馬學(xué)軍,高立

(中北大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院,山西太原 030051)

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基于Hypermesh的汽車懸架支架有限元分析

馬學(xué)軍,高立

(中北大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院,山西太原 030051)

建立汽車懸架支架三維實(shí)體模型和有限元模型，依據(jù)幾種典型的實(shí)際工況對(duì)支架施加約束和載荷，分析支架在各工況下的應(yīng)力和應(yīng)變情況。檢驗(yàn)支架滿足靜強(qiáng)度要求，為其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、優(yōu)化和疲勞壽命預(yù)測(cè)提供理論依據(jù)。

汽車懸架；支架；有限元分析

0　引言

懸架是汽車的運(yùn)動(dòng)部件,也是汽車的重要組成之一，路面作用于車輪上的垂直反力、牽引力、制動(dòng)力和側(cè)向反力以及這些力所產(chǎn)生的力矩都要通過(guò)懸架傳遞到車架。懸架在傳遞這些力和力矩的同時(shí)，緩和路面不平傳給車架或車身的沖擊載荷，抑制車輪的不規(guī)則振動(dòng)，因此其參數(shù)選取和各構(gòu)件的布置對(duì)車輛的平順性、安全性、穩(wěn)定性、可靠性、通過(guò)性及燃油經(jīng)濟(jì)性等多種使用性能都有重要的影響[1-2]。懸架支架是懸架系統(tǒng)中的一個(gè)重要組成部分,它是汽車上的主要連接和承載機(jī)構(gòu),承擔(dān)了大部分的連接和承載任務(wù),同時(shí)也承受巨大的載荷和周期性應(yīng)力，其剛度的設(shè)計(jì)是否合理會(huì)直接或間接地影響懸架的整體性能，其強(qiáng)度對(duì)懸架乃至整個(gè)汽車有著不可替代的作用[3-4]。

近幾年學(xué)者對(duì)鋼板彈簧平衡懸架的研究主要集中在平衡懸架的振動(dòng)特性分析[5]、平衡懸架運(yùn)動(dòng)仿真分析[6]、板簧動(dòng)態(tài)特性仿真分析[7]、三軸平衡懸架載貨汽車平順性的研究[8]、平衡懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[9]和板簧的有限元分析[10]。目前還沒(méi)有學(xué)者針對(duì)平衡懸架的支架做剛度強(qiáng)度、隨機(jī)疲勞分析。鋼板彈簧平衡懸架在實(shí)際使用中可能會(huì)出現(xiàn)因?yàn)樵O(shè)計(jì)和制造缺陷引起的懸架支架開(kāi)裂、變形過(guò)大導(dǎo)致懸架運(yùn)動(dòng)干涉等情況，因此鋼板彈簧平衡懸架支架的強(qiáng)度和剛度問(wèn)題對(duì)保證汽車的安全行駛有著非常重要的作用。文中利用Hypermesh軟件對(duì)某汽車制造廠的某新型鋼板彈簧平衡懸架支架在幾種典型工況下的強(qiáng)度和剛度進(jìn)行分析，得到支架的應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D，檢驗(yàn)支架滿足靜強(qiáng)度要求，為支架的設(shè)計(jì)、優(yōu)化和疲勞壽命預(yù)測(cè)提供了理論依據(jù)。

1　支架模型建立

由于Pro/E提供了強(qiáng)大的三維實(shí)體建模技術(shù)，具有高效能的曲面建模能力，能夠完成復(fù)雜的造型設(shè)計(jì)，所以選用Pro/E創(chuàng)建三維實(shí)體模型；Hypermesh具有高效的有限元分析功能,并且與Pro/E有良好的數(shù)據(jù)接口，所以用Pro/E建完三維實(shí)體模型后將其導(dǎo)入到Hypermesh中。圖1是支架的實(shí)體模型。

有限元模型的單元數(shù)量和尺寸對(duì)分析結(jié)果的精度和正確性有決定性的影響。支架的實(shí)況用三維實(shí)體單元能較好地反映，主要用到六面體單元和四面體單元。綜合分析兩種單元的適用性和軟件自動(dòng)劃分得到網(wǎng)格質(zhì)量好壞，采用四面體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格。單元數(shù)過(guò)少、尺寸過(guò)大，會(huì)形成較差的網(wǎng)格，造成計(jì)算精度下降甚至分析結(jié)果完全失真；單元數(shù)過(guò)多、尺寸過(guò)小，計(jì)算精度不會(huì)有明顯變化，但卻會(huì)導(dǎo)致計(jì)算機(jī)計(jì)算效率過(guò)低，甚至出現(xiàn)計(jì)算量過(guò)大無(wú)法求解的情況。對(duì)應(yīng)力集中的地方網(wǎng)格細(xì)化可以不增加計(jì)算規(guī)模同時(shí)得到更準(zhǔn)確的結(jié)果，高階單元比低階單元計(jì)算精度要高得多。綜合考慮網(wǎng)格密度、計(jì)算精度、計(jì)算速度后，采用十節(jié)點(diǎn)四面體單元，單元尺寸為4 mm，圖2是支架的有限元模型。所用材料是QT450，抗拉強(qiáng)度為450 MPa，屈服強(qiáng)度為310 MPa,密度為7.85×10-6kg/mm3,彈性模量為2.06×105MPa，泊松比為0.3。

根據(jù)實(shí)際工況對(duì)支架施加約束，將支架底部的Z向固定約束，其他方向自由。對(duì)于螺栓孔，首先采用剛性單元與各個(gè)螺栓孔的節(jié)點(diǎn)耦合起來(lái)，然后再施加X(jué)和Y向約束，這樣就施加完支架底部的位移約束，這種處理方式與真實(shí)情況很貼近。經(jīng)過(guò)各工況的受力分析計(jì)算后，各工況的受力情況如表1所示，按表1中各工況的載荷大小和受力位置施加載荷約束。為了更加真實(shí)地模擬支架的受力情況，采用圖3所示的對(duì)稱結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，連接軸保持真實(shí)尺寸，充分考慮中間軸對(duì)支架強(qiáng)度、剛度的影響，以確保計(jì)算結(jié)果的精確性。

表1　幾種典型工況支架受力情況　N

2　支架有限元分析

下面主要針對(duì)支架在靜止、起步、制動(dòng)、轉(zhuǎn)向工況、單邊頂起、單邊懸空6種典型的實(shí)際工況進(jìn)行分析。各工況計(jì)算得到的支架載荷大小和受力位置如表1所示。靜止工況是最簡(jiǎn)單的工況，只受垂直方向的載荷作用；起步工況選用0.3g加速度，制動(dòng)工況選用支架0.65g加速度，這兩種工況支架受到垂直載荷和推力桿載荷的共同作用，拉力為正，壓力為負(fù)；轉(zhuǎn)向工況選用0.4g加速度，比前兩種工況復(fù)雜，由于重心偏移，兩端支架載荷發(fā)生變化，靠近轉(zhuǎn)彎半徑內(nèi)側(cè)一端支架載荷減小，外側(cè)一端支架載荷增大，此時(shí)支架還受到側(cè)向載荷的作用；單邊頂起是一端車輪遇到凸起物時(shí)兩車輪高相差200 mm時(shí)的狀況，此時(shí)支架受到垂直載荷和側(cè)向載荷的共同作用；單邊懸空是一端車輪掉進(jìn)坑里另一端車輪懸空時(shí)的狀況，此時(shí)未懸空側(cè)支架承受全部載荷。各工況時(shí)支架的應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D如圖4—15所示。

從上面分析結(jié)果可以看出：靜止工況最大應(yīng)變約為0.094 mm，最大應(yīng)變?cè)谥Ъ苄妮S孔附近，最大應(yīng)力約為120 MPa；起步工況最大應(yīng)變約為0.604 mm，最大應(yīng)變?cè)谶B接軸的軸端，而支架的最大應(yīng)變約為0.34 mm，最大應(yīng)力約為199 MPa；制動(dòng)工況最大應(yīng)變約為0.403 mm，最大應(yīng)變?cè)谶B接軸的軸端，而支架的最大應(yīng)變約為0.23 mm，最大應(yīng)力約為138 MPa；轉(zhuǎn)向工況最大應(yīng)變約為0.321 mm，最大應(yīng)變?cè)谶B接軸的軸端，而支架的最大應(yīng)變約為0.25 mm，最大應(yīng)力約為276 MPa；單邊頂起工況最大應(yīng)變約為0.107 mm，最大應(yīng)變?cè)谥Ъ苄妮S孔附近，最大應(yīng)力是131 MPa；單邊懸空工況最大應(yīng)變約為0.43 mm，最大應(yīng)變?cè)谶B接軸的軸端，而支架的最大應(yīng)變約為0.29 mm，最大應(yīng)力是234 MPa。各工況下應(yīng)力主要集中在支架心軸孔附近和內(nèi)部加強(qiáng)筋板，表2是各工況分析結(jié)果的總結(jié)。

表2　各工況分析結(jié)果

3　結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)對(duì)支架各工況下的有限元數(shù)值仿真分析，獲得汽車懸架支架的最大應(yīng)變約為0.34 mm，最大應(yīng)力約為276 MPa，它遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于材料的抗拉強(qiáng)度450 MPa，所以支架滿足靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求；支架的最大應(yīng)力主要在支架心軸孔上方附近，應(yīng)力主要集中在支架心軸孔附近和支架內(nèi)部筋板，這些部位是支架的薄弱部分，設(shè)計(jì)時(shí)要加強(qiáng)這些部分的強(qiáng)度和剛度，為支架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、優(yōu)化和疲勞壽命預(yù)測(cè)提供理論依據(jù)。

【1】樊衛(wèi)平.TL3400礦用自卸車平衡懸架有限元分析[J].武漢理工大學(xué)學(xué)報(bào),2007(6):137-139.

【2】蘇繼龍,連興峰.顛簸路況下3種結(jié)構(gòu)形式平衡懸架強(qiáng)度分析[J].計(jì)算機(jī)輔助工程,2011(3):73-76.

【3】蒯向前.基于有限元法的汽車懸架支架結(jié)構(gòu)分析[J].汽車零部件,2008(1):69-71.

【4】燕志華,蒯向前,王東方,等.汽車懸架支架的結(jié)構(gòu)分析及仿真[J].南京工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版,2007(1):93-96.

【5】楊啟梁.平衡懸架的振動(dòng)特性分析[J].武漢科技大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版,2007(2):168-170.

【6】張子春,馬力,王皎,等.考慮部件彈性變形的平衡懸架運(yùn)動(dòng)干涉分析[J].拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車,2006(4):66-68.

【7】倪壽勇,陳靖芯,劉洪慶.虛擬樣機(jī)技術(shù)在三軸板簧平衡懸架結(jié)構(gòu)改進(jìn)中的應(yīng)用[J].汽車工程,2007(11):981-986.

【8】陶?qǐng)?jiān).三軸平衡懸架載貨汽車平順性分析與優(yōu)化[D].長(zhǎng)沙:湖南大學(xué),2006.

【9】王磊,金達(dá)鋒.全地形車中、后橋雙橫臂平衡懸架設(shè)計(jì)[J].拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車,2007(1):64-66.

【10】周亮.多軸汽車平衡懸架有限元結(jié)構(gòu)研究分析[D].武漢:武漢理工大學(xué),2011.

Finite Element Analysis of Automotive Suspension Bracket Based on Hypermesh

MA Xuejun, GAO Li

(School of Mechanical and Power,North University of China,Taiyuan Shanxi 030051, China)

The 3D entity model and finite element model of automotive suspension bracket were established. Constraints and loads were imposed on the suspension bracket according to several typical actual conditions, and stress and strain situation in various conditions were analyzed.It is tested that the bracket satisfys the requirement of static strength.It provides theoretical basis for structure design, optimization and fatigue life prediction.

Automobile suspension；Bracket；Finite element analysis

2015-03-30

馬學(xué)軍(1989—),男，碩士研究生，研究方向?yàn)檎駝?dòng)與噪聲控制。E-mail:18603487892@163.com。