倪紹勇 王金橋 汪躍中 王新樹

摘 要：根據(jù)電動汽車結構特點，對電動汽車扭轉(zhuǎn)梁后懸架進行總成設計，并基于CATIA、 HyperWorks軟件建立扭轉(zhuǎn)梁后懸架的幾何模型和有限元模型，分析懸架在三種典型極限工況下的結構強度分布規(guī)律以及動態(tài)特性，結合疲勞試驗驗證結果與扭轉(zhuǎn)梁后懸架總成設計要求，對該設計提出改進方向，為電動汽車后懸架的開發(fā)提供參考。

關鍵詞：電動汽車；扭轉(zhuǎn)梁后懸架；總成設計；結構強度；動態(tài)特性。

前言

懸架的結構強度和動態(tài)特性是懸架設計的重要內(nèi)容，也是懸架總成設計的評價指標。電動汽車由于自身的結構特點和載荷異于傳統(tǒng)汽車，因此對于全新設計的扭轉(zhuǎn)梁后懸架來說，進行相關的有限元分析是尤為必要的。本文根據(jù)整車廠提供的系統(tǒng)模型參數(shù)，分別建立其幾何模型和有限元分析模型，并在此基礎上對扭轉(zhuǎn)梁后懸架進行三大極限工況（最大減速度倒車制動工況、最大側向加速度轉(zhuǎn)向工況、雙側車輪上凸包工況）的靜態(tài)分析和動態(tài)分析。其結果為扭轉(zhuǎn)梁懸架總成設計提供技術參考。

1懸架總成設計與幾何模型

1.1總成設計

（1）螺旋彈簧的設計

螺旋彈簧的設計主要考慮的參數(shù)有螺旋彈簧的剛度，彈簧鋼絲的直徑、彈簧外徑，以及彈簧的有效工作圈數(shù)等，本次設計中取彈簧的有效工作圈數(shù)i=4，彈簧鋼絲直徑d= 16mm，彈簧外徑D=116mm，根據(jù)彈簧剛度計算公式 得到彈簧剛度CS=159.7N/m。

（2）減震器設計

減震器采用雙筒式液力減振器，取相對阻尼系數(shù)為φ=0.3。貯油缸直徑Dc = 40mm ，壁厚取2mm

（3）縱臂設計

扭轉(zhuǎn)梁后懸架的縱臂采用變截面的鋼板材料設計成U字型，開口向下，因沖壓時考慮板材回彈，必須過量沖壓，為不影響拔模，開口角度應大于2o。壁厚為2.5mm

（4）橫梁設計

橫梁采用等圓截面設計，便于材料的彎曲成型。橫梁具有較大的強度要求，設計時將其厚度定為3.5mm。

（5）橫梁支撐設計

支架部分采用沖壓成型的鋼板材料，為了實現(xiàn)在一定程度上可讓左右車輪在小范圍的空間內(nèi)自由跳動，縱臂與橫梁之間采用硬質(zhì)軸套管與螺栓銷連接，保證其具有一定的轉(zhuǎn)動性能。其局部圖如圖1所示：

1.2幾何模型的建立

根據(jù)懸架的尺寸和硬點參數(shù)，在CATIA V5R21軟件中建立扭轉(zhuǎn)梁后懸架三維實體模型，如圖2所示。

2扭轉(zhuǎn)梁后懸架總成有限元建模

2.1坐標系的定義

將扭轉(zhuǎn)梁后懸架幾何模型導入到HyperWorks軟件前處理模塊，對其進行坐標系定義：采用車輛坐標系，當懸架處于水平狀態(tài)下，x軸平行水平地面指向懸架前方，z軸垂直地面指向上方，y軸平行于地面指向駕駛員左側。

2.2前處理

（1）考慮計算精度和效率的平衡性，對懸架模型進行適當?shù)暮喕７抡婀r懸架處于準靜態(tài)，故將懸架阻尼與彈簧支撐處以約束替代。再對簡化后的模型部件抽取中面，劃分網(wǎng)格。

（2）對懸架各組成部件采用單元尺寸為5mm的二維殼單元網(wǎng)格進行網(wǎng)格劃分。結果得到整個模型的網(wǎng)格數(shù)為24294個，其中QUAD4 單元23635個，TRIA3單元659個，節(jié)點數(shù)為25021個。

（3）縱臂支撐點橡膠襯套以剛性連接單元rigids模擬，部件間的激光焊縫采用反映主從關系的剛性單元（RBE2）模擬，同時通過細化焊縫區(qū)域網(wǎng)格來提高分析精度。

（4）襯套與襯套內(nèi)圈、彈簧與彈簧座和輪心硬點與輪轂支撐單元之間建立剛性連接。

（5）連接左右縱臂的橫梁在支撐連接處設為可轉(zhuǎn)動式，用轉(zhuǎn)動副（revolute）模擬。在一定程度上可讓左右車輪在小范圍的空間內(nèi)自由跳動而不干擾到另一側車輪。

（6）約束縱臂襯套與車身連接處的X、Y、Z方向的平動自由度，另外在連接減震器、 螺旋彈簧的安裝支架處，約束其Z方向的平動自由度，在橫向推力桿與支架連接處約束Y方向平動自由度。

（7）為扭轉(zhuǎn)梁后懸架組件附材料屬性，如表1所示：

2.3載荷工況與所受輪胎力分析

汽車實際行駛工況復雜，行駛條件千變?nèi)f化，分析扭轉(zhuǎn)梁后懸架總成的強度和剛度，必須考慮其在惡劣工況下的受力和變形情況。參照相關國內(nèi)外技術標準和實驗標準，確定對3種典型極限工況進行懸架的結構強度分析。并相應給出了各工況下輪胎接地點所受到力的計算公式。

（1）最大減速度制動倒車工況：該工況下，主要是后懸架受到?jīng)_擊載荷的作用，車輪抱死且受到極大的縱向力。此時后輪輪胎接地點載荷的計算公式為：

左、右后輪接地點縱向力：

Flrx=Frrx=（K1·G·（1-β））/2 （1）

式中G—滿載整車重量，單位：N；

Flrx 、Frrx—左、右后輪接地點縱向力，單位：N；

β—制動力分配系數(shù)（前輪）；

K1—動載系數(shù)；

左、右后輪接地點垂向力：

Flrz=Frrz=（Gr+（K1·G·hg）/（wb））/2 （2）

式中Gr—滿載后軸荷，單位：N；

hg—質(zhì)心高度，單位：mm；

wb—軸距，單位：mm；

（2）最大側向加速度轉(zhuǎn)向工況：該工況下，主要是汽車側傾最嚴重，外側車輪受到極大的側向力和垂向力。此次分析右轉(zhuǎn)向情況下后輪輪胎接地點所受載荷的計算公式：

左、右后輪接地點垂向力：

Frrz=Gr/2-（K2·G·hg）/（（b/a·tf+tr）

Flrz=Gr/2+（K2·G·hg）/（（b/a·tf+tr） （3）

式中a（b）—質(zhì)心至前（后）軸距離，單位：mm；

tr（f）—前（后）輪距，單位：mm；

K2—動載系數(shù)；

左、右后輪接地點側向力：

Flry=-K2·[Gr/2+（K2·G/h·g）/（b/a·tf+tr）] Frry=-K2·[Gr/2-K2·G·hg/（b/a·tf+tr）]（4）

（3）雙側車輪上凸包工況：該工況下，懸架主要受到縱向和垂向沖擊載荷的作用，車輪受到的縱向力達到最大。此時后輪輪胎接地點載荷的計算公式為：

左、右后輪接地點縱向力：

Flrx=Frrx=-K3·Gr/2 （5）

左、右后輪接地點垂向力：

Flrz=Frrz=K3·Gr/2 （6）

式中K3—動載系數(shù)；

2.4各工況輪胎接地力

結合整車相關參數(shù)，根據(jù)上述計算公式得到各工況下輪胎接地力（單位：N），結果見表2所示，各工況的動載系數(shù)參照文獻[8]進行選取。

2.5有限元分析模型

根據(jù)以上分析結果，建立扭轉(zhuǎn)梁后懸架的有限元分析模型，如圖3所示

3懸架有限元分析及優(yōu)化設計

3.1靜態(tài)分析

將基于hypermesh前處理器所建立的懸架有限元模型提交optistruct求解器求解，得到三種極限工況下的靜力分析結果。將結果載入后處理模塊hyperview中，得到懸架在各個工況下的節(jié)點應力云圖，分別如圖4、圖5、圖6所示：

3.2懸架總成的強度校核

汽車行駛過程中，路面的隨機激勵會產(chǎn)生隨機動載荷，對扭轉(zhuǎn)梁后懸的疲勞壽命會產(chǎn)生很大影響[9]，由于在上述部分已考慮各工況下的動載（附加動載系數(shù)值），故此處不再重復引入安全系數(shù)來考慮附加動載荷的作用[10]。通過計算應力與材料屈服極限的比較來反映材料的利用率和安全性。

（1）圖4顯示，懸架在最大減速度制動倒車工況下所受到最大的節(jié)點應力值為194MPa，應力集中主要體現(xiàn)在彈簧隔振墊與橫梁之間的剛性連接處，除去約束處的應力集中點，最大應力出現(xiàn)在橫梁與支架以及彈簧隔震墊的焊接處，其值在86MPa～107MPa之間，其余部分應力水平較低。根據(jù)強度理論，其最大應力值小于材料的屈服極限值355MPa，滿足強度要求。

（2）由圖5顯示的結果可知，懸架在以最大側向加速度右轉(zhuǎn)時，由于車身的側傾作用，左側懸架所受到的節(jié)點應力值要遠大于右側。其中最大的應力值為254MPa，出現(xiàn)在左側橫梁支架與軸承銷的剛性連接處單元。焊接處的應力值也相對較大，最大達到197MPa。但與材料屈服極限相比較可知，整個懸架仍處于安全狀態(tài)。

（3）由圖6顯示，懸架在雙側車輪上凸包時，所受到了最大節(jié)點應力值為313MPa，主要原因是由于車輪在上凸包時，瞬間會產(chǎn)生很大的動載荷，應力集中主要體現(xiàn)在縱臂與支撐軸管套的焊接處。其余部件應力水平較為均勻，整個懸架處于安全狀態(tài)。

（4）上述各工況下扭轉(zhuǎn)梁懸架總成的結構強度分布顯示焊縫處的應力水平普遍較高，長時間使用容易產(chǎn)生疲勞損壞。

3.3懸架模態(tài)分析

對懸架進行模態(tài)分析是為了得到懸架系統(tǒng)模態(tài)頻率等相關動態(tài)參數(shù)。同時可根據(jù)各階頻率和振型反映懸架系統(tǒng)的垂向和側向動力學特性，為分析車輛操縱穩(wěn)定性提供了手段。此次模態(tài)分析采用自由模態(tài)形式，分析得到懸架系統(tǒng)振動的固有頻率和主要的振型。在此給出懸架系統(tǒng)前四階振動頻率以及振型圖，分別如表3，圖7（a、b、c、d）所示。

通過計算懸架結構在易受影響的頻率范圍內(nèi)各階主要模態(tài)的特性，為預言懸架結構在此頻段內(nèi)各種振源作用下的實際振動響應和后續(xù)的道路激勵下的動態(tài)響應分析提供了指導。

3.4疲勞驗證

根據(jù)疲勞壽命試驗規(guī)范，在后扭轉(zhuǎn)梁總成上裝有橡膠襯套，通過橡膠襯套安裝在試驗臺上，在螺旋彈簧托盤上模擬裝車狀態(tài)裝有螺旋彈簧，在左右后輪轂支架上施加交變載荷，使輪轂支架端上下運動，位移量上下均為40mm（即±40mm），縱臂相位相反。經(jīng)過30萬次循壞后觀察扭轉(zhuǎn)梁總成結構的疲勞情況。結果證明了疲勞破壞發(fā)生在扭轉(zhuǎn)梁支架焊縫附近區(qū)域，驗證了上述靜力分析結果中焊縫附近區(qū)域處應力較大而容易引起疲勞破壞的結果。圖8為試驗臺架與扭轉(zhuǎn)梁局部疲勞裂縫圖。

3.5優(yōu)化設計

通過以上對扭轉(zhuǎn)梁后懸架的有限元分析，結合扭轉(zhuǎn)梁后懸架總成設計要求，對該設計提出幾點改進方向。

（1）從總成結構應力分布情況上可以看出，扭轉(zhuǎn)梁后懸架總成各點處應力都小于材料的許用應力，滿足強度設計要求，但焊縫處應力普遍較大，實際統(tǒng)計數(shù)據(jù)也顯示焊縫疲勞開裂是扭轉(zhuǎn)梁后懸架失效的最常見的一種形式[12]。一般主要有三種方法改進焊縫：（a）優(yōu)化結構，改變焊縫的受力形式和量級； （ b） 增加焊縫周圍基材的厚度來降低焊縫應力。（c）增加焊縫長度。

（2）對于橫梁與縱臂之間的支撐，靠硬質(zhì)軸管套與螺栓銷之間能夠相對轉(zhuǎn)動實現(xiàn)車輪在小范圍自由跳動而不干涉另一側車輪是本設計的創(chuàng)新之處，同時根據(jù)有限元分析也可以看出，軸管套承受較大的應力水平，應當適當增加其厚度來改善其強度。另外橫梁等圓截面支架連接是線接觸，不利于加大焊縫長度，對零件的成型要求較高。

（3）此次對懸架的動態(tài)研究只研究了其模態(tài)。分析結果顯示懸架具有較高的一階模態(tài)頻率。滿足相關NVH的要求。同時也可以看出，對懸架進行其他方面的動態(tài)分析（頻響分析，平順性分析等）還存在著很大的潛力。

4總結

建立了電動汽車扭轉(zhuǎn)梁半獨立后懸架總成的幾何模型和有限元模型，進行了三種典型極限工況下懸架系統(tǒng)的靜態(tài)和動態(tài)特性分析，得到了懸架總成的結構強度、模態(tài)頻率等特性參數(shù)，為進一步優(yōu)化后懸架總成結構和深入了解扭轉(zhuǎn)梁后懸架動力學特性提供了重要的參數(shù)依據(jù)。

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作者簡介：

倪紹勇，性別：男，身份證號為420300197204062550，奇瑞新能源汽車技術有限公司，副總經(jīng)理兼研究院院長，職稱：汽車高級工程師。