基于Nastran的汽車前副車架靜動態特性分析

袁上海 趙俊

摘要：以某改款車副車架為研究對象，采用Hypermesh軟件建立有限元模型，運用Nastran求解器進行剛度、強度及模態分析。分析結果表明：前副車架彎曲及扭轉剛度滿足目標要求;四種極限靜態工況下，前副車架強度的最小安全系數為1.53，滿足目標要求;前副車架單體約束狀態下，其模態滿足目標要求。

關鍵詞：前副車架;剛度; 強度; 模態

0 ?引言

隨著生活水平的提高，人們對汽車舒適性和操縱穩定性要求越來越高。副車架作為現在主流汽車底盤的關鍵承載件，使用越來越廣泛。它將各種零散的懸架元件連接起來，變成了總成部件，提高了懸掛的通用性，并為汽車廠商打造汽車制造通用平臺提供了基礎。其對整車性能也至關重要，提高了懸掛系統的連接剛度，同時在減震降噪方面發揮著重要作用[1]。本論文以有限元仿真分析為手段，對某改款車型前副車架進行了剛度、強度和模態分析，判斷新前副車架是否滿足靜動態特性要求。

1 ?前副車架有限元模型建立

在 CATIA 中將模型存為 IGES 數據格式導入到 Hypermesh 中。采用前處理軟件 Hypermesh 劃分網格。前副車架鈑金部分單元類型采用殼單元CQUAD4，焊縫采用CPENTA單元模擬，螺栓采用RBE2和CBEAM單元模擬，焊點采用CHEXA單元模擬。處理完成后的前副車架有限元模型如圖1所示，節點共計46726個，單元共計46090個。

前副車架所用到的材料主要有MJSH270C、MJSH440W，材料參數如表1所示。

2 ?前副車架有限元分析

2.1 彎曲及扭轉剛度分析

前副車架彎曲剛度分析工況如下：約束前副車架與車身連接的四個連接點，并在前副車架中心位置處施加100N的垂向載荷。前副車架扭轉剛度分析工況如下：約束前副車架前端與車身連接的兩個連接點，并在前副車架后端與車身連接的兩個連接點處分別施加垂直向上和垂直向下的載荷100N。彎曲扭轉剛度分析位移云圖如圖2所示。

前副車架彎曲剛度仿真工況下，最大Z向位移為0.0829mm。計算得某轎車前副車架彎曲剛度為1206.3

N/mm。扭轉剛度可根據公式（1）計算。結果統計如表2所示，可以發現前副車架彎曲及扭轉剛度滿足目標要求。

其中，？漬為扭轉剛度;M為加載扭矩;？琢為扭轉角;F為加載力;L為兩加載點距離，取886mm;d為兩加載點位移差值。

2.2 前副車架強度分析

對前副車架進行強度分析，了解其應力分布情況。設置垂直沖擊、直線制動、轉彎和三向沖擊四種極限靜態工況。首先利用多體動力學軟件建立整車多體動力學模型，對整車在給定工況下進行靜載分析，提取前副車架的各關鍵連接點的載荷作為強度分析工況的輸入載荷。然后根據前副車架在整車裝配情況進行邊界約束，前副車架與車身連接的4個安裝點六個自由度全約束，提交Nastran進行計算。各工況下，最大應力結果如表3所示。從結果可以看出，車架最大應力均出現在直線制動工況，遠小于材料屈服極限σs=330MPa。結構靜力可通過安全系數[2]評價前副車架的強度要求，汽車零部件安全系數一般取1.5左右， 前副車架各工況下強度安全系數如表3所示，可以發現：最小安全系數 n=1.53>1.5 ，說明該前副車架各工況下強度滿足要求。通過對前副車架在四種極限工況下求解，得到前副車架整體結構應力過度平滑，沒有明顯的應力集中現象，最大應力出現在集中載荷施加處及焊縫連接處，這些區域正是實際應力集中區域，說明該強度分析與實際受力情況接近，能比較真實的反映其結構力學性能。

2.3 前副車架模態分析

前副車架模態分析主要有自由模態、單體約束模態和裝配模態這三種常用的模態計算工況。本文主要采用Lanczos 法計算前副車架結構單體約束模態。約束前副車架與車身連接的四個連接點，提取約束模態分析的低于500Hz的前四階模態結果，其模態振型如圖3所示。頻率結果統計如表4所示，滿足第一階大于200Hz目標要求。

3 ?結論

以某改款車前副車架為研究對象，基于Nastran求解器對其進行了剛度、強度及模態分析。分析結果表明：

①前副車架彎曲及扭轉剛度滿足目標要求;

②四種極限靜態工況下，前副車架強度的最小安全系數為1.53，滿足目標要求;

③前副車架單體約束狀態下，其模態滿足目標要求。

參考文獻：

[1]段巧玉，姚壽廣，許江濤.基于 Hypermesh 的副車架有限元分析[J].科學技術與工程，2008（8）：4744 -4745.

[2]張海燕.某轎車前副車架結構的有限元分析[D].長春：吉林大學，2011.

[3]方暉.轎車前副車架開裂原因的分析及優化[J].內燃機與配件，2018（20）：78-80.