某乘用车下支臂模态和强度分析

2022-05-12田国富高志彤

机械管理开发 2022年2期

田国富，高志彤

（沈阳工业大学，辽宁沈阳 110870）

引言

下支臂作为汽车悬架的重要组成部分，其振动频率若与来自路面的激励相近，会发生共振作用而变形，影响其寿命，因此研究下支臂的固有频率十分重要。在汽车运行过程中，下支臂不仅要承受车轮的上下跳动，还要承受极限情况下的冲击，面对如此复杂的受力情况，研究其强度和抗冲击性能是极其重要的[1]。

1 整车基本参数及前悬架模型建立

整车的基本参数情况如表1 所示。

表1 整车基本参数

根据整车参数建立麦弗逊前独立悬架，主要部件包含前副车架总成，左、右前控制臂，左、右前滑柱，横向稳定杆，左、右稳定杆连杆及转向横拉杆。在Catia 中建立的悬架三维模型如图1 所示。

图1 悬架模型

2 下支臂有限元模型及自由模态分析

2.1 下支臂前处理

将下支臂几何模型导入Hyper Mesh 中进行前处理[2]，因下支臂由单冲压板组成，采用壳单元进行划分，而衬套因外形较为简单规则，采用实体单元进行划分[3]，下支臂与其他零部件的连接关系采用RBE2 进行模拟连接，共11 196 个节点，11 124 个单元，建立的下支臂有限元模型如图2 所示。下支臂所选用材料为QSTE500，其泊松比为0.33，弹性模量为2.1×105MPa，密度为7.85×106kg/m3，屈服强度和抗拉强度分别为504 MPa 和689 MPa。

图2 下支臂模型

2.2 自由模态分析

当下支臂频率与外界激励接近时，下支臂会因剧烈共振而产生变形，影响行驶的安全性，因而需研究其固有频率范围。

将定义后的下支臂提交到Optistruct 求解器进行计算，得到的固有频率如下页表2 所示，振型云图如下页图3 所示。

图3 模态振型云图

表2 下支臂模态分析结果

根据分析结果可以看出，下支臂第七阶固有频率为235.2 Hz，而汽车因路面不平度引起的激励频率小于22 Hz，车轮不平衡造成的激励频率为0～15 Hz，直列四缸发动机频率一般为10～30 Hz[6]，这三方面激励作为影响下支臂的主要激励，都远远小于第七阶故有频率，故下支臂不会与车辆发生共振现象。

3 悬架静载仿真分析及静载提取

3.1 悬架动力学模型

将整车参数及悬架三维模型中的有关结构硬点数据输入到Adams car 悬架模型，结合悬架弹簧刚度和减震器阻尼的性能参数编写相应的属性文件，在Adams car 标准模式中建立悬架系统的动力学模型如图4 所示[5]。

图4 前悬架多体动力学模型

3.2 极限工况下的轮胎接地力计算

汽车在行驶过程中，下支臂会受到来自路面不平度产生的载荷作用，尤其是在极限工况下承受的载荷，因此可以将其作为强度分析的条件。但是由于在汽车研发阶段的条件有限，不能进行台架试验，于是本文通过动载系数计算各工况下的轮胎反作用力，再导入Adams car 中进行准静载分析。选取的典型工况包括：前行制动、弯道制动、无定向路牙冲击。

3.2.1 前行制动

在前行制动情况下，轴荷前移，制动加速度为1.1g、垂向加速度为g 时，地面对前轴单个车轮垂直方向的反作用力为：

纵向力和侧向力可以通过乘以相应的附着系数比值得到。

3.2.2 转弯制动

在转弯制动情况下，整个汽车不仅发生轮荷的转移，同时也发生轴荷的转移，制动加速为0.32g，垂向加速度为3g，侧向加速度为0.58g 时地面对前轴左、右轮的垂直方向的反作用力分别为：

同理，纵向力和侧向力可以通过相应的附着系数比值得到。

3.2.3 无定向路牙冲击

在无定向路牙冲击工况下，汽车会受到多方向力的作用，发生轮荷和轴荷的转移。本文选取汽车在制动方向加速度为2g，纵向加速度为1.5g，垂向加速度为g 时进行受力分析，此时地面对前轴车轮的垂向反作用力分别如下：

同上，纵向力和侧向力可依据计算所得的垂向力及地面附着系数计算得出。

3.3 准静态载荷提取

本文在Adams car 软件中进行准静载仿真分析，为静强度分析提供边界条件。将前文计算得到的作用力输入到静态载荷参数操作界面，通过悬架试验台对车轮进行加载，提取下支臂在典型极限工况下各个连接点处的静态载荷数据，具体如下页表3 所示。其中FX、FY、FZ表示各连接点沿X、Y、Z 方向上的力，TX、TY、TZ为各连接点绕X、Y、Z 轴的力矩。