基于CAE技術(shù)的轎車拖鉤分析與結(jié)構(gòu)改進(jìn)

明 宇

（奇瑞汽車股份有限公司，汽車工程研發(fā)總院預(yù)研與基礎(chǔ)技術(shù)研究院，安徽 蕪湖 241009）

基于CAE技術(shù)的轎車拖鉤分析與結(jié)構(gòu)改進(jìn)

明 宇

（奇瑞汽車股份有限公司，汽車工程研發(fā)總院預(yù)研與基礎(chǔ)技術(shù)研究院，安徽 蕪湖 241009）

為提高汽車拖鉤的開發(fā)質(zhì)量，以某轎車前拖鉤設(shè)計(jì)開發(fā)為例，應(yīng)用CAE技術(shù)進(jìn)行拖鉤及局部件的強(qiáng)度分析，通過分析結(jié)果與目標(biāo)值對(duì)比，對(duì)其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行評(píng)價(jià)；并根據(jù)分析結(jié)果確定改進(jìn)方案；通過對(duì)改進(jìn)方案的校核驗(yàn)證，結(jié)果表明改進(jìn)方案滿足設(shè)計(jì)要求。

前拖鉤；強(qiáng)度；有限元；結(jié)構(gòu)改進(jìn)

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.01.051

CLC NO.:U467.3 Document Code:A Article ID:1671-7988(2016)01-151-04

前言

轎車前拖鉤是一種車身牽引裝置，方便進(jìn)入危險(xiǎn)環(huán)境的車輛借助外力走出困境。作為車輛安全保護(hù)裝置，如果設(shè)計(jì)存在缺陷，不僅會(huì)引起車身零件的損壞，還會(huì)給人身造成直接或間接的傷害。因此，對(duì)轎車拖鉤進(jìn)行應(yīng)力、變形等情況的有限元分析具有重要的意義[1-2]。

本文基于CAE技術(shù)，在Hypermesh軟件中建立某轎車前拖鉤的有限元模型，分析拖鉤在兩種典型工況下的靜態(tài)受力和變形，并給出改進(jìn)方案，為拖鉤的前期設(shè)計(jì)提供參考和指導(dǎo)[3]。

1、CAE技術(shù)基本理論與方法

CAE技術(shù)的理論基礎(chǔ)是有限元法，其基本思想是根據(jù)變分原理求解數(shù)值物理問題的一種數(shù)值計(jì)算方法，即將數(shù)模離散成有限多個(gè)小單元，用離散結(jié)構(gòu)來代替原結(jié)構(gòu)，作為真實(shí)結(jié)構(gòu)的近似力學(xué)模型，數(shù)值計(jì)算就在這個(gè)離散結(jié)構(gòu)上進(jìn)行。

目前，使用最廣泛的有限元法是位移法，取節(jié)點(diǎn)位移作為基本未知量，從單元分析入手，找出單元內(nèi)的位移、應(yīng)變、應(yīng)力以及節(jié)點(diǎn)對(duì)單元的作用力與單元節(jié)點(diǎn)位移的關(guān)系，建立每個(gè)單元的剛度方程。然后，進(jìn)行結(jié)構(gòu)的整體分析，聯(lián)系整個(gè)結(jié)構(gòu)的節(jié)點(diǎn)位移和節(jié)點(diǎn)載荷的總剛度方程。最后，根據(jù)求得的各單元的節(jié)點(diǎn)位移，利用單元分析的關(guān)系，求出各單元內(nèi)的應(yīng)力[4]。

1.1 單元平衡方程

單元平衡方程即單元節(jié)點(diǎn)力和單元節(jié)點(diǎn)位移間的關(guān)系，可由虛功方程推導(dǎo)所得，單元?jiǎng)偠确匠痰木仃囆问綖椋?/p>

1.2 整體總剛度方程

對(duì)于n個(gè)節(jié)點(diǎn)的離散結(jié)構(gòu)，則可列出n個(gè)如上所示的矩陣方程，依次集合在一起，即是完整結(jié)構(gòu)的節(jié)點(diǎn)平衡方程組，可簡(jiǎn)記為：

2、拖鉤有限元模型的建立

2.1 單元類型及網(wǎng)格劃分

本文以某轎車前拖鉤為例，拖鉤為實(shí)心圓鋼與拖鉤管螺紋聯(lián)接，螺紋管采用CO2焊在前保內(nèi)外板和加強(qiáng)板上。根據(jù)從CATIA中得到的三維模型，為節(jié)約計(jì)算成本截取拖鉤及局部件的部分區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格劃分，建立有限元模型。建模過程中需要注意以下事項(xiàng)[5-6]：

（1）拖鉤及拖鉤管為實(shí)體模型，為提高計(jì)算準(zhǔn)確度采用HEX8六面體實(shí)體單元模擬；拖鉤周邊鈑金件采用PSHELL殼單元建模，網(wǎng)格尺寸采用3mm×3mm，各鈑金件間建立必要的接觸對(duì)（對(duì)計(jì)算結(jié)果影響很大）。

（2）拖鉤與拖鉤管的螺紋聯(lián)接采用*Tie接觸，拖鉤管與前保內(nèi)外板及加強(qiáng)板的焊縫采用rigid剛性單元模擬，焊接區(qū)域節(jié)點(diǎn)要盡量對(duì)其，局部鈑金件間的點(diǎn)焊采用cweld單元模擬。

（3）拖鉤局部件的小尺寸部位如小孔、開口、翻邊、尺寸不大的筋和凸臺(tái)，對(duì)整體結(jié)構(gòu)的剛度和強(qiáng)度影響不大，建模過程中進(jìn)行簡(jiǎn)化處理。

2.2 材料屬性

表1 材料屬性參數(shù)

拖鉤及局部連接件如圖1所示，拖鉤材料為Q235-A、拖鉤管材料為40Cr、前保材料為DP1000、加強(qiáng)板材料為B340/590DP、防撞盒上下板材料為B340/590DP，各材料特性如表1所示。

2.3 邊界條件和載荷工況確定

對(duì)于約束載荷，我們選取前保截面和防撞盒截面。載荷處理是在拖鉤處施力，在實(shí)際工況計(jì)算中，我們需要充分考慮到左右轉(zhuǎn)彎、平直路面、上坡下坡等情況，其分別是平直向前工況、向上30度工況、向下30度工況、向左30度工況、向右30度工況。但為便于校核，我們選取2種典型工況，即工況一：作用力大小為（整車質(zhì)量+5人體重+5人行李）/2，方向沿X軸負(fù)向，如圖2所示；工況二：作用力大小為（整車質(zhì)量+5人體重+5人行李）/2，方向在XY平面內(nèi)，與X負(fù)半軸成30度夾角[2]，如圖3所示。

圖2 直拉載荷

圖3 斜拉載荷

3、拖鉤強(qiáng)度分析

圖4所示為工況一下計(jì)算得到的應(yīng)力云圖，從中可以看出拖鉤及局部件的最大應(yīng)力值均小于部件材料的屈服極限。拖鉤的最大應(yīng)力值位置在拖鉤圓環(huán)的施力處，不存在安全隱患；拖鉤管應(yīng)力最大位置在與拖鉤與螺紋連接處，最大應(yīng)力值為527MPa小于材料屈服極限902MPa；前保最大應(yīng)力值位于與拖鉤管焊接區(qū)域，最大應(yīng)力值191MPa小于屈服極限1159MPa；加強(qiáng)板最大應(yīng)力值位于與拖鉤管焊接位置，最大應(yīng)力值648MPa小于材料屈服極限788MPa；防撞盒上下板的最大應(yīng)力區(qū)域?yàn)閯傂约s束處，不屬于危險(xiǎn)區(qū)域。

圖4 拖鉤及局部件應(yīng)力云圖（工況一）

圖5所示為工況二下拖鉤及局部件的應(yīng)力云圖，從圖中可以看出拖鉤與拖鉤管連接處出現(xiàn)最大應(yīng)力值447MPa，超出拖鉤材料Q235-A的屈服極限422.3MPa，存在安全風(fēng)險(xiǎn)；拖鉤管與加強(qiáng)板焊接處出現(xiàn)最大應(yīng)力值1096MPa，超出材料40Cr的屈服極限902MPa，存在安全風(fēng)險(xiǎn)； 前保和加強(qiáng)板與拖鉤管的焊接處出現(xiàn)應(yīng)力集中，小于材料的屈服極限，不存在安全隱患；防撞盒上下板的最大應(yīng)力值小于材料屈服極限，且出現(xiàn)在約束剛性連接處，不存在安全隱患。

圖5 拖鉤及局部件應(yīng)力云圖（工況二）

圖6所示為拖鉤及局部件的塑性變形曲線，從圖中可以看出在工況一卸載后，殘余變形為2.4mm，小于要求的標(biāo)準(zhǔn)值。工況二卸載后，殘余變形為25mm，遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于目標(biāo)值。

圖6 拖鉤及局部件塑性變形曲線

兩種典型工況的強(qiáng)度結(jié)果表明拖鉤抗側(cè)彎能力不強(qiáng)，特別在工況二下拖鉤和拖鉤管的最大應(yīng)力值都超過材料強(qiáng)度極限，因此可以判斷拖鉤的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不滿足設(shè)計(jì)要求。塑形變形曲線表明拖鉤在工況一下能夠滿足變形要求，但在工況二下遠(yuǎn)遠(yuǎn)不能滿足變形要求。

4、改進(jìn)方案及分析

根據(jù)以上強(qiáng)度和變形分析結(jié)果，需要對(duì)拖鉤及其安裝位置進(jìn)行一些改進(jìn)，從而提高其強(qiáng)度和抗變形能力。改進(jìn)方案的提出主要針對(duì)拖鉤本身的強(qiáng)度和拖鉤管安裝位置的調(diào)整，將拖鉤管從吸能盒拿出，安裝在前保橫梁上，前端通過墊塊焊接在橫梁上，拖鉤直徑從18mm增加到24mm。

圖7 拖鉤改進(jìn)方案示意圖

圖8所示為工況一下改進(jìn)方案的應(yīng)力云圖，可以看出拖鉤最大應(yīng)力值在圓環(huán)載荷施加處，低于材料屈服極限；拖鉤管和前保的最大應(yīng)力值在拖鉤管和前保焊接處，為415MPa低于材料屈服極限；加強(qiáng)板和吸能盒上下板最大應(yīng)力值是剛性約束引起，且最大應(yīng)力值都沒有超出材料的屈服極限，滿足強(qiáng)度要求。

圖8 改進(jìn)方案應(yīng)力云圖（工況一）

圖9所示為工況二下改進(jìn)方案的應(yīng)力云圖，可以看出拖鉤最大應(yīng)力值（406MPa）出現(xiàn)在拖鉤和拖鉤管焊接處，低于材料屈服極限；拖鉤管最大應(yīng)力值（955MPa）出現(xiàn)在與加強(qiáng)板的焊接處，接近于材料屈服極限；前保最大應(yīng)力位于與拖鉤管的安裝孔處、加強(qiáng)板和吸能盒上下板的最大應(yīng)力值都是出現(xiàn)在剛性約束處，且都沒有超出材料屈服極限，滿足強(qiáng)度要求。

圖9 改進(jìn)方案應(yīng)力云圖（工況二）

圖10所示為改進(jìn)方案在兩種典型分析工況下的塑性變形情況。工況一卸載后，殘余變形為0.55mm，小于要求的目標(biāo)值。工況二卸載后，殘余變形為3.11mm，滿足目標(biāo)值。

通過對(duì)改進(jìn)方案的分析驗(yàn)證，可以看出拖鉤加粗之后側(cè)向變形明顯降低，并達(dá)到目標(biāo)值。計(jì)算模型考慮拖鉤擰到底時(shí)，拖鉤的螺紋端面與套管端面貼合，套管的端面對(duì)拖鉤變形起一定的限制作用。如果拖鉤不完全擰入，則拖鉤的塑性變形會(huì)增大。 因?yàn)橥香^本體擰入端與外端直徑差異偏大，拖鉤本體外端變形很小，塑性變形主要由擰入端與外端連接部分變形引起，可適當(dāng)減少外端的直徑，增大擰入端直徑。同時(shí)從改進(jìn)方案的分析可以看出拖鉤鉤體本身的塑性變形是引起原方案不合格的一個(gè)重要原因。

Car Front Towing Hook Analysis and Structural Improvements Based on CAE

Ming Yu
（AERI of Chery Automobile Co., Ltd.,CAE Department Fatigue Simulation Section, Anhui Wuhu 241009）

In order to improve the development quality of car towing hook, through a car front towing hook design and development, we analyze the strength of towing hook and local parts using CAE. By comparison with the results and the target value, we evaluate its structural strength and determine the improvement program. The improvement program shows that both the strength and residual deformation meet the requirements.

Front towing hook; structural strength; finite element; Structural Improvements

U467.3

A

1671-7988(2016)01-151-04

明宇，主管分析師，就職于瑞汽車股份有限公司汽車工程研發(fā)總院預(yù)研與基礎(chǔ)技術(shù)研究院。主要從事汽車底盤CAE方面的研究。