雷 剛 陳志豪 于 航 樊 偉

(①重慶理工大學(xué)汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶400054；②浙江吉利汽車研究院有限公司，浙江 寧波 315336)

作為懸架系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，控制臂起到導(dǎo)向和傳力的作用，同時(shí)影響著車輛行駛的平順性和操縱穩(wěn)定性[1]。沖壓成型因其低成本[2]、高精度和良好的材料利用率成為制造控制臂的主要方式之一[3]。在以往的CAE分析中常忽略成型因素對(duì)控制臂這類鈑金件結(jié)構(gòu)性能的影響，而在實(shí)際情況中沖壓成型導(dǎo)致控制臂厚度分布不均勻，造成整體強(qiáng)度及疲勞性能降低，這就導(dǎo)致分析結(jié)果相較于實(shí)際情況誤差大。

為了提高沖壓件的仿真精度，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)此做了大量研究。Wang W L等人[4]通過一種數(shù)據(jù)庫修改方法將沖壓效應(yīng)考慮到發(fā)動(dòng)機(jī)支架的疲勞預(yù)測(cè)中，大大提高了疲勞預(yù)測(cè)的準(zhǔn)確性。Mélanie C等人[5]解決了沖壓工藝對(duì)部件疲勞性能的影響并闡明了在汽車部件生產(chǎn)過程中如何有效考慮這些影響。

本文以某款車型的麥弗遜懸架控制臂為研究對(duì)象，基于整車多體動(dòng)力學(xué)模型，根據(jù)輪心六分力和輪胎接地力分別獲取控制臂鉸接點(diǎn)處的動(dòng)靜態(tài)載荷，對(duì)未考慮沖壓效應(yīng)與帶有沖壓效應(yīng)的控制臂模型進(jìn)行疲勞強(qiáng)度仿真對(duì)比。依據(jù)結(jié)果對(duì)沖壓工藝進(jìn)行改進(jìn)并對(duì)改進(jìn)后的沖壓模型再次進(jìn)行疲勞強(qiáng)度仿真，通過3次結(jié)果的對(duì)比分析，研究了沖壓效應(yīng)對(duì)控制臂疲勞強(qiáng)度性能的影響。

1 動(dòng)靜態(tài)載荷的獲取

1.1 動(dòng)態(tài)載荷譜的獲取

比利時(shí)環(huán)路作為綜合考量汽車耐久性可靠性的特殊路面[6]，是控制臂疲勞耐久測(cè)試的最佳選擇。為了確保分析結(jié)果的可靠性，本文采用實(shí)際采集的方法，在汽車滿載情況下，把車輛在比利時(shí)環(huán)路上獲取的道路信號(hào)作為輸入進(jìn)行求解仿真，從而獲取六分力數(shù)據(jù)。

基于獲得的六分力譜，提取到此路面下控制臂3個(gè)連接點(diǎn)動(dòng)態(tài)載荷譜如圖1所示?？刂票弁恻c(diǎn)與轉(zhuǎn)向節(jié)之間采用球鉸鏈接，因此只有3個(gè)方向的力。

建立整車動(dòng)力學(xué)模型，主要包括麥弗遜前懸架、雙連桿后懸架以及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)等子系統(tǒng)，對(duì)各子系統(tǒng)進(jìn)行裝配，得到的整車多體動(dòng)力學(xué)模型如圖2所示。

1.2 靜態(tài)載荷的計(jì)算

為了較全面的反應(yīng)懸架在極限工況下的性能，計(jì)算緊急制動(dòng)、通過不平路面以及極限轉(zhuǎn)向工況下(取車輛右轉(zhuǎn)狀態(tài))的輪胎接地力。這3種工況的加速度分別1g、3.5g、0.95g(g=9.81 m/s2)，所需的車輛相關(guān)參數(shù)如表1所示。

表1 車輛相關(guān)參數(shù)

通過計(jì)算獲取到的3種工況下的車輛左右前輪接地力如表2和表3所示。將上述輪胎接地力輸入懸架模型中進(jìn)行仿真分析，得到各個(gè)典型工況下前懸架控制臂鉸接點(diǎn)載荷如表4所示。

表2 3種工況下左前輪接地力

表3 3種工況下右前輪接地力

2 控制臂有限元建模及仿真分析

2.1 控制臂有限元建模

麥弗遜懸架控制臂由上中下3層板件構(gòu)成，其厚度分別為3 mm、2.6 mm、3 mm，前后襯套厚度分別為4.25 mm與5 mm。采用抽取中面的方式進(jìn)行二維混合網(wǎng)格劃分，平均網(wǎng)格尺寸為4 mm，得到共計(jì)21 279個(gè)網(wǎng)格，21 367個(gè)節(jié)點(diǎn)?？刂票鄣牟牧蠟榻Y(jié)構(gòu)鋼SAPH440，其彈性模量為2.07×105MPa，泊松比為0.3，密度為7.8 t/m3，屈服強(qiáng)度為305 MPa。在控制臂外側(cè)球鉸與轉(zhuǎn)向節(jié)相連處以及內(nèi)側(cè)前后端襯套與副車架相連處采用RBE2單元進(jìn)行模擬，在內(nèi)側(cè)襯套與板件之間等連接處采用二維單元模擬焊縫，控制臂有限元模型如圖3所示。

2.2 邊界條件及工況確定

在實(shí)際情況中，控制臂隨著車輛的行駛而擺動(dòng)，因此采用慣性釋放的方式對(duì)控制臂進(jìn)行約束，同時(shí)將表4得到的控制臂鉸接點(diǎn)的載荷施加到3處RBE2單元從節(jié)點(diǎn)上。

表4 3種極限工況控制臂鉸接點(diǎn)載荷

2.3 仿真計(jì)算

2.3.1 強(qiáng)度分析

仿真結(jié)果如圖4所示。

由圖4可知，3個(gè)工況下的應(yīng)力主要集中在控制臂外緣拐角以及外側(cè)螺栓孔附近，最大應(yīng)力為極限轉(zhuǎn)向工況下的控制臂外端，大小為286.2 MPa，而控制臂的屈服極限為305 MPa，安全系數(shù)大于1。在3種極限工況下，控制臂的最大應(yīng)力小于其屈服強(qiáng)度，不會(huì)發(fā)生塑性變形和破壞，滿足設(shè)計(jì)要求。

2.3.2 疲勞分析

由于控制臂的失效很大概率是因?yàn)楦哐h(huán)次數(shù)的交變載荷造成的，屬于高周疲勞失效，因此采用名義應(yīng)力法進(jìn)行疲勞分析[7-8]。在此之前需要對(duì)控制臂施加單位載荷并求解，對(duì)控制臂前后端施加3個(gè)方向的單位力和力矩，對(duì)外端施加3個(gè)方向的單位力，共計(jì)15個(gè)工況，將計(jì)算后的控制臂單位應(yīng)力結(jié)果輸出并進(jìn)行疲勞分析?？刂票鄣牟牧蠟镾APH440，根據(jù)其材料參數(shù)得到其S-N曲線如圖5所示。

結(jié)合所得的控制臂外、前和后側(cè)3處動(dòng)態(tài)載荷譜對(duì)控制臂疲勞壽命進(jìn)行預(yù)測(cè)，采用Gerber平均應(yīng)力修正與Von Mises應(yīng)力相結(jié)合的方式進(jìn)行計(jì)算，得到的疲勞壽命云圖如圖6所示。焊縫處以及控制臂前端與外端襯套孔附近為疲勞壽命較小區(qū)域，其中節(jié)點(diǎn)ID為7 942處為疲勞壽命最小處，其壽命達(dá)到了3.006×105個(gè)載荷循環(huán)，換算為行駛里程則超過1.6×106km，遠(yuǎn)超《機(jī)動(dòng)車強(qiáng)制報(bào)廢標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定》的6×105km里程數(shù)，因此發(fā)生疲勞破壞的可能性極低，滿足要求。

3 控制臂沖壓模型的建立及仿真分析

3.1 沖壓模型的建立

對(duì)控制臂進(jìn)行沖壓仿真，為了使軟件能根據(jù)模型實(shí)時(shí)細(xì)化網(wǎng)格以匹配變形較大的區(qū)域，確保一定的求解精度與速度，本文采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分方式繼而將其進(jìn)行偏置獲得凸模網(wǎng)格模型。

3.2 沖壓仿真參數(shù)設(shè)置與結(jié)果分析

為了避免出現(xiàn)沖壓負(fù)角，先建立沖壓局部坐標(biāo)，再定義合理的拉伸方向，采用直接成型的方法，并對(duì)板件進(jìn)行修邊、沖孔和翻邊，得到的成形極限與厚度變化結(jié)果分別如圖7及圖8所示，依據(jù)云圖，控制臂最薄處為2.26 mm，位于外端及前端邊緣處，相較于數(shù)模最大厚度的3 mm減少了0.74 mm，減薄率達(dá)到24.7%。

3.3 沖壓結(jié)果映射與疲勞強(qiáng)度分析

對(duì)自適應(yīng)網(wǎng)格進(jìn)行重新劃分并對(duì)成形結(jié)果調(diào)用與映射，得到不同厚度的控制臂模型，映射后的加載模型如圖9所示。

對(duì)經(jīng)過沖壓仿真的控制臂模型進(jìn)行強(qiáng)度分析，3個(gè)工況下的強(qiáng)度云圖如圖10所示，與未帶有沖壓效應(yīng)的控制臂強(qiáng)度結(jié)果對(duì)比如表5所示。

表5 有無沖壓效應(yīng)的控制臂強(qiáng)度結(jié)果對(duì)比

根據(jù)云圖以及表格可知，考慮沖壓效應(yīng)的控制臂在緊急制動(dòng)與極限轉(zhuǎn)向工況下最大應(yīng)力值顯著大于未帶有沖壓效應(yīng)的控制臂且超過了材料的屈服極限，應(yīng)力較大的區(qū)域依舊分布在控制臂外端球鉸以及翻邊處，不滿足強(qiáng)度要求。

對(duì)帶有沖壓效的控制臂進(jìn)行疲勞分析，其疲勞壽命云圖如圖11所示，由云圖得，疲勞壽命較小區(qū)域集中在控制臂外端與球鉸相連的螺栓孔附近，其疲勞壽命為2.146×105個(gè)載荷循環(huán)，即1.18×106km的行駛里程，雖然依舊滿足設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，但相對(duì)于未考慮沖壓效應(yīng)的控制臂疲勞壽命縮短了28.9%，可見沖壓效應(yīng)能夠?qū)刂票鄣慕Y(jié)構(gòu)性能造成較大影響。

4 沖壓工藝的改進(jìn)及對(duì)比分析

依據(jù)前文內(nèi)容，具有沖壓效應(yīng)的控制臂其強(qiáng)度及疲勞壽命都有一定的縮減，特別是緊急制動(dòng)和極限轉(zhuǎn)向工況下的強(qiáng)度無法滿足設(shè)計(jì)要求，這是由于沖壓導(dǎo)致控制臂厚度分布不均，部分區(qū)域如控制臂前部襯套周圍與翻邊處減薄。初步分析是由于凹凸模圓角半徑較小，使得進(jìn)料不順暢，要針對(duì)沖壓工藝進(jìn)行改進(jìn)。對(duì)模的圓角半徑進(jìn)行增大以減小進(jìn)料阻力，以降低沖壓后的減薄率，再次進(jìn)行沖壓仿真，得到的成形極限和厚度變化云圖如圖12與圖13所示。

根據(jù)云圖結(jié)果，控制臂最薄處為2.66 mm，其厚薄分布位置無較大變化，但相較于原結(jié)果24.7%的減薄率，優(yōu)化后的減薄率降低至11.3%，有較大改善。將網(wǎng)格結(jié)果映射到?jīng)_壓工藝改進(jìn)后的有限元模型中進(jìn)行強(qiáng)度分析，得到3種極限工況下的結(jié)果云圖如圖14所示。

從結(jié)果來看，改進(jìn)后3種極限工況下的應(yīng)力仍主要分布于控制臂翻邊處，相較于改進(jìn)前，3種工況的最大應(yīng)力分別減小了5.6%、1.3%、8.3%，具體結(jié)果數(shù)據(jù)對(duì)比如表6與表7所示，最大應(yīng)力值小于控制臂材料的屈服強(qiáng)度，基本滿足要求，說明在沖壓工藝改進(jìn)之后，該工藝下的控制臂結(jié)構(gòu)性能會(huì)得到優(yōu)化，同時(shí)也驗(yàn)證了沖壓工藝中造成的控制臂厚度的變化對(duì)控制臂的結(jié)構(gòu)性能也存在不可忽略的影響。

表6 沖壓工藝改進(jìn)前與原結(jié)果最大應(yīng)力結(jié)果對(duì)比

表7 沖壓工藝改進(jìn)后與原結(jié)果最大應(yīng)力結(jié)果對(duì)比

對(duì)沖壓工藝改進(jìn)后得到的控制臂進(jìn)行疲勞仿真，得到其疲勞壽命云圖如圖15所示。控制臂疲勞壽命較薄弱區(qū)域基本未發(fā)生變化，但其載荷循環(huán)由改進(jìn)前的2.146×105增大到了2.563×105，增幅達(dá)到了19.4%，將其轉(zhuǎn)換為行駛里程為1.42×106km，雖相較于未帶有沖壓效應(yīng)的控制臂該值減少了14.4%，但依然遠(yuǎn)大于國(guó)際規(guī)定的6×105km的強(qiáng)制報(bào)廢里程數(shù)，而且相比于沖壓工藝改進(jìn)前的疲勞壽命也有明顯改善，這說明沖壓工藝導(dǎo)致的控制臂厚度的變化必然對(duì)控制臂的疲勞壽命有較大影響。

沖壓工藝改進(jìn)前后控制臂疲勞壽命轉(zhuǎn)換為行駛里程與原結(jié)果對(duì)比如表8所示。

表8 沖壓工藝改進(jìn)前后控制臂疲勞壽命與原結(jié)果對(duì)比

5 結(jié)語

本文研究了控制臂在傳統(tǒng)有限元分析及考慮沖壓成型作用下的強(qiáng)度及疲勞壽命，并針對(duì)第一次沖壓仿真結(jié)果對(duì)沖壓工藝進(jìn)行優(yōu)化，對(duì)比了3次仿真的控制臂疲勞強(qiáng)度，得到以下結(jié)論：

(1)沖壓工藝使得沖壓件不可避免的出現(xiàn)厚度不均勻、局部出現(xiàn)厚度減薄情況，導(dǎo)致帶有沖壓效應(yīng)控制臂的強(qiáng)度及疲勞性能相較于未考慮沖壓效應(yīng)的控制臂有一定的下降，表明沖壓成型對(duì)控制臂的強(qiáng)度及疲勞性能的影響不可忽視。在對(duì)控制臂這類沖壓件進(jìn)行有限元分析時(shí)考慮沖壓成型對(duì)其厚度的影響可以提高仿真的精度，使得結(jié)果更貼合實(shí)際。

(2)優(yōu)化沖壓工藝如增大凹凸模圓角半徑可以降低進(jìn)料阻力，以減少出現(xiàn)局部厚度減薄的情況，降低沖壓成型對(duì)零部件結(jié)構(gòu)性能影響的程度。