倪晉挺，張錢斌，王愛國(guó)

（安徽機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車工程系，安徽 蕪湖 241002）

多連桿后懸架托臂強(qiáng)度分析

倪晉挺，張錢斌，王愛國(guó)

（安徽機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車工程系，安徽 蕪湖 241002）

針對(duì)某一轎車行駛6400公里左右時(shí)，后懸架托臂出現(xiàn)開裂的現(xiàn)象。本文采用有限元方法，用Hypermesh軟件對(duì)后懸架托臂的CAD模型進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分、ABAQUS為求解器，對(duì)托臂進(jìn)行不同工況下的強(qiáng)度校核，根據(jù)托臂的應(yīng)力分布情況來分析斷裂的原因，并提出改進(jìn)方案，為托臂的前期設(shè)計(jì)提供一種方法。

多連桿后懸架；托臂；有限元；強(qiáng)度分析

CLC NO.:U463.8Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014) 12-36-04

前言

汽車多連桿后懸架托臂是懸架系統(tǒng)的導(dǎo)向元件，在懸架系統(tǒng)中有扭桿作用，起到一定減振作用；同時(shí)也作為后彈簧的下彈簧座，連接車身起到支架作用。其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的好壞直接影響到懸架系統(tǒng)的穩(wěn)定性和行駛的安全性[1]。

1、有限元建模及載荷工況確定

1.1 有限元分析理論和方法

有限元法是一種離散化的數(shù)學(xué)方法，主要依據(jù)變分原理來求解數(shù)學(xué)物理問題，將連續(xù)彈性體劃分成有限多個(gè)單元，單元間依據(jù)節(jié)點(diǎn)相互連接。在滿足一定的精度要求下,運(yùn)用有限個(gè)參數(shù)來描述單元的力學(xué)特性, 這些單元力學(xué)特性的總合可理解為整個(gè)連續(xù)體的力學(xué)特性, 從而建立連續(xù)體力的平衡關(guān)系。

非線性有限元軟件ABAQUS模擬彈塑性分析的主要問題。運(yùn)用ABAQUS非線性算法模擬托臂的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度問題屬

于金屬材料的彈塑性分析范疇。ABAQUS應(yīng)用經(jīng)典彈塑性理論來分析彈塑性材料，材料的各向同性屈服應(yīng)用M-ises屈服面來定義。金屬材料彈塑性變形可簡(jiǎn)述如下：小應(yīng)變時(shí)，材料屬性可認(rèn)為是線彈性，彈性模量E為常數(shù)，當(dāng)應(yīng)力值超出材料屈服極限后，剛度就會(huì)顯著下降。這樣材料的應(yīng)變可分為塑性和彈性兩部分，卸載后，彈性應(yīng)變消失，塑性應(yīng)變不可恢復(fù)；若再次加載，材料屈服極限得到提高，即硬化階段。材料的彈塑性行為，如圖1所示。

材料的單向拉伸/壓縮實(shí)驗(yàn)得到的數(shù)據(jù)可表示為名義應(yīng)變?chǔ)舗om和名義應(yīng)力σnom，其公式為∶

式中，Δl為試樣長(zhǎng)度變化量；l為試樣原始長(zhǎng)度； F為載荷；A0為試樣原始截面面積。

為準(zhǔn)確表述大變形過程中的截面積變化，需用真實(shí)應(yīng)變?chǔ)舤rue和真實(shí)應(yīng)力σtrue，與名義應(yīng)變?chǔ)舗om和名義應(yīng)力σnom間換算關(guān)系為：

式中，l為試樣原始長(zhǎng)度；A為試樣原始截面面積。

彈性應(yīng)變?chǔ)舉l和塑性應(yīng)變?chǔ)舙l共同構(gòu)成真實(shí)應(yīng)變?chǔ)舤rue，ABAQUS中塑性材料的定義需要用到塑性應(yīng)變?chǔ)舙l，其關(guān)系式為：

在ABAQUS軟件的后處理中彈性應(yīng)變?chǔ)舉l對(duì)應(yīng)彈性應(yīng)變EE；塑性應(yīng)變?chǔ)舙l對(duì)應(yīng)等效塑性應(yīng)變PEEQ、塑性應(yīng)變量PEMAG、塑性應(yīng)變分量PE；名義應(yīng)變?chǔ)舗om對(duì)應(yīng)應(yīng)變NE；真實(shí)應(yīng)力σtrue對(duì)應(yīng)Mises應(yīng)力；真實(shí)應(yīng)變?chǔ)舤rue對(duì)應(yīng)輸出文件中的LE（幾何非線性問題*STEP, NLGEOM=Yes）和總應(yīng)變E（幾何非線性*STEP, NLGEOM=No）。

在ABAQUS中根據(jù)公式（1）～（4）可定義塑性材料參數(shù)：首先通過單向拉伸壓縮試驗(yàn)得到的名義應(yīng)變?chǔ)舗om和名義應(yīng)力σnom轉(zhuǎn)換為真實(shí)應(yīng)變?chǔ)舤rue和真實(shí)應(yīng)力σtrue，ABAQUS在計(jì)算中將自動(dòng)在各個(gè)數(shù)據(jù)點(diǎn)間進(jìn)行線性插值[2]。

1.2 有限元模型的建立

以某轎車多連桿后懸架托臂為例，詳細(xì)闡述托臂結(jié)構(gòu)有限元模型的建立。該托臂一端通過襯套安裝在車身上，一端固定在后懸架支架上，根據(jù)從Catia中得到的三維數(shù)模，如圖2所示；劃分有限元網(wǎng)格，建立有限元模型，如圖3所示。

托臂建模注意事項(xiàng)如下：

（1）托臂為扳金件，采用3～5mm尺寸的PSHELL殼單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，其中，托臂的制動(dòng)器支架和彎管的特征變化區(qū)域網(wǎng)格需要細(xì)劃，單元尺寸可控制在2～3mm左右。單元網(wǎng)格疏密過度區(qū)域，銜接要盡量自然，單元尺寸變化不可太大，對(duì)于彎管小臂和彎管中部焊接區(qū)域，網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)要盡量對(duì)齊。

（2）彎形臂和制動(dòng)器支架的二氧化碳保護(hù)焊采用剛性單元rigid模擬，彎臂小頭和彎臂中管的燒焊連接采用兩倍厚度的殼單元連續(xù)處理，所用材料屬性和母材相同[3-5]。

1.3 載荷工況

車輛行駛時(shí)車輪所受的載荷狀況異常復(fù)雜，且是隨機(jī)載荷，隨車輛載重、駕駛員的操縱、發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、路面不平度、地面附著系數(shù)及行駛速度等不同而變化，故確定若干典型工況，進(jìn)行強(qiáng)度校核尤為重要[1]。

車輛所受的典型工況可簡(jiǎn)化為4種典型工況，即：工況1，車輛前進(jìn)aχ=1g, ay=0,az=1g；工況2，車輛制動(dòng)aχ=-1g, ay=0,az=1g ；工況3，車輛轉(zhuǎn)彎側(cè)滑aχ=0,ay=1g, az=1g ；工況4，車輛上跳aχ=0,ay=0,az=4g 。

2、托臂結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

該車基本參數(shù)：滿載質(zhì)量2035kg、前軸荷1058.2kg、后軸荷質(zhì)量976.8kg、質(zhì)心高度672mm、軸距2630mm、前輪距1570mm、后輪距1570mm、輪胎半徑330mm。托臂材料參數(shù)為：左后拖曳臂上體、左后拖曳臂上體加強(qiáng)板材料均為SPHE，厚度均為3.5mm；左彎形臂左/右片材料均為SPHC厚度均為3.5mm；套管材料為10#無縫鋼，料厚76*4.5mm；左后托臂下體、左后托臂下體加強(qiáng)板材料均為SPHE，厚度均為3.0mm；左后減震器安裝支架本體材料為SAPH370，料厚3mm；左制動(dòng)器安裝內(nèi)/外板材料為SAPH440，料厚分別為4.5mm和3mm。其中，材料SPHE、SPHC、SAPH370、SAPH440的強(qiáng)度極限分別為270MPa、270Mpa、370MPa、440MPa。

在托臂強(qiáng)度分析中不考慮輪胎的作用，需將接地點(diǎn)的力等效轉(zhuǎn)換到轉(zhuǎn)向節(jié)與輪輞的裝配點(diǎn)處。約束條件為：套筒襯套用全約束的RBE2單元連接，并約束X、Y和Z三個(gè)方向平動(dòng)自由度；制動(dòng)器安裝板安裝點(diǎn)的剛性單元RBE2放開三個(gè)方向的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，并約束X、Y和Z三個(gè)方向平動(dòng)自由度。載荷施加點(diǎn)在轉(zhuǎn)向節(jié)與輪輞裝配點(diǎn)處。上述工況算得輪輞裝配點(diǎn)在4個(gè)工況下等效載荷如表1所示：

表1 輪輞裝配點(diǎn)在4個(gè)工況下的等效載荷

在工況1下，車輪所受載荷為X方面的牽引力和Z方向的自重，可算得作用在后輪上的載荷為： FX=4390N、FY=0、FZ=4390N，如表1。托臂彈簧座應(yīng)力分布云圖，如圖4所示，最大應(yīng)力為963MPa，是模擬過程的剛性連接造成（虛假應(yīng)力），該區(qū)域也不是斷裂區(qū)域，予以忽略不計(jì)；制動(dòng)器支架的應(yīng)力分布云圖，如圖5所示，最大應(yīng)力為400MPa，出現(xiàn)在焊接位置處；彎管的應(yīng)力分布云圖，如圖6所示，最大應(yīng)力為196MPa。以上三圖顯示，在后輪驅(qū)動(dòng)時(shí)，較高的應(yīng)力出現(xiàn)在制動(dòng)器支架和彎管處。制動(dòng)器支架處應(yīng)力值小于材料屈服極限，但數(shù)值較高。彎管處應(yīng)力值小于強(qiáng)度極限，滿足靜強(qiáng)度要求。

同理，根據(jù)工況1的計(jì)算方法，可得到其他3種工況下，托臂各組成部分的最大應(yīng)力值及其分布位置。濾除剛性連接造成的不合理應(yīng)力值，則4種工況下托臂各部件最大應(yīng)力值如表2所示。

表2 托臂強(qiáng)度分析結(jié)果匯總

通過4種工況的計(jì)算，可以得出如下結(jié)論：

（1）在工況1下，較高的應(yīng)力出現(xiàn)在制動(dòng)器支架和彎管處。制動(dòng)器支架處應(yīng)力值小于屈服極限，但數(shù)值較高。彎管處應(yīng)力值小于強(qiáng)度極限。

（2）在工況2下，在制動(dòng)情況下拖臂應(yīng)力均較低。制動(dòng)器支架處應(yīng)力值小于屈服極限。彎管處應(yīng)力值小于強(qiáng)度極限。

（3）在工況3下，制動(dòng)器支架上出現(xiàn)了高應(yīng)力區(qū)，制動(dòng)器支架和拖臂上體的焊縫處應(yīng)力接近屈服極限，故焊接的強(qiáng)度應(yīng)進(jìn)行改進(jìn)。其中制動(dòng)器和輪轂安裝螺栓處出現(xiàn)的高應(yīng)力區(qū)是由于加載荷的原因可以不考慮。

（4）在工況4下，垂直加速度4g的工況模擬車輛在行進(jìn)的過程中車輪經(jīng)過較大的突起或凹坑。應(yīng)力云圖顯示在制動(dòng)器支架和彎管與拖臂本體的焊接處均出現(xiàn)高應(yīng)力區(qū)，且應(yīng)力高于強(qiáng)度極限。由于本次模擬沒有考慮塑性變形，應(yīng)力值偏高。

3、改進(jìn)建議

綜合以上4中工況有限元分析可知在轉(zhuǎn)彎和過垂直障礙時(shí)，制動(dòng)器支架、制動(dòng)器支架與拖臂本體的焊接處、彎管以及彎管與拖臂本體的焊接處出現(xiàn)較高的應(yīng)力。建議修改零件的結(jié)構(gòu)。在制造的過程中注意焊接的質(zhì)量。建議對(duì)薄弱件制動(dòng)器支架進(jìn)行改進(jìn)，如圖7所示，A、B、C、D處的圓角過渡，增加A、C處的寬度，避免應(yīng)力集中。

Strength Analysis of Multi-link Rear Suspension Corbel

Ni Jinting, Zhang Qianbin, Wang Aiguo
（Anhui Technical College of Mechanical and Electrical Engineering, Department of Automotive Engineering, Anhui Wuhu 241002 ）

When the car rear suspension corbel for a vehicle travels 6400 kilometers, the corbel of rear suspension breakage occurs. In this paper, using the finite element method, CAD model of suspension corbel is meshed by Hypermesh software and solved by ABAQUS；corbel for suspenson is checked in different load conditions. According to the stress distribution to analyze the reasons for the corbel and suggest improvements program. A new method for the preliminary design of suspension corbel is provided.

multi-link suspension; corbel; FEM; strength analysis

U463.8

A

1671-7988(2014)12-36-04

倪晉挺，講師，就職于安徽機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車工程系，主要從事汽車懸架方面的研究。