橫置動(dòng)力總成汽車后懸置拉桿強(qiáng)度分析方法的研究

任國(guó)寶，劉博，劉會(huì)強(qiáng)

(長(zhǎng)城汽車股份有限公司，河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北保定 071000)

0 引言

汽車懸置作為汽車的關(guān)鍵零部件，起著支撐連接與隔振的作用。一方面，汽車懸置過濾來自動(dòng)力總成的振動(dòng)，降低噪聲，提升了車輛的NVH性能與舒適性;另一方面，汽車懸置支架連接動(dòng)力總成與車身或(副)車架，其強(qiáng)度性能影響汽車的安全性能，所以在設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)保證汽車懸置支架的強(qiáng)度滿足要求。然而，目前現(xiàn)有的強(qiáng)度仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果匹配度較差，因此，基于有限元仿真技術(shù)，研究一種后懸置拉桿的強(qiáng)度分析方法用來指導(dǎo)設(shè)計(jì)與預(yù)測(cè)失效風(fēng)險(xiǎn)是十分必要的。本文作者將以橫置動(dòng)力總成后懸置拉桿為研究對(duì)象，結(jié)合試驗(yàn)結(jié)果，介紹一種后懸置拉桿強(qiáng)度的分析方法。

1 后懸置拉桿的主要受力形式

后懸置拉桿也稱防扭拉桿，是一種廣泛應(yīng)用于前驅(qū)橫置動(dòng)力總成系統(tǒng)中的一種裝置。后懸置拉桿通過一個(gè)金屬拉桿連接一對(duì)橡膠襯套，或者是金屬拉桿一端連接一個(gè)橡膠襯套，另一端連接一個(gè)液壓襯套而組成的。圖1為后懸置拉桿常見的結(jié)構(gòu)形式。

在汽車駕駛過程中，動(dòng)力總成將在各方向上產(chǎn)生加速度，當(dāng)動(dòng)力總成輸出扭矩時(shí)，本身將發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng)，后懸置拉桿主要是提供一個(gè)力矩來防止動(dòng)力總成過大的仰俯運(yùn)動(dòng)。后懸置拉桿兩端帶有橡膠襯套，在力的傳遞過程中，由于橡膠的彈性模量遠(yuǎn)低于金屬拉桿的彈性模量，會(huì)表現(xiàn)出較低的剛度，通常情況下橡膠襯套的垂向剛度會(huì)隨著襯套所受到的徑向力增大而迅速增加[1]，這樣一來，后懸置拉桿將主要承受沿著拉桿軸向的拉力和壓力。

圖1 后懸置拉桿常見結(jié)構(gòu)形式

2 后懸置拉桿拉伸試驗(yàn)

2.1 試驗(yàn)方法

為標(biāo)定有限元仿真模型，開展后懸置拉桿拉伸臺(tái)架試驗(yàn)?；诘?節(jié)中所討論的內(nèi)容，后懸置拉桿主要承受沿著拉桿軸向的拉力和壓力，故將后懸置拉桿動(dòng)力總成連接側(cè)固定于試驗(yàn)臺(tái)上，使用靜強(qiáng)度試驗(yàn)機(jī)對(duì)后懸置拉桿副車架連接側(cè)進(jìn)行拉伸，加載方法如圖2所示。

圖2 后懸置拉桿靜強(qiáng)度加載方式示意

應(yīng)注意的是，為反映零部件客觀真實(shí)的性能狀態(tài)，需控制試驗(yàn)的環(huán)境與條件，后懸置拉桿靜強(qiáng)度試驗(yàn)應(yīng)在室溫條件下進(jìn)行。

2.2 試驗(yàn)結(jié)果

為保證試驗(yàn)數(shù)據(jù)的可靠性，此次試驗(yàn)選取樣本數(shù)量為5個(gè)。5次試驗(yàn)中，有4個(gè)樣本失效位置一致，如圖3所示。在拉伸過程中，以1號(hào)拉桿加載曲線為例，加載曲線的峰值點(diǎn)對(duì)應(yīng)的時(shí)刻即為拉桿斷裂失效的時(shí)刻，如圖4所示。各樣本最大拉伸載荷水平基本相同，見表1。

圖3 后懸置拉桿拉伸試驗(yàn)結(jié)果

圖4 1號(hào)拉桿拉伸試驗(yàn)曲線

表1 后懸置拉桿試驗(yàn)拉伸載荷值

3 后懸置拉桿強(qiáng)度分析現(xiàn)狀

目前行業(yè)內(nèi)后懸置拉桿強(qiáng)度分析方法眾多，但無明確、統(tǒng)一、有效的仿真方法。結(jié)合第2節(jié)中拉伸試驗(yàn)內(nèi)容，選取試驗(yàn)拉伸載荷結(jié)果中的最大值進(jìn)行取整，得到仿真輸入載荷50 kN，對(duì)以下常見的幾種強(qiáng)度仿真建模方法進(jìn)行對(duì)比分析驗(yàn)證。

方法一，考慮拉桿的基本受力形式，只建立拉桿金屬本體，約束動(dòng)力總成側(cè)安裝點(diǎn)，使用RBE2剛性單元耦合拉桿本體內(nèi)壁，將耦合點(diǎn)偏置到軸套彈性中心，在彈性中心位置進(jìn)行加載，分析模型及結(jié)果如圖5(a)、(b)所示。

圖5 方法一分析模型及結(jié)果

由分析結(jié)果可以明顯地看出，應(yīng)力最大值出現(xiàn)的位置與試驗(yàn)位置不吻合，并且，拉桿本體軸套位置處幾乎沒有應(yīng)力值，對(duì)該區(qū)域結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)、優(yōu)化及問題整改沒有任何指導(dǎo)意義。這是由于RBE2單元的應(yīng)用造成該區(qū)域的剛度過高，結(jié)構(gòu)基本不發(fā)生變形，這顯然與實(shí)際情況是不符的。

方法二，考慮軸套套管內(nèi)硫化橡膠結(jié)構(gòu)作為傳力介質(zhì)對(duì)整體結(jié)構(gòu)受力形式的影響，建立出拉桿金屬本體、軸套套管以及橡膠真實(shí)結(jié)構(gòu)，在拉桿本體與軸套套管間、橡膠與軸套套管間建立節(jié)點(diǎn)耦合關(guān)系，為考慮橡膠變形后產(chǎn)生擠壓的影響，在橡膠本體結(jié)構(gòu)建立接觸關(guān)系，橡膠內(nèi)壁使用RBE2剛性單元進(jìn)行耦合，將耦合點(diǎn)偏置到軸套彈性中心，在彈性中心位置進(jìn)行加載，分析模型及結(jié)果如圖6(a)、(b)所示。

圖6 方法二分析模型與結(jié)果

該方法可以解決拉桿本體軸套安裝區(qū)域剛度過大的問題，但是從應(yīng)力結(jié)果的分布上來看，最大應(yīng)力值的位置與試驗(yàn)中失效位置不一致，顯然是不正確的。這是由于在定義橡膠結(jié)構(gòu)的材料時(shí)，采用超彈性單元，而其本構(gòu)方程中使用的“M-R”參數(shù)是用仿真手段擬合而來的[2]，造成仿真誤差過大。并且該方法的仿真過程繁瑣，收斂性差，對(duì)于不同成分與結(jié)構(gòu)的橡膠襯套剛度需單獨(dú)逐一進(jìn)行擬合，造成仿真工時(shí)與成本的增加。

方法三，為避免人為修改橡膠參數(shù)帶來的影響，使用BUSH單元代替橡膠的實(shí)際結(jié)構(gòu)，根據(jù)襯套的解耦報(bào)告，給BUSH單元賦予相應(yīng)的剛度曲線，建立出金屬拉桿本體及軸套套管，在拉桿本體與軸套套管間建立接觸關(guān)系，軸套套管內(nèi)壁使用RBE3單元進(jìn)行耦合，將耦合點(diǎn)偏置到軸套彈性中心，在彈性中心位置進(jìn)行加載，如圖7(a)、(b)所示。

圖7 方法三分析模型與結(jié)果

由分析結(jié)果可見，最大主應(yīng)力出現(xiàn)在拉桿本體上結(jié)構(gòu)避讓處，由于該處結(jié)構(gòu)產(chǎn)生突變，理論上為應(yīng)力最大位置[3]，同時(shí)該方法的仿真結(jié)果與試驗(yàn)中失效位置完全一致，可確定此方法較為合理。并且較前兩種方法，具有準(zhǔn)確性、簡(jiǎn)便性和高效性等優(yōu)點(diǎn)。

4 實(shí)際整車中后懸置拉桿的強(qiáng)度分析方法

4.1 仿真模型的定義

仿真模型如圖8所示。

圖8 后懸置拉桿強(qiáng)度有限元模型

在實(shí)際整車運(yùn)行狀態(tài)下，動(dòng)力總成的受力和運(yùn)動(dòng)形態(tài)是復(fù)雜的，為準(zhǔn)確地考察后懸置拉桿的強(qiáng)度性能，搭建動(dòng)力總成系統(tǒng)級(jí)的仿真分析模型是必要的，同時(shí)為兼顧計(jì)算資源與計(jì)算時(shí)長(zhǎng)[4]，要對(duì)仿真模型進(jìn)行合理簡(jiǎn)化。本節(jié)中，將發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器與離合器等零部件簡(jiǎn)化等效為質(zhì)量點(diǎn)，附在動(dòng)力總成質(zhì)心位置，左、右懸置系統(tǒng)簡(jiǎn)化為BUSH單元，根據(jù)解耦報(bào)告賦予對(duì)應(yīng)的剛度曲線。后懸置拉桿應(yīng)用方法三建立仿真模型，金屬拉桿本體使用C3D8二階四面單元進(jìn)行建模，軸套套管使用C3D20二階六面體單元進(jìn)行建模，基本尺寸均為3 mm，該模型共有實(shí)體單元共80 017個(gè)，節(jié)點(diǎn)總數(shù)共144 943個(gè)。

4.2 工況的定義

仿真輸入工況中的加速度數(shù)值來源于實(shí)車采集，加速度傳感器布置位置和方向坐標(biāo)系如圖9(a)、(b)所示，同時(shí)應(yīng)考慮動(dòng)力總成輸出極限扭矩時(shí)的工況[5]。將實(shí)際采集的加速信號(hào)進(jìn)行處理后，選取極值與同時(shí)值進(jìn)行組合，組合后的工況見表2 。定義出工況后在質(zhì)心位置處施加扭矩及加速度。

圖9 加速度傳感器布置示意

表2 組合工況匯總

4.3 仿真分析結(jié)果

在實(shí)車采集得到的十種工況中，工況1的應(yīng)力結(jié)果最高，最大拉應(yīng)力結(jié)果為120 MPa，最大壓應(yīng)力結(jié)果為3 MPa，應(yīng)力云圖如圖10所示。后懸置拉桿本體材料為A380[6]，屈服強(qiáng)度160 MPa，抗拉強(qiáng)度320 MPa，顯然，后懸置拉桿的仿真結(jié)果滿足強(qiáng)度要求。并且，截止到文章完成時(shí)，該后懸置拉桿產(chǎn)品已經(jīng)實(shí)裝2年以上，未產(chǎn)生強(qiáng)度失效問題，進(jìn)而驗(yàn)證了仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性。

圖10 工況1強(qiáng)度分析云圖

5 結(jié)論

(1)結(jié)合單件拉伸臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)后懸置拉桿強(qiáng)度仿真模型進(jìn)行標(biāo)定優(yōu)化，得到的新模型搭建方法可以準(zhǔn)確復(fù)現(xiàn)失效位置，并且更加簡(jiǎn)便、高效。

(2)利用實(shí)車采集加速度，制定仿真輸入工況，對(duì)后懸置拉桿進(jìn)行強(qiáng)度仿真分析，得到的強(qiáng)度仿真分析結(jié)果能夠較好地反映出后懸置拉桿實(shí)際的受力情況與應(yīng)力水平，可以用來指導(dǎo)后懸置拉桿結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)與優(yōu)化，保證零部件的性能，提升產(chǎn)品品質(zhì)。

(3)該強(qiáng)度分析方法根據(jù)后懸置拉桿實(shí)際的受力形式，考慮了襯套與拉桿本體間的相互作用，使用BUSH單元模擬橡膠，在保證系統(tǒng)中剛度匹配符合實(shí)際情況的同時(shí)，避免了橡膠單元參數(shù)設(shè)置對(duì)于仿真結(jié)果造成較大誤差的問題，解決了橡膠單元由于高度的幾何非線性造成的模型計(jì)算不收斂的問題。同時(shí)，相較于其他系統(tǒng)分析方法，此方法模型更加簡(jiǎn)便，單元數(shù)量更少，仿真精度更高，提升了仿真計(jì)算效率，節(jié)約計(jì)算成本。