橫置動力總成汽車后懸置拉桿強度分析方法的研究

任國寶，劉博，劉會強

(長城汽車股份有限公司，河北省汽車工程技術研究中心，河北保定 071000)

0 引言

汽車懸置作為汽車的關鍵零部件，起著支撐連接與隔振的作用。一方面，汽車懸置過濾來自動力總成的振動，降低噪聲，提升了車輛的NVH性能與舒適性;另一方面，汽車懸置支架連接動力總成與車身或(副)車架，其強度性能影響汽車的安全性能，所以在設計時，應保證汽車懸置支架的強度滿足要求。然而，目前現有的強度仿真結果與試驗結果匹配度較差，因此，基于有限元仿真技術，研究一種后懸置拉桿的強度分析方法用來指導設計與預測失效風險是十分必要的。本文作者將以橫置動力總成后懸置拉桿為研究對象，結合試驗結果，介紹一種后懸置拉桿強度的分析方法。

1 后懸置拉桿的主要受力形式

后懸置拉桿也稱防扭拉桿，是一種廣泛應用于前驅橫置動力總成系統中的一種裝置。后懸置拉桿通過一個金屬拉桿連接一對橡膠襯套，或者是金屬拉桿一端連接一個橡膠襯套，另一端連接一個液壓襯套而組成的。圖1為后懸置拉桿常見的結構形式。

在汽車駕駛過程中，動力總成將在各方向上產生加速度，當動力總成輸出扭矩時，本身將發生轉動，后懸置拉桿主要是提供一個力矩來防止動力總成過大的仰俯運動。后懸置拉桿兩端帶有橡膠襯套，在力的傳遞過程中，由于橡膠的彈性模量遠低于金屬拉桿的彈性模量，會表現出較低的剛度，通常情況下橡膠襯套的垂向剛度會隨著襯套所受到的徑向力增大而迅速增加[1]，這樣一來，后懸置拉桿將主要承受沿著拉桿軸向的拉力和壓力。

圖1 后懸置拉桿常見結構形式

2 后懸置拉桿拉伸試驗

2.1 試驗方法

為標定有限元仿真模型，開展后懸置拉桿拉伸臺架試驗。基于第1節中所討論的內容，后懸置拉桿主要承受沿著拉桿軸向的拉力和壓力，故將后懸置拉桿動力總成連接側固定于試驗臺上，使用靜強度試驗機對后懸置拉桿副車架連接側進行拉伸，加載方法如圖2所示。

圖2 后懸置拉桿靜強度加載方式示意

應注意的是，為反映零部件客觀真實的性能狀態，需控制試驗的環境與條件，后懸置拉桿靜強度試驗應在室溫條件下進行。

2.2 試驗結果

為保證試驗數據的可靠性，此次試驗選取樣本數量為5個。5次試驗中，有4個樣本失效位置一致，如圖3所示。在拉伸過程中，以1號拉桿加載曲線為例，加載曲線的峰值點對應的時刻即為拉桿斷裂失效的時刻，如圖4所示。各樣本最大拉伸載荷水平基本相同，見表1。

圖3 后懸置拉桿拉伸試驗結果

圖4 1號拉桿拉伸試驗曲線

表1 后懸置拉桿試驗拉伸載荷值

3 后懸置拉桿強度分析現狀

目前行業內后懸置拉桿強度分析方法眾多，但無明確、統一、有效的仿真方法。結合第2節中拉伸試驗內容，選取試驗拉伸載荷結果中的最大值進行取整，得到仿真輸入載荷50 kN，對以下常見的幾種強度仿真建模方法進行對比分析驗證。

方法一，考慮拉桿的基本受力形式，只建立拉桿金屬本體，約束動力總成側安裝點，使用RBE2剛性單元耦合拉桿本體內壁，將耦合點偏置到軸套彈性中心，在彈性中心位置進行加載，分析模型及結果如圖5(a)、(b)所示。

圖5 方法一分析模型及結果

由分析結果可以明顯地看出，應力最大值出現的位置與試驗位置不吻合，并且，拉桿本體軸套位置處幾乎沒有應力值，對該區域結構的設計、優化及問題整改沒有任何指導意義。這是由于RBE2單元的應用造成該區域的剛度過高，結構基本不發生變形，這顯然與實際情況是不符的。

方法二，考慮軸套套管內硫化橡膠結構作為傳力介質對整體結構受力形式的影響，建立出拉桿金屬本體、軸套套管以及橡膠真實結構，在拉桿本體與軸套套管間、橡膠與軸套套管間建立節點耦合關系，為考慮橡膠變形后產生擠壓的影響，在橡膠本體結構建立接觸關系，橡膠內壁使用RBE2剛性單元進行耦合，將耦合點偏置到軸套彈性中心，在彈性中心位置進行加載，分析模型及結果如圖6(a)、(b)所示。

圖6 方法二分析模型與結果

該方法可以解決拉桿本體軸套安裝區域剛度過大的問題，但是從應力結果的分布上來看，最大應力值的位置與試驗中失效位置不一致，顯然是不正確的。這是由于在定義橡膠結構的材料時，采用超彈性單元，而其本構方程中使用的“M-R”參數是用仿真手段擬合而來的[2]，造成仿真誤差過大。并且該方法的仿真過程繁瑣，收斂性差，對于不同成分與結構的橡膠襯套剛度需單獨逐一進行擬合，造成仿真工時與成本的增加。

方法三，為避免人為修改橡膠參數帶來的影響，使用BUSH單元代替橡膠的實際結構，根據襯套的解耦報告，給BUSH單元賦予相應的剛度曲線，建立出金屬拉桿本體及軸套套管，在拉桿本體與軸套套管間建立接觸關系，軸套套管內壁使用RBE3單元進行耦合，將耦合點偏置到軸套彈性中心，在彈性中心位置進行加載，如圖7(a)、(b)所示。

圖7 方法三分析模型與結果

由分析結果可見，最大主應力出現在拉桿本體上結構避讓處，由于該處結構產生突變，理論上為應力最大位置[3]，同時該方法的仿真結果與試驗中失效位置完全一致，可確定此方法較為合理。并且較前兩種方法，具有準確性、簡便性和高效性等優點。

4 實際整車中后懸置拉桿的強度分析方法

4.1 仿真模型的定義

仿真模型如圖8所示。

圖8 后懸置拉桿強度有限元模型

在實際整車運行狀態下，動力總成的受力和運動形態是復雜的，為準確地考察后懸置拉桿的強度性能，搭建動力總成系統級的仿真分析模型是必要的，同時為兼顧計算資源與計算時長[4]，要對仿真模型進行合理簡化。本節中，將發動機、變速器與離合器等零部件簡化等效為質量點，附在動力總成質心位置，左、右懸置系統簡化為BUSH單元，根據解耦報告賦予對應的剛度曲線。后懸置拉桿應用方法三建立仿真模型，金屬拉桿本體使用C3D8二階四面單元進行建模，軸套套管使用C3D20二階六面體單元進行建模，基本尺寸均為3 mm，該模型共有實體單元共80 017個，節點總數共144 943個。

4.2 工況的定義

仿真輸入工況中的加速度數值來源于實車采集，加速度傳感器布置位置和方向坐標系如圖9(a)、(b)所示，同時應考慮動力總成輸出極限扭矩時的工況[5]。將實際采集的加速信號進行處理后，選取極值與同時值進行組合，組合后的工況見表2 。定義出工況后在質心位置處施加扭矩及加速度。

圖9 加速度傳感器布置示意

表2 組合工況匯總

4.3 仿真分析結果

在實車采集得到的十種工況中，工況1的應力結果最高，最大拉應力結果為120 MPa，最大壓應力結果為3 MPa，應力云圖如圖10所示。后懸置拉桿本體材料為A380[6]，屈服強度160 MPa，抗拉強度320 MPa，顯然，后懸置拉桿的仿真結果滿足強度要求。并且，截止到文章完成時，該后懸置拉桿產品已經實裝2年以上，未產生強度失效問題，進而驗證了仿真結果的準確性。

圖10 工況1強度分析云圖

5 結論

(1)結合單件拉伸臺架試驗對后懸置拉桿強度仿真模型進行標定優化，得到的新模型搭建方法可以準確復現失效位置，并且更加簡便、高效。

(2)利用實車采集加速度，制定仿真輸入工況，對后懸置拉桿進行強度仿真分析，得到的強度仿真分析結果能夠較好地反映出后懸置拉桿實際的受力情況與應力水平，可以用來指導后懸置拉桿結構的設計與優化，保證零部件的性能，提升產品品質。

(3)該強度分析方法根據后懸置拉桿實際的受力形式，考慮了襯套與拉桿本體間的相互作用，使用BUSH單元模擬橡膠，在保證系統中剛度匹配符合實際情況的同時，避免了橡膠單元參數設置對于仿真結果造成較大誤差的問題，解決了橡膠單元由于高度的幾何非線性造成的模型計算不收斂的問題。同時，相較于其他系統分析方法，此方法模型更加簡便，單元數量更少，仿真精度更高，提升了仿真計算效率，節約計算成本。