倪晉挺

（安徽機電職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車工程系，安徽蕪湖241002）

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多連桿式后懸架系統(tǒng)整體強度分析

倪晉挺

（安徽機電職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車工程系，安徽蕪湖241002）

摘 要：有限元法在汽車懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)件的強度分析中應(yīng)用廣泛，但大多僅針對單個零件進行強度校核，由于系統(tǒng)各部件間是運動關(guān)系，載荷及邊界條件難以精確確定，對計算結(jié)果的準(zhǔn)確性造成影響。以某轎車多連桿式后懸系統(tǒng)為例，提出懸架系統(tǒng)整體結(jié)構(gòu)有限元強度分析方法，并以后軸焊接總成在懸架系統(tǒng)中的分析結(jié)果與單件分析的結(jié)果進行對比，比較其結(jié)果的差異性。研究結(jié)果表明，由于單件分析連接位置采用固定約束，受到的載荷為集中載荷，導(dǎo)致單件分析的應(yīng)力水平過高；而系統(tǒng)整體強度分析考慮到各部件間的運動關(guān)系，其準(zhǔn)確度相對較高。

關(guān)鍵詞：多連桿；后懸架；強度分析

多連桿式懸架是應(yīng)用廣泛的一種汽車懸架。汽車懸架的主要作用之一是車輪與車架或車身之間的各種力和力矩的傳遞，其結(jié)構(gòu)強度的好壞直接影響到車輛的行駛可靠性和安全壽命。多連桿式后懸架系統(tǒng)一般是由后軸焊接總成、控制臂、轉(zhuǎn)向節(jié)、拖曳臂、前束拉桿、下橫臂、橫向穩(wěn)定桿、彈簧及減震器等組成。長期以來，有限元法對懸架的結(jié)構(gòu)強度分析主要集中于零部件的強度分析，由于懸架系統(tǒng)相鄰零部件間存在運動關(guān)系，載荷及邊界條件難以確定，影響計算結(jié)果的準(zhǔn)確性［1-3］。

針對上述問題，本文以某轎車多連桿式后懸架為例，提出懸架系統(tǒng)整體結(jié)構(gòu)有限元強度分析方法，建模過程中，不僅要模擬懸架系統(tǒng)相鄰部件間的相互運動關(guān)系，還要考慮彈簧、減震器、襯套和限位塊剛度對懸架系統(tǒng)的影響，完成懸架系統(tǒng)整體結(jié)構(gòu)的強度分析。為了研究整體分析結(jié)果與單件分析結(jié)果的差異性，以后軸焊接總成在懸架系統(tǒng)中的分析結(jié)果與其單件分析時的結(jié)果進行了對比，總結(jié)出差異的原因［4-9］。

1　有限元建模與載荷工況確定

1.1有限元建模

某轎車多連桿式后懸系統(tǒng)主要由后軸焊接總成、控制臂、轉(zhuǎn)向節(jié)、拖曳臂、前束拉桿、下橫臂、橫向穩(wěn)定桿、彈簧及減震器等組成，在三維軟件CATIA中，根據(jù)設(shè)計圖紙建立其幾何模型，如圖1所示。在有限元前處理軟件HYPERMESH中，完成幾何模型各零部件的網(wǎng)格劃分，定義材料屬性，設(shè)置相鄰部件間的連接屬性和邊界條件，生成有限元模型，在有限元軟件ABAQUS中進行數(shù)值計算。模型中的焊縫處按照連續(xù)處理，所用材料屬性和母材相同［10-11］。

圖1　某轎車多連桿式后懸架三維幾何模型

為準(zhǔn)確反映應(yīng)力集中情況，建立有限元模型時后軸焊接總成（薄壁板件焊接而成）采用S4（殼單元）模擬，焊點采用BEAM（剛性單元）模擬，而焊縫采用同厚度的殼單元模擬；控制臂和轉(zhuǎn)向節(jié)用C3D8（實體單元）建模；拖曳臂、前束拉桿、下橫臂、橫向穩(wěn)定桿用B31（梁單元）模擬；彈簧及減震器采用connector（連接單元）模擬；各部件的連接部分均采用不同類型的connector（連接單元）模擬［12-14］。離散化后模型如圖2所示，其中全局坐標(biāo)系為整車坐標(biāo)系，模型信息如表1所示。

表1　有限元模型信息

1.2載荷工況

行駛的汽車，車輪上承受的載荷大多是隨機的，狀況非常復(fù)雜，且載荷隨發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩、路面不平度、地面附著系數(shù)、行駛速度、車輛載重及駕駛員的操縱等不同而變化，因此，確定典型工況為懸架進行強度校核非常重要。

圖2　多連桿式后懸架系統(tǒng)有限元模型

為便于對多連桿式后懸架進行強度校核，依據(jù)參考文獻［15］，將路面與車輪接觸點處的受力狀況簡化為4種典型的計算工況，即：1）車輛滿載行駛于不平路面，受沖擊載荷，即最大垂直力工況；2）車輛滿載緊急制動，即最大制動力工況；3）車輛滿載加速，即最大驅(qū)動力工況；4）車輛滿載轉(zhuǎn)彎，即車轉(zhuǎn)彎工況。只要這4種典型工況下懸架的強度都能得到保證，就可認(rèn)為該懸架在汽車的各種行駛條件下都是安全可靠的，計算如下：

1）最大垂直力工況，路面與單側(cè)后車輪接觸處的最大垂直載荷FVm可表示為

式中：k2為靜強度動載荷系數(shù)，如圖3所示；FVor為后輪滿載的靜載荷。

2）最大制動力工況，后輪載荷可表示為

式中：FVor為滿載后輪靜負(fù)荷；FBr為后側(cè)車輪制動力；FVBr為后側(cè)車輪垂直力。

圖3　垂直動載荷特性曲線

3）最大驅(qū)動力工況，后輪垂直載荷增加，后側(cè)車輪的載荷可表述如下

式中：FA2r為后輪所受縱向力；k1為耐久性垂直動載荷系數(shù)，如圖3所示；FVA2r為加速時后輪承受的垂直載荷。

4）汽車滿載轉(zhuǎn)彎時，其后輪所受載荷如圖4所示。左右側(cè)后輪的垂直載荷FZrl，F(xiàn)Zrr分別為

式中：m2為后軸載荷；ay為轉(zhuǎn)彎加速度；h為質(zhì)心高度；t為輪距。

故左右側(cè)車輪承受的側(cè)向載荷Fyrl，F(xiàn)yrf分別為

2　整體結(jié)構(gòu)有限元強度分析

某轎車的基本參數(shù)：軸距2 700mm、輪距1 550mm；滿載時質(zhì)量為2 075kg（前軸、后軸分別為：1 017kg、1 058kg），質(zhì)心的高度490mm；輪胎的有效半徑370mm；制動盤的有效半徑128mm。材料參數(shù)：左/右后軸支架、后橫拉桿支架、后擺臂左/右連接板、前擺臂連接板和前/后控制臂左/右前連接板的材料均為SPHC，料厚2.5mm；后軸上/下體材料為SAPH370，料厚2.5mm；其它部件材料為QT450-10。材料力學(xué)參數(shù)如表2所示。

圖4　汽車轉(zhuǎn)彎受力

表2　材料力學(xué)參數(shù)

因輪胎受力比較復(fù)雜，大變形、非線性短時間內(nèi)難以完成，本模型不考慮輪胎的作用，將輪胎接地點的力等效變換到轉(zhuǎn)向節(jié)與輪輞的裝配點。將副車架與車身連接點的6個自由度全部約束，減震器與車身的連接點約束6個自由度，拖曳臂與車身連接點處約束X，Y，Z3個方向平動自由度，在轉(zhuǎn)向節(jié)與輪輞裝配硬點施加各工況下車輪的作用力。根據(jù)上述工況算得輪輞的裝配硬點在各工況下的載荷如表3所示。

表3　輪輞裝配硬點在各工況下的載荷

最大垂直力工況，車輪承受沖擊載荷，依據(jù)圖3的垂直動載荷曲線，k2取2.5，由式（1）算得作用于后輪上的垂直載荷為12 287N，如表3所示。其整體結(jié)構(gòu)有限元分析應(yīng)力云圖如圖5所示，最大應(yīng)力為388.5MPa，出現(xiàn)在控制臂與減震器的連接處；后軸焊接總成的應(yīng)力分布如圖6所示，最大應(yīng)力為332.0MPa，高應(yīng)力區(qū)域集中在控制臂與副車架連接處；控制臂與轉(zhuǎn)向節(jié)總成的應(yīng)力分布如圖7、圖8所示。最大應(yīng)力為226.9MPa。滿足靜強度要求。

圖5　多連桿式后懸架系統(tǒng)整體結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖

同理，根據(jù)最大垂直載荷工況的計算方法，得到其他3種工況下，后懸系統(tǒng)各主要部件的最大應(yīng)力值及分布位置。典型工況下后懸架系統(tǒng)各部件最大應(yīng)力值匯總?cè)绫?所示。

表4　主要部件在典型工況下最大應(yīng)力值

圖6　后軸焊接總成在懸架系統(tǒng)中的應(yīng)力云圖

圖7　左控制臂與轉(zhuǎn)向節(jié)在懸架系統(tǒng)中的應(yīng)力云圖

圖8　右控制臂與轉(zhuǎn)向節(jié)在懸架系統(tǒng)中的應(yīng)力云圖

通過4種典型工況的計算，在轉(zhuǎn)彎工況下后軸焊接總成及控制臂轉(zhuǎn)向節(jié)出現(xiàn)最大應(yīng)力，都滿足靜強度要求。

3　對比分析

下面將針對后軸焊接總成在懸架系統(tǒng)中的分析結(jié)果與單件分析的結(jié)果進行對比，討論其結(jié)果的差異性。圖9為后軸焊接總成在工況1下單件分析的應(yīng)力云圖。表5為兩種模型的最大應(yīng)力對比。

由此可以看出，單件分析的應(yīng)力普遍高于整體分析，工況2和工況3差值較大，其他兩種工況差值相對誤差達到10%左右。單件分析時部件與車身的連接部位采用全約束，其他連接部件的連接處采用集中力加載的方式，都可能導(dǎo)致單件分析時的應(yīng)力水平過高。由于懸架整體模型沒有考慮輪輞和輪胎的影響，影響了制動力矩的傳遞，制動力矩對工況2和工況3存在影響，導(dǎo)致這兩種工況應(yīng)力值差別較大。

圖9　后軸焊接總成單件分析的應(yīng)力云圖

表5　后軸焊接總成兩種方案下最大應(yīng)力值對比

4　結(jié) 論

該車型多連桿后懸架系統(tǒng)的后軸焊接總成、轉(zhuǎn)向節(jié)及控制臂，在典型工況下均滿足靜強度要求。后軸的部分區(qū)域（焊點和焊縫的應(yīng)力集中區(qū)域）的應(yīng)力水平高于材料屈服極限，這些區(qū)域?qū)⒊霈F(xiàn)塑性變形，應(yīng)給予重視并采取有效措施。后軸焊接總成的焊接部位較多，整個后軸在典型工況下的應(yīng)力水平較高，建議進行疲勞試驗考察結(jié)構(gòu)的疲勞品質(zhì)。該系統(tǒng)模型中沒有考慮輪胎和襯套的影響，計算結(jié)果可能存在偏差。

通過對比分析，單件分析的應(yīng)力水平普遍高于整體分析的應(yīng)力水平，原因可能是單件分析時沒有考慮構(gòu)件間的運動關(guān)系、單件分析的集中力加載方式，都會導(dǎo)致單件分析應(yīng)力水平較高。懸架整體模型沒有考慮輪輞和輪胎，影響了制動力矩的傳遞，導(dǎo)致工況2和工況3的應(yīng)力值差別較大。本文對于懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)件的強度設(shè)計具有一定的現(xiàn)實意義。

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［責(zé)任編輯：郝麗英］

Strength analysis of integrated multi-link rear suspension system

NI Jinting
（Department of Automotive Engineering，Anhui Technical College of Mechanical and Electrical Engineering，Wuhu 241002，China）

Abstract：Finite element method is widely used in the structural analysis of vehicle suspension，but the vast majority of applications are limited to individual parts analysis.Boundary conditions and loading are difficult to define because of mutual movement between each component，affecting the accuracy of the calculation results.The paper，taking an automobile multi-link rear suspension as an example，presents a strength analysis method of integrated suspension system.Compared with the result of rear axle welding assemble in the suspension system，it analyzes the single unit and studies the differences.The results show that the stress level of a single piece is too high because of connection position with fixed constrains and by mostly concentrated load.The overall analysis system can fully consider the movement of each component，so the accuracy of the results is relatively high.This method is important for the design and development of suspension system.

Key words：multi-link；rear suspension；strength analysis

中圖分類號：U463.51

文獻標(biāo)識碼：A

文章編號：1671-4679（2016）02-0016-04

收稿日期：2015-12-03

基金項目：2015院級青年教師發(fā)展支持計劃教科研項目（2015yjzr027）

作者簡介：倪晉挺（1983-），男，講師，研究方向：汽車懸架.