擺臂固定支架強(qiáng)度問題改進(jìn)

沈保山，趙東平，王以文

（徐工汽車制造有限公司，江蘇 徐州 221000）

擺臂固定支架強(qiáng)度問題改進(jìn)

沈保山，趙東平，王以文

（徐工汽車制造有限公司，江蘇 徐州 221000）

將計(jì)算得到的車輛不同工況下的前輪荷通過adams軟件施加在某卡車前輪上（麥弗遜懸架），并由此得到擺臂固定支架的受力，然后通過hypermesh軟件將此力施加在固定支座上，進(jìn)行應(yīng)力應(yīng)變求解，以預(yù)測(cè)該部件的可靠性。結(jié)果表明，該分析方法實(shí)現(xiàn)了準(zhǔn)確度與計(jì)算量的平衡，對(duì)類似部件的性能預(yù)測(cè)具有較大的參考意義。

擺臂固定支架；應(yīng)力；屈服強(qiáng)度；輪荷

CLC NO.:U463.3Document Code:AArticle ID:1671-7988 (2017)02-53-03

引言

某卡車在標(biāo)桿車的基礎(chǔ)上加大了前輪輪距，有可能導(dǎo)致前擺臂固定支架強(qiáng)度不足，且在已試制出的車輛可靠性試驗(yàn)中出現(xiàn)了部分失效的情況。

圖1 前懸架結(jié)構(gòu)示意圖

任何一個(gè)零件在設(shè)計(jì)時(shí)首先必須滿足靜態(tài)強(qiáng)度的要求。考慮到該部件的使用工況，需要得到汽車在垂向沖擊、制動(dòng)、轉(zhuǎn)向等典型工況下支架的應(yīng)力。同時(shí)，因?yàn)橹豢疾鞌[臂固定支架，且要求時(shí)間較短，通過建立前、后懸架的有限元模型并配置整車質(zhì)量的方法求解其應(yīng)力存在以下問題：

ⅰ) 工作量大，時(shí)間上難以保證；

ⅱ) 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)復(fù)雜，再加上襯套及關(guān)注部件材料非線性等因素，收斂性差，且運(yùn)行時(shí)間較長；

ⅲ) 因整個(gè)懸架在受力過程中撓度較大，導(dǎo)致在后處理中不能單獨(dú)清晰的查看關(guān)注部件的變形，不利于合理建議的提出。

鑒于上述原因，使用如下方法進(jìn)行強(qiáng)度預(yù)測(cè)：通過整車參數(shù)計(jì)算前輪輪荷，然后通過多體動(dòng)力學(xué)模型求解支架受力，最后利用有限元法對(duì)該部件進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，實(shí)現(xiàn)了效率與準(zhǔn)確度的平衡。

1、前輪輪荷的計(jì)算[1]

1.1 數(shù)據(jù)準(zhǔn)備，如表1所示

1.2 各工況下軸荷的計(jì)算

①垂向沖擊工況[2]

圖2 前麥弗遜懸架垂向受力示意圖

②制動(dòng)工況

圖3 制動(dòng)工況受力分析圖

③轉(zhuǎn)向工況

圖4 轉(zhuǎn)向工況受力分析圖

式中，HG為整車質(zhì)心高度，mm；L為整車軸距，mm；t為輪距，mm；Mt為整車滿載質(zhì)量，kg；Mtf為前輪荷，kg；u為地面附著系數(shù)；ax、ay、az分別為x、y、z向重力加速度，m/s2；Fzfl、Fzfr分別為左、右前輪Z向受力，N；△FZ為因加速度的存在而導(dǎo)致的地面支反力的變化量，N；Fyfl為左側(cè)車輪的y向受力，N；Fxfl、Fxfr分別為前左、前右輪上受到的地面制動(dòng)力，N。

由表1及上述公式，得各工況下前輪的受力：

表2 左前輪各工況受力結(jié)果

2、多體動(dòng)力學(xué)分析[3]

在car模塊下，建立麥弗遜懸架模型，并在擺臂和擺臂支架之間的旋轉(zhuǎn)副上建立力輸出通訊器。然后，左前輪上施加表2中各工況的力，進(jìn)行靜態(tài)載荷分析，副車架左側(cè)擺臂固定支架受力如表3所示。

表3 左支架所受力及力矩

3、有限元分析[4]

3.1 前處理

將擺臂固定支架及副車架部分橫梁幾何導(dǎo)入hypermesh，抽取中面后對(duì)其進(jìn)行幾何處理及網(wǎng)格劃分，并對(duì)兩零件分別賦屬性。

3.2 邊界條件定義

約束橫梁的邊緣位置，在擺臂與支架連接中心位置分別施加力及力矩，如圖5所示。

圖5 擺臂固定支架有限元模型

3.3 計(jì)算結(jié)果

應(yīng)力云圖見圖6-8，最大應(yīng)力統(tǒng)計(jì)結(jié)果見表4。

圖6 垂向沖擊工況應(yīng)力云圖

圖7 制動(dòng)工況應(yīng)力云圖

圖8 轉(zhuǎn)向工況應(yīng)力云圖

表4 各工況下支架的最大應(yīng)力值

整車極限工況下，側(cè)擺臂固定支架最大應(yīng)力為267.8 MPa，大于其材料（SAPH370）的屈服強(qiáng)度，存在破壞風(fēng)險(xiǎn)。同時(shí)，因該件為借用件，綜合零部件通用性及成本考慮，建議將其材料更換為B510L，保持原模具不變，以往車型切換為該件。

4、結(jié)論

通過計(jì)算與多分析軟件相結(jié)合的方式快速完成了擺臂固定支架的強(qiáng)度分析工作，并提出了相應(yīng)改進(jìn)建議。將材料更換為B510L后，實(shí)驗(yàn)過程中該部件未出現(xiàn)失效情況，從而進(jìn)一步證實(shí)了該分析方法對(duì)快速預(yù)測(cè)零部件的強(qiáng)度具有一定的參考意義。

[1]余志生,汽車?yán)碚?北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2000.10,21-24.

[2]汽車工程手冊(cè)編輯委員會(huì),汽車工程手冊(cè).設(shè)計(jì)篇.北京：人民交通出版社,2001.6,97-117.

[3]陳軍.MSC.ADAMS技術(shù)與工程分析實(shí)例.北京：中國水利水電出版社.2008.8,118-152.

[4]李楚琳,Hyperworks分析應(yīng)用實(shí)例.北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2008.7, 3-48.

Strength Analysis and Improvement on Swing Arm Bracket

Shen Baoshan, Zhao Dongping, Wang Yiwen
( Xugong Automobile Manufacturing CO., LTD, Jiangsu Xuzhou 221000 )

The front wheel load calculated in different working conditions is applied in front wheel of a truck by adams software(Mcpherson suspension),and get the force of the swing arm bracket which is applied on the bracket by hypermesh software,then the stress is calculated to predict the reliability of the component. The results show that we get the balance between accuracy and workload and the method will be great reference significance to the similar parts.

Swing arm bracket; Stress; Yield strength; Wheel load

U463.3

A

1671-7988 (2017)02-53-03

沈保山,（1979.12），男，碩士研究生，工程師，就職于江蘇省徐州市徐工汽車制造有限公司。主要從事汽車CAE分析的研究。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.02.018