2016123
冯金芝1,2，邓江波1，郑松林1,2，李 原1
(1.上海理工大学机械工程学院，上海 200093； 2.机械工业汽车机械零部件强度与可靠性评价重点实验室，上海 200093)
[摘要] 本文中基于原有副车架结构，通过材料替换和结构改进，并充分考虑镁合金的加工工艺，改进设计出新型镁合金副车架。首先，对原有结构进行镁合金材料替换，进行了正常载荷、疲劳载荷和过载工况下的强度分析，计算得到副车架各阶频率与振型；接着结合副车架动刚度特性，对镁合金副车架结构进行了改进设计，在确保满足使用要求的前提下，副车架质量减轻50%。本文中采用的综合强度、模态与动刚度分析的设计方法，可为汽车其它承载结构件的设计提供参考。
关键词：副车架；镁合金；材料替换；强度；模态；动刚度
在当今汽车市场竞争激烈的情况下，汽车轻量化已成为当今汽车设计追求的目标之一。目前，汽车轻量化设计主要有两种方法，一种是对传统材料在疲劳强度理论研究基础上实现结构可靠性的优化设计，即考虑低幅载荷对材料或结构强度的强化和损伤，设计时力求使汽车在使用过程中结构的强度潜力尽可能发挥[1]；另一种是采用高性能轻量化材料[2]，如TRIP钢、DP钢、硼钢等高强度钢、铝合金、镁合金、工程塑料和碳纤维等来实现。
本文中以轿车副车架为研究对象，探索轿车底盘承载结构件副车架轻量化材料替换的设计方法,综合强度、模态和动刚度分析方法，并考虑新材料的工艺需求，实现了原有结构的轻量化材料替换，设计出新型镁合金副车架。
1 轻量化材料的选取
轻量化的重要途径之一是选用轻质材料替换钢材料，由于镁合金密度在所有结构合金中是最小的，且具有比强度和比刚度高、压铸性能好、耐冲撞、阻尼吸振性能好和可循环利用等特性，是汽车轻量的理想材料之一[3-4]。本文中所用镁合金材料特性见表1。
表1 材料特性参数
材料屈服极限/MPa弹性模量/GPa泊松比密度/(g·cm-3)钢4272100 37 8镁合金400550 351 93
2.1 有限元模型的建立
后副车架作为底盘系统重要的承载元件，与车身和悬挂系统相连，主要作用是提高悬挂系统的连接刚度，减小路面震动的传入，从而带来良好的舒适性。目前，一些中高档轿车均采用独立式前后悬挂系统，后副车架也应用得越来越广泛。
基于CATIA V5平台建立副车架3维模型。由于副车架零部件属于板材冲压件，故采用板壳2D网格格式，为保证有限元模型的准确性，尽可能采用了四边形壳单元(Quad)，尺寸为6mm，单元数量21 236个，所建有限元模型如图1所示。
图1 副车架有限元模型
2.2 加载工况与约束
在轿车副车架强度分析时，依据制造商底盘零部件台架强度试验评价标准[5]，确定以下3种载荷工况：(1)正常载荷工况，副车架主要经受一些普通的载荷，例如车身质量、正常行驶制动力等；(2)疲劳载荷工况，副车架承受循环载荷作用，如轿车加速、倒退、过弯转向等；(3)过载工况，副车架会受到较大的冲击，比如轿车过坑、后轮撞到路台等状况。
在建立有限元模型的过程中，各零件边缘采用REB2形式连接，约束6个自由度，并且通过REB2单元可将力传递到各个零部件，使模型成为一个整体。此外，在副车架与车身相连的4个支撑位置施加约束，固定住整个模型。对于多种工况下的加载，很难进行合理的约束，为消除约束点的反力对结构受力状态的影响，需要在副车架静力分析中引入惯性释放的方法，这将有助于得到更加合理和符合实际情况的计算结果[6-7]。在求刚度动态响应时，需要将其中4个加载点逐个单一加载，而其他加载点限制x，y，z方向上的平动位移，从而分别观察每个点的动态响应情况。
2.3 应力应变分析
对副车架进行结构强度分析,主要计算应力分布、最大应力与位置和最大位移形变，如表2所示。
表2 各工况有限元分析结果
工况钢镁合金应力/MPa最大位移/mm应力/MPa最大位移/mm正常载荷工况静自重195 80 62194 82 41左侧倾396 92 72396 910 24右侧倾393 42 85393 111 25疲劳载荷工况1g制动力175 50 46175 51 78左转弯333 62 61333 710 01右转弯325 01 44325 05 57过载工况左侧路坑400 21 89400 27 44右侧路坑363 80 89363 83 46
由表2可知：应力值基本一致，但镁合金的屈服极限较小，某些工况已经超过或接近其屈服极限；在左、右转弯疲劳载荷工况下，镁合金应力已超过材料的疲劳强度(264MPa)；此外，镁合金的位移最大值均大于钢的最大值，主要是因为镁合金的材质较软，弹性模量小于钢材。
3.1 模态对比分析
副车架结构的振动特性与轿车的乘坐舒适性、噪声控制、部件的疲劳和共振破坏等问题密切相关[8]。其模态特性直接涉及轿车实际行驶时的动态响应，如果行驶路面的激励频率与副车架模态频率接近，便会引起共振，使得轿车的操纵稳定性和舒适性变差，振动噪声增强，对轿车相关构件的疲劳寿命产生不利影响[9]。
对使用两种材料的副车架进行自由模态对比分析,得到副车架的固有频率与振型,如表3所示。
表3 副车架材料替换前后模态分析结果
模态频率/Hz钢镁合金振型1196 5184 1绕X轴弯曲2220 2205 9扭转3263 7245 7绕Y轴弯曲4286 9267 8菱型5331 4309 2局部
由模态分析结果可知，两种材料的原结构模态均基本达到设计目标。整体上各阶模态平滑连续，没有明显的局部断点。但镁合金副车架各阶模态频率都低于钢材结构，其振动特性相对较差。
从模态振型结果可以看出，两种材料副车架的振动位移最大处均发生在4个车身连接支撑位置，说明该位置的振动比较明显，容易影响整个副车架的振动特性，应该加以改善。为进一步研究副车架振动特性和4个支撑处动态特性，还需对副车架做动刚度分析。
3.2 动刚度对比分析
副车架上的一些关键点是向车身传递振动的主要途径，对车身的振动和疲劳破坏有重要的影响,因此对这些关键点进行动刚度分析具有重要的意义[10]。
计算频率范围为0～400Hz，求解频率间隔步长为5Hz。分别在连接点处施加1N的单位力，对副车架的4个连接点进行动刚度分析，加载点的设置如图2所示。
图2 动刚度分析加载点
经过求解得到各加载点位置的速度频率响应曲线和位移频率响应曲线，选取其中加载点1001和1004加以分析，结果如图3所示。
图3 副车架动刚度分析
由图可见，在4个支撑点位置动刚度曲线有较大差别。镁合金副车架速度和位移的频率响应曲线均高于原始钢材料；镁合金的峰值比钢材料的先出现，都超过了钢材料的最大值；且镁合金的动刚度曲线起伏比较明显，在0～200Hz的范围内镁合金副车架速度频率响应曲线高出参考评价曲线，说明该处位置的刚性较差。
通过动刚度频响分析，进一步证明在采用镁合金材料后，4个支撑位置的动态特性不如钢结构，而且差距比较明显。在设计新镁合金副车架时，应该着重对这4个位置加以改进，提升其动态特性。
通过以上有限元分析结果对比,原结构镁合金副车架的薄弱位置主要是在后横臂处和中间摆臂箱体处。故在采用镁合金材料替换钢材料副车架之前必须进行结构改进。
结构改进，既要满足强度、模态约束和动刚度的要求，也要以减轻质量作为目标。具体改进措施如下。
(1) 由于后连接上下冲压件的后横臂距离较长，且此次镁合金副车架为小批量生产，为减小冲压件尺寸，降低冲压模具成本，将后连接焊接总成分为3段式，通过焊接连接。
(2) 为改善副车架的结构强度，新设计镁合金副车架在原有结构基础上分别增加了各部件的壁厚，特别是中间摆臂箱体处，从原2mm调整到5mm，具体尺寸见图4。改善了部件的截面模量，在相同载荷的情况下，可在一定程度上减小局部应力。
图4 新设计镁合金副车架结构
(3) 左右后横臂采用与前副车架主体骨架相似的管型结构，既可提高长臂的强度和刚度，也保持了用料的一致性，节约了制造成本。
(4) 考虑到在加载过程中，左右支撑处的位移比较大，为进一步提高长横臂的扭转刚度，在左右后横臂处设置加强筋，使管材截面近似为横“日”字结构。
改进后新镁合金副车架三维模型如图4所示。改进后的镁合金副车架质量约为5kg，比原始钢材料的副车架减轻5.135kg，质量减轻了50.7%。
5.1 副车架改进设计后的强度校核
设计强度要求镁合金副车架应力小于屈服应力400MPa，疲劳载荷工况疲劳强度小于264MPa(2×105次)，分析时同样以最大位移小于3mm为约束，结果见表4。
由表4可以看出，新设计的镁合金副车架最大应力值都有不同幅度的下降，左、右转弯工况的最大应力值低于镁合金的疲劳极限值，满足使用要求。最大位移值均小于2mm，且所有工况下的最大位移还小于原始钢结构的副车架。新设计镁合金副车架的强度满足使用要求。
表4 副车架强度与变形位移的计算结果
工况钢镁合金应力/MPa最大位移/mm应力/MPa最大位移/mm正常载荷工况静自重195 80 6262 940 25左侧倾396 92 72332 01 97右侧倾393 42 85284 91 93疲劳载荷工况1g制动力175 50 4655 580 38左转弯333 62 61170 81 13右转弯325 01 44179 21 13过载工况左侧路坑400 21 89140 71 00右侧路坑363 80 89139 50 75
5.2 副车架改进设计后的模态与动刚度校验
改进后副车架模态分析结果如表5所示。
表5 镁合金新副车架与原副车架模态分析结果
模态频率/Hz钢镁合金振型1196 5284 2绕X轴弯曲2220 2420 6扭转3263 7460 7绕Y轴弯曲4286 9486 2菱型5331 4584 9局部
根据模态分析结果可知，新镁合金副车架各阶频率都有所提高。1阶模态频率为284.2Hz，超过了设计要求的200Hz，从第2阶起就达到了400Hz以上，有效地避开了车身共振频率范围，且各阶模态连续无断点。新设计镁合金副车架的相邻两阶模态频率也远大于20Hz，避免了接近的模态频率[11]。说明新设计镁合金副车架模态满足设计要求。
由之前动刚度分析结果可知，4个支撑点位置的振动位移较大，故接下来还须对新设计镁合金副车架作进一步的动刚度校验。
通过比较副车架各点处单位力激励下速度频率响应和位移频率响应来评价副车架的动态刚度性能，以原始钢结构的结果曲线作为参考评价[12]。图5为加载点1001和1004处速度频率响应和位移频率响应分析结果。
图5 副车架动刚度分析
由图可见，新设计镁合金副车架速度和位移的频率响应曲线最大值均小于原始副车架。在0～200Hz范围内，新设计镁合金副车架速度和位移的频率响应曲线与原结构基本一致，保证了工作时的稳定性。新设计镁合金副车架速度和位移的频率响应峰值基本出现在300Hz以后，处于较高频率范围内，对副车架的正常使用影响不大。
由此对比分析可知，经改进后的镁合金副车架动刚度与原始钢材料副车架动刚度在工作频率范围内大致相近，某些频率范围下新设计镁合金略好于原始钢材料，能够满足副车架的正常使用。
通过材料替换和结构改进，并充分考虑镁合金的加工工艺，实现了轿车副车架的轻量化设计，质量减轻了50.7%。仿真结果表明，设计的镁合金副车架的强度、模态和动刚度特性均达到了要求。目前，为实现镁合金在汽车底盘承载结构上的推广应用，需要深入研究镁合金材料与钢、铝等其它材料的连接技术，此外，还需采取措施解决镁合金的耐蚀性差和易燃性等问题。
参考文献：
[1] 赵礼辉,郑松林,冯金芝.基于低载强化特性的疲劳寿命估计方法[J].机械工程学报,2013,49(8):115-122.
[2] BERTRAM R, KAY A. Using new lightweight materials in automotive construction[J]. Galvanotechnik,2011(7):1460-1467.
[3] 郑松林,郑钻玺,徐洪慧,等.汽车镁合金车轮动态特性分析[J].汽车工程,2011,33(2):148-151.
[4] MAO P, LIU Z, WANG C, et al. Fatigue behavior of magnesium alloy and application in auto steering wheel frame[J]. Transactions of Nonferrous Metals Society of China,2008,18(10):218-222.
[5] 王树英,郑松林,冯金芝,等.燃料电池轿车前副车架轻量化设计[J].机械设计,2013,30(2):41-44.
[6] Jean Marie Lagache, Samir Assafb, Christian Schulte. Finite element synthesis of structural or acoustic receptances in view of practical design applications[J]. Journal of Sound and Vibration,2008,310:313-351.
[7] 赵婷婷,李长波,王军杰,等.基于有限元法的某微型货车车身疲劳寿命分析[J].汽车工程,2011,33(5):428-432.
[8] 宋海生,史文库,郭福祥,等.基于车地板振动控制的副车架分析与优化[J].汽车工程,2010,32(7):601-604.
[9] 左曙光,阎礁,靳晓雄,等.扭杆梁后桥结构轻量化分析[J].同济大学学报(自然科学版),2006,34(12):1674-1678.
[10] 高云凯,汪翼,林典,等.白车身质量块安装点动刚度分析与优化[J].中国机械工程,2010(6):721-724.
[11] 郑松林,赵德彪,冯金芝,等.基于强度与模态灵敏度分析的轿车前副车架轻量化设计[J].机械设计,2012,29(2):92-96.
[12] 周安勇,侯蕾,刘旌扬.白车身接附点动刚度优化设计[J].汽车技术,2013(6):16-19.
Design Method of Car Subframe Based on Material Substitution
Feng Jinzhi1,2, Deng Jiangbo1, Zheng Songlin1,2 & Li Yuan1
1.School of Mechanical Engineering, University of Shanghai for Science and Technology, Shanghai 200093； 2.CMIF Key Lab for Automotive Strength & Reliability Evaluation, Shanghai 200093
[Abstract] In this paper, based on the original structure of subframe and through material substitution and structural modification, with consideration of the manufacturing technology of magnesium alloy, a nvel magnesium alloy subframe is redesigned. Firstly the material of original structure is substituted by magnesium alloy and a strength analysis is conducted on subframe under the conditions of normal load, fatigue load and overload to calculate the frequencies and vibration modes of different orders. Then combined with the dynamic stiffness characteristics of subframe, the structure of magnesium alloy subframe is redesigned. As a result the mass reduction rate of subframe reaches more than 50%. The design method of comprehensive strength, modal and dynamic stiffnes analyses adopted in the paper provides a reference for the design of other load-bearing components of vehicles.
Keywords：subframe; magnesium alloy; material substitution; strength; vibration mode; dynamic stiffness
*国家自然科学基金(51375313，51305269)和上海市科委基础研究重点项目(13JC1408500)资助。
原稿收到日期为2015年4月22日，修改稿收到日期为2015年7月13日。
联系客服
