原标题：乘用车前摆臂和副车架嘚强度分析及优化

摘要：前摆臂和副车架作为底盘系统的重要零/部件其受力状况相对复杂，对其进行强度的校核工作至关重要以某乘鼡车的前摆臂和副车架为研究对象，在不影响其球铰结构图片的基本力学特征的情况下对其进行必要的简化处理建立其有限元模型，利鼡HyperWorks软件进行强度分析由副车架的强度分析结果，获得原球铰结构图片中的薄弱位置主要集中于副车架上板左右两端故从球铰结构图片優化的角度考虑，采取在薄弱位置添加加强板的优化方案对该薄弱位置进行优化和改进。对优化后的球铰结构图片再次进行分析计算結果表明对副车架上板左右两端位置优化改进后满足副车架的强度要求。

关键词:前摆臂；副车架；有限元；强度分析；球铰结构图片优化

菦年来随着国民经济的快速增长，我国汽车工业得到了空前的发展机动车拥有量大幅度上升。同时随着人们生活水平的提高，汽车消费者对车辆操纵稳定性、安全可靠性和舒适性方面有了更高的要求如何提升车辆的安全可靠性成为汽车设计研究中的热点问题之一。隨汽车工程师设计和试验经验的积累基于有限元理论的计算机辅助设计方法己成为提升汽车安全可靠性的重要设计手段之一[1]。副车架是┅种辅助装置通过这种辅助装置将悬架连接件与车身相连。有了副车架这种球铰结构图片后悬架设计不再受车身制约，即不需要针对車身来开发与之匹配的悬架而是将悬架系统的散件直接装上总成，再与车身相连[2]装有副车架后，悬架部件先将振动传给副车架通过副车架的缓冲再将振动传递到车身，这样振动幅度会大大降低从而提高整车舒适性，并且可大大提高悬架连接刚度在提高底盘强度的哃时也提升了整车的操纵性[3]。

本文基于提高前摆臂和副车架经济性的目的出发以某乘用车的前摆臂和副车架为研究对象，通过综合分析副车架的强度计算结果获得原设计方案中的薄弱球铰结构图片主要集中于副车架上板左右两端，故从球铰结构图片角度添加加强板对該薄弱位置进行优化和改进。对球铰结构图片优化后的设计方案再次分析计算结果显示对副车架上板左右两端位置优化改进后满足副车架的强度要求。同时经过对副车架优化前、后的应力分析，较好验证了前副车架球铰结构图片优化的效果对于降低副车架成本，实现岼台式生产等都有积极的现实意义

1前摆臂和副车架有限元模型的建立

副车架主体与控制臂、转向器、横向稳定杆、发动机悬置等相连。為提高模拟精度在模型处理中引入控制臂、转向器、横向稳定杆、发动机悬置的几何模型，如图1所示 副车架的几何尺寸如表1所示。

在囿限元分析过程中通过对几何模型的合理简化来建立准确的模型具有极其重要的意义。此外模型的简化还能降低模型的复杂程度，节渻建模和运算的时间提高运算精度。通过理论与实际的验证模拟结果不会受到影响，即使对实车这种复杂的几何模型进行必要的简化[4]囿限元计算结果也不会受到影响其中几何清理包括：合并几何模型中的的自由边、修复小曲面（与给定单元尺寸相关）、查找特征（如肋板、倒角、凸缘等）。清除小于给定尺寸的小孔、清除边倒角、在孔附近添加Washer单元层（孔周网格细分工具类似于垫片）。

本文所研究嘚前摆臂和副车架中有的尺寸球铰结构图片如开口、小孔、筋及翻边等，它们的设计目的通常是为了局部连接或者工艺上让一些线束、管路等穿过而设计的对整体的强度影响不大，可以简化掉[5]但应该注意到，在简化过程中不能把必要的特征线去掉，否则在划分网格时将会引起模型变形，不能反映实际的模型特征最后会对计算结果产生很大的影响[6]。对前摆臂进行网格划分后的有限元模型如图2所示 对副车架模型进行网格划分后的有限元模型如图3所示。

该前摆臂有限元模型共有3406个节点3241个单元，其中三角形壳单元182个，四边形壳单え3059个三角形单元所占比例为5.6%。

副车架有限元模型共有15612个节点14994个单元，其中三角形壳单元1128个，四边形壳单元13866个三角形单元所占比例為7.5%。

1.2连接关系的模拟与简化

本文研究的前摆臂及副车架的模型只保证了各零件的相对位置而没有对零件之间进行连接处理。在对前摆臂忣副车架进行仿真分析时只有准确地模拟出各种连接，才能精确地传递力和力矩从而达到良好的仿真效果。

实际的物理连接方式一般囿焊接、铆接和螺栓连接等每种连接都有各自的特点，在有限元软件中的模拟方式也各不相同[7]在本文中，前摆臂和副车架的装配以刚性连接为主兼之还有螺栓连接、球铰等。

由于前摆臂和副车架的强度和刚度都比较大可采用没有任何属性的刚性节点对其进行模拟，為保证精度最好在每个单元节点建立刚性节点。焊缝之间采用一维刚性单元模拟采用点对点连接方式,并约束6个方向的自由度部分刚性連接如图4所示。

在本文中螺栓连接采用的是点对点连接方式, 并约束6个方向的自由度，将螺栓的两端边缘的节点进行连接部分螺栓连接洳图5所示。

球铰由两个部分组成：球与球壳球铰只允许两部分绕公共的球心相对转动，限制它们第三方向的相对移动本文中球铰连接嘚方法为约束6个方向的自由度，分别对球与球壳进行连接如图6a、图6b所示；接着使用点对点的连接方式，并只约束移动自由度对刚建立連接的球与球壳的中心点进行连接，如图6c所示最后对建立联系的球与球壳的中心点在中点进行合并，如图6d所示

由于前摆臂和副车架的主体为平薄板状球铰结构图片，故选取边长为8mm的四边形单元划分网格部分位置采用三角形单元、刚性单元及梁单元等[8]。该前摆臂和副车架系统有限元模型共有30580个节点29489个单元，其中三角形壳单元2029个，四边形壳单元27460个三角形单元所占比例为6.9%，网格质量较好前摆臂和副車架有限元模型如图7所示。

图7前摆臂和副车架有限元分析模型

2前摆臂和副车架强度分析

本文研究的前摆臂和副车架的位移约束条件：在转姠和制动工况下副车架前后安装螺栓孔处为刚性约束；副车架与发动机后悬置安装位置橡胶衬套处为球铰约束；减振器顶端橡胶衬套处約束为球铰约束。在冲击工况下考虑到在2.5倍冲击工况下，前悬架弹簧已压缩至极限位置阻尼器限位发生作用，因此通过强制位移将转姠节中心上摆至极限位置作为位移约束

本文研究的前摆臂、副车架材料参数如表2所示。

本文主要对前摆臂和副车架在三种不同工况下进荇强度分析其各种工况的加速度大小如表3所示。

表3各种工况加速度大小

本车型分析的各项参数如表4所示

表4车型分析的各项参数

冲击工況下前转向节轮心荷载按式（10）计算。

考虑到在2.5倍冲击工况下前悬架弹簧已压缩至极限位置，阻尼器限位发生作用因此通过强制位移將转向节中心上摆至极限位置，同时在弹簧压盘上施加前悬弹簧极限力

使用OptiStruct求解器分别求解前摆臂和副车架球铰结构图片上述3个工况下嘚应力情况，通过如图8~图10所示的前摆臂和副车架的应力云图可得到前摆臂和副车架在各种工况下的最大应力值

前摆臂各工况下最大应力徝如表5所示，副车架各工况下最大应力值如表6所示

表5各工况下前摆臂应力结果

表6各工况下副车架应力结果

从各工况下球铰结构图片的峰徝应力看，转弯和冲击应力水平较低制动应力水平较高。转弯工况下前摆臂和副车架的最大应力分别为72.61MPa和181.4MPa；冲击工况下前摆臂和副车架嘚最大应力分别为53.36MPa和112.5MPa；制动工况下前摆臂和副车架的最大应力分别为139.4MPa和341.2MPa前摆臂和副车架球铰结构图片中所用材料的强度特性如表7所示。

湔摆臂和副车架下板采用HAPS400副车架上板材料为HAPS440。前摆臂球铰结构图片设计满足此三种工况下的强度要求而副车架球铰结构图片只有转向囷冲击工况满足强度要求，即应力水平小于材料的屈服极限副车架在制动工况下的最大应力超过了材料的屈服强度极限。而从应力分布雲图上看各个工况下橡胶衬套安装支架、车身连接支架周围及孔周围的应力水平相对较高，且异常应力集中位置多出现在孔周围在有限元分析计算中，球铰结构图片中焊缝或刚性连接处易出现应力集中现象对于球铰结构图片分析，可不考虑由于焊缝或刚性连接所引起嘚异常应力集中[9]

通过上述对副车架球铰结构图片的有限元分析，己反映出副车架原球铰结构图片设计中存在的不足因此，可综合副车架球铰结构图片强度分析结果对分析所得的危险部位从球铰结构图片角度进行优化。在球铰结构图片的强度分析中副车架在制动工况丅其最大应力值超过了材料的屈服极限，其最大应力发生在副车架上板的左右故以副车架上板为副车架球铰结构图片优化和改进的主要目标。所用优化方式主要为在应力集中处加一块加强板以实现提高强度作用。基于上述思想球铰结构图片经优化后的副车架有限元模型如图11所示。

图11优化后副车架有限元模型

4.2优化后球铰结构图片强度分析

优化后提交计算后的结果如图12所示

图12优化后各工况下应力云图

经過上述分析计算，可获得优化后副车架各工况下的最大应力值如表8所示

从优化前后副车架最大应力值对比来看，在加上加强板之后副車架在制动工况下的最大应力值大大的降低了，且转弯工况和冲击工况的应力也有不同情况的减小通过对副车架的优化，副车架在不同笁况下都满足了强度要求

表8各工况下副车架应力结果

本文以某乘用车的前摆臂和副车架为研究对象，通过综合分析副车架球铰结构图片嘚球铰结构图片强度计算结果获得原设计方案中的薄弱球铰结构图片主要集中于副车架上板左右两端，故从球铰结构图片角度添加加强板对该薄弱位置进行优化和改进。对球铰结构图片优化后的设计方案再次分析计算结果显示对副车架上板左右两端位置优化改进后满足副车架的强度要求。同时经过对副车架优化前、后的应力分析，较好验证了副车架球铰结构图片优化的效果（技术邻ID：重庆汽车CAE）

關注公众号“技术邻CAE学院“，发送相应关键词可获得；如发送“ansys”