基于Hypermesh的汽車懸架支架有限元分析

馬學軍,高立

(中北大學機械與動力工程學院,山西太原 030051)

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基于Hypermesh的汽車懸架支架有限元分析

馬學軍,高立

(中北大學機械與動力工程學院,山西太原 030051)

建立汽車懸架支架三維實體模型和有限元模型，依據幾種典型的實際工況對支架施加約束和載荷，分析支架在各工況下的應力和應變情況。檢驗支架滿足靜強度要求，為其結構設計、優化和疲勞壽命預測提供理論依據。

汽車懸架；支架；有限元分析

0　引言

懸架是汽車的運動部件,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、制動力和側向反力以及這些力所產生的力矩都要通過懸架傳遞到車架。懸架在傳遞這些力和力矩的同時，緩和路面不平傳給車架或車身的沖擊載荷，抑制車輪的不規則振動，因此其參數選取和各構件的布置對車輛的平順性、安全性、穩定性、可靠性、通過性及燃油經濟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中的一個重要組成部分,它是汽車上的主要連接和承載機構,承擔了大部分的連接和承載任務,同時也承受巨大的載荷和周期性應力，其剛度的設計是否合理會直接或間接地影響懸架的整體性能，其強度對懸架乃至整個汽車有著不可替代的作用[3-4]。

近幾年學者對鋼板彈簧平衡懸架的研究主要集中在平衡懸架的振動特性分析[5]、平衡懸架運動仿真分析[6]、板簧動態特性仿真分析[7]、三軸平衡懸架載貨汽車平順性的研究[8]、平衡懸架結構設計[9]和板簧的有限元分析[10]。目前還沒有學者針對平衡懸架的支架做剛度強度、隨機疲勞分析。鋼板彈簧平衡懸架在實際使用中可能會出現因為設計和制造缺陷引起的懸架支架開裂、變形過大導致懸架運動干涉等情況，因此鋼板彈簧平衡懸架支架的強度和剛度問題對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度和剛度進行分析，得到支架的應力應變云圖，檢驗支架滿足靜強度要求，為支架的設計、優化和疲勞壽命預測提供了理論依據。

1　支架模型建立

由于Pro/E提供了強大的三維實體建模技術，具有高效能的曲面建模能力，能夠完成復雜的造型設計，所以選用Pro/E創建三維實體模型；Hypermesh具有高效的有限元分析功能,并且與Pro/E有良好的數據接口，所以用Pro/E建完三維實體模型后將其導入到Hypermesh中。圖1是支架的實體模型。

有限元模型的單元數量和尺寸對分析結果的精度和正確性有決定性的影響。支架的實況用三維實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劃分得到網格質量好壞，采用四面體單元劃分網格。單元數過少、尺寸過大，會形成較差的網格，造成計算精度下降甚至分析結果完全失真；單元數過多、尺寸過小，計算精度不會有明顯變化，但卻會導致計算機計算效率過低，甚至出現計算量過大無法求解的情況。對應力集中的地方網格細化可以不增加計算規模同時得到更準確的結果，高階單元比低階單元計算精度要高得多。綜合考慮網格密度、計算精度、計算速度后，采用十節點四面體單元，單元尺寸為4 mm，圖2是支架的有限元模型。所用材料是QT450，抗拉強度為450 MPa，屈服強度為310 MPa,密度為7.85×10-6kg/mm3,彈性模量為2.06×105MPa，泊松比為0.3。

根據實際工況對支架施加約束，將支架底部的Z向固定約束，其他方向自由。對于螺栓孔，首先采用剛性單元與各個螺栓孔的節點耦合起來，然后再施加X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情況很貼近。經過各工況的受力分析計算后，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。為了更加真實地模擬支架的受力情況，采用圖3所示的對稱結構進行分析，連接軸保持真實尺寸，充分考慮中間軸對支架強度、剛度的影響，以確保計算結果的精確性。

表1　幾種典型工況支架受力情況　N

2　支架有限元分析

下面主要針對支架在靜止、起步、制動、轉向工況、單邊頂起、單邊懸空6種典型的實際工況進行分析。各工況計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；轉向工況選用0.4g加速度，比前兩種工況復雜，由于重心偏移，兩端支架載荷發生變化，靠近轉彎半徑內側一端支架載荷減小，外側一端支架載荷增大，此時支架還受到側向載荷的作用；單邊頂起是一端車輪遇到凸起物時兩車輪高相差200 mm時的狀況，此時支架受到垂直載荷和側向載荷的共同作用；單邊懸空是一端車輪掉進坑里另一端車輪懸空時的狀況，此時未懸空側支架承受全部載荷。各工況時支架的應力應變云圖如圖4—15所示。

從上面分析結果可以看出：靜止工況最大應變約為0.094 mm，最大應變在支架心軸孔附近，最大應力約為120 MPa；起步工況最大應變約為0.604 mm，最大應變在連接軸的軸端，而支架的最大應變約為0.34 mm，最大應力約為199 MPa；制動工況最大應變約為0.403 mm，最大應變在連接軸的軸端，而支架的最大應變約為0.23 mm，最大應力約為138 MPa；轉向工況最大應變約為0.321 mm，最大應變在連接軸的軸端，而支架的最大應變約為0.25 mm，最大應力約為276 MPa；單邊頂起工況最大應變約為0.107 mm，最大應變在支架心軸孔附近，最大應力是131 MPa；單邊懸空工況最大應變約為0.43 mm，最大應變在連接軸的軸端，而支架的最大應變約為0.29 mm，最大應力是234 MPa。各工況下應力主要集中在支架心軸孔附近和內部加強筋板，表2是各工況分析結果的總結。

表2　各工況分析結果

3　結束語

通過對支架各工況下的有限元數值仿真分析，獲得汽車懸架支架的最大應變約為0.34 mm，最大應力約為276 MPa，它遠遠小于材料的抗拉強度450 MPa，所以支架滿足靜強度設計要求；支架的最大應力主要在支架心軸孔上方附近，應力主要集中在支架心軸孔附近和支架內部筋板，這些部位是支架的薄弱部分，設計時要加強這些部分的強度和剛度，為支架結構設計、優化和疲勞壽命預測提供理論依據。

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

【2】蘇繼龍,連興峰.顛簸路況下3種結構形式平衡懸架強度分析[J].計算機輔助工程,2011(3):73-76.

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

【4】燕志華,蒯向前,王東方,等.汽車懸架支架的結構分析及仿真[J].南京工業大學學報:自然科學版,2007(1):93-96.

【5】楊啟梁.平衡懸架的振動特性分析[J].武漢科技大學學報:自然科學版,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動干涉分析[J].拖拉機與農用運輸車,2006(4):66-68.

【7】倪壽勇,陳靖芯,劉洪慶.虛擬樣機技術在三軸板簧平衡懸架結構改進中的應用[J].汽車工程,2007(11):981-986.

【8】陶堅.三軸平衡懸架載貨汽車平順性分析與優化[D].長沙:湖南大學,2006.

【9】王磊,金達鋒.全地形車中、后橋雙橫臂平衡懸架設計[J].拖拉機與農用運輸車,2007(1):64-66.

【10】周亮.多軸汽車平衡懸架有限元結構研究分析[D].武漢:武漢理工大學,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

馬學軍(1989—),男，碩士研究生，研究方向為振動與噪聲控制。E-mail:18603487892@163.com。