何云峰潘宇何志兵葛友剛何煜

（1.上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心；2.廣西科技大學(xué)；3.襄陽(yáng)汽車(chē)軸承股份有限公司）

某商用車(chē)扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋總成的強(qiáng)度研究

何云峰1潘宇2何志兵3葛友剛1何煜1

（1.上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心；2.廣西科技大學(xué)；3.襄陽(yáng)汽車(chē)軸承股份有限公司）

扭轉(zhuǎn)梁懸架由于自身結(jié)構(gòu)的受力特點(diǎn)，極易出現(xiàn)部件斷裂和焊縫疲勞開(kāi)裂的風(fēng)險(xiǎn)。以某款商用車(chē)的扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋總成為分析對(duì)象，通過(guò)理論分析獲得懸架在3種典型極限工況下的輪胎力邊界條件，并利用有限元法和電測(cè)試驗(yàn)分別對(duì)其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行分析。結(jié)果表明有限元計(jì)算值與電測(cè)試驗(yàn)值誤差范圍均在20%以?xún)?nèi)，說(shuō)明本文所建有限元模型有效，結(jié)果分析可靠。

1 前言

扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋包含了承受主要垂直和側(cè)向載荷的橫梁、焊接在橫梁上起主要抗扭的兩個(gè)縱臂、縱臂前端焊接的襯套剛套、后端焊接的彈簧座板及減振銷(xiāo)和車(chē)輪支架。扭轉(zhuǎn)梁懸架系統(tǒng)有以下主要優(yōu)點(diǎn)[1]：鉸接點(diǎn)比較少，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，質(zhì)量輕，成本低；便于裝卸，結(jié)構(gòu)緊湊，占用空間?。粰M梁兼有穩(wěn)定桿的作用，車(chē)輪跳動(dòng)時(shí)車(chē)身前束、輪距及外傾角變化較小，直線行駛穩(wěn)定性好，輪胎的磨損小。同時(shí)此種懸架也具有自身的缺點(diǎn)：橫梁承受的扭轉(zhuǎn)力和剪切力較大，焊縫應(yīng)力比較高，承載能力差，舒適性和操控性也不是很理想。

本文以某款商用車(chē)的扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋總成為分析對(duì)象，對(duì)其在3種典型極限工況下的輪胎接地力進(jìn)行分析計(jì)算，利用有限元前處理軟件hypermesh建立其有限元模型，導(dǎo)入abaqus中進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，并通過(guò)電測(cè)試驗(yàn)對(duì)扭轉(zhuǎn)梁有限元模型的正確性進(jìn)行修正，為后續(xù)產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)提供指導(dǎo)作用。

2 扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋有限元模型的建立

2.1 幾何模型的建立

通過(guò)三維軟件UG建立的扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋幾何模型如圖1所示，為了減少后期前處理的負(fù)擔(dān)，利用三維軟件的幾何偏置抽取扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋的中位面片體模型，并對(duì)局部分析影響不大的部位（倒圓、倒角、小孔）進(jìn)行了簡(jiǎn)化。由于扭轉(zhuǎn)梁是對(duì)稱(chēng)的，分析時(shí)只需要取一半的幾何模型進(jìn)行有限元建模即可。

2.2 網(wǎng)格劃分

2.2.1 網(wǎng)格劃分的幾何處理

在網(wǎng)格劃分前，常需要對(duì)導(dǎo)入的幾何模型進(jìn)行檢查并清理[3]，找出幾何模型自由邊的分布情況，看有無(wú)缺面、重面、錯(cuò)位和狹窄邊。這些缺陷直接影響后面的網(wǎng)格劃分質(zhì)量，甚至?xí)?dǎo)致有限元模型無(wú)法求解或結(jié)果失真，為解決這些問(wèn)題常需要對(duì)缺面進(jìn)行填補(bǔ)或合并，刪除重復(fù)的面，對(duì)于錯(cuò)位和邊界不連續(xù)的進(jìn)行邊界合并，改善幾何模型的拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)。這些措施都可以提高網(wǎng)格的劃分速度和質(zhì)量，也可提高計(jì)算精度。

2.2.2 組件劃分

組成扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋各部件的橫梁、縱臂、扭桿、扭桿支架、橫梁加強(qiáng)板、彈簧座加強(qiáng)板、彈簧座、車(chē)輪支架、襯套鋼套厚度均不同，為了后期操作方便，將同一厚度的組件歸為同一組件，并附材料屬性，見(jiàn)表1。

2.2.3 網(wǎng)格劃分及質(zhì)量控制原則

扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋主要是高強(qiáng)度的多片鈑金部件通過(guò)激光焊接而成，厚度方向的尺寸遠(yuǎn)小于其他兩個(gè)方向的尺寸，網(wǎng)格劃分首先考慮計(jì)算精度，其次是計(jì)算速度。對(duì)該部分的幾何體采用板殼單元進(jìn)行離散，利用2D面板中的automesh子面板,采用mixed單元類(lèi)型對(duì)該部分進(jìn)行離散，對(duì)于扭桿部件采用六面體非協(xié)調(diào)單元C3D8I為主進(jìn)行離散。劃分完后需要對(duì)2D網(wǎng)格的質(zhì)量進(jìn)行QI檢查，并通過(guò)移動(dòng)節(jié)點(diǎn)和單元優(yōu)化方式消除紅色區(qū)域和黃色區(qū)域，進(jìn)一步提高網(wǎng)格質(zhì)量。

2.3 焊縫、緩沖塊、彈簧和襯套模型的建立

扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋主要是通過(guò)激光縫焊接形式連接各部件，模擬焊縫通常有剛性單元、片體單元和共節(jié)點(diǎn)3種方式。剛性單元連接方式比較靈活，一般由主從節(jié)點(diǎn)構(gòu)成，節(jié)點(diǎn)處的自由度可以控制，可以模擬不同的運(yùn)動(dòng)形式，主從節(jié)點(diǎn)沒(méi)有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，將6個(gè)自由度全部約束，但是剛性單元需要節(jié)點(diǎn)一一對(duì)應(yīng)，建模工作量相當(dāng)大；片體單元常用在兩塊焊接板距離較遠(yuǎn)且通過(guò)2D單元進(jìn)行連接模擬的焊接部位；共節(jié)點(diǎn)常用在兩塊焊接板距離較近的場(chǎng)合，通過(guò)共節(jié)點(diǎn)來(lái)模擬焊接部位。本文采用片體單元和共節(jié)點(diǎn)混合方式模擬焊縫。緩沖塊是起限位緩沖吸振作用的彈性元件，防止懸架被“擊穿”造成撞擊，與彈簧并聯(lián)成一非線性很強(qiáng)的彈性元件來(lái)限制懸架的行程和吸收從車(chē)輪傳到車(chē)身的沖擊載荷，通常將其剛度設(shè)計(jì)成變剛度，通過(guò)試驗(yàn)測(cè)得其剛度值，用bushing單元模擬；彈簧采用spring單元模擬；襯套是6個(gè)方向非線性單元，也采用bushing單元模擬，如圖2所示。

2.4 模型連續(xù)性檢查

當(dāng)連接建立后，需要檢查整個(gè)模型的連接是否有問(wèn)題，若有問(wèn)題需要重新連接或合并。

2.5 邊界條件的建立

邊界條件確立的主要原則是消除結(jié)構(gòu)的剛體位移，不要出現(xiàn)過(guò)約束和欠約束，模擬的邊界能夠真實(shí)反映結(jié)構(gòu)的工作狀態(tài)。對(duì)于扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋邊界的確定有如下表述，擺臂通過(guò)襯套、螺栓連接到車(chē)身[2]，而且隨著輪跳可以擺動(dòng)，故在擺臂處要釋放軸向Y方向旋轉(zhuǎn)的自由度，同時(shí)需要加一個(gè)扭轉(zhuǎn)彈簧單元模擬襯套的扭轉(zhuǎn)剛度作用；后螺簧可以采用spring單元進(jìn)行模擬，下端用多點(diǎn)約束到彈簧座的節(jié)點(diǎn)上，上端約束所有的自由度，支撐方向設(shè)置彈簧的實(shí)際剛度；約束緩沖塊上端的自由度，以消除結(jié)構(gòu)的剛體位移。

3 極限工況及輪胎接地力的計(jì)算

汽車(chē)在行駛過(guò)程中會(huì)遇到多種極限工況[3]，本文對(duì)扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋強(qiáng)度的校核采用向后緊急制動(dòng)工況、雙側(cè)車(chē)輪過(guò)凸包工況和極限轉(zhuǎn)向工況等幾種極限工況，具體介紹這幾種工況及輪胎接地力的計(jì)算。

3.1 向后緊急制動(dòng)工況

在該工況下，汽車(chē)在滿(mǎn)載狀態(tài)下向后倒車(chē)行駛時(shí)，懸架受到垂直沖擊載荷的作用，車(chē)輪抱死且受到極大的制動(dòng)力，根據(jù)以往路試載荷譜采集情況[4～6]確定公式（1）的動(dòng)載荷系數(shù)取0.5，各方向輪胎接地力具體公式如下：

式中，G為總重力；K為動(dòng)載荷系數(shù)；pfb為前制動(dòng)力比例系數(shù)；La為前軸到質(zhì)心位置的距離；hcg為質(zhì)心高度；L為軸距；R為車(chē)輪半徑。

3.2 雙側(cè)車(chē)輪過(guò)凸包工況

在該工況下，主要描述車(chē)輛駛過(guò)路面凸塊狀物體時(shí)，垂向沖擊載荷作用對(duì)車(chē)輛懸架的強(qiáng)度要求，動(dòng)載荷系數(shù)須達(dá)到2.0[6]，輪胎接地力具體公式如下：

式中，Gaxle為滿(mǎn)載后軸荷。

3.3 極限轉(zhuǎn)向工況

汽車(chē)在最大側(cè)向加速度轉(zhuǎn)向作用下側(cè)傾最嚴(yán)重，車(chē)輪受到極大的側(cè)向力和垂向力，根據(jù)以往路試載荷譜采集情況[6]確定公式（3）的動(dòng)載系數(shù)取1，各方向輪胎接地力具體公式如下：

式中，Lt為輪距；hrcg為側(cè)傾中心高度。

3.4 各工況輪胎接地力

根據(jù)整車(chē)廠提供的滿(mǎn)載設(shè)計(jì)參數(shù)（表2），以上各工況下后輪接地力如表3所列。

表2 整車(chē)滿(mǎn)載設(shè)計(jì)參數(shù)

表3 各個(gè)工況下后輪接地力 N

4 結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的校核

將各工況下的輪胎接地力按表3加載的位置進(jìn)行加載，通過(guò)abaqus求解器計(jì)算得出扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋應(yīng)力分布情況如圖3～圖5所示。

從以上應(yīng)力云圖可以看出，高應(yīng)力區(qū)主要集中在橫梁邊緣、扭桿兩端，在向后緊急制動(dòng)、雙側(cè)車(chē)輪過(guò)凸包工況下，最大應(yīng)力區(qū)主要分布在橫梁邊緣，應(yīng)力值達(dá)到412 MPa，已經(jīng)比較接近橫梁所用的材料QSTE460T的屈服強(qiáng)度460 MPa，但仍處于安全狀態(tài)；在極限轉(zhuǎn)向工況下，最大應(yīng)力區(qū)主要分布在橫梁邊緣和扭桿兩端，橫梁邊緣達(dá)到383 MPa，未超過(guò)材料的屈服強(qiáng)度，也是安全的，扭桿兩端的應(yīng)力范圍處在350～370 MPa之間，扭桿所用的材料是20CrMo，屈服強(qiáng)度為685 MPa，可知，扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋處于安全狀態(tài)。

4.1 強(qiáng)度理論

第三強(qiáng)度理論和第四強(qiáng)度理論都是評(píng)論塑性材料屈服的強(qiáng)度理論[7]，但是前者未考慮主應(yīng)力σ2的影響，所以只能針對(duì)拉伸或壓縮的塑性材料強(qiáng)度分析，而后者與前者相比考慮了σ2主應(yīng)力的影響，更能接近實(shí)際情況，所以在強(qiáng)度評(píng)價(jià)中通常采用第四強(qiáng)度理論計(jì)算的等效應(yīng)力，其公式如下：

式中，σ1、σ2、σ3分別為第一、第二、第三主應(yīng)力；σv為Von Mises應(yīng)力。

4.2 有限元分析與電測(cè)試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

為了驗(yàn)證有限元模型的正確性，根據(jù)整車(chē)廠路試試驗(yàn)規(guī)范,對(duì)扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋在試驗(yàn)場(chǎng)做極限轉(zhuǎn)向、雙側(cè)車(chē)輪過(guò)凸包和向后緊急緊急制動(dòng)工況的電測(cè)試驗(yàn)，其中，雙側(cè)車(chē)輪過(guò)凸包工況，汽車(chē)以25 km/h速度通過(guò)凸包；極限轉(zhuǎn)向工況，轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角72°，汽車(chē)以40 km/h速度通過(guò)彎道；向后緊急制動(dòng)工況，汽車(chē)以100 km/h速度進(jìn)行制動(dòng)。根據(jù)扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋的受力特點(diǎn)，在橫梁邊緣依次布置應(yīng)變片，由于橫梁部分受力比較復(fù)雜，采用應(yīng)變花進(jìn)行布置，在橫梁上布置3個(gè)應(yīng)變花，左右各1個(gè)，中間1個(gè)。將各測(cè)點(diǎn)的應(yīng)力結(jié)果與有限元計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比如表4所列。從表4中可以看出，試驗(yàn)值與有限元計(jì)算結(jié)果誤差均在20%以?xún)?nèi)，考慮到試驗(yàn)條件、扭轉(zhuǎn)梁有限元簡(jiǎn)化處理、邊界條件的誤差，認(rèn)為所建的扭轉(zhuǎn)梁懸架后橋總成有限元模型有效，所做的強(qiáng)度分析可靠，可以作為后續(xù)設(shè)計(jì)的參考。

Strength Research on Twist Beam Suspension Rear Axle Assembly of a Commercial Vehicle

He Yunfeng1,Pan Yu2,He Zhibing3,Ge Yougang1,He Yu1
（1.Technical Center,SAIC GM Wuling Automobile Co.,Ltd;2.Guangxi University of Science and Technology; 3.Xiangyang Automobile Bearing Co.,Ltd）

Due to the structure characteristics of torsion beam suspension,components fracture and weld fatigue cracking easily occur.In this article,we take a commercial vehicle torsion beam rear axle assembly as the analysis object,and use theoretical analysis to obtain tire force boundary conditions in three typical extreme conditions of the suspension,and analyze the structural strength with finite element method and electrical logging test separately.The results show that the error range between the calculated value with FE and that with logging test is less than 20%, indicating the finite element model of the torsion beam assembly is valid,the results of the analysis are reliable.

Commercial vehicle,Twist beam,Strength analysis,Finite element method

商用車(chē) 扭轉(zhuǎn)梁 強(qiáng)度分析 有限元法

U463.33

A

1000-3703（2015）07-0029-03