林涌周，王廷喜，谷玉川，王更勝

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州510640）

多連桿懸架后軸節(jié)強度分析與優(yōu)化設(shè)計

林涌周，王廷喜，谷玉川，王更勝

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州510640）

以某車型多連桿懸架后軸節(jié)為研究對象，應(yīng)用有限元分析技術(shù)與結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計方法，分析后軸節(jié)的裝配連接方式和載荷邊界條件，開展原結(jié)構(gòu)方案的強度校核，確定后軸節(jié)的優(yōu)化設(shè)計方案，減重15%，并通過仿真與路試驗證了優(yōu)化方案的可行性與可靠性。

多連桿懸架；后軸節(jié)；強度分析；優(yōu)化設(shè)計

在汽車零部件設(shè)計中，后軸節(jié)的設(shè)計具有重要的地位和典型的代表性。在車輛的行駛過程中，它主要承受車輪傳遞過來的負荷，尤其在車輛轉(zhuǎn)向和制動時承受載荷的條件更為惡劣。因此，對其強度耐久和抗沖擊性都提出了較高的要求［1-2］。在后軸節(jié)前期概念設(shè)計中，由于整個懸架系統(tǒng)機構(gòu)運動復(fù)雜，對其結(jié)構(gòu)型式和力學(xué)性能未能充分把握，概念設(shè)計中結(jié)構(gòu)往往選擇較大的安全系數(shù)，容易導(dǎo)致材料分布不均勻，鑄造工藝性較差等缺陷［3-4］，設(shè)計方案只能作定性分析和類比估算。在后續(xù)的詳細設(shè)計中，需要引入有限元方法［5-7］，在概念設(shè)計的結(jié)構(gòu)型式和強度分析的基礎(chǔ)上，開展進一步的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，并通過仿真與試驗相結(jié)合的方法驗證設(shè)計方案的可行性和可靠性，最終確定符合結(jié)構(gòu)強度和工藝要求的輕量化設(shè)計方案。

1　有限元建模及強度分析

1.1懸架結(jié)構(gòu)型式分析

開發(fā)車型采用多連桿獨立后懸架型式，其中后軸節(jié)關(guān)聯(lián)零部件包括后縱臂、后上臂、后前束臂和后下臂等結(jié)構(gòu)件，還包括減振器和穩(wěn)定桿等彈性件，并通過輪轂軸承（含制動器）與車輪連接。多連桿后懸架系統(tǒng)裝配示意圖如圖1所示。

1.2材料定義與網(wǎng)格劃分

后軸節(jié)本體采用球墨鑄鐵QT550制成毛胚，并通過精加工相關(guān)裝配平面最終成型。QT550材料屈服強度為370MPa，抗拉強度為550MPa，彈性模量為210GPa，泊松比為0.3。

將后軸節(jié)數(shù)模以STEP格式導(dǎo)入HyperWorks軟件OptiStruct模塊中進行有限元仿真［8-9］，采用四面體單元進行有限元網(wǎng)格劃分。綜合考慮模型最小特征尺寸和計算效率，網(wǎng)格單元的最小尺寸設(shè)為3mm，網(wǎng)格劃分得到的模型含單元總數(shù)為176 907個，節(jié)點總數(shù)為289 453個。

1.3載荷邊界條件設(shè)置

根據(jù)載荷加載形式和傳遞路線，后軸節(jié)將車輪上的作用力通過懸架關(guān)聯(lián)件傳遞到車身和副車架上，其中與后上臂、后前束臂、后下臂和減振器通過襯套連接，與后縱臂和輪轂軸承通過螺栓固聯(lián)。其中襯套連接采用CBUSH單元進行模擬，其實現(xiàn)方法是將襯套中心點與襯套連接區(qū)域結(jié)點用剛性單元（REB2）進行連接，并通過局部坐標系的建立施加襯套的六向剛度（見圖2（a））；螺接固聯(lián)的實現(xiàn)方法是將螺接區(qū)域節(jié)點通過剛性單元連接到螺接中心（見圖2（b））。

后軸節(jié)的約束條件為包括約束輪心處六向自由度（制動工況下增加約束卡鉗中心y向旋轉(zhuǎn)自由度），載荷施加點包括后下臂、后上臂、后前束臂和減振器連接點，以及縱臂與車身連接前點。在HyperWork完成后軸節(jié)的載荷邊界條件設(shè)置如圖3所示。

1.4原始方案強度分析

根據(jù)開發(fā)車型后懸架系統(tǒng)原始方案，選擇典型載荷工況開展后軸節(jié)強度校核，包括轉(zhuǎn)向、起步加速、前進制動和倒車制動4種工況。建立懸架系統(tǒng)動力學(xué)模型，獲得典型工況下后軸節(jié)加載點處節(jié)點載荷如表1所示。

表1　典型行車工況后軸節(jié)節(jié)點載荷表

由強度分析結(jié)果可以看出，后軸節(jié)在轉(zhuǎn)向工況的最大應(yīng)力為349MPa，在起步加速工況的最大應(yīng)力為191 MPa，在前進制動工況的最大應(yīng)力為261MPa，在倒車制動工況的最大應(yīng)力為500MPa。倒車制動工況的最大應(yīng)力超過了材料屈服極限并已接近材料抗拉強度，其他工況下的最大應(yīng)力均小于350MPa。進一步分析得知，后軸節(jié)在與懸架零部件連接區(qū)域均出現(xiàn)不同程度的應(yīng)力集中，且存在大面積的低應(yīng)力分布區(qū)域，結(jié)構(gòu)存在較大的輕量化設(shè)計空間。

2　結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計及驗證

2.1概念優(yōu)化設(shè)計

綜合有限元應(yīng)力云圖和結(jié)構(gòu)受力特點，對后軸節(jié)從結(jié)構(gòu)上進行形狀優(yōu)化（如圖4所示），具體措施包括：

1）修改外輪廓形狀。以車輪軸線為軸心向外擴大本體外輪廓，縮短后軸節(jié)各連接結(jié)構(gòu)與裝配部件之間的距離，有效減小節(jié)點載荷所帶來的附加力矩。

2）增加局部加強筋，提高縱臂連接區(qū)域抗彎模量，提高結(jié)構(gòu)整體剛度。

3）變更截面形狀?？v臂前點載荷對后軸節(jié)所產(chǎn)生單向彎矩，變更工字梁截面為凹槽截面，減重顯著。

4）改變后前束臂連接方式，縮短連接點與輪心的空間距離，有效減小節(jié)點載荷所帶來的附加力矩。

2.2結(jié)構(gòu)詳細優(yōu)化設(shè)計

參照各工況下原結(jié)構(gòu)方案的強度分析，優(yōu)化后軸節(jié)各特征材料分布和厚度，實現(xiàn)輕量化的結(jié)構(gòu)詳細設(shè)計。通過CATIA軟件的特征提取和曲面構(gòu)建，最終獲得后軸節(jié)優(yōu)化方案的結(jié)構(gòu)簡圖見圖5。優(yōu)化方案的質(zhì)量為6.6 kg，相對原方案（7.8 kg）減重15%，輕量化效果明顯。

2.3優(yōu)化方案校核驗證

1）強度校核。為了驗證優(yōu)化方案的可靠性與合理性，分別開展相應(yīng)典型工況的強度校核，獲得原始方案與優(yōu)化方案強度校核結(jié)果對比，如表2所示?？梢钥吹剑?種典型工況下，后軸節(jié)單元應(yīng)力均滿足材料屈服極限要求（倒車制動工況下強度提高了34%，并保證了1.1的安全系數(shù)），并且各工況下結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力皆較為均勻，結(jié)構(gòu)材料冗余（低應(yīng)力區(qū)域）明顯減少，即后軸節(jié)的優(yōu)化設(shè)計方案滿足結(jié)構(gòu)強度和輕量化設(shè)計要求。

表2　典型行車工況強度校核對比

2）模態(tài)分析。汽車懸架零部件的固有頻率與懸架系統(tǒng)振動特性有直接關(guān)系，需要避開懸架系統(tǒng)的共振區(qū)間。對于多連桿獨立式懸架，其1階彈性體固有頻率一般設(shè)定在20Hz～30Hz之間，懸架零部件的自由模態(tài)和約束模態(tài)一般要求至少為此頻率范圍的2～3倍以上。通過對原始方案與優(yōu)化方案分別開展模態(tài)分析，得到后軸節(jié)在自由狀態(tài)下前4階自由模態(tài)與約束模態(tài)頻率結(jié)果，如表3所示?？梢钥吹?，后軸節(jié)優(yōu)化方案各階模態(tài)頻率較之原始方案都有小幅度提高，且有效避開了設(shè)計共振區(qū)，后軸節(jié)的優(yōu)化方案在自由狀態(tài)和約束狀態(tài)下均滿足模態(tài)設(shè)計要求。

表3　后軸節(jié)自由模態(tài)與約束模態(tài)頻率結(jié)果

3）臺架試驗與實車驗證。為了進一步驗證優(yōu)化設(shè)計方案后軸節(jié)強度與疲勞耐久性［10-11］，制成樣件并開展臺架試驗與裝車路試。其中臺架試驗采用工裝夾具模擬1/4懸架結(jié)構(gòu)，并在輪胎模擬接地點處加載極限載荷，疲勞耐久試驗中后軸節(jié)本體未出現(xiàn)裂紋或其他形式的失效；樣件裝車在綜合耐久和高強耐久路試中均未出現(xiàn)失效或顯著變形，結(jié)構(gòu)強度和疲勞耐久性滿足設(shè)計要求。

3　結(jié)束語

以某車型多連桿懸架后軸節(jié)為研究對象，應(yīng)用有限元分析技術(shù)與結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計方法，分析了后軸節(jié)的裝配連接方式和載荷邊界條件的定義實現(xiàn)，開展了有限元仿真的工況確定和強度校核，確定了后軸節(jié)的優(yōu)化方向和詳細設(shè)計方案，并通過仿真校核與實車路試驗證了該方案的可行性與可靠性。獲得的優(yōu)化方案質(zhì)量降低15%，典型工況強度提高了34%，模態(tài)剛度也有不同程度的提高且滿足設(shè)計要求，在保證強度和性能要求的前提下輕量化效果明顯。

［1］蔣瑋.轉(zhuǎn)向節(jié)有限元分析及試驗驗證［J］.車輛與動力技術(shù)，2008，（4）：5-8.

［2］董啟生，付茂華.汽車前橋轉(zhuǎn)向節(jié)失效因素探析及預(yù)防［J］.山東機械，2004，（4）：37-38.

［3］沈永華，潘東杰.覆砂鐵型鑄造工藝生產(chǎn)汽車轉(zhuǎn)向節(jié)［J］.現(xiàn)代鑄鐵，2008，28（1）：40-43.

［4］王延強，王若平，林軍.某型汽車轉(zhuǎn)向節(jié)臂斷裂原因分析［J］.機械設(shè)計與制造，2007，（6）：126-127.

［5］李穎琎，高巖.HyperWorks在汽車轉(zhuǎn)向節(jié)優(yōu)化設(shè)計中的應(yīng)用［J］.結(jié)構(gòu)及多學(xué)科優(yōu)化工程應(yīng)用與理論研討會，2009.

［6］趙甲運，張蕾.基于HyperWorks某鑄造式汽車轉(zhuǎn)向節(jié)的有限元分析［J］.輕型汽車技術(shù)，2011，（3）：23-26.

［7］張勝蘭，鄭冬黎，郝琪，等.基于HyperWorks的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計技術(shù)［M］.北京：機械工程出版社，2007：159-160.

［8］陳黎卿，譚繼錦，姜武華.基于ANSYS的轉(zhuǎn)向節(jié)有限元分析［J］.機械工程師，2006，（11）：57-58.

［9］馮美斌，李滿良，王小培，等.EQ1440-1汽車轉(zhuǎn)向節(jié)疲勞強度試驗評估［J］.汽車研究與開發(fā)，1995，（5）：29-31.

［10］D'Ippolito R，Hack M，DondersS，etal.Improving the Fatigue Life ofa Vehicle Knuckle with a Reliability-based Design Optimization Approach［J］.Journal of Statistical Planning and Inference，2009，139（5）：1619-1632.

［11］JIANG Y，CHEN W.Fatigue Life Analysis of a Steering Knuckle Based on FEM by ANSYS［J］.Auto Mobile Science& Technology，2008，（3）.

修改稿日期：2015-06-19

Strength Analysisand Optim ization Design on Rear Knuckle for M ulti-link Suspension

Lin Yongzhou，Wang Tingxi，Gu Yuchuan，WangGengsheng
（Automotive Engineering Institute，Guangzhou AutomobileGroup Co.，Ltd，Guangzhou 510640，China）

Based on finite elementanalysisand optimization designmethods，theauthorsanalyze the assembly connectionwaysand load boundary conditionsof the rear knuckle，carryoutthe strength analysisof the originalscheme in OptiStruct，and obtain the optimal design scheme of the rear knucklewhich reduces theweightby 15%.At last，they confirm the feasibilityand reliabilityof the optiomalscheme through simulation analysisand vehicle tests.

multi-link suspension；rear knuckle；strength analysis；optimization design

U463.33

A

1006-3331（2015）05-0019-03

林涌周（1987-），男，碩士；工程師；主要從事底盤懸掛零部件設(shè)計及CAE分析與優(yōu)化工作。