基于數值模擬的汽車擺臂強度分析及結構改進

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，是懸掛系統中的一個關鍵零部件，承載著復雜變化的載荷，其強度影響行車安全。隨著計算機技術的快速發展，有限元分析技術在汽車零部件結構分析上得到了廣泛的應用，對產品設計理念產生了深遠的影響，產品設計分析從傳統的經驗設計和判斷進入了現代的設計分析[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，找出應力集中部位和開裂區域，然后對擺臂進行結構改進，最終使擺臂強度滿足設計要求。

1 擺臂模型建立

由于擺臂由板材件沖壓而成，其結構形狀復雜，外形由復雜曲面構成，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構形式，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，采用有限元現代設計方法對擺臂進行數值模擬，找出破壞起始部位并進行結構改進。

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

在產品設計時，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量，需要找出破壞機理及破壞點位置，并進行結構改進。當正應力大于極限強度σb時，會引起斷裂；當正應力達到屈服極限σs時，將產生屈服或出現顯著塑性變形[4]。

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

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生在沖壓件上，所以重點關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

模型結構簡化、載荷、約束條件等處理是否合理，直接影響計算結果與實際結果吻合程度。為了驗證擺臂的性能是否滿足要求，結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果無關的零件去掉后，通過CATIA軟件導出STEP 格式文件進入網格處理軟件Hypermesh。利用Hypermesh強大的網格劃分功能，采用自動網格劃分加手動調整的方法，合理控制網格類型，將形狀復雜的擺臂模型劃分，得到合理的網格。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，設置為鉸鏈轉動，焊縫采用耦合方式處理，接附點加載，按慣性釋放計算。在進行數值模擬計算時，孔的表面可以用剛體約束的鉸鏈節點耦合設置[6]。在Hypermesh中設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 計算結果分析

4.1 原始設計結構計算結果

擺臂受到20種工況載荷的計算結果統計，如表3所示。通過表3分析結果獲知，工況4滿載（z=-g）最大應力為670.5 MPa、工況5左轉彎應力為672.7 MPa、工況19雙后輪過坎2.5g應力為548.0 MPa。擺臂在3個工況載荷作用下的應力云圖如圖4、圖5、圖6所示，靜力學分析得到Von Mises等效應力云圖顯示，應力集中區域的最大等效應力為672.7 MPa，大于材料允許的最大值620 MPa，根據σ1＜[σ]可以判斷擺臂會破裂。應力集中位置在如圖4 和圖6 下沖壓件中間的不規則長孔位置，以及圖5下沖壓件與前襯套焊接部位。分析應力集中超過材料許用應力的主要原因是：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，擺臂結構和焊縫需要進行結構改進。

圖4 工況4等效應力云圖

圖5 工況5等效應力云圖

圖6 工況19等效應力云圖

表3 20種工況強度計算結果

4.2 擺臂結構改進后分析

1）根據圖4、圖5、圖6所示，對應力集中處和破壞部位進行結構改進：第一，在下沖壓件異形長孔應力集中處，把不規則的長孔改成規則長形孔，其形狀是長孔對稱設計；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進行網格前處理，邊界條件設置好后， 導入到Abaqus 軟件中進行計算。

圖7 結構改進位置圖

2）計算結果統計如表4所示。針對擺臂薄弱局部進行結構改進，改進后計算結果表明：原來應力超過材料許用應力的三個工況，工況4滿載（z=-g）最大應力由原來的670.5 MPa降到364.8 MPa,工況5左轉彎應力由原來的672.7 MPa降為62.89 MPa, 工況19雙后輪過坎2.5g應力原來的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果顯示,最大應力為364.8 MPa，小于材料的許用應力[σ]=480～620 MPa，也小于材料的屈服強度420 MPa。根據公式（1）及強度理論可知，擺臂總成安全可靠,不會發生破裂。

表4 20種工況強度計算結果

圖8 工況4等效應力云圖

圖9 工況5等效應力云圖

圖10 工況19等效應力云圖

3）擺臂產品實物圖如圖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構加強改進后，滿足設計要求。利用有限元分析找出應力集中超過材料許用應力部位，對零件進行結構改進，避免了應力集中的發生。擺臂零件結構改進后安全可靠，與計算分析結果基本一致，目前產品已經投入批量生產。

圖11 產品實物圖

5 結論

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