汽车前悬结构件耐久性分析及优化
丁晓明, 韦进光, 肖甫     
上汽通用五菱汽车股份有限公司, 广西柳州 545007
摘要: 为了准确预测汽车前悬结构件的耐久性,建立了前悬系统有限元模型,采用路试实测载荷的极限值对有限元模型加载进行强度分析,采用路试实测动态载荷对前悬系统有限元模型进行疲劳分析。强度分析结果表明整车在过坑工况下前悬筒壁的最大应力位置和应力值都与试验完全吻合;疲劳分析结果也表明弯曲处疲劳损伤严重。以上分析证明了采用前悬系统有限元的强度分析和疲劳分析能够有效预测前悬结构件的耐久性。在前期没有实测载荷的情况下,采用相关路谱载荷的极限值进行强度计算能够有效预测出耐久性问题。通过对前悬臂筒设计优化,发现提升材料性能比增加壁厚效果更明显,减小衬套刚度会引起减小载荷,但作用有限。
关键词: 前悬     耐久性分析     优化    
Durability Analysis and Optimization of Car Front Suspension Structure
Ding Xiaoming, Wei Jinguang, Xiao Fu     
SAIC-GM-Wuling Automobile Co., Ltd., Guangxi Liuzhou 545007, China
Abstract: In order to predict the durability of car front suspension structure, a finite element model was built, the strength with the maximum load of real road spectrum was analyzed and the durability with the dynamical real road spectrum was analyzed. By contrast, the maximum stress value and the position of the vehicle are fully consistent with the experimental result, fatigue analysis also showed severe fatigue damage. The example shows the strength and fatigue analysis with finite element can predict the durability of front suspension structural parts. In the early days no actual load conditions, with correlation road load maximum, the strength analysis can predict the durability. Finally, to optimize front suspension structure design showed that to enhance the material properties was more pronounced than to increase the thickness. There are not obvious improvement by reducing the bushing stiffness.
Key words: front suspension     durability analysis     optimization    

汽车前悬是汽车底盘重要零件之一, 其性能对整车的操纵稳定性和舒适性有重要影响, 所以, 前悬的设计不仅要求其有与整车匹配的刚度、阻尼, 而且还需要有很好的耐久性。

耐久性与前悬结构的刚度、强度和疲劳有关。传统的耐久性评定是通过可靠性试验进行, 包括台架试验和道路试验。随着CAE(Computer aided engineering)技术的发展, 有限元分析前悬结构强度得到了广泛应用。蔡进军等[1]对独立悬架总成进行过疲劳损伤分析, 采用的载荷是软件自带的4种典型工况, 而不是基于真实路谱载荷。朱文学等[2]、杨延勇[3]也对独立悬架进行过结构有限元分析, 但只是对独立悬架单独建模, 并没有进行前悬系统建模, 这样就不能考虑到零件间的相互影响, 并且也不是基于真实路谱。本文对整个前悬系统建模, 采用实测的路试载荷, 对前悬系统进行强度分析和疲劳分析。预测前悬结构在极限路况下的应力和变形, 在北京通县汽车试验场按规范进行道路试验。最后在路试数据和分析结果的基础上进行优化。

1 理论基础 1.1 准静态强度分析理论

准静态强度分析都是采用整车的几个典型工况, 通过ADMAMS(Automatic dynamic analysis of mechanical systems)动力学模型仿真出硬点载荷, 加载有限元模型分析应力[4-5]。测载荷数据的增加, 开始采用实测路谱载荷的极限值加载有限元模型分析计算, 这种方法准确, 还可以近似模拟出在冲击载荷下的强度。另外, 对整个前悬系统建模, 考虑到了包括横向稳定杆在内的其他零件在整个系统的作用和对零件间的相互影响,使得分析更为准确。

通过输入各典型工况下轮胎接地处的载荷, 如表 1表 2, 利用多体动力学模型, 可求解前悬各硬点的载荷。

表 1 各典型工况下前轮胎接地处受力
工况 车轮 Fx/N Fy/N Fz/N
后向制动 左轮 -2 151.2 0 2 151.2
右轮 -2 151.2 0 2 151.2
极限转弯 左轮 0 0 0
右轮 0 -7 211.5 7 211.5
单侧过坑 左轮 3 129.2 0 10 952.2
右轮 0 0 3 129.2
表 2 各典型工况下后轮胎接地处受力
工况 车轮 Fx/N Fy/N Fz/N
后向制动 左轮 -1 161.1 0 5 589.8
右轮 -1 161.1 0 5 589.8
极限转弯 左轮 0 -673.8 673.8
右轮 0 -8 547.4 8 547.4
单侧过坑 左轮 4 610.7 0 16 137.4
右轮 0 0 4 610.7
1.2 耐久性分析理论

疲劳寿命设计方法只保证零构件在规定的使用期限内能安全使用, 允许零部件的工作应力超过其疲劳极限。在车辆工程领域主要采用的疲劳寿命预测方法包括名义应力法(全寿命分析方法)和局部应力应变法(应变寿命方法)[6]

名义应力法是最早形成的抗疲劳设计方法, 以材料或零件疲劳试验获得S-N曲线为基础, 根据试件的情况, 如零件的疲劳破坏危险位置的应力集中系数, 并考虑加工工艺等对于疲劳寿命的影响, 根据疲劳损伤累积理论, 校核其疲劳强度。名义应力法具有一定的局限性, 其不足在于:没有考虑缺口根部的局部塑性和载荷的加载循序对疲劳的影响; 部件与标准试件之间的疲劳特性当量关系难于确定, 其疲劳分析算法中参数的选取较多依赖于经验。因此名义应力法预测疲劳寿命适用于高周疲劳分析[7-8]

对于工作循环载荷相对较大的部件而言, 其循环应力较大且存在相当数量的塑性变形, 低周疲劳, 或应变控制式疲劳。对应的疲劳理论为应变寿命疲劳理论[9-11]

2 结构分析 2.1 有限元模型建立

采用Abaqus软件建立有限元模型, 前悬架强度分析模型主要包括螺旋弹簧、减振器、转向节、下摆臂、横向稳定杆、副车架(或前横梁焊合总成)和转向器等。螺旋弹簧和阻尼分别采用弹簧单元和阻尼单元模拟。

前悬架系统数模中减振器筒壁、下摆臂、副车架等薄板件, 采用壳单元进行有限元建模。具体采用四边形壳单元(S4) 和三角形壳单元(S3) 划分网格。网格尺寸5 mm。

前悬架系统数模中转向节, 采用实体单元进行有限元建模。采用3 mm四面体单元(C3D4) 划分网格。

前悬架系统数模中, 球铰以rod(join)连接单元、衬套以rod(bushing)连接单元、弹簧以spring(springA)弹簧单元、减震器以rod(cylindrical)连接单元模拟, 同时稳定杆拉杆下球销、转向拉杆两端球销以rod(cvjoint)单元模拟。有限元分析模型如图 1图 2所示。

图 1 前悬系统有限元模型
图 2 右前悬示意图
2.2 准静态强度分析

载荷是按SGMW北京通县试验场乘用车结构耐久性试验规范采用六分力仪测试得到。车辆状态如表 3

表 3 试验车辆参数
参数 前悬 后悬
载荷/kg 885 1 030
轮胎气压/MPa 230 250

测试工况:外环环路1、外环环路4、内环环路1、内环环路2、搓板路、方坑1 & 2、方坑3、直角转向路准静态分析采用路试极限载荷, 本文中只列出了在方坑工况下, 前轮的六分力载荷, 见表 4

表 4 方坑3前轮六分力载荷
左侧 右侧
FX FY FZ FMx FMy FMz FX FY FZ FMx FMy FMz
8 689 868 15 140 1 096 -373 -888 -1 098 -954 7 152 -684 -551 -135
-4 463 724 11 254 371 -245 394 -62 -1 984 5 982 -187 -231 -50
-4 126 4 162 10 306 895 -166 350 -173 -1 918 6 152 -218 -210 62
-2 763 -1 047 3 228 634 -752 224 -1 578 -142 4 226 -582 -628 -208
448 567 19 242 1 455 -152 316 -1 093 -1 981 6 518 -511 -367 -126
-215 217 -121 37 -80 -1 89 1 155 6 083 -1 056 -111 -22
448 567 19 242 1 455 -152 316 -1 093 -1 981 6 518 -511 -367 -126
863 3 708 4 550 -454 35 -175 1 212 362 8 263 -958 13 84
3 008 -257 4 713 591 883 -281 2 875 -1 287 3 807 -229 801 315
-4 037 971 3 941 402 -1 145 404 -863 -681 4 060 -417 -947 -140
-2 169 1 034 13 440 542 -231 504 -785 -1 930 6 395 -398 -319 -98
7 704 757 14 796 1 118 -388 -940 -1 170 -1 097 7 128 -663 -545 -141
2 627 1 481 5 289 258 750 -286 5 289 -1 439 5 220 -367 1 400 537
-1 816 533 1 418 116 -887 163 -4 091 -1 205 4 054 -202 -1 084 -385
-958 797 2 068 80 -152 92 205 1 445 6 254 -1 148 -110 -8
367 1 589 3 965 56 -315 22 -519 -3 052 5 878 -153 -262 -16
-2 367 2 881 3 998 -88 -801 331 -688 334 15 378 -1 224 -732 -56
-921 1 451 3 070 -9 -206 73 -406 -807 -733 54 -135 -12
-869 -344 3 297 482 -40 34 181 -498 -493 94 -32 -28
-2 271 3 303 4 183 -258 -620 140 91 -1 363 14 124 -1 534 -467 2
2 634 1 482 5 294 258 751 -285 5 282 -1 446 5 209 -367 1 401 536
-1 816 533 1 418 116 -887 163 -4 091 -1 205 4 054 -202 -1 084 -385
2 627 1 481 5 289 258 750 -286 5 289 -1 439 5 220 -367 1 400 537
-1 816 533 1 418 116 -887 163 -4 091 -1 205 4 054 -202 -1 084 -385

左前轮极限载荷FX=448 N, FY=567 N, FZ=19 242 N, MX=1 455 N·m, MY=-152 N·m, MZ=316 N·m, 在过方坑3时, 主要为Z向载荷, 最大值达到19 242 N, 前悬臂筒受很大的弯曲作用载荷, 在臂筒的根部最大应力达到249 MPa, 超出材料屈服极限(材料为st37_2G, 屈服极限215 MPa), 塑性应变4.2‰, 将会发生明显的塑性变形, 产生永久弯曲变形。从放大10倍的应力云图可以看出发生弯曲变形后的形状, 如图 3

图 3 前悬应力云图

采集整车路谱时对前悬臂筒做了相应的应力测试, 测试采用单片应片花, 贴于臂筒与转向节连接的根部相距45 mm的位置, 方向沿臂筒轴向, 如图 4。相同位置的分析应力(与应变片方向一致的主应力)与试验测试应力进行对比, 与应变片方向一致的主应力分析值为207.7 MPa, 测试值是205.3 MPa, 非常接近。如图 4图 5所示。

图 4 试验测试图
图 5 分析结果应力云图

图 6是路试17 948 km后右前悬臂筒出现弯曲。弯曲位置位于前悬的下端, 弯曲方向是向外侧弯曲。与分析预测的永久弯曲变形弯曲一致。充分说明了采用准静态强度分析方法的正确性。

图 6 前悬减振器筒壁弯曲(试验)
2.3 耐久性分析及验证 2.3.1 道路载荷

根据车的结构特点, 制定了一个科学可行的道路谱采集方案。采集方案包含采集内容、信号标定、采集设备及传感器要求、传感器布置方式、采集线路及驾驶工况要求等[12-14]

载荷采自北京通县试验场, 主要试验道路及里程见下表 5。采集设备为耐久性路谱采集中广泛使用LMS SCADAS Mobile耐久性数据采集系统。道路谱采集过程中, 确保采集信号的准确性及有效性, 测试过程中, 考虑到路面激励均为60 Hz以下的低频信号, 设定系统的采样频率为215 Hz, 故道路谱数据的采集过程中, 均满足香农(Shannon)采样定律的要求。主要采集了表 3中所列的9种路面4个轮的六分力, 由于数据较多, 本文中只列出了左前轮在6种路面上的Z向动态路谱数据中详见图 7

表 5 试验道路及里程数据
路面 长度(km)/循环 循环数
外环坏路1 6 4
外环坏路2 8.5 4
内环坏路1 6 4
内环坏路2 1 4
搓板路 0.2 3
方坑1&2 1 2
方坑3 0.2 2
直角转向 1 2
L转向 1 2
其他 10 1
图 7 左前轮Z向测试数据
2.3.2 疲劳损伤分析模型及结果

前悬减振器臂筒疲劳分析结果如图 8, 可以看出最易发生疲劳损伤的部位是臂筒的根部, 与准静态强度分析结果是一致的。损伤值是0.298, 还没有达到疲劳损坏的程度(理论上认为只有损伤值达到1才会发生疲劳破坏)说明此减振器臂筒不会产生疲劳裂纹。

图 8 前悬减振器臂筒疲劳分析结果
3 优化设计

从准静态强度分析和疲劳分析结果可以看出, 应力最大和最容易发生疲劳损伤的零件是前悬减振器的臂筒, 位置是根部。准静态分析发现臂筒会发生塑性变形, 产生弯曲, 疲劳分析发现虽然臂筒根部的疲劳损伤最大, 但在整个路试的过程中不会发生疲劳开裂等耐久性问题。所以, 主要优化臂筒的抗弯曲性能。

3.1 优化方案

优化前悬减振器前悬臂筒的结构设计, 考虑到此零件结构比较简单, 且不宜做大的设计变更, 所以考虑从以下两个方面进行设计更改。增加臂筒厚和考虑使用抗弯性能更强的材料。方案一臂筒厚度由2.5 mm变更为3 mm, 方案二材料由ST-2G变更为SM520B。从计算结果看, 壁厚增加后最大应力由249 MPa减少到230 MPa, 依然是超过材料的屈服, 会发生塑性变形, 单纯的增厚对于提升强度并不明显。更还材料后最大应力增加到309 MPa, 但小于材料的屈服极限365 MPa, 不会发生塑性变形, 更换为屈服强度更高的材料后应力增加是正常的, 因为原材料的屈服极限低, 已经发生了非线性变形, 而使用高屈服的SM520B后, 整个变形是线性的, 没发生非线性变形。综合看, 增加前悬臂筒的厚度对于提高抗变形能力效果并不明显, 而提升材料牌号使用高屈服材料效果明显。具体分析结构如图 9

图 9 设计优化后前悬臂筒应力云图
3.2 前悬top_mount橡胶刚度对受力影响

橡胶衬套在不同激励等因素的作用下表现出复杂的力学特性, 如变刚度、变阻尼的非线性特征[15]。通过前悬上安装点的结构可以看出, 在同样的轮心加速度工况下, 越小的前悬橡胶刚度会产生较小的受力。具体结构如图 10。尝试更改前悬橡胶刚度, 研究前悬受力变化。从分析结果看, 橡胶刚度减小43%, 具体如图 11, 前悬峰值载荷下降10%左右, 具体如图 12。所以, 单纯的更改top_mount橡胶刚度对于减小作用载荷并不明显。采用此方法增加前悬系统的强度并不可行。

图 10 前悬上安装点结构剖面图
图 11 top_mount橡胶刚度前后对比
图 12 top_mount位置动态Z向力前后对比
4 试验验证

为了验证更换材料后的前悬减振器抗弯性能是否满足汽车行驶要求, 针对前悬减振器进行垂直弯曲强度试验和企业耐久性强化道路试验。通过供应商获取前悬减振器试验样件5件。其中原材料ST37-2G试样两件, 分别编号为ST37-1/1#和ST37-1/2#新材料SM520B试样两件, 分别编号为SM520-1#和SM520-2#。一试样样件装车用于耐久性强化道路试验。

4.1 弯曲强度试验

模拟前悬减振器在整车上的受力状态, 固定减振器转向节支架, 在导向器部位施加径向力, 模拟实车所受的侧向力及竖直方向弯矩力的合力。试验方法及台架如图 13

图 13 试验样件及试验台架

使用万能压力试验机在导向器部位缓慢加载径向力, 同时测量加载点的位移, 得到力随位移的变化关系, 见图 14, 可以比较两种材料样件的抗弯曲性能。可见在起始段力随位移基本上线性变化, 主要发生弹性变形, 首个峰值点表明材料从这个时刻开始发生屈服, 试验曲线的斜率代表了试验样件的弯曲刚度, 可见SM520B材料的刚性明显高于ST37-2G。ST37-2G样件在2 000 N时发生屈服, SM520B样件在接近4 000 N时才发生屈服, 可见, SM520B材料的抗弯性能更好, 几乎是原材料的两倍。

图 14 力随位移的变化曲线
4.2 样车耐久性路试验证

前悬减振器作为整车重要的零部件, 必须要满足企业的耐久性路试要求。耐久性路试试验里程为32 269 km, 全程采用100%载荷。试验路面主要由外环坏路1、外环坏路2、内环坏路1、内环坏路2、搓板路、L转向、直角转向、方坑1 & 2、方坑3等组成。新材料试样装车后在北京通县路试场进行路试, 其中, 样车前后轴分别载重885 kg, 1 030 kg。样车试验道路及里程数据如表 6所示。

表 6 路试样车试验里程数
路面 长度(km)/循环 循环数
外环坏路1 6 1 600
外环坏路2 8.5 800
内环坏路1 6 1 000
内环坏路2 1 1 000
搓板路 0.2 50
方坑1&2 1 200
方坑3 0.2 4
直角转向 1 300
L转向 1 20
其他 8 338 1

装有原样件的工装试验车辆5#在完成17 949 km时右前减震器发生形变。其中高速1 738 km, 坏路13 644 km。试验完成46.6%。具体如图 15

图 15 故障车信息

从故障件的变形看, 弯曲的位置和方向与准静态强度分析预测的完全一致。仔细检查臂筒, 没发现有裂纹出现, 虽然路试只进行了46.6%, 没有完成整个路试, 但我们基本可以断定不会出现疲劳损伤问题, 疲劳耐久性的分析结果是比较准确的。具体变形如图 16

图 16 故障件变形图

搭载SM520B材料样件的路试车完成了整个耐久性路试, 路试后检查前悬没有发生弯曲变形, 而且整个前悬零件也没有发生裂纹等疲劳损伤。证明更换材料的方案是可行的。路试结果与分析预测的一致。

5 结论

采用实测道路载荷极限值, 能够较准确的模拟前悬应力情况, 通过和试验测量值对比, 误差很小。说明采用路谱极限载荷和整体前悬系统模型分析能够较准确的预测系统的强度。基于此种分析方法对前悬臂筒的设计进行优化, 单纯增厚对臂筒的强度作用有限, 提升材料牌号能有效的提升前悬臂筒的强度。前悬top-mount橡胶刚度对前悬受力有影响, 但影响有限, 靠降低橡胶刚度来减小受力载荷提升系统强度的方法不理想。

采用实测路谱载荷进行前悬系统疲劳分析, 能有效预测前悬系统零件寿命, 疲劳分析结果对于结构疲劳设计和优化具有一定的指导和实际意义。

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DOI: 10.13433/j.cnki.1003-8728.2017.0912
中华人民共和国工业和信息化部主管、西北工业大学主办。
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文章信息

丁晓明, 韦进光, 肖甫
Ding Xiaoming, Wei Jinguang, Xiao Fu
汽车前悬结构件耐久性分析及优化
Durability Analysis and Optimization of Car Front Suspension Structure
机械科学与技术, 2017, 36(9): 1381-1387
Mechanical Science and Technology for Aerospace Engineering, 2017, 36(9): 1381-1387.
DOI: 10.13433/j.cnki.1003-8728.2017.0912

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收稿日期:2016-05-04

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