某商用車多連桿系統(tǒng)力學性能仿真研究

平蔚，黃勤

（江西五十鈴汽車有限公司 產(chǎn)品開發(fā)技術中心，江西 南昌 330010）

1 引言

隨著國家經(jīng)濟復蘇快速發(fā)展，商用車銷量得到迅猛增長，由于其經(jīng)濟性和便利性，已經(jīng)成為運輸貨物的必然選擇[1-3]。多連桿系統(tǒng)，作為整車懸掛系統(tǒng)中重要組成部分，其既是商用車主要傳力部件，也是重要承載部件，可以大幅提升整車操穩(wěn)性和舒適性，需要在動靜載荷作用下具備足夠的強度和耐剛度性能[4-5]，因此研究商用車多連桿系統(tǒng)力學性能具有重要的經(jīng)濟和社會意義。

本文基于有限元法，采用 ABAQUS軟件，對某商用車多連桿系統(tǒng)進行了CAE強度分析、屈曲剛度，顯示橫向推力桿、上縱連桿和穩(wěn)定桿力學性能滿足目標。

2 多連桿系統(tǒng)CAE強度分析

2.1 多連桿系統(tǒng)有限元模型

本文采用Hyperworks軟件，對某商用車多連桿系統(tǒng)進行建模，網(wǎng)格尺寸大小4mm，橫向推力桿、上連桿材料為35#鋼，穩(wěn)定桿的材料為55CrMnA,多連桿系統(tǒng)重量為13kg，F(xiàn)EA模型如圖1所示。

2.2 多連桿系統(tǒng)CAE強度分析

經(jīng)Hypermesh建模后，采用ABAQUS軟件對多連桿系統(tǒng)進行了強度分析，輸入的載荷為基于以下四工況的ADAMS提取載荷，即輪胎上抬工況、制動工況、轉彎工況和上跳工況，同時采用慣性釋放法進行約束。

本文按照上述工況加載條件，進行了多連桿系統(tǒng)強度分析，得到圖2的分析結果，其中橫向推力桿在上跳工況應力最大，最大值為 99.6MPa，上拉桿在轉彎工況最大應力為46.1MPa，穩(wěn)定桿上跳工況應力最大371.5MPa。各桿系部件最大應力都小于材料屈服強度，匯總如表1，滿足設計要求。

圖1 多連桿系統(tǒng)FEA模型

圖2 多連桿系統(tǒng)強度分析結果

表1 多連桿強度分析結果匯總表

3 多連桿系統(tǒng)CAE屈曲剛度分析

3.1 橫向推力桿屈曲分析

圖3 橫向推力桿屈曲分析邊界條件示意圖

本文按照如下邊界條件進行了橫向推力桿屈曲分析，后懸架上縱連桿以固定端襯套中心點為坐標原點，兩襯套中心點連線為X軸，平行于襯套中心線為Z軸建立局部坐標系，上縱連桿一端襯套中心處約束SPC1234，另一端約束SPC23。載荷 Step1為施力端沿局部坐標系 X軸反向施加單位載荷1N，得出理論屈曲值，Step2考慮幾何非線性，材料非線性。

圖4 橫向推力桿屈曲分析結果

本文按照上述邊界條件，得到如圖4的橫向推力桿屈曲分析結果，橫向推力桿屈曲力為 35668N，大于目標值25680N，滿足要求。

3.2 上縱連桿屈曲分析

本文按照如下邊界條件進行了上縱連桿屈曲分析，上縱連桿一端襯套中心處約束SPC1234，另一端約束SPC23。載荷步同上述橫向推力桿分析載荷，邊界示意圖如圖5。

圖5 上縱連桿屈曲分析邊界條件示意圖

圖6 上縱連桿屈曲分析結果圖

本文按照上述邊界條件，得到如圖6的上縱連桿屈曲分析結果，上縱連桿屈曲力為30934N，大于目標值20300N，滿足要求。

3.3 下縱連桿屈曲分析

本文按照如下邊界條件進行了下縱連桿屈曲分析，下縱連桿一端襯套中心處約束SPC1234，另一端約束SPC23。載荷步同上述橫向推力桿分析載荷，邊界示意圖如圖7。

圖7 下縱連桿屈曲分析邊界條件示意圖

圖8 下縱連桿屈曲分析結果圖

本文按照上述邊界條件，得到如圖8的上縱連桿屈曲分析結果，下縱連桿屈曲力為49237N，大于目標值35450N，滿足要求。

4 結論

本文基于有限元法，采用 ABAQUS軟件，對某商用車多連桿系統(tǒng)進行了CAE強度分析、屈曲剛度，分析結果顯示：

（1）橫向推力桿在上跳工況應力最大，最大值為99.6MPa，上拉桿在轉彎工況最大應力為46.1MPa，穩(wěn)定桿上跳工況應力最大371.5MPa。各桿系部件最大應力都小于材料屈服強度；

（2）上縱連桿屈曲力為30934N，大于目標值20300N，下縱連桿屈曲力為49237N，大于目標值35450N，滿足設計要求。

綜上，多連桿系統(tǒng)力學性能滿足設計目標。