乘用车前摆臂和副车架的强度分析及优化

张峰

2015年12月24日 21:31

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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。以某乘用车的前摆臂和副车架为研究对象，在不影响其结构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，利用HyperWorks软件进行强度分析。由副车架的强度分析结果，获得原结构中的薄弱位置主要集中于副车架上板左右两端，故从结构优化的角度考虑，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。对优化后的结构再次进行分析计算，结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；结构优化

中图分类号：U463.1 文献标识码：A 文章编号：1671-3133（2015）08-

Strength analysis and optimization of a passenger car

front swing arm and the sub-frame

Abstract: The Front swing arm and the sub-frame, as the important part of chassis system, is with complicated loading condition. For this, it is seriously important to verify the strength and fatigue quality of suspension cross member. Takes a passenger car front swing arm and sub-frame as the research object, simplify the processing necessary to carry it without affecting the basic mechanical characteristics of the structure of the case, and built the finite element models , used the HyperWorks software for strength analysis. finally, through comprehensive analysis of structural strength of the sub-frame structure calculation results, obtained the weak structure of the original design scheme mainly focus on the sub frame plate at the left and right ends, therefore, from the angle of structure add a reinforcing plate, optimized and improved the weak position. On the design of structure optimization again after the analysis, results show the sub-frame on the left and the right ends of the improved plate location optimization meet the strength requirements of side frame.

Key words: swing arm; sub-frame; finite element; the static strength analysis; Structure optimization

0 引言

近年来，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。随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]。副车架是一种辅助装置，通过这种辅助装置将悬架连接件与车身相连。有了副车架这种结构后，悬架设计不再受车身制约，即不需要针对车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，在提高底盘强度的同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结构主要集中于副车架上板左右两端，故从结构角度添加加强板，对该薄弱位置进行优化和改进。对结构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结构优化的效果，对于降低副车架成本，实现平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。为提高模拟精度，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。

图1 前悬架模型

表1 副车架几何尺寸

部件	板厚/mm	部件	板厚/mm
前横梁	3.5	转向机支架	3.5
后横梁	2	下摆臂支架	3
上、下纵梁	3	后连接支架	3

在有限元分析过程中，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，节省建模和运算的时间，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] 有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）。

本文所研究的前摆臂和副车架中有的尺寸结构，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，四边形壳单元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为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。在对前摆臂及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有焊接、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。

1.2.1焊接的模拟

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，为保证精度，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，部分刚性连接如图4所示。

图4 部分刚性连接

1.2.2螺栓的模拟

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，部分螺栓连接如图5所示。

图5 部分螺栓连接

1.2.3球铰的模拟

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。本文中球铰连接的方法为约束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，对刚建立连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结构，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。前摆臂和副车架有限元模型如图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

2.1 边界条件

本文研究的前摆臂和副车架的位移约束条件：在转向和制动工况下，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约束为球铰约束。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向节中心上摆至极限位置作为位移约束。

2.2 载荷条件

本文研究的前摆臂、副车架材料参数如表2所示。

表2 材料参数

材料	弹性模量/MPa	泊松比	密度/(Ton·mm^-3)
钢材	210,000	0.3	7.9E-9

本文主要对前摆臂和副车架在三种不同工况下进行强度分析。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

工况	方向	加速度值
转向	右转向	0.8g
制动	水平向后	0.8g
冲击	竖直向上	2.5 g

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

满载质心高

/mm

满载质量

/kg

加速度

/（m·s^-2）

前轮距

/mm

轴距

/mm

前轴满载载荷

整车满载载荷

轮胎半径

/mm

511

1475

9.8

1465

2550

7950

1475

355

2.3.3冲击工况

冲击工况下前转向节轮心荷载按式（10）计算。

冲击力F_s：

（10）

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。

3 强度分析结果

使用OptiStruct求解器分别求解前摆臂和副车架结构上述3个工况下的应力情况，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值如表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

工况	最大应力/MPa
转弯	72.61
制动	129.4
冲击	53.36

表6 各工况下副车架应力结果

工况	最大应力/MPa
转弯	181.4
制动	341.2
冲击	112.5

从各工况下结构的峰值应力看，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的最大应力分别为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。前摆臂和副车架结构中所用材料的强度特性如表7所示。

表7各材料强度特性

材料牌号	屈服强度/MPa	抗拉强度/MPa
HAPS400	255	400
HAPS440	305	440

前摆臂和副车架下板采用HAPS400，副车架上板材料为HAPS440。前摆臂结构设计满足此三种工况下的强度要求，而副车架结构只有转向和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。而从应力分布云图上看，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，结构中焊缝或刚性连接处易出现应力集中现象，对于结构分析，可不考虑由于焊缝或刚性连接所引起的异常应力集中^[9]。

4 副车架的优化与验证

4.1 副车架结构优化

通过上述对副车架结构的有限元分析，己反映出副车架原结构设计中存在的不足。因此，可综合副车架结构强度分析结果，对分析所得的危险部位从结构角度进行优化。在结构的强度分析中，副车架在制动工况下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结构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，结构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 优化后结构强度分析

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

经过上述分析计算，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，副车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，副车架在不同工况下都满足了强度要求。

表8 各工况下副车架应力结果

工况	最大应力、MPa	减低率/%
转弯	101.7	43.9
制动	274.9	19.4
冲击	95.05	15.5

5 结果与讨论

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结构的结构强度计算结果，获得原设计方案中的薄弱结构主要集中于副车架上板左右两端，故从结构角度添加加强板，对该薄弱位置进行优化和改进。对结构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，较好验证了副车架结构优化的效果。