基于Hypermesh的汽车悬架支架有限元分析

马学军,高立

(中北大学机械与动力工程学院,山西太原 030051)



基于Hypermesh的汽车悬架支架有限元分析

马学军,高立

(中北大学机械与动力工程学院,山西太原 030051)

建立汽车悬架支架三维实体模型和有限元模型，依据几种典型的实际工况对支架施加约束和载荷，分析支架在各工况下的应力和应变情况。检验支架满足静强度要求，为其结构设计、优化和疲劳寿命预测提供理论依据。

汽车悬架；支架；有限元分析

0　引言

悬架是汽车的运动部件,也是汽车的重要组成之一，路面作用于车轮上的垂直反力、牵引力、制动力和侧向反力以及这些力所产生的力矩都要通过悬架传递到车架。悬架在传递这些力和力矩的同时，缓和路面不平传给车架或车身的冲击载荷，抑制车轮的不规则振动，因此其参数选取和各构件的布置对车辆的平顺性、安全性、稳定性、可靠性、通过性及燃油经济性等多种使用性能都有重要的影响[1-2]。悬架支架是悬架系统中的一个重要组成部分,它是汽车上的主要连接和承载机构,承担了大部分的连接和承载任务,同时也承受巨大的载荷和周期性应力，其刚度的设计是否合理会直接或间接地影响悬架的整体性能，其强度对悬架乃至整个汽车有着不可替代的作用[3-4]。

近几年学者对钢板弹簧平衡悬架的研究主要集中在平衡悬架的振动特性分析[5]、平衡悬架运动仿真分析[6]、板簧动态特性仿真分析[7]、三轴平衡悬架载货汽车平顺性的研究[8]、平衡悬架结构设计[9]和板簧的有限元分析[10]。目前还没有学者针对平衡悬架的支架做刚度强度、随机疲劳分析。钢板弹簧平衡悬架在实际使用中可能会出现因为设计和制造缺陷引起的悬架支架开裂、变形过大导致悬架运动干涉等情况，因此钢板弹簧平衡悬架支架的强度和刚度问题对保证汽车的安全行驶有着非常重要的作用。文中利用Hypermesh软件对某汽车制造厂的某新型钢板弹簧平衡悬架支架在几种典型工况下的强度和刚度进行分析，得到支架的应力应变云图，检验支架满足静强度要求，为支架的设计、优化和疲劳寿命预测提供了理论依据。

1　支架模型建立

由于Pro/E提供了强大的三维实体建模技术，具有高效能的曲面建模能力，能够完成复杂的造型设计，所以选用Pro/E创建三维实体模型；Hypermesh具有高效的有限元分析功能,并且与Pro/E有良好的数据接口，所以用Pro/E建完三维实体模型后将其导入到Hypermesh中。图1是支架的实体模型。

有限元模型的单元数量和尺寸对分析结果的精度和正确性有决定性的影响。支架的实况用三维实体单元能较好地反映，主要用到六面体单元和四面体单元。综合分析两种单元的适用性和软件自动划分得到网格质量好坏，采用四面体单元划分网格。单元数过少、尺寸过大，会形成较差的网格，造成计算精度下降甚至分析结果完全失真；单元数过多、尺寸过小，计算精度不会有明显变化，但却会导致计算机计算效率过低，甚至出现计算量过大无法求解的情况。对应力集中的地方网格细化可以不增加计算规模同时得到更准确的结果，高阶单元比低阶单元计算精度要高得多。综合考虑网格密度、计算精度、计算速度后，采用十节点四面体单元，单元尺寸为4 mm，图2是支架的有限元模型。所用材料是QT450，抗拉强度为450 MPa，屈服强度为310 MPa,密度为7.85×10-6kg/mm3,弹性模量为2.06×105MPa，泊松比为0.3。

根据实际工况对支架施加约束，将支架底部的Z向固定约束，其他方向自由。对于螺栓孔，首先采用刚性单元与各个螺栓孔的节点耦合起来，然后再施加X和Y向约束，这样就施加完支架底部的位移约束，这种处理方式与真实情况很贴近。经过各工况的受力分析计算后，各工况的受力情况如表1所示，按表1中各工况的载荷大小和受力位置施加载荷约束。为了更加真实地模拟支架的受力情况，采用图3所示的对称结构进行分析，连接轴保持真实尺寸，充分考虑中间轴对支架强度、刚度的影响，以确保计算结果的精确性。

表1　几种典型工况支架受力情况　N

2　支架有限元分析

下面主要针对支架在静止、起步、制动、转向工况、单边顶起、单边悬空6种典型的实际工况进行分析。各工况计算得到的支架载荷大小和受力位置如表1所示。静止工况是最简单的工况，只受垂直方向的载荷作用；起步工况选用0.3g加速度，制动工况选用支架0.65g加速度，这两种工况支架受到垂直载荷和推力杆载荷的共同作用，拉力为正，压力为负；转向工况选用0.4g加速度，比前两种工况复杂，由于重心偏移，两端支架载荷发生变化，靠近转弯半径内侧一端支架载荷减小，外侧一端支架载荷增大，此时支架还受到侧向载荷的作用；单边顶起是一端车轮遇到凸起物时两车轮高相差200 mm时的状况，此时支架受到垂直载荷和侧向载荷的共同作用；单边悬空是一端车轮掉进坑里另一端车轮悬空时的状况，此时未悬空侧支架承受全部载荷。各工况时支架的应力应变云图如图4—15所示。

从上面分析结果可以看出：静止工况最大应变约为0.094 mm，最大应变在支架心轴孔附近，最大应力约为120 MPa；起步工况最大应变约为0.604 mm，最大应变在连接轴的轴端，而支架的最大应变约为0.34 mm，最大应力约为199 MPa；制动工况最大应变约为0.403 mm，最大应变在连接轴的轴端，而支架的最大应变约为0.23 mm，最大应力约为138 MPa；转向工况最大应变约为0.321 mm，最大应变在连接轴的轴端，而支架的最大应变约为0.25 mm，最大应力约为276 MPa；单边顶起工况最大应变约为0.107 mm，最大应变在支架心轴孔附近，最大应力是131 MPa；单边悬空工况最大应变约为0.43 mm，最大应变在连接轴的轴端，而支架的最大应变约为0.29 mm，最大应力是234 MPa。各工况下应力主要集中在支架心轴孔附近和内部加强筋板，表2是各工况分析结果的总结。

表2　各工况分析结果

3　结束语

通过对支架各工况下的有限元数值仿真分析，获得汽车悬架支架的最大应变约为0.34 mm，最大应力约为276 MPa，它远远小于材料的抗拉强度450 MPa，所以支架满足静强度设计要求；支架的最大应力主要在支架心轴孔上方附近，应力主要集中在支架心轴孔附近和支架内部筋板，这些部位是支架的薄弱部分，设计时要加强这些部分的强度和刚度，为支架结构设计、优化和疲劳寿命预测提供理论依据。

【1】樊卫平.TL3400矿用自卸车平衡悬架有限元分析[J].武汉理工大学学报,2007(6):137-139.

【2】苏继龙,连兴峰.颠簸路况下3种结构形式平衡悬架强度分析[J].计算机辅助工程,2011(3):73-76.

【3】蒯向前.基于有限元法的汽车悬架支架结构分析[J].汽车零部件,2008(1):69-71.

【4】燕志华,蒯向前,王东方,等.汽车悬架支架的结构分析及仿真[J].南京工业大学学报:自然科学版,2007(1):93-96.

【5】杨啟梁.平衡悬架的振动特性分析[J].武汉科技大学学报:自然科学版,2007(2):168-170.

【6】张子春,马力,王皎,等.考虑部件弹性变形的平衡悬架运动干涉分析[J].拖拉机与农用运输车,2006(4):66-68.

【7】倪寿勇,陈靖芯,刘洪庆.虚拟样机技术在三轴板簧平衡悬架结构改进中的应用[J].汽车工程,2007(11):981-986.

【8】陶坚.三轴平衡悬架载货汽车平顺性分析与优化[D].长沙:湖南大学,2006.

【9】王磊,金达锋.全地形车中、后桥双横臂平衡悬架设计[J].拖拉机与农用运输车,2007(1):64-66.

【10】周亮.多轴汽车平衡悬架有限元结构研究分析[D].武汉:武汉理工大学,2011.

Finite Element Analysis of Automotive Suspension Bracket Based on Hypermesh

MA Xuejun, GAO Li

(School of Mechanical and Power,North University of China,Taiyuan Shanxi 030051, China)

The 3D entity model and finite element model of automotive suspension bracket were established. Constraints and loads were imposed on the suspension bracket according to several typical actual conditions, and stress and strain situation in various conditions were analyzed.It is tested that the bracket satisfys the requirement of static strength.It provides theoretical basis for structure design, optimization and fatigue life prediction.

Automobile suspension；Bracket；Finite element analysis

2015-03-30

马学军(1989—),男，硕士研究生，研究方向为振动与噪声控制。E-mail:18603487892@163.com。