汽车悬架下摆臂结构分析与优化
文章来源： 专用汽车杂志
发布时间：2020-04-03
下摆臂作为悬架的重要部件，传递车轮到车身的力及力矩，其结构性能至关重要，影响整车的安全性。本文通过对下摆臂在不同工况下进行静力分析，分析其受力和变形特点。通过对下摆臂进行静力分析，了解其结构静动态性能，为后期摆臂轻量化提供分析条件。
下摆臂作为悬架的重要部件，传递车轮到车身的力及力矩，其结构性能至关重要，影响整车的安全性。本文通过对下摆臂在不同工况下进行静力分析，分析其受力和变形特点。通过对下摆臂进行静力分析，了解其结构静动态性能，为后期摆臂轻量化提供分析条件。
建立仿真模型
图1所示为某汽车悬架的A字下摆臂几何模型，摆臂由上板、下板、衬套安装底座组成。上下板的厚度分别为3.5mm、2mm，其尺寸远小于其长度和宽度，所以划分网格前抽取结构的中面，在中面上划分网格，网格单元大小为3mm；上下板之间的焊接通过壳单元模拟；摆臂结构的有限元模型如图2所示。
图1 摆臂CAD模型
图2摆臂有限元模型
下摆臂的上下板结构需要扩孔，本身须具有高强度力学性能。该下摆臂上下板采用涟钢贝氏体双相钢（又名高扩孔钢），牌号为FB450，该材料具有较高的强度、延伸率、优良的成形性和翻边性能，能满足成形性能要求很高的复杂形状的汽车零部件的要求。FB450的具体材料性能如下表1所示。
表1FB450材料性能参数
本文选择最大垂向力、最大侧向力、最大制动力三种典型极限工况对摆臂进行分析，通过对摆臂进行虚拟样机分析，分析三种工况下摆臂的受载情况，并提取载荷数据作为结构分析的输入载荷。约束条件：三种工况下都约束前点X/Y/Z平动自由度和Y/Z转动自由度、约束后点X/Y/Z平动自由度和X/Y转动自由度。依据动力学分析提取的载荷数据，对应工况在摆臂外点输入载荷大小进行分析。
分析结果
1）最大垂向力工况。图4（a）所示为摆臂的变形云图，最大变形值约3.3mm，位于摆臂外点附近区域；图4（b）为摆臂的等效应力云图，最大应力为232Mpa，位置位于摆臂后点圆孔边缘处，其安全系数S=300/232=1.29。
2）最大侧向力工况。图5（a）所示为摆臂的变形云图，最大变形值约1.4mm，位于摆臂外点附近区域；图5（b）为摆臂的等效应力云图，最大应力为99.8Mpa，位置位于摆臂外点圆孔边缘处（高亮区域），其安全系数S=300/99.8=3。
3）最大制动力工况。图6（a）所示为摆臂的变形云图，最大变形值约5.3mm，位于摆臂外点附近区域；图6（b）为摆臂的等效应力云图，最大应力为284Mpa，位置位于摆臂下板中心圆孔圆弧边缘处，其安全系数S=300/284=1.05。
结构优化
依据上述三种工况分分析结果可知：摆臂在最大制动力工况下安全系数不高，可以考虑更换高强度材料，本文将摆臂材料FB450替换为涟钢HR800CP材料，并进行相应轻量化设计。优化后的摆臂上板厚度为3mm，下板结构尺寸不变，HR800CP材料参数如下表所示。
表2 HR800CP材料性能参数
1）最大垂向力工况。图7（a）所示为摆臂的变形云图，最大变形值约3.3mm；图5（b）为摆臂的等效应力云图，最大应力为287.6Mpa，位置位于摆臂后点圆孔边缘处，其安全系数S=716/287.6=2.49。
2）最大侧向力工况。图8（a）所示为摆臂的变形云图，最大变形值约1.6mm；图6（b）为摆臂的等效应力云图，最大应力为18.3Mpa，其安全系数S=716/128.3=5.58。
3）最大制动力工况。图9（a）所示为摆臂的变形云图，最大变形值约6.3mm；图7（b）为摆臂的等效应力云图，最大应力为316Mpa，其安全系数S=716/316=2.27。
摆臂采用涟钢HR800CP材料后，三种典型工况下结构安全系数都有提高，其中最大垂向力工况安全系数由1.29提高到2.49；最大侧向力工况安全系数由3提高到5.58；最大制动力工况安全系数由1.05提高到2.27；并且摆臂上板由3.5mm减薄至3mm，减重0.28kg，占摆臂总重11.8%。
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