基于数值模拟的汽车摆臂强度分析及结构改进

冯翠云

（桂林信息科技学院，广西桂林 541200）

0 引言

汽车摆臂在悬架中起到导向和支撑的作用，是悬挂系统中的一个关键零部件，承载着复杂变化的载荷，其强度影响行车安全。随着计算机技术的快速发展，有限元分析技术在汽车零部件结构分析上得到了广泛的应用，对产品设计理念产生了深远的影响，产品设计分析从传统的经验设计和判断进入了现代的设计分析[1-2]。本文以某汽车前下摆臂为研究对象，利用有限元分析方法对摆臂进行强度分析，找出应力集中部位和开裂区域，然后对摆臂进行结构改进，最终使摆臂强度满足设计要求。

1 摆臂模型建立

由于摆臂由板材件冲压而成，其结构形状复杂，外形由复杂曲面构成，由于有限元软件建模能力比较弱，因此，利用CATIA软件强大的建模功能建立摆臂三维模型，如图1所示。摆臂采用板料冲压后焊接结构形式，摆臂主要由上冲压件、下冲压件和管套等零件焊接后，通过螺栓连接而成。摆臂上下冲压件和管套焊接高度为t=2.5 mm，球头座与焊接件通过3-M10螺栓紧固连接，如图1所示。摆臂失效的主要原因是：在车辆行驶过程中，摆臂受到多种工况、多轴载荷随机交替冲击作用下，使摆臂冲压件开裂失效。由于摆臂体强度不足导致车辆行驶失去稳定性，影响行车安全，为了确保其强度，需要对摆臂进行力学分析。由于用传统的计算方法无法满足复杂多变的力学计算，因此，采用有限元现代设计方法对摆臂进行数值模拟，找出破坏起始部位并进行结构改进。

图1 摆臂三维模型

2 摆臂各工况及材料

在车辆行驶过程中，前下摆臂受到20种工况载荷作用，载荷复杂多变，如表1所示。

表1 摆臂工况列表

在产品设计时，为满足摆臂的刚度要求，防止摆臂变形或者开裂失效且不过多增加摆臂的质量，需要找出破坏机理及破坏点位置，并进行结构改进。当正应力大于极限强度σb时，会引起断裂；当正应力达到屈服极限σs时，将产生屈服或出现显著塑性变形[4]。

由于不能从传统计算中直接判断裂纹起始发生部位和应力集中处的最大应力σ1大小，因此需要借助有限元模拟计算分析来获得摆臂应力集中部位和应力大小。

3 摆臂静力有限元分析

3.1 材料属性

摆臂焊接件的材料牌号和力学性能如表2所示。因为摆臂失效主要发生在冲压件上，所以重点关注分析的是摆臂上下冲压件，上冲压件料厚t=3.5 mm，下冲压件料厚t=3.0 mm，材料屈服强度为420 MPa，抗拉强度为480～620 MPa。

表2 摆臂材料牌号及其力学性能[5]

3.2 有限元模型建立

模型结构简化、载荷、约束条件等处理是否合理，直接影响计算结果与实际结果吻合程度。为了验证摆臂的性能是否满足要求，结合强度工况和材料力学性能，对其进行强度分析[3]。有限元分析时，为了便于计算，把与摆臂总成计算结果无关的零件去掉后，通过CATIA软件导出STEP 格式文件进入网格处理软件Hypermesh。利用Hypermesh强大的网格划分功能，采用自动网格划分加手动调整的方法，合理控制网格类型，将形状复杂的摆臂模型划分，得到合理的网格。上下冲压件和套管采用壳单元S4R,球头座和螺栓采用C3D8R单元，划分出壳单元S4R单元47 237个，三维单元C3D8R单元52 010个，如图2所示。前后衬套硬点处分别可以绕平行X、Z轴旋转，设置为铰链转动，焊缝采用耦合方式处理，接附点加载，按惯性释放计算。在进行数值模拟计算时，孔的表面可以用刚体约束的铰链节点耦合设置[6]。在Hypermesh中设置通用静力学分析步计算，建立好分析模型，输入材料特性，施加载荷和边界条件后，导出到ABAQUS中进行求解。

图2 简化有限元模型

4 计算结果分析

4.1 原始设计结构计算结果

摆臂受到20种工况载荷的计算结果统计，如表3所示。通过表3分析结果获知，工况4满载（z=-g）最大应力为670.5 MPa、工况5左转弯应力为672.7 MPa、工况19双后轮过坎2.5g应力为548.0 MPa。摆臂在3个工况载荷作用下的应力云图如图4、图5、图6所示，静力学分析得到Von Mises等效应力云图显示，应力集中区域的最大等效应力为672.7 MPa，大于材料允许的最大值620 MPa，根据σ1＜[σ]可以判断摆臂会破裂。应力集中位置在如图4 和图6 下冲压件中间的不规则长孔位置，以及图5下冲压件与前衬套焊接部位。分析应力集中超过材料许用应力的主要原因是：1）下冲压件异形长孔两头大小不一致，其形状及位置设计不合理；2）下冲压件与前衬套焊接焊缝高度及焊缝大小不合理。通过分析可以获知，摆臂结构和焊缝需要进行结构改进。

图4 工况4等效应力云图

图5 工况5等效应力云图

图6 工况19等效应力云图

表3 20种工况强度计算结果

4.2 摆臂结构改进后分析

1）根据图4、图5、图6所示，对应力集中处和破坏部位进行结构改进：第一，在下冲压件异形长孔应力集中处，把不规则的长孔改成规则长形孔，其形状是长孔对称设计；第二，焊缝高度由原来的2.5 mm改成3.5 mm，如图7所示。最后把修改好的模型导入到Hypermesh进行网格前处理，边界条件设置好后， 导入到Abaqus 软件中进行计算。

图7 结构改进位置图

2）计算结果统计如表4所示。针对摆臂薄弱局部进行结构改进，改进后计算结果表明：原来应力超过材料许用应力的三个工况，工况4满载（z=-g）最大应力由原来的670.5 MPa降到364.8 MPa,工况5左转弯应力由原来的672.7 MPa降为62.89 MPa, 工况19双后轮过坎2.5g应力原来的548.0 MPa降为320.5 MPa。如图8、图9、图10所示。改进后的摆臂强度分析结果显示,最大应力为364.8 MPa，小于材料的许用应力[σ]=480～620 MPa，也小于材料的屈服强度420 MPa。根据公式（1）及强度理论可知，摆臂总成安全可靠,不会发生破裂。

表4 20种工况强度计算结果

图8 工况4等效应力云图

图9 工况5等效应力云图

图10 工况19等效应力云图

3）摆臂产品实物图如图11所示，在摆臂下冲压件中间长孔形状和位置，以及前衬套焊缝进行结构加强改进后，满足设计要求。利用有限元分析找出应力集中超过材料许用应力部位，对零件进行结构改进，避免了应力集中的发生。摆臂零件结构改进后安全可靠，与计算分析结果基本一致，目前产品已经投入批量生产。

图11 产品实物图

5 结论

摆臂工况复杂，传统的手工计算量大，且很难发现应力集中部位，利用有限元技术可以有效解决这一问题。对零件进行静力分析，通过计算获得应力集中的最大应力部位，即破坏点，然后进行结构改进，避免了产品开裂失效。影响应力集中的主要因素是：第一，产品减重孔的形状以及位置；第二，焊缝的大小和形状。最后，通过产品试制表明，有限元分析和试制样件结果基本一致，零件结构改进设计合理，为类似产品结构设计提供了设计新思路和新方法。