基于數(shù)值模擬的汽車擺臂強度分析及結(jié)構(gòu)改進

馮翠云

（桂林信息科技學院，廣西桂林 541200）

0 引言

汽車擺臂在懸架中起到導向和支撐的作用，是懸掛系統(tǒng)中的一個關(guān)鍵零部件，承載著復雜變化的載荷，其強度影響行車安全。隨著計算機技術(shù)的快速發(fā)展，有限元分析技術(shù)在汽車零部件結(jié)構(gòu)分析上得到了廣泛的應(yīng)用，對產(chǎn)品設(shè)計理念產(chǎn)生了深遠的影響，產(chǎn)品設(shè)計分析從傳統(tǒng)的經(jīng)驗設(shè)計和判斷進入了現(xiàn)代的設(shè)計分析[1-2]。本文以某汽車前下擺臂為研究對象，利用有限元分析方法對擺臂進行強度分析，找出應(yīng)力集中部位和開裂區(qū)域，然后對擺臂進行結(jié)構(gòu)改進，最終使擺臂強度滿足設(shè)計要求。

1 擺臂模型建立

由于擺臂由板材件沖壓而成，其結(jié)構(gòu)形狀復雜，外形由復雜曲面構(gòu)成，由于有限元軟件建模能力比較弱，因此，利用CATIA軟件強大的建模功能建立擺臂三維模型，如圖1所示。擺臂采用板料沖壓后焊接結(jié)構(gòu)形式，擺臂主要由上沖壓件、下沖壓件和管套等零件焊接后，通過螺栓連接而成。擺臂上下沖壓件和管套焊接高度為t=2.5 mm，球頭座與焊接件通過3-M10螺栓緊固連接，如圖1所示。擺臂失效的主要原因是：在車輛行駛過程中，擺臂受到多種工況、多軸載荷隨機交替沖擊作用下，使擺臂沖壓件開裂失效。由于擺臂體強度不足導致車輛行駛失去穩(wěn)定性，影響行車安全，為了確保其強度，需要對擺臂進行力學分析。由于用傳統(tǒng)的計算方法無法滿足復雜多變的力學計算，因此，采用有限元現(xiàn)代設(shè)計方法對擺臂進行數(shù)值模擬，找出破壞起始部位并進行結(jié)構(gòu)改進。

圖1 擺臂三維模型

2 擺臂各工況及材料

在車輛行駛過程中，前下擺臂受到20種工況載荷作用，載荷復雜多變，如表1所示。

表1 擺臂工況列表

在產(chǎn)品設(shè)計時，為滿足擺臂的剛度要求，防止擺臂變形或者開裂失效且不過多增加擺臂的質(zhì)量，需要找出破壞機理及破壞點位置，并進行結(jié)構(gòu)改進。當正應(yīng)力大于極限強度σb時，會引起斷裂；當正應(yīng)力達到屈服極限σs時，將產(chǎn)生屈服或出現(xiàn)顯著塑性變形[4]。

由于不能從傳統(tǒng)計算中直接判斷裂紋起始發(fā)生部位和應(yīng)力集中處的最大應(yīng)力σ1大小，因此需要借助有限元模擬計算分析來獲得擺臂應(yīng)力集中部位和應(yīng)力大小。

3 擺臂靜力有限元分析

3.1 材料屬性

擺臂焊接件的材料牌號和力學性能如表2所示。因為擺臂失效主要發(fā)生在沖壓件上，所以重點關(guān)注分析的是擺臂上下沖壓件，上沖壓件料厚t=3.5 mm，下沖壓件料厚t=3.0 mm，材料屈服強度為420 MPa，抗拉強度為480～620 MPa。

表2 擺臂材料牌號及其力學性能[5]

3.2 有限元模型建立

模型結(jié)構(gòu)簡化、載荷、約束條件等處理是否合理，直接影響計算結(jié)果與實際結(jié)果吻合程度。為了驗證擺臂的性能是否滿足要求，結(jié)合強度工況和材料力學性能，對其進行強度分析[3]。有限元分析時，為了便于計算，把與擺臂總成計算結(jié)果無關(guān)的零件去掉后，通過CATIA軟件導出STEP 格式文件進入網(wǎng)格處理軟件Hypermesh。利用Hypermesh強大的網(wǎng)格劃分功能，采用自動網(wǎng)格劃分加手動調(diào)整的方法，合理控制網(wǎng)格類型，將形狀復雜的擺臂模型劃分，得到合理的網(wǎng)格。上下沖壓件和套管采用殼單元S4R,球頭座和螺栓采用C3D8R單元，劃分出殼單元S4R單元47 237個，三維單元C3D8R單元52 010個，如圖2所示。前后襯套硬點處分別可以繞平行X、Z軸旋轉(zhuǎn)，設(shè)置為鉸鏈轉(zhuǎn)動，焊縫采用耦合方式處理，接附點加載，按慣性釋放計算。在進行數(shù)值模擬計算時，孔的表面可以用剛體約束的鉸鏈節(jié)點耦合設(shè)置[6]。在Hypermesh中設(shè)置通用靜力學分析步計算，建立好分析模型，輸入材料特性，施加載荷和邊界條件后，導出到ABAQUS中進行求解。

圖2 簡化有限元模型

4 計算結(jié)果分析

4.1 原始設(shè)計結(jié)構(gòu)計算結(jié)果

擺臂受到20種工況載荷的計算結(jié)果統(tǒng)計，如表3所示。通過表3分析結(jié)果獲知，工況4滿載（z=-g）最大應(yīng)力為670.5 MPa、工況5左轉(zhuǎn)彎應(yīng)力為672.7 MPa、工況19雙后輪過坎2.5g應(yīng)力為548.0 MPa。擺臂在3個工況載荷作用下的應(yīng)力云圖如圖4、圖5、圖6所示，靜力學分析得到Von Mises等效應(yīng)力云圖顯示，應(yīng)力集中區(qū)域的最大等效應(yīng)力為672.7 MPa，大于材料允許的最大值620 MPa，根據(jù)σ1＜[σ]可以判斷擺臂會破裂。應(yīng)力集中位置在如圖4 和圖6 下沖壓件中間的不規(guī)則長孔位置，以及圖5下沖壓件與前襯套焊接部位。分析應(yīng)力集中超過材料許用應(yīng)力的主要原因是：1）下沖壓件異形長孔兩頭大小不一致，其形狀及位置設(shè)計不合理；2）下沖壓件與前襯套焊接焊縫高度及焊縫大小不合理。通過分析可以獲知，擺臂結(jié)構(gòu)和焊縫需要進行結(jié)構(gòu)改進。

圖4 工況4等效應(yīng)力云圖

圖5 工況5等效應(yīng)力云圖

圖6 工況19等效應(yīng)力云圖

表3 20種工況強度計算結(jié)果

4.2 擺臂結(jié)構(gòu)改進后分析

1）根據(jù)圖4、圖5、圖6所示，對應(yīng)力集中處和破壞部位進行結(jié)構(gòu)改進：第一，在下沖壓件異形長孔應(yīng)力集中處，把不規(guī)則的長孔改成規(guī)則長形孔，其形狀是長孔對稱設(shè)計；第二，焊縫高度由原來的2.5 mm改成3.5 mm，如圖7所示。最后把修改好的模型導入到Hypermesh進行網(wǎng)格前處理，邊界條件設(shè)置好后， 導入到Abaqus 軟件中進行計算。

圖7 結(jié)構(gòu)改進位置圖

2）計算結(jié)果統(tǒng)計如表4所示。針對擺臂薄弱局部進行結(jié)構(gòu)改進，改進后計算結(jié)果表明：原來應(yīng)力超過材料許用應(yīng)力的三個工況，工況4滿載（z=-g）最大應(yīng)力由原來的670.5 MPa降到364.8 MPa,工況5左轉(zhuǎn)彎應(yīng)力由原來的672.7 MPa降為62.89 MPa, 工況19雙后輪過坎2.5g應(yīng)力原來的548.0 MPa降為320.5 MPa。如圖8、圖9、圖10所示。改進后的擺臂強度分析結(jié)果顯示,最大應(yīng)力為364.8 MPa，小于材料的許用應(yīng)力[σ]=480～620 MPa，也小于材料的屈服強度420 MPa。根據(jù)公式（1）及強度理論可知，擺臂總成安全可靠,不會發(fā)生破裂。

表4 20種工況強度計算結(jié)果

圖8 工況4等效應(yīng)力云圖

圖9 工況5等效應(yīng)力云圖

圖10 工況19等效應(yīng)力云圖

3）擺臂產(chǎn)品實物圖如圖11所示，在擺臂下沖壓件中間長孔形狀和位置，以及前襯套焊縫進行結(jié)構(gòu)加強改進后，滿足設(shè)計要求。利用有限元分析找出應(yīng)力集中超過材料許用應(yīng)力部位，對零件進行結(jié)構(gòu)改進，避免了應(yīng)力集中的發(fā)生。擺臂零件結(jié)構(gòu)改進后安全可靠，與計算分析結(jié)果基本一致，目前產(chǎn)品已經(jīng)投入批量生產(chǎn)。

圖11 產(chǎn)品實物圖

5 結(jié)論

擺臂工況復雜，傳統(tǒng)的手工計算量大，且很難發(fā)現(xiàn)應(yīng)力集中部位，利用有限元技術(shù)可以有效解決這一問題。對零件進行靜力分析，通過計算獲得應(yīng)力集中的最大應(yīng)力部位，即破壞點，然后進行結(jié)構(gòu)改進，避免了產(chǎn)品開裂失效。影響應(yīng)力集中的主要因素是：第一，產(chǎn)品減重孔的形狀以及位置；第二，焊縫的大小和形狀。最后，通過產(chǎn)品試制表明，有限元分析和試制樣件結(jié)果基本一致，零件結(jié)構(gòu)改進設(shè)計合理，為類似產(chǎn)品結(jié)構(gòu)設(shè)計提供了設(shè)計新思路和新方法。