鎂合金后副車架輕量化分析

龔林波，褚超美，顧 放，梅 超

（上海理工大學 機械工程學院，上海 200093）

0 引 言

后副車架作為底盤系統(tǒng)重要的承載元件，與車身和懸架系統(tǒng)相連，主要作用是提高懸架系統(tǒng)的連接剛度，減少路面震動的傳入，從而增強轎車的舒適性。由于汽車行駛路況的不同，車架在行駛的過程中受力情況復雜，不僅要求車架有足夠的強度和剛度，而且要求其質(zhì)量越輕越好。在產(chǎn)品設計階段，車架的輕量化研究不僅對減少原材料的浪費、降低生產(chǎn)成本和提高產(chǎn)品競爭力都具有很重要的實際意義，而且對新產(chǎn)品的開發(fā)具有重要的指導作用。

現(xiàn)代設計方法不斷提高，運用有限元分析方法實現(xiàn)輕量化設計，使設計過程可預見、可控制。CATIA、Hyperworks利用計算機技術分別考慮了車架承載過程中的各種約束，將安全性和舒適性引入輕量化設計過程中，為后副車架的輕量化研究提供了技術上的借鑒。

1 車架有限元模態(tài)分析

1.1 后副車架有限元模型的建立

根據(jù)對原后副車架的結構受力情況分析，并依據(jù)鎂合金的材料特性，利用三維造型軟件CATIA對原始的結構進行優(yōu)化，初步建立出三維模型。考慮到一些小部件對車架總質(zhì)量影響不大，對其進行了一些簡化，最終建立模型如圖1所示，其材料的力學性能如表1所示。

圖1 車架三維模型

表1 后副車架材料的力學性能

使用HyperMesh對三維模型進行網(wǎng)格劃分建立有限元模型，為保證模型的準確性，在此次設計的網(wǎng)格劃分中采用局部人工改善網(wǎng)格和自動劃分相結合的辦法來達到網(wǎng)格質(zhì)量要求。所分析的有限元模型是用PSHELL單元網(wǎng)格進行劃分的，因此檢查的對象主要是三角形單元和四邊形單元。最終建立的有限元模型如圖2。

1.2 車架模態(tài)分析

圖2 車架有限元模型

利用optistruct求解器對后副車架進行自由狀態(tài)下的模態(tài)分析，在自由狀態(tài)下，后副車架第一階整體模態(tài)頻率必須要大于200 Hz，提取前6階的自由模態(tài)值。實驗模態(tài)分析即是通過對系統(tǒng)施加某種激勵，測出相應的響應，根據(jù)頻響函數(shù)來識別結構的模態(tài)參數(shù)，試驗模態(tài)分析可以用來驗證有限元模型及計算模態(tài)分析的準確性。為模擬車架的自由狀態(tài)，實驗時將車架用軟橡皮繩懸掛起來，采用力錘激勵。實驗后測得的實驗模態(tài)與計算模態(tài)值比較如表2所示。

表2 車架計算模態(tài)和實驗模態(tài)對比

由表2可以看出，計算模態(tài)和實驗模態(tài)相對誤差值都比較小，說明以上建立的有限元模型比較準確，可以依此模型來進行輕量化分析。

2 車架工況應力變形分析

2.1 載荷條件

所有載荷以均布載荷或者集中載荷的方式加到相應的節(jié)點和單元上，其中主要包括車架自身的重量、乘員的重量、發(fā)動機的重量、滿載時貨物的重量以及油箱和油的重量等。

2.2 工況及邊界條件

（1）普通載荷工況

在普通載荷工況下，后副車架經(jīng)受一些普通的載荷，例如車身自重，行駛中的制動力等。

（2）疲勞載荷工況

在疲勞載荷工況中，后副車架往往處于一個循環(huán)載荷作用，如轎車加速、倒退、過彎轉向等，此時應注意考慮材料的疲勞強度問題。

（3）特殊工況

在特殊工況下，后副車架會受到較大的沖擊，比如轎車過坑，后輪撞到路臺等狀況。

2.3 分析結果

分別將3種工況的有限元模型提交到Optistruct求解器中進行分析，得到車架在3種工況下應力和變形結果，其中疲勞載荷工況下的應力和變形云圖如圖3、圖4。

圖3 疲勞載荷工況應力云圖

圖4 疲勞載荷工況應變云圖

疲勞載荷工況下車架的受力和變形最為嚴重，最大應力為204.9 MPa，發(fā)生在右上主管靠近與發(fā)動機上支承聯(lián)接管處，最大位移2.67 mm發(fā)生在車架左貨架尾部，其余工況下最大應力分別為167.3 MPa、187.6 MPa，最大變形分別為1.62 mm和1.83 mm。鎂合金后副車架滿足強度要求，同時有一定的富余量，可以進一步進行結構的輕量化設計。

3 后副車架結構優(yōu)化方案

鑒于此鎂合金后副車架為小批量生產(chǎn)，由于后連接上下沖壓件的后橫臂距離較長，為減小沖壓件尺寸，降低沖壓模具成本，將后連接焊接總成分為3段式，通過焊接連接。在保證強度的前提下為了達到輕量化的目的，新設計鎂合金后副車架在原有結構基礎上，中間擺臂箱體處尺寸保持不變，長橫臂截面尺寸變小，其他結構的壁厚都進行了適當?shù)臏p小，具體尺寸如圖5。

圖5 改進后的鎂合金副車架結構

4 優(yōu)化結構驗證

設計強度要求鎂合金后副車架應力小于屈服應力400 MPa，疲勞載荷工況疲勞強度小于264 MPa（2×105周次），分析時同樣以最大位移小于3 mm為約束。優(yōu)化前后疲勞工況云圖結果如圖6、圖7，強度變形對比結果如表3。

圖6 疲勞工況應力云圖

圖7 疲勞工況應變云圖

表3 優(yōu)化前后最大應力應變對比

由表3可以看出，優(yōu)化后3種工況下車架的強度和剛度都有所下降，但最大應力值均小于材料的屈服極限，同時應力分布情況同優(yōu)化前相同，變形量也在允許范圍之內(nèi)，優(yōu)化后車架的安全系數(shù)為1.56，可見優(yōu)化后車架強度滿足其設計要求。

5 結 論

通過對鎂合金后副車架結構進行有限元靜力學分析和模態(tài)分析，在保證強度和剛度的基礎上，對車架結構進行參數(shù)化優(yōu)化設計，優(yōu)化效果比較明顯，優(yōu)化后車架質(zhì)量減輕了25.7%。根據(jù)優(yōu)化后車架強度分析結果驗證了優(yōu)化的可行性。

隨著汽車輕量化技術日益受到重視，對新型材料的運用、液壓成型等制造工藝的工程化、新型輕量化結構等方面的探討，將成為汽車行業(yè)研究人員關注的熱點。而本文給出的輕量化分析實例，為鎂合金后副車架的輕量化設計提供了一種新思路，也為其他鎂合金材料的轎車零部件設計提供了借鑒。

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