袁上海 趙俊

摘要：以某改款車副車架為研究對(duì)象，采用Hypermesh軟件建立有限元模型，運(yùn)用Nastran求解器進(jìn)行剛度、強(qiáng)度及模態(tài)分析。分析結(jié)果表明：前副車架彎曲及扭轉(zhuǎn)剛度滿足目標(biāo)要求;四種極限靜態(tài)工況下，前副車架強(qiáng)度的最小安全系數(shù)為1.53，滿足目標(biāo)要求;前副車架單體約束狀態(tài)下，其模態(tài)滿足目標(biāo)要求。

關(guān)鍵詞：前副車架;剛度; 強(qiáng)度; 模態(tài)

0 ?引言

隨著生活水平的提高，人們對(duì)汽車舒適性和操縱穩(wěn)定性要求越來(lái)越高。副車架作為現(xiàn)在主流汽車底盤(pán)的關(guān)鍵承載件，使用越來(lái)越廣泛。它將各種零散的懸架元件連接起來(lái)，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(tái)提供了基礎(chǔ)。其對(duì)整車性能也至關(guān)重要，提高了懸掛系統(tǒng)的連接剛度，同時(shí)在減震降噪方面發(fā)揮著重要作用[1]。本論文以有限元仿真分析為手段，對(duì)某改款車型前副車架進(jìn)行了剛度、強(qiáng)度和模態(tài)分析，判斷新前副車架是否滿足靜動(dòng)態(tài)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(shù)據(jù)格式導(dǎo)入到 Hypermesh 中。采用前處理軟件 Hypermesh 劃分網(wǎng)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(diǎn)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(jié)點(diǎn)共計(jì)46726個(gè)，單元共計(jì)46090個(gè)。

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

2 ?前副車架有限元分析

2.1 彎曲及扭轉(zhuǎn)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(gè)連接點(diǎn)，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(zhuǎn)剛度分析工況如下：約束前副車架前端與車身連接的兩個(gè)連接點(diǎn)，并在前副車架后端與車身連接的兩個(gè)連接點(diǎn)處分別施加垂直向上和垂直向下的載荷100N。彎曲扭轉(zhuǎn)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(jì)算得某轎車前副車架彎曲剛度為1206.3

N/mm。扭轉(zhuǎn)剛度可根據(jù)公式（1）計(jì)算。結(jié)果統(tǒng)計(jì)如表2所示，可以發(fā)現(xiàn)前副車架彎曲及扭轉(zhuǎn)剛度滿足目標(biāo)要求。

其中，？漬為扭轉(zhuǎn)剛度;M為加載扭矩;？琢為扭轉(zhuǎn)角;F為加載力;L為兩加載點(diǎn)距離，取886mm;d為兩加載點(diǎn)位移差值。

2.2 前副車架強(qiáng)度分析

對(duì)前副車架進(jìn)行強(qiáng)度分析，了解其應(yīng)力分布情況。設(shè)置垂直沖擊、直線制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎和三向沖擊四種極限靜態(tài)工況。首先利用多體動(dòng)力學(xué)軟件建立整車多體動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)整車在給定工況下進(jìn)行靜載分析，提取前副車架的各關(guān)鍵連接點(diǎn)的載荷作為強(qiáng)度分析工況的輸入載荷。然后根據(jù)前副車架在整車裝配情況進(jìn)行邊界約束，前副車架與車身連接的4個(gè)安裝點(diǎn)六個(gè)自由度全約束，提交Nastran進(jìn)行計(jì)算。各工況下，最大應(yīng)力結(jié)果如表3所示。從結(jié)果可以看出，車架最大應(yīng)力均出現(xiàn)在直線制動(dòng)工況，遠(yuǎn)小于材料屈服極限σs=330MPa。結(jié)構(gòu)靜力可通過(guò)安全系數(shù)[2]評(píng)價(jià)前副車架的強(qiáng)度要求，汽車零部件安全系數(shù)一般取1.5左右， 前副車架各工況下強(qiáng)度安全系數(shù)如表3所示，可以發(fā)現(xiàn)：最小安全系數(shù) n=1.53>1.5 ，說(shuō)明該前副車架各工況下強(qiáng)度滿足要求。通過(guò)對(duì)前副車架在四種極限工況下求解，得到前副車架整體結(jié)構(gòu)應(yīng)力過(guò)度平滑，沒(méi)有明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象，最大應(yīng)力出現(xiàn)在集中載荷施加處及焊縫連接處，這些區(qū)域正是實(shí)際應(yīng)力集中區(qū)域，說(shuō)明該強(qiáng)度分析與實(shí)際受力情況接近，能比較真實(shí)的反映其結(jié)構(gòu)力學(xué)性能。

2.3 前副車架模態(tài)分析

前副車架模態(tài)分析主要有自由模態(tài)、單體約束模態(tài)和裝配模態(tài)這三種常用的模態(tài)計(jì)算工況。本文主要采用Lanczos 法計(jì)算前副車架結(jié)構(gòu)單體約束模態(tài)。約束前副車架與車身連接的四個(gè)連接點(diǎn)，提取約束模態(tài)分析的低于500Hz的前四階模態(tài)結(jié)果，其模態(tài)振型如圖3所示。頻率結(jié)果統(tǒng)計(jì)如表4所示，滿足第一階大于200Hz目標(biāo)要求。

3 ?結(jié)論

以某改款車前副車架為研究對(duì)象，基于Nastran求解器對(duì)其進(jìn)行了剛度、強(qiáng)度及模態(tài)分析。分析結(jié)果表明：

①前副車架彎曲及扭轉(zhuǎn)剛度滿足目標(biāo)要求;

②四種極限靜態(tài)工況下，前副車架強(qiáng)度的最小安全系數(shù)為1.53，滿足目標(biāo)要求;

③前副車架單體約束狀態(tài)下，其模態(tài)滿足目標(biāo)要求。

參考文獻(xiàn)：

[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(xué)技術(shù)與工程，2008（8）：4744 -4745.

[2]張海燕.某轎車前副車架結(jié)構(gòu)的有限元分析[D].長(zhǎng)春：吉林大學(xué)，2011.

[3]方暉.轎車前副車架開(kāi)裂原因的分析及優(yōu)化[J].內(nèi)燃機(jī)與配件，2018（20）：78-80.