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汽車(chē)多連桿后懸架托臂是懸架系統(tǒng)的導(dǎo)向元件，在懸架系統(tǒng)中有扭桿作用，起到一定減振作用；同時(shí)也作為后彈簧的下彈簧座，連接車(chē)身起到支架作用。其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的好壞直接影響到懸架系統(tǒng)的穩(wěn)定性和行駛的安全性。
有限元法是一種離散化的數(shù)學(xué)方法，主要依據(jù)變分原理來(lái)求解數(shù)學(xué)物理問(wèn)題，將連續(xù)彈性體劃分成有限多個(gè)單元，單元間依據(jù)節(jié)點(diǎn)相互連接。在滿足一定的精度要求下，運(yùn)用有限個(gè)參數(shù)來(lái)描述單元的力學(xué)特性，這些單元力學(xué)特性的總合可理解為整個(gè)連續(xù)體的力學(xué)特性，從而建立連續(xù)體力的平衡關(guān)系。
運(yùn)用ABAQUS非線性算法模擬托臂的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度問(wèn)題屬于金屬材料的彈塑性分析范疇。應(yīng)用經(jīng)典彈塑性理論來(lái)分析彈塑性材料，材料的各向同性屈服應(yīng)用協(xié)屈服面來(lái)定義。金屬材料彈塑性變形可簡(jiǎn)述如下：小應(yīng)變時(shí)，材料屬性可認(rèn)為是線彈性，彈性模量E為常數(shù)，當(dāng)應(yīng)力值超出材料屈服極限后，剛度就會(huì)顯著下降。這樣材料的應(yīng)變可分為塑性和彈性?xún)刹糠郑遁d后，彈性應(yīng)變消失，塑性應(yīng)變不可恢復(fù)；若再次加載，材料屈服極限得到提高，即硬化階段。材料的彈塑性行為，如圖所示。材料的單向拉伸/壓縮實(shí)驗(yàn)得到的數(shù)據(jù)可表示為名義應(yīng)變和名義應(yīng)力。
以某轎車(chē)多連桿后懸架托臂為例，詳細(xì)闡述托臂結(jié)構(gòu)有限元模型的建立。該托臂一端通過(guò)襯套安裝在車(chē)身上，一端固定在后懸架支架上，根據(jù)從中得到的三維數(shù)模，如圖所示：劃分有限元網(wǎng)格，建立有限元模型，如圖所示。托臂建模注意事項(xiàng)如下：(1)托臂為扳金件，采用尺寸的PSHELL殼單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，其中，托臂的制動(dòng)器支架和彎管的特征變化區(qū)域網(wǎng)格需要細(xì)劃，單元尺寸可控制在2-3左右。單元網(wǎng)格疏密過(guò)度區(qū)域，銜接要盡量自然，單元尺寸變化不可太大，對(duì)于彎管小臂和彎管中部焊接區(qū)域，網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)要盡量對(duì)齊。(2)彎形臂和制動(dòng)器支架的二氧化碳保護(hù)焊采用剛性單元rigid模擬，彎臂小頭和彎臂中管的燒焊連接采用兩倍厚度的殼單元連續(xù)處理，所用材料屬性和母材相同。車(chē)輛行駛時(shí)車(chē)輪所受的載荷狀況異常復(fù)雜，且是隨機(jī)載荷，隨車(chē)輛載重、駕駛員的操縱、發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、路面不平度、地面附著系數(shù)及行駛速度等不同而變化，故確定若干典型工況，進(jìn)行強(qiáng)度校核尤為重要。
該車(chē)基本參數(shù)，滿載質(zhì)量2035kg、前軸荷10582kg、后軸荷質(zhì)量976.8kg、質(zhì)心高度672mm，軸距2630mm、前輪距1170mm、后輪距1570mm、輪胎半徑330mm。托臂材料參數(shù)為:左后拖曳臂上體、左后拖曳臂上體加強(qiáng)板材料均為SPHE，厚度均為3.5mm；左彎形臂左/右片材料均為SPHC厚度均為3.5mm；套管材料為10#無(wú)縫鋼，料厚76*4.5mm；左后托臂下體、左后托臂下體加強(qiáng)板材料均為SPHE厚度均為3.0mm，左后減震器安裝支架本體材料為SAPH370，料厚3mm；左制動(dòng)器安裝內(nèi)/外板材料為SAPH440，料厚分別為1.5mm和3mm。其中，材料的強(qiáng)度極限分別為270MPa，170Mpa，370MPa，440MPa。在托臂強(qiáng)度分析中不考慮輪胎的作用，需將接地點(diǎn)的力等效轉(zhuǎn)換到轉(zhuǎn)向節(jié)與輪輛的裝配點(diǎn)處。約束條件為：套筒襯套用全約束的RBE2單元連接，并約束X，Y和Z三個(gè)方向平動(dòng)自由度；制動(dòng)器安裝板安裝點(diǎn)的剛性單元RBE2放開(kāi)三個(gè)方向的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，并約束X，Y和Z三個(gè)方向平動(dòng)自由度。載荷施加點(diǎn)在轉(zhuǎn)向節(jié)與輪惘裝配點(diǎn)處。上述工況算得輪輛裝配點(diǎn)在4個(gè)工況下等效載荷如表所示：在工況工下，車(chē)輪所受載荷為X方面的牽引力和Z方向的自重，可算得作用在后輪上的載荷為：Fx=4390N，F(xiàn)Y=0，F(xiàn)Z=4390N。托臂彈簧座應(yīng)力分布云圖，如圖所示，最大應(yīng)力為963MPa，是模擬過(guò)程的剛性連接造成(虛假應(yīng)力)，該區(qū)域也不是斷裂區(qū)域，予以忽略不計(jì)；制動(dòng)器支架的應(yīng)力分布云圖，如圖所示，最大應(yīng)力為400MPa，出現(xiàn)在焊接位置處；彎管的應(yīng)力分布云圖，如圖所示。以上三圖顯示，在后輪驅(qū)動(dòng)時(shí)，較高的應(yīng)力出現(xiàn)在制動(dòng)器支架和彎管處。制動(dòng)器支架處應(yīng)力值小于材料屈服極限，但數(shù)值較高。彎管處應(yīng)力值小于強(qiáng)度極限，滿足靜強(qiáng)度要求。
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