鋁擠壓汽車拖曳臂安裝支架設計

王清仙

(智己汽車科技有限公司，上海 201804)

0 引言

傳統汽車的車身結構零部件一般設計為鋼板沖壓件，而隨著汽車輕量化科技的迅速發展，鋁合金在汽車上的應用越來越廣泛，鋼鋁混合車身結構已經成為目前的汽車車身發展趨勢。在零部件設計時要考慮鋁件和鋼件的材料特性、生產工藝等差異的影響因素，合理設計零件結構?；谳p量化鋼鋁混合車身的研究，以拖曳臂安裝支架為例，選用鋁合金材料，結合零部件設計要求，以CAE仿真分析為輔助工具進行零件設計。

1 拖曳臂安裝支架設計要求

汽車底盤上的拖曳臂是轉向系統的重要零部件。以粗壯的上下擺動式拖臂實現后車輪與車身后部的硬性連接，然后以液壓減振器和螺旋彈簧充當軟性連接，在車輛運行過程中緩和由道路經車輪和轉向節臂傳來的沖擊反力，從而起到平衡左右車輪和車身、駕駛平順的作用[1]。因此，拖曳臂在車身上安裝支架的強度和可靠性要求很高。

由于車輛行駛時拖曳臂時刻都在運動和受力，對其在車身上的安裝支架強度和可靠性要求很高。拖曳臂安裝支架的設計容易存在以下問題：拖曳臂與安裝支架夾緊面存在裝配間隙，運動過程中易產生異響；拖曳臂安裝支架底部拐角處應力大，運動過程中容易疲勞，存在撕裂風險。

傳統車型的拖曳臂安裝支架一般設計為高強度鋼板沖壓件。圖1為某款高端車型上的拖曳臂安裝支架零件，材料采用高強度鋼板HC340/590，厚度為1.5 mm，拉伸強度為590 MPa，屈服強度為340 MPa，質量為2.3 kg。沖壓件的易變形可以適當調整夾緊面之間的裝配間隙，同時高強度鋼板的高屈服強度能有效避免疲勞應力集中導致的撕裂風險。

圖1 某車型的拖曳臂安裝支架

雖然汽車常用鋁合金的強度明顯低于鋼，但其密度約為鋼的1/3，比強度明顯增加，是汽車輕量化的優選材料。根據零件制造工藝的不同，車身上的鋁合金材料零件可分為鋁板沖壓件、鋁型材擠壓件以及鋁鑄造件等。與鋼板沖壓件相比，鋁板沖壓件延伸率較差、回彈率較高，因此不適合用于頻繁受力的關鍵零部件。鑄鋁件可以很好地滿足結構復雜性和強度的要求，但模具費用高，而且零件質量普遍偏重。而采用鋁型材擠壓的生產工藝，通過鋁棒進行熱熔、擠壓制成各種壁厚和截面形狀，可以得到復雜的零件結構，適合用于傳力路徑上的零部件。

基于鋁擠壓型材零件結構模具成本投入低，制造工藝簡便，結構設計上也比較適合此處零件設計的需求，該拖曳臂安裝支架設計為鋁型材擠壓件。拖曳臂安裝支架零件的結構設計需要保證拖曳臂的裝配性與運動空間，同時從零件自身應力集中、螺栓預緊受力兩個維度進行CAE分析，避免設計風險。

2 拓撲優化結構設計

結構拓撲優化涉及靜力學問題，一般可分為兩類模型:一為體積約束條件下最小化柔度值，即最大化剛度；二為剛度約束下最小化體積[2]。考慮到載荷工況的不確定性，根據拖曳臂的周邊裝配關系定義初始設計空間，并考慮工程約束條件，進行拖曳臂安裝支架的結構優化，在滿足力學要求的前提下支架使用的材料最小?；谧兠芏确ㄍ負鋬灮碚?，求解剛度約束下的最小化體積。

拖曳臂安裝支架的周邊裝配關系如圖2所示。拖曳臂一端連接輪胎，另一端通過安裝支架與車身本體連接。支架定義為擠出型材結構，在Z向為等截面。提取拖曳臂的兩側夾緊面和支架的安裝底面，定義175 mm×85 mm的矩形截面區域作為支架的截面形狀邊界，進行拓撲優化。

圖2 設計邊界條件

拖曳臂安裝支架的材料定義為6082鋁合金，拉伸強度大于等于310 MPa，屈服強度大于等于260 MPa。車身和輪胎設置為固定約束，同時約束拖曳臂襯套軸線，使拖曳臂可沿其襯套軸線轉動和軸向竄動。工況設置為:在拖曳臂襯套軸線中心位置，沿拖曳臂長度方向施加Y向力29 000 N和X向力50 000 N。拓撲構型密度閾值設置為0.3，得到的拓撲優化材料分布結果如圖3所示?？梢钥闯鍪芰β窂绞菑耐弦繁鄣膬蓚葕A緊面通往支架的安裝底面，呈傾斜支撐趨勢。

圖3 拓撲優化結果

根據拓撲優化結果進行截面設計，初步擬定3個設計方案，如圖4所示。

圖4 初定3個設計方案

根據拖曳臂與車身的裝配關系可知，不考慮螺栓預緊應力的情況下，在加速工況下支架受力最大。選取1g加速工況下，在拖曳臂襯套軸線中心位置的3個方向力和力矩，并輸入材料特性進行CAE仿真分析。

3個方案在1g加速工況下的應力分布(不考慮螺栓打緊力)如圖5所示。方案一的圓角區域最大值為957 MPa，遠遠超過6082的屈服強度260 MPa，可以判定在1g加速下，這些區域會發生開裂。方案二最大應力降低到86.71 MPa，安全系數達到2.95。方案三最大應力降低到65.6 MPa，安全系數達到3.9。

圖5 加速工況下3方案的應力分布

3 螺栓打緊力分析

考慮到拖曳臂鋼套與車身之間為硬連接，如果裝配尺寸為間隙配合，存在1 mm以上裝配間隙將造成此處過顛簸路時會產生碰撞異響，且擰緊力矩容易衰減；而如果裝配尺寸為過盈配合，則會對裝配過程造成困難。因此，拖曳臂鋼套的兩個裝配面之間需要一定的打緊變形量，以保證擰緊力矩不衰減。接下來對方案二和方案三進行螺栓打緊力分析。定義安裝螺栓規格M12,強度等級10.9級，擰緊力矩預估在60～90 N·m范圍內。

根據支架結構，當螺栓被打緊時，需要首先使支架的螺栓孔區域變形，然后與襯套內圈端面接觸，因此將整個過程中的力分為：施加扭矩之后在螺栓上的力，稱為螺栓打緊力Ftorsion；使支架變形所需要的力Fdeform；襯套被夾緊后所受的力Fpresion。這三者關系為

Ftorsion=Fdeform+Fpresion

按QC/T 518 汽車用螺紋緊固件緊固力矩，螺栓打緊力計算公式為

式中：K為擰緊力矩系數；d為螺紋公稱直徑；Ttorsion為螺栓擰緊力矩。

表1為擰緊力矩系數K。

表1 擰緊力矩系數K

考慮到選用不同鍍層螺栓的情況，K值在0.18～0.24范圍內變化。在不同擰緊力矩下螺栓打緊力Ftorsion的計算值見表2。

表2 打緊力Ftorsion計算表

根據接觸面上的摩擦力與縱臂軸向力的平衡關系得襯套所受夾緊力計算公式為

Fpresion=FA·f

式中：f為摩擦因數，取值0.16～0.2；FA為拖曳臂所受軸向拉力。

約束支架與橫梁配合面，沿著螺栓軸向遞增施加螺栓打緊力Ftorsion。圖6為螺栓打緊過程中襯套被夾緊后所受的力Fpresion和螺栓打緊力Ftorsion的變化曲線。根據運動關系可知，在加速工況下FA最大，在1g加速工況下多體分解結果可得FA約為50 000 N，可推出Fpresion為8 000～10 000 N。根據圖6可知所需求的Ftorsion值范圍為21 000～25 000 N，將該值與表2進行對照，選取適合的Ttorsion為70 N·m。

圖6 襯套夾緊力與螺栓打緊力的變化曲線

如果選取擰緊力矩為60 N·m，當K=0.24時，Ftorsion為20 833 N，低于需求范圍，有一定的失效風險。如果選取擰緊力矩為80 N·m，螺栓壓緊區域超過屈服的面積較大，經過長時間的服役，壓緊區域減薄可能性較高，進而導致Fpresion減小，引起螺栓緊固失效。

圖7為螺栓打緊過程中拖曳臂支架所受應力分布圖。由圖可見，在70 N·m的擰緊力矩下，方案二比方案三螺栓安裝面區域應力集中范圍略大，在長時間服役過程中疲勞失效風險更大。從結構上看，方案二車身支架剛度過較大，受力后變形較小，零件長時間處于應力下。因此，最終采用兩個裝配面之間不連接或開槽的方案，即方案三。該零件質量為1.2 kg，約為鋼板沖壓零件的1/2，減重效果明顯。制作零件后經實車路試耐久試驗，無任何開裂、力矩衰減等異常情況發生。

圖7 螺栓打緊時支架所受應力分布

4 結束語

隨著汽車輕量化的加速發展，鋁合金材料大規模地應用于車身，越來越多的車身結構件從傳統的鋼板沖壓件設計轉變為鋁合金零件結構設計。為了滿足輕量化的需求和零部件設計要求，突破傳統的鋼板沖壓車身結構件設計思路，采用拓撲優化方法進行鋁擠壓件的截面設計，結合螺栓打緊力分析，在采用鋁合金材料進行關鍵零部件結構設計的方面進行了成功實踐。