張海波，張瑞軍，常 影

(東北電力大學 機械工程學院，吉林 吉林 132012)

0 引言

隨著汽車工業(yè)技術的發(fā)展，懸架系統(tǒng)及其零部件的形式越趨復雜［1］，汽車懸架控制臂作為汽車懸架系統(tǒng)的重要組成零件，其質量的好壞對汽車行駛的安全性至關重要［2］。

在實際工作狀況下，汽車懸架控制臂經(jīng)常會受到大小和方向不同的扭轉力作用，隨著受力次數(shù)的增加，汽車懸架控制臂的某些部位會出現(xiàn)疲勞破壞。而汽車懸架控制臂的強度及疲勞特性影響著汽車系統(tǒng)的可靠性［3］。因此，汽車懸架控制臂的疲勞壽命是設計中必須要考慮的一個重要因素。然而，用傳統(tǒng)的解析法對汽車懸架控制臂所受的應力和疲勞強度情況進行分析時，解析誤差太大［4］。本文結合汽車懸架控制臂的實際受載狀況，利用ANSYS 疲勞分析模塊對其加載求解。從而為汽車懸架控制臂后續(xù)的拓撲優(yōu)化設計提供了充分的理論依據(jù)。

1 汽車懸架控制臂三維模型的建立

本文所研究的是汽車懸架控制臂，由于此零件的外廓形狀不規(guī)則，建立準確的數(shù)學模型非常困難，且汽車懸架控制臂的曲面和曲線方程也很難建立，因此本文采用逆向工程技術獲得此零件的三維幾何模型。首先，用三維激光掃描儀對汽車懸架控制臂進行掃描，獲取此零件的點云數(shù)據(jù)。其次，對獲得的點云數(shù)據(jù)進行處理及偏差分析，直到獲得高精度的點云數(shù)據(jù)。最后，將獲得的點云數(shù)據(jù)導入CATIA 軟件中，建立汽車懸架控制臂的三維模型。其中，具體汽車懸架控制臂逆向三維建模過程如圖1 所示。

圖1 汽車懸架控制臂的三維建模流程圖

通過上述處理獲得汽車懸架控制臂的三維模型如圖2 所示。

圖2 汽車懸架控制臂的三維模型

2 汽車懸架控制臂的載荷分析

在對汽車懸架控制臂構件進行有限元疲勞強度分析時，通常要根據(jù)構件的實際情況定義邊界條件，包括施加的載荷和施加的固定約束［5］。在對汽車懸架控制臂進行強度分析時，此構件比較特殊，如圖3 所示，在汽車行駛的過程中，汽車懸架控制臂始終繞著與副車架連接的內(nèi)側鉸點擺動，是一個運動件。汽車懸架控制臂與襯套之間、襯套與螺栓之間為過盈配合，襯套通過芯部的螺栓固定在副車架上。

汽車懸架控制臂中襯套繞螺栓的設計扭轉剛度為7N·m/deg，汽車懸架控制臂的長度為500mm，假設車輪上跳的最大高度為50mm，則襯套受到的扭矩的大小為50N·m，汽車懸架控制臂受到同樣大小的反扭矩作用，但這個扭矩與實際工況下內(nèi)側鉸點其它各平動方向的載荷相比是個很小的值，故對汽車懸架控制臂受力分析時可以認為控制臂的轉動自由度不受限制。根據(jù)實際情況，對汽車懸架控制臂進行有限元分析時，在內(nèi)側鉸點建立約束，限制其5 個自由度(不限制內(nèi)鉸點轉動自由度)，對外側球鉸點進行加載。

圖3 汽車懸架控制臂連接圖

3 ANSYS 對控制臂的疲勞分析

3.1 疲勞分析原理

疲勞是指結構在低于靜強度極限的載荷重復作用下出現(xiàn)的疲勞斷裂現(xiàn)象［6］。而根據(jù)國外的統(tǒng)計，機械零件的破壞50%～90%是疲勞破壞［7］。疲勞破壞通常有一些共同的特點:①斷裂時無明顯的宏觀塑性變形，斷裂前沒有明顯的預兆，是突然的破壞。②引起疲勞斷裂的應力很低，常常低于靜載荷時的屈服強度。③疲勞破壞能清楚地顯示出裂紋的發(fā)生、擴展和最后斷裂的三個組成部分。

3.2 幾何模型的轉換及導入

由于ANSYS 具有完善的數(shù)據(jù)接口，可以與許多三維CAD 軟件共享數(shù)據(jù)［8］，利用ANSYS 的數(shù)據(jù)轉換接口，可以精確地將CAD 平臺上生成的幾何數(shù)據(jù)文件導入ANSYS 中。本文研究的汽車懸架控制臂沒有具體的幾何參數(shù)，是通過對原有的模型掃描、處理導入CATIA 軟件中建立汽車懸架控制臂的三維模型，然后再導入ANSYS，將實體模型轉化為有限元模型。

3.2.1 材料參數(shù)設置

本文所研究的汽車懸架控制臂材料為鍛鋁，該材料為LD10，屬于塑性材料。該材料的彈性模量為E=7.48e+04MPa，泊松比L=0.35，密度為2820Kg/m3，屈服極限為240MPa，強度極限為370MPa。

3.2.2 汽車懸架控制臂的網(wǎng)格劃分

在ANSYS 分析模塊中，分析計算的是有限元模型而不是幾何模型，所以需要對幾何模型進行網(wǎng)格劃分。有限元劃分就是將連續(xù)體進行離散化，利用簡化幾何單元來近似逼近連續(xù)體，然后根據(jù)變形協(xié)調(diào)條件綜合求解［9］。

本文中汽車懸架控制臂的形狀比較復雜，且由圖3 可以看出，汽車懸架控制臂的大部分受力在外側球鉸點處，考慮到實際工作中汽車懸架控制臂彎曲處及外側球鉸點處強度薄弱，故此處網(wǎng)格劃分應密集一些，劃分結果如圖4 所示。

圖4 汽車懸架控制臂的網(wǎng)格圖

3.2.3 汽車懸架控制臂的強度分析

在對汽車懸架控制臂進行結構優(yōu)化及疲勞特性分析時，必須對此零件的強度進行校核。只有強度滿足設計要求時，整個汽車懸架系統(tǒng)的壽命及可靠性才有可能提高。在ANSYS 軟件中，首先對汽車懸架控制臂中的內(nèi)側鉸點和外側球鉸點作約束，限制X方向及Z方向的移動和轉動。然后對此零件作應力分析，得到汽車懸架控制臂的應力分布圖，如圖5 所示。

圖5 汽車懸架控制臂的應力圖

在汽車系統(tǒng)中，汽車零件的安全系數(shù)一般為1.4～1.6［10］，對于易損或重要零件還要乘以1.3～1.5 的特別系數(shù)，由此得最大安全系數(shù)為2.4。本文所研究的汽車懸架控制臂是涉及汽車行駛安全的重要零件，出于汽車安全的考慮，本研究選用最大安全系數(shù)s=2.4，汽車懸架控制臂的屈服極限σs=240MPa，則許用應力為:

由圖5 汽車懸架控制臂的強度分析結果可以看出，此零件的最大應力為σmax=73.38MPa，小于其許用應力。所以此零件在極限靜載荷作用下也能滿足強度要求。因此從靜力學的角度分析，該汽車懸架控制臂模型的符合設計要求，能夠滿足在實際使用中的安全性。

3.2.4 汽車懸架控制臂的疲勞分析

設計中要求汽車懸架控制臂在振幅為上下10mm，頻率為0.7～15Hz［11］下至少要循環(huán)10 萬次。本文利用ANSYS 軟件對汽車懸架控制臂的疲勞強度進行定性分析，其分析結果如圖6 中a，b，c 所示。

圖6 汽車懸架控制臂疲勞分析結果

由圖6 的分析結果可以看出，汽車懸架控制的最小壽命循環(huán)1.99e7次，超出了設計要求的循環(huán)次數(shù)。由雨流矩陣可以看出大多數(shù)是在低平均應力和低應力幅下的，且損傷矩陣中大多數(shù)分值是針對低應力和低應力幅的，但這些并不在危險位置造成最大的損傷，故此汽車懸架控制臂能夠滿足使用要求。

4 結論

從本文的研究可以得到以下結論:①汽車懸架控制臂的強度能夠滿足使用要求。②汽車懸架控制臂的疲勞循環(huán)次數(shù)滿足設計中的要求。③針對汽車懸架控制臂材料的強度及疲勞特性可以利用ANSYS 軟件進行快速的分析，降低了試驗成本，有利于產(chǎn)品的進一步優(yōu)化，縮短了企業(yè)開發(fā)新產(chǎn)品的周期。

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