扭轉梁后橋結構性能仿真及優化設計

溫作蔡　王輝　伍建華

摘要：在汽車底盤設計過程中，為減小扭轉梁后橋結構性能可能存在的設計風險，對扭力梁后橋進行了有限元結構性能仿真。首先建立了扭轉梁后橋有限元模型，并應用Abaqus對該扭轉梁后橋在三種典型危險工況下進行了靜態強度分析。并應用MSC.Nastran和Ncode.Designlife對該后橋進行了疲勞壽命預測，并根據仿真結果提出有效的結構優化。結果表明經過優化后的設計大大提高了后橋的強度和疲勞壽命。

關鍵詞：扭轉梁后橋 有限元仿真 強度 疲勞壽命

前言

隨著CAE仿真技術越來越先進準確，有限元仿真廣泛應用于汽車設計開發中。本文將應用有限元技術對正在開發中的扭轉梁后橋進行強度和疲勞仿真分析，并基于仿真分析結果對該扭轉梁后橋進行優化，為產品結構可靠性和將來試驗提供有效的數據支持。該扭轉梁后橋總成由橫梁、側臂、彈簧支架、減震器支架、制動支架以及其他線束支架焊接而成。當左右車輪產生上下方向的相對運動時，因為扭轉梁有柔性，中間扭轉梁將發揮作用生成一個相反方向的扭矩。汽車在路面行駛時有各種復雜的路況，對于扭轉梁后橋通過總結有如下三種最典型的危險工況： 垂向沖擊工況、緊急制動工況、轉彎工況。這三種典型危險工況是汽車扭轉梁后橋在使用過程中受力最大的狀態，所以分析后橋的結構強度和疲勞壽命也基于這三種工況下進行分析。本文利用Hypermesh建立扭轉梁后橋有限元模型，并應用Abaqus進行分析對典型危險工況進行靜力學強度分析。因為該后橋正在開發設計中，所以很難獲取可靠的路譜作為疲勞壽命計算的輸入，所以本文采用單工況法應用MSC.Nastran和Ncode.Designlife進行疲勞壽命預測，為該后橋的優化設計以及將來的臺架試驗提供依據。

1.有限元模型的建立

1.1. 有限元網格及屬性建立

將CATIA 設計模型導入到Hypermesh里，對導入的模型要進行幾何清理，從幾何模型中抽取中面進行高質量的網格模型。該后橋由等板厚的沖壓件焊接而成，所以可以采用殼單元進行零件網格劃分，網格大小設為5mm。為了確保仿真分析的準確性，需要對劃分的網格進行質量檢查，修改不合格的網格，盡量減少三角形網格數量。為了提高計算精度，焊縫采用四邊形單元網格，并對關鍵區域進行網格細化處理。最終的扭轉梁后懸架總成的有限元模型如圖1所示，其中二維單元的四邊形單元（quad 4）有25640個，三角形單元（tria 3）有843個。

該扭力梁后橋零件材料屬性如表1所示。

1.2.力學分析

汽車在行使過程中，路面對車身的力將通過車輪和扭轉梁進行傳遞。本項目汽車滿載時的質量為1510kg，作用在后軸上的載荷為755×9.8=7399N。汽車行駛過程中有很多工況，本文內容將集中研究縱向力，垂向力，側向力最大時的三種典型危險工況。

1.2.1.汽車在行駛過程中越過不平路面時，比如車輪經過較大的突起物或

者較深凹坑時，此時車輪受到很大的垂向沖擊力，動載系數為k=2。

1.2.2.車輪抱死，此時車輪受到最大縱向力FX。

1.2.3.輛在最小轉向半徑轉彎并且此時車輪不發生側滑時，一側車輪抬離地面，不承擔簧載質量而另一側車輪則完全承擔載荷，此時車輪會受到較大側向力FY的作用。

三種典型危險工況下輪胎接地點載荷如表2所示。

1.3.邊界約束條件及加載

扭轉梁后橋的邊界約束多，約束形式較為復雜，關鍵的約束點在與后橋與車身相連的地方，此處約束邊界條件的設定將會影響整個計算仿真的精確性。該扭轉梁后橋通過一個橡膠襯套與車身連接。襯套由外管橡膠和內管硫化成為一體。在載荷作用下，內管固定約束X、Y、Z 方向的平移自由度，內管和扭力梁后橋之間用近視橡膠等同剛度連接。通過處理過后的載荷文件將等效計算載荷加載在車輪中心，彈簧下支點和減震器下支點，如圖2所示。

2.扭轉梁后橋強度校核

應用多體動力學軟件ADAMS/Car可計算出各工況的靜態載荷，生成載荷數據文件作為扭力梁后橋結構強度分析的輸入。通過計算后橋應力結果與材料許用應力可反映產品設計強度的可靠性。本文將應用Abaqus軟件計算三種最惡劣工況下后橋的強度。

2.1.垂向沖擊工況

垂向工況下汽車右后輪抬起左后輪懸空，扭轉梁后橋受到很大垂向力。如圖3所示，在該工況下，減震器支架應力最大達到345MPa，材料選用B510，材料屈服極限σs=355MPa，σmax<[σs]，滿足強度要求。

2.2.緊急制動工況

在該工況下，汽車受到最大縱向力。后橋的扭力梁和側壁連接處為最大應力集中處，如圖4所示，應力達到218MPa，材料選用B510，材料屈服極限σs=355MPa，σmax<[σs]，滿足強度要求。

2.3.轉彎工況

在該工況下，扭轉梁后橋受到較大側向力和垂向力。如圖5所示，彈簧支架處應力最大值為67MPa，材料選用B510，材料屈服極限σs=355MPa，σmax<[σs]，滿足強度要求。

以上三種為對該扭力梁后橋影響最惡劣載荷工況下的應力狀況。從上面分析結果來看，最大應力小于材料屈服強度，都能滿足強度設計要求。

3.轉梁后橋疲勞壽命預測

汽車后橋疲勞通常有兩種。一種是較小應力交變頻率較高的情況下所引起的疲勞，稱為應力疲勞或者高周疲勞；另一種是在較高應力（工作應力接近于材料的屈服強度），應力交變頻率低的情況下所引起的疲勞，稱為應變疲勞或者低周疲勞。通常對于一個成熟汽車平臺，已經有標桿車作為基礎，可以通過試驗方法取得該車在相應道路的路譜作為疲勞壽命計算的輸入，或者根據中國汽車道路譜標準，通過軟件分析可模擬出道路譜。對于全新平臺車型開發時，通常在設計初期應用單工況方法進行疲勞預測。本文應用應變壽命方法對后橋進行壽命分析，預測在垂向力工況下后橋疲勞狀況，并進行設計優化。

3.1.材料的E-N 曲線

為了進行疲勞壽命估算就必須了解扭轉梁后橋材料疲勞性能。該后橋結構最重要的幾個零件采用型號為B510L的鋼材料，從手冊和材料數據庫中可以找到其光滑試件的E-N曲線，然后對E-N 曲線采用Goodman方法進行應力修正，得到扭轉梁后橋的材料E-N曲線，如圖6所示。

3.2.扭轉梁后橋疲勞仿真結果

本文研究在垂向力作用下該扭轉梁后橋疲勞壽命狀況。垂向施加的疲勞載荷為正弦波，載荷循環的周期應力幅值為：下限載荷為-5KN，上限載荷為+3KN。通過MSC.Nastran求解器算出扭轉梁后橋在該靜態載荷下的應力結果。將該應力結果導入到Ncode.Designlife中，然后結合材料E-N曲線可以算出扭轉梁的疲勞分析預測結果。疲勞計算結果如圖7所示為588475次。

4.轉梁后橋結構優化

由前面強度分析和疲勞分析可見，雖然該扭轉梁后橋滿足結構強度的要求，但該設計的疲勞結果為588475次，低于技術規范要求的10e6，存在較大風險。垂向力最大工況時，彈簧支架和減震器支架受較大垂向力。在該設計中，這兩個支架之間連接處非常薄弱，從仿真結果可以看出，在循環載荷作用下將會出現疲勞破壞，所以要強化該區域的連接。為強化該區域，應盡量增加該處的材料連接和平滑過渡，所以將兩個支架進行一體化設計，如圖8所示。該設計強化了彈簧支座與減震器支架之間的薄弱區域，可提高在垂向力作用下的疲勞壽命。

為確認優化效果，對優化后的新設計進行再次強度計算和疲勞預測，強度計算結果比較如表3所示。從表3可見在緊急制動工況和垂向沖擊工況下扭轉梁后橋最大應力值都減小，只有在轉彎工況下應力變大，但該應力113MPa還遠小于該零件材料的屈服強度355MPa，新設計依然符合強度設計要求。

下面對新設計進行再次疲勞仿真分析，仿真的輸入條件和原先分析時的設置保持一致。該優化后的扭轉梁后橋垂向力單工況疲勞仿真結果如圖9所示。

優化后在垂向力循環作用下的疲勞仿真結果為1144480次，遠遠大于原來的設計588475次，同時也滿足該項目工程技術規范要求的10e6次。

5.結論

本文分析了三種典型危險工況下扭轉梁后橋的結構強度，計算結果表明符合材料強度要求。另外應用應變疲勞分析方法對后橋進行疲勞仿真分析，并根據計算結果對后橋進行優化，優化后疲勞結果顯示壽命均在10e6次以上，符合后橋產品設計要求。該疲勞計算加載方式和載荷數據與實驗規范要求一致，為以后臺架試驗提供了有效的數據支持。

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