扭轉(zhuǎn)梁后橋性能仿真優(yōu)化及試驗(yàn)分析

趙建宏

摘要：扭轉(zhuǎn)梁后橋開(kāi)發(fā)過(guò)程中，須按照從整車(chē)技術(shù)要求分解出的零部件技術(shù)規(guī)范進(jìn)行設(shè)計(jì)，并借助CAE優(yōu)化技術(shù)對(duì)零部件各性能進(jìn)行優(yōu)化。本文主要針對(duì)某型扭轉(zhuǎn)梁后橋側(cè)向力耐久疲勞和減振器力耐久疲勞工況進(jìn)行優(yōu)化分析，結(jié)構(gòu)優(yōu)化后耐久疲勞壽命提高。實(shí)物樣件臺(tái)架驗(yàn)證結(jié)果與優(yōu)化仿真分析結(jié)果基本一致。

關(guān)鍵詞：性能優(yōu)化;CAE技術(shù);扭轉(zhuǎn)梁后橋

中圖分類(lèi)號(hào)：U463.1 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1005-2550（2020）02-0070-04

趙建宏

畢業(yè)于上海海事大學(xué)，碩士學(xué)歷，中級(jí)工程師，現(xiàn)就職于泛亞汽車(chē)技術(shù)中心有限公司，任試驗(yàn)認(rèn)證工程師。主要研究方向?yàn)榈妆P(pán)結(jié)構(gòu)件試驗(yàn)認(rèn)證及結(jié)構(gòu)件載荷。

扭轉(zhuǎn)梁后橋主要通過(guò)焊接工藝將橫梁與懸架臂連接，并通過(guò)車(chē)輪支架或法蘭板與車(chē)輪相剛性連接，同時(shí)，利用與車(chē)身前進(jìn)方向成一定角度的襯套與車(chē)身彈性連接，垂向布置的彈簧和減振器提供緩沖和減震作用。由于其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，容易安裝與拆卸，懸架結(jié)構(gòu)型式緊湊，有利于油箱、備胎的布置，其典型結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖1：

后扭轉(zhuǎn)梁后橋因結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低，在運(yùn)動(dòng)學(xué)上也有較多優(yōu)點(diǎn)而被廣泛應(yīng)用在A級(jí)、AO級(jí)轎車(chē)上。各大汽車(chē)廠商對(duì)扭轉(zhuǎn)梁后橋進(jìn)行著不斷地升級(jí)和優(yōu)化，其主要開(kāi)發(fā)流程為底盤(pán)供應(yīng)商根據(jù)主機(jī)廠發(fā)布的零部件技術(shù)規(guī)范（CTS）中提供的硬點(diǎn)坐標(biāo)，包絡(luò)數(shù)模，周邊接口零件等幾何要求和靜態(tài)剛度、動(dòng)態(tài)剛度、疲勞耐久性能等性能要求進(jìn)行零部件開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)。

隨著環(huán)保壓力的日趨增大，汽車(chē)輕量化在設(shè)計(jì)過(guò)程中成為一個(gè)重要的考核指標(biāo)。因此，扭轉(zhuǎn)梁后橋開(kāi)發(fā)需要產(chǎn)品開(kāi)發(fā)人員在結(jié)構(gòu)性能與產(chǎn)品重量問(wèn)尋找最佳平衡點(diǎn)。本文利用Hypermesh建立扭轉(zhuǎn)梁后橋有限元模型，并應(yīng)用MSC.Nastran分析各工況應(yīng)力分布情況。同時(shí)，利用Ncode.Designlife進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)，并將疲勞壽命的仿真結(jié)果與樣件臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比對(duì)，充分驗(yàn)證優(yōu)化方案的合理性及準(zhǔn)確性。

1扭轉(zhuǎn)梁后橋有限元模型的建立

根據(jù)零部件技術(shù)規(guī)范（CTS）中提供的硬點(diǎn)坐標(biāo)和剪切中心坐標(biāo)，及周?chē)涌诹悴考j(luò)的靜態(tài)和動(dòng)態(tài)間隙要求，建立初版扭轉(zhuǎn)梁后橋數(shù)模。將該數(shù)模導(dǎo)入Hypermesh中，并對(duì)導(dǎo)入的模型進(jìn)行幾何清理，從幾何模型中抽取中而建立高質(zhì)量的網(wǎng)格模型。對(duì)于等板厚的沖壓焊接件，可采用殼單元進(jìn)行零件網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格大小設(shè)為5 mm。為了確保仿真分析的準(zhǔn)確性，需要對(duì)劃分的網(wǎng)格進(jìn)行質(zhì)量檢查，修改不合格的網(wǎng)格，盡量減少三角形網(wǎng)格數(shù)量。為了提高計(jì)算精度，焊縫采用四邊形單元網(wǎng)格，并對(duì)關(guān)鍵區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化處理。

扭轉(zhuǎn)梁后橋的邊界約束多，約束形式較為復(fù)雜，關(guān)鍵的約束點(diǎn)在與后橋與車(chē)身相連的地方，此處約束邊界條件的設(shè)定將會(huì)影響整個(gè)計(jì)算仿真的精確性。該扭轉(zhuǎn)梁后橋通過(guò)橡膠襯套與車(chē)身連接，襯套由金屬外套管和金屬內(nèi)套管硫化成為一體。車(chē)輛運(yùn)行時(shí)，內(nèi)套管約束后橋在襯套位置的x、Y、z方向平移自由度;通過(guò)車(chē)輪傳遞至車(chē)身的路面載荷可等效轉(zhuǎn)換為加載至車(chē)輪中心的載荷。彈簧力按照實(shí)際加載角度進(jìn)行加載，接觸區(qū)域設(shè)置為下隔震墊與彈簧盤(pán)接觸區(qū)域;減振器力按照實(shí)際加載角度進(jìn)行加載，載荷加載至減振器支架幾何中心點(diǎn)。其余支架按照實(shí)際加載情況進(jìn)行簡(jiǎn)化模擬。扭轉(zhuǎn)梁后橋總成有限元約束模型如圖2所示：

2扭轉(zhuǎn)梁后橋強(qiáng)度及疲勞壽命校核

根據(jù)零部件技術(shù)規(guī)范（CTS）中的零部件試驗(yàn)要求，應(yīng)用多體動(dòng)力學(xué)軟件ADAMS/Car可計(jì)算出各工況的靜態(tài)載荷，生成載荷數(shù)據(jù)文件作為扭轉(zhuǎn)梁后橋結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析的輸入。通過(guò)計(jì)算后橋應(yīng)力結(jié)果與材料許用應(yīng)力可反映產(chǎn)品設(shè)計(jì)強(qiáng)度的可靠性。

本文將應(yīng)用Ncode.Designlife軟件計(jì)算兩種最?lèi)毫幽途闷谠囼?yàn)后橋的強(qiáng)度及疲勞壽命。由于該后橋硬點(diǎn)布置及總裝要求，需在懸架臂靠近法蘭板區(qū)域預(yù)留兩個(gè)螺栓緊固工具孔，以便緊固套筒可穿過(guò)懸架臂擰緊螺栓，每個(gè)工具孔最小直徑要求為28 mm。因此，在各工況中，側(cè)向力耐久試驗(yàn)和減振器力耐久試驗(yàn)對(duì)該設(shè)計(jì)懸架臂性能考核最為嚴(yán)格，現(xiàn)選取這兩個(gè)試驗(yàn)對(duì)該后橋進(jìn)行分析及優(yōu)化，確保后橋的強(qiáng)度和疲勞壽命滿足CTS要求。側(cè)向力耐久試驗(yàn)和減振器力耐久試驗(yàn)要求如表1所示：

扭轉(zhuǎn)梁后橋側(cè)向力疲勞試驗(yàn)載荷為正弦波，加載位置在車(chē)輪中心點(diǎn)，載荷循環(huán)的周期范圍要求在4Hz～16Hz（本文選取4Hz），應(yīng)力幅值要求：下限載荷為-5.5KN，上限載荷4.5KN。扭轉(zhuǎn)梁后橋減振器力疲勞試驗(yàn)載荷為正弦波，加載位置在減振器支架幾何中心，載荷循環(huán)的周期范圍要求在4Hz～25Hz（本文選取4Hz），應(yīng)力幅值要求：下限載荷為4.5KN，上限載荷7.5KN。

通過(guò)MSC.Nastran求解器算出扭轉(zhuǎn)梁后橋在側(cè)向力和減振器力載荷下的應(yīng)力結(jié)果。將該應(yīng)力結(jié)果導(dǎo)入到Neode.Designlife中，結(jié)合材料E-N曲線，可計(jì)算出扭轉(zhuǎn)梁后橋的疲勞分析結(jié)果。原設(shè)計(jì)后橋側(cè)向力耐久試驗(yàn)和減振器力耐久試驗(yàn)應(yīng)力分布結(jié)果如圖3和圖4所示，對(duì)應(yīng)的疲勞壽命分別為11.4萬(wàn)次和5.6萬(wàn)次。

3扭轉(zhuǎn)梁后橋結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由側(cè)向力耐久試驗(yàn)和減振器力耐久試驗(yàn)疲勞仿真分析結(jié)果可見(jiàn)，雖然該扭轉(zhuǎn)梁后橋滿足結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的要求，但CTS中的疲勞要求為20萬(wàn)次，原設(shè)計(jì)后橋結(jié)構(gòu)存在較大風(fēng)險(xiǎn)，需進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，使其滿足CTS中的疲勞壽命要求。

扭轉(zhuǎn)梁后橋進(jìn)行側(cè)向力臺(tái)架試驗(yàn)時(shí)，懸架臂和減振器支架承受較大側(cè)向力。在原設(shè)計(jì)中，在懸架臂與法蘭板連接區(qū)域有兩個(gè)螺栓緊固套筒安裝孔，該區(qū)域應(yīng)力較大為230 MPa，從仿真結(jié)果中可以看出，在循環(huán)載荷作用下該區(qū)域?qū)?huì)出現(xiàn)疲勞破壞，且疲勞壽命僅為11.4萬(wàn)次，不滿足CTS中20萬(wàn)次要求，需強(qiáng)化該區(qū)域結(jié)構(gòu)。為強(qiáng)化該區(qū)域，須盡量擴(kuò)大該區(qū)域有效的受力面積，增加該區(qū)域材料且型面光滑過(guò)渡，優(yōu)化工具孔周邊形貌。如圖5所示。該設(shè)計(jì)強(qiáng)化了懸架臂工具安裝孔周邊薄弱區(qū)域，有效的降低該區(qū)域應(yīng)力至168MPa，提高了耐久壽命至34.7萬(wàn)次，滿足CTS中側(cè)向力臺(tái)架疲勞試驗(yàn)20萬(wàn)次的要求。

扭轉(zhuǎn)梁后橋進(jìn)行減振器力臺(tái)架試驗(yàn)時(shí)，減振器支架和彈簧盤(pán)承受較大垂向力。在該設(shè)計(jì)中，減振器支架和彈簧盤(pán)支架連接區(qū)域應(yīng)力較大為294Mpa，從仿真結(jié)果中可以看出，在循環(huán)載荷作用下該區(qū)域?qū)?huì)出現(xiàn)疲勞破壞，且疲勞壽命僅為5.6萬(wàn)次，不滿足CTS中20萬(wàn)次要求，需強(qiáng)化該區(qū)域結(jié)構(gòu)。應(yīng)盡量加大連接區(qū)域的有效焊接搭接量，在滿足螺栓安裝空間的同時(shí)，增加該區(qū)域材料且型面光滑過(guò)渡。如圖6所示。

該設(shè)計(jì)強(qiáng)化了減振器支架周?chē)∪鯀^(qū)域，有效的降低該區(qū)域應(yīng)力至217 MPa，提高了耐久壽命至20.6萬(wàn)次，滿足CTS中減振器力臺(tái)架疲勞試驗(yàn)20萬(wàn)次的要求。優(yōu)化前后后橋強(qiáng)度和疲勞壽命仿真分析結(jié)果對(duì)比如表2所示。

4扭轉(zhuǎn)梁后橋疲勞試驗(yàn)分析

扭轉(zhuǎn)梁后橋結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，各項(xiàng)性能均滿足CTS中的要求。該版設(shè)計(jì)鎖定后，即可用于后續(xù)的樣件制造和樣件臺(tái)架耐久試驗(yàn)，為進(jìn)一步驗(yàn)證優(yōu)化方案的準(zhǔn)確性和有效陛，現(xiàn)進(jìn)行實(shí)物樣件的試驗(yàn)驗(yàn)證。

該扭轉(zhuǎn)梁后橋樣件在側(cè)向力耐久試驗(yàn)和減振器力耐久試驗(yàn)加載要求與仿真分析要求一致。側(cè)向力耐久試驗(yàn)，后橋襯套與臺(tái)架按照車(chē)身安裝角度進(jìn)行連接，橫梁中部固定，作動(dòng)器加載至車(chē)輪中心位置，方向?yàn)檎?chē)坐標(biāo)Y向，臺(tái)架布置如圖7所示。樣件減振器力耐久試驗(yàn)，后橋襯套與臺(tái)架按照車(chē)身安裝角度進(jìn)行連接，車(chē)輪中心固定，作動(dòng)器加載至減振器支架幾何中心，方向?yàn)檎?chē)坐標(biāo)z向，臺(tái)架布置如圖8所示。

臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果與優(yōu)化后仿真結(jié)果對(duì)比如表3所示，結(jié)果趨勢(shì)基本一致，且滿足CTS中疲勞壽命20萬(wàn)次的要求。

5總結(jié)

在競(jìng)爭(zhēng)激烈的轎車(chē)行業(yè)，對(duì)于成本控制的要求越來(lái)越高。采用有限元模擬在設(shè)計(jì)初期階段通過(guò)仿真分析方法為結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提出有效合理地優(yōu)化方案，已成為企業(yè)提高產(chǎn)品開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)能力的關(guān)鍵所在。

本文以扭轉(zhuǎn)梁后橋設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)、優(yōu)化為例，優(yōu)化后的后橋結(jié)果在側(cè)向力耐久試驗(yàn)和減振器力耐久試驗(yàn)仿真分析中，局部最大應(yīng)力分別降低27%和26%，耐久疲勞壽命分別提高204%和269%。在實(shí)際的臺(tái)架試驗(yàn)中，耐久疲勞壽命與仿真分析結(jié)果基本一致，有效的驗(yàn)證了優(yōu)化方案的合理性和準(zhǔn)確性。