基于ABAQUS的輕卡動力總成懸置系統強度分析與方法研究*

賴余東，吳和興

(江鈴汽車股份有限公司 產品研發中心，江西 南昌 330052)

0 引 言

輕卡動力總成的懸置系統是車輛的關鍵部件之一，一般采用的是由金屬零件和橡膠零件組成的橡膠懸置方案，其中金屬零件起到支撐和限位作用，保證車輛安全性；橡膠零件則起到減振吸能的作用，為車輛舒適性做出貢獻。懸置系統一般布置有多個懸置點，常見的有3點式或4點式布置，每個懸置點又包含連接動力總成的主動端和連接車架的被動端。在車輛實際使用過程中，惡劣的載荷工況可能導致金屬零件或橡膠出現磨損或斷裂失效，這就要求懸置系統具有足夠的強度性能。

然而，目前對橡膠懸置系統的研究主要集中在NVH性能[1-2]以及橡膠強度耐久特性[3-4]，對金屬零件的強度性能研究多以懸置支架為研究對象[5-6]，而懸置自身金屬零件的強度性能研究則鮮有報道。其原因在于，目前基于CAE的懸置系統強度分析方法需要先獲取懸置點彈性中心處的工況力[7]，并以彈性中心點作為加載點，將每個懸置點的主、被動端構件分別校核強度。而懸置系統工作時常常會發生限位接觸、大變形等非線性力學行為，此時將主、被動端構件分別校核，則分析結果不能有效反映限位發生時懸置零件(金屬、橡膠)的應力分布，從而無法準確校核其強度性能。針對這一問題，筆者提出一種包含動力總成和懸置系統的整體式懸置系統金屬零件強度有限元分析方法。該方法充分考慮了懸置系統受力過程中的材料、幾何、邊界非線性因素，通過整體式的建模方式，實現了動力總成與懸置系統間的運動協調，分析結果更加真實可靠。

1 整體式分析方法

懸置系統的受力主要來自于動力總成工作產生的自身動載荷以及車輛行駛過程中的加減速、轉彎、路面顛簸、碰撞等情況下的慣性力載荷。在工程實踐中，已經歸納出能夠覆蓋上述載荷的基于慣性力和自身動載荷的強度校核工況體系[7]。以某輕卡4點式橡膠懸置系統的前懸置點為例，其結構如圖1所示，懸置主動端4連接懸置支架2，被動端5連接懸置支座3，主動端和被動端通過硫化橡膠6連接。按一般分步式分析方法，該懸置系統強度校核需要分兩步完成，如圖2所示,先利用多體動力學模型提取工況力，然后建立主、被動端有限元分析模型，最終完成強度校核。事實上，現有強度校核工況在多體動力學和有限元仿真中都可以施加，因此，可以省去多體動力學提取載荷力的步驟，直接在有限元分析中建立整體式的分析模型，利用有限元法在非線性方面的優勢，將各種影響分析結果的因素考慮在內，實現懸置系統自身金屬零件的強度校核。

圖1 某輕卡動力總成懸置系統結構示意圖

圖2 懸置系統分析流程示意圖

1.1 分析模型的建模思路

整體式分析模型中包含動力總成及其懸置系統，其中懸置系統是主要研究對象，應該按照設計狀態做詳細有限元建模。而動力總成自身剛度高，質量大，因此將動力總成簡化為一個質量點并賦在動力總成質心點處，并將質心與懸置系統做剛性連接，得到整體式分析模型，實現動力總成與懸置系統的運動協調。

同時，為金屬骨架賦予考慮材料非線性的材料參數，為橡膠材料賦予能夠反映其超彈性特性的材料本構模型及參數。為了充分考慮極限工況下懸置系統發生限位時的橡膠與橡膠、橡膠與金屬骨架間的力的傳遞,對整個模型采用通用接觸算法。因此，本模型能夠更加準確地反應金屬零件和橡膠的受力變形狀態。

1.2 橡膠本構模型及參數確定

橡膠材料屬于超彈性材料，具有非線性、各向同性、體積近似不可壓縮的性質，其應力應變關系非常復雜[8],建立合適的橡膠本構模型來描述橡膠力學行為，對于仿真結果的準確性至關重要。基于唯象理論推導而來的Mooney-Rivlin本構關系模型，是工程中廣泛應用的橡膠材料本構模型，大量工程實踐也證明了這一模型的有效性和準確性[9-10]。其表達式為：

W=C10(I1-3)+C01(I2-3)

(1)

式中：W為應變能密度函數；I1和I2為變形張量不變量；C10和C01為橡膠材料常數。

橡膠材料常數與彈性模量E的關系為：

E=6C10(1+C01/C10)

(2)

應用該本構模型的關鍵在于確定橡膠材料常數C10和C01。通常情況下，需要通過多軸拉伸試驗數據來計算這兩個參數，這一過程周期長、費用高，而橡膠硬度的測量則相對容易和快捷。研究表明[10]，橡膠硬度與彈性模量、材料常數具有顯著的相關性，并給出了擬合公式：

logE=0.0198Hr-0.5432(3)

式中:E表示橡膠材料的彈性模量；Hr表示橡膠的IRHD硬度。

由上述公式可知，橡膠材料常數的比值C10/C01確定后，即可計算出C10和C01。根據參考文獻[10]的結論，C10/C01=0.05時有限元結果與試驗結果吻合最好。

文中橡膠的IRHD硬度為60，假設C10/C01=0.05，計算可得C10=0.7，C01=0.035。金屬骨架的材料牌號為SAPH400，其屈服強度為225 MPa，抗拉強度為550 MPa,應力應變曲線如圖3所示。對懸置系統定義通用接觸，金屬與橡膠的摩擦系數取0.7，懸置被動端與懸置支座定義通用接觸，摩擦系數取0.15。

圖3 SAPH440材料的應力應變曲線

2 有限元模型建立

以某輕卡動力總成懸置系統強度分析為例，建立整體式有限元分析模型，如圖4所示。金屬骨架以及橡膠均采用六面體單元建模，橡膠和金屬骨架單元共節點，以模擬橡膠和金屬的連接關系，單元尺寸3 mm，其他零件采用殼單元建模，單元尺寸8 mm。動力總成重403 kg,簡化為質量點，位于動力總成質心處。以質量點作為主節點，4個懸置點上的安裝孔中心和動力總成扭矩輸出點作為從節點，建立剛性單元，形成整體式分析模型。將懸置支座與車架相連的螺栓孔全約束，模擬懸置相對車架的安裝狀態。在參考文獻[7]所列的28個工況中，按各方向惡劣程度，挑選了8個分析工況，如表1所列，其中CAES1～5為典型工況，以應力小于材料屈服強度為評價標準 ，CASE6～8為極限工況，以最大等效塑性應變(PEEQ)小于0.01為評價標準。

圖4 懸置系統整體式分析模型示意圖

表1 懸置系統強度分析工況列表

3 有限元分析及結果

3.1 整體式模型驗證

采用ABAQUS隱式求解器，以CASE6和CASE8為例，懸置主、被動端發生了嚴重接觸行為，如圖5所示。CASE6主要以-X向慣性力為主，動力總成在-X向會產生大位移運動，由于被動端固定，主動端會隨著動力總成向-X方向運動，從圖中可看出，被動端設計的X向限位已經起作用，接觸區域橡膠被擠壓變形。CASE8 主要以發動機最大輸出扭矩載荷為主，動力總成會沿曲軸軸線方向做旋轉運動，此時主動端會隨著動力總成按圖示箭頭方向轉動，接觸區域的橡膠也已經被擠壓變形。可見，整體式分析方法能夠很好地描述懸置的限位作用以及橡膠在限位過程中對金屬骨架的保護作用，同時也表明整體式方法得到的結果更接近實際狀態。

圖5 限位接觸區域示意圖

3.2 金屬零件強度分析結果

各懸置點金屬零件強度分析結果如表2所列，從表2可知，在典型工況CASE1～5中，4個懸置點的金屬骨架最大應力均小于材料的屈服強度。在極限工況CASE6～8中，CASE7和CASE8滿足評價標準。CASE6下前懸置主動端的PEEQ達到了0.025，超過了目標值0.01，如圖6(a)所示，PEEQ發生在主動端與被動端的X向接觸區域，該處由于是圓角區域，屬于特征變化的過渡區域，實際情況下在此處發生開裂的概率很大。針對這一風險，提出將材料牌號由SAPH400提升為SAPH440。更換材料后，該區域PEEQ下降為0.008，如圖6(b)所示，滿足評價標準，開裂風險消除。優化方案實施后，樣車順利通過了5萬km的綜合道路耐久測試。

表2 各懸置點金屬零件強度分析結果

圖6 前懸置主動端在CASE6下PEEQ結果云圖

4 結 語

整體式分析方法采用對懸置系統詳細建模的思路，將主、被動端通過橡膠關聯為整體有限元模型，并賦予橡膠零件合適的本構模型以及考慮分析模型中的非線性因素，分析結果表明，各零件間的相對運動關系和零件強度風險區域均與設定工況相符。因此，整體式方法相比分步式方法具有考察全面、分析精度高的優點，對懸置系統的結構強度設計具有更高的參考和指導意義。