副車(chē)架應(yīng)力結(jié)果

工況	最大應(yīng)力、MPa	減低率/%
轉(zhuǎn)彎	101.7	43.9
制動(dòng)	274.9	19.4
沖擊	95.05	15.5

5  結(jié)果與討論

本文以某乘用車(chē)的前擺臂和副車(chē)架為研究對(duì)象，通過(guò)綜合分析副車(chē)架結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果，獲得原設(shè)計(jì)方案中的薄弱結(jié)構(gòu)主要集中于副車(chē)架上板左右兩端，故從結(jié)構(gòu)角度添加加強(qiáng)板，對(duì)該薄弱位置進(jìn)行優(yōu)化和改進(jìn)。對(duì)結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的設(shè)計(jì)方案再次分析計(jì)算，結(jié)果顯示對(duì)副車(chē)架上板左右兩端位置優(yōu)化改進(jìn)后滿(mǎn)足副車(chē)架的強(qiáng)度要求。同時(shí)，經(jīng)過(guò)對(duì)副車(chē)架優(yōu)化前、后的應(yīng)力分析，較好驗(yàn)證了副車(chē)架結(jié)構(gòu)優(yōu)化的效果。

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

參 考 文 獻(xiàn)：

[1]   廖抒華，成傳勝. 基于ABAQUS和Optistruct的商務(wù)車(chē)副車(chē)架的優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].組合機(jī)床與自動(dòng)化加工技術(shù),2011(8).

[2]   尹輝俊,姜美姣. 某乘用車(chē)副車(chē)架早期開(kāi)裂原因分析及改進(jìn)[J].制造業(yè)自動(dòng)化,2014(10).

[3]   鄭松林,趙德彪,馮金芝,等. 基于強(qiáng)度與模態(tài)靈敏度分析的轎車(chē)前副車(chē)架輕量化設(shè)計(jì)[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì),2012(02).

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