黃 緯， 廖美穎， 郭紹良， 羅謝盼

(廣州汽車集團(tuán)股份有限公司 汽車工程研究院， 廣州 511434)

四連桿獨(dú)立懸架具有良好的操縱穩(wěn)定性和舒適性，是目前國內(nèi)外主流中高級乘用車后懸架的常用形式。其中，后懸架下擺臂的合理設(shè)計對該類懸架的整體性能和操縱穩(wěn)定性至關(guān)重要，尤其是在加速、制動和不同輪跳車況下，對于車身姿態(tài)和行駛穩(wěn)定性控制起到關(guān)鍵作用[1]。

在設(shè)計汽車后懸架下擺臂時，需要兼顧強(qiáng)度、輕量化及成本要求。本文以某汽車四連桿后懸架下擺臂為設(shè)計對象，應(yīng)用有限元分析與尺寸優(yōu)化設(shè)計方法，綜合應(yīng)用截面優(yōu)化和厚度優(yōu)化的尺寸優(yōu)化技術(shù)，開展下擺臂尺寸優(yōu)化設(shè)計[2-7]。

1 原下擺臂強(qiáng)度分析

1.1 懸架形式與擺臂結(jié)構(gòu)

圖1 多連桿后懸架系統(tǒng)裝配示意圖

某汽車后懸架采用帶縱臂四連桿獨(dú)立懸架，其中與下擺臂關(guān)聯(lián)的懸架周邊件包括后軸節(jié)、后縱臂、后上臂、后前束臂等結(jié)構(gòu)件，也包括減振器、緩沖塊、螺旋彈簧和穩(wěn)定桿拉桿等彈性件，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

后下擺臂主體采用鋼板沖焊制作，材料屈服強(qiáng)度為500 MPa，抗拉強(qiáng)度為650 MPa，彈性模量為210 GPa，泊松比為0.3。結(jié)構(gòu)上分為主體下板、加強(qiáng)上板和彈簧座板三部分，在CATIA軟件中將這三部分分別抽取中面，并以STEP格式導(dǎo)入HyperWorks軟件中開展有限元仿真。

采用2D殼單元CQUAD4進(jìn)行模擬，并通過Cweld單元和Slide單元分別模擬焊接和接觸關(guān)系。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)置為5 mm，網(wǎng)格劃分得到的模型含單元總數(shù)為15 655個，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為14 967個[8]。

1.3 載荷邊界條件定義

下擺臂內(nèi)外點(diǎn)分別與車架和后軸節(jié)(連接車輪)襯套連接，根據(jù)四連桿懸架的載荷形式和力傳遞特點(diǎn)，其本體中間不僅承受螺旋彈簧和緩沖塊的作用力，也同時承受穩(wěn)定桿拉桿的垂向載荷，模型載荷邊界條件設(shè)置如圖2所示。

圖2 模型載荷邊界條件設(shè)置

其中，與車架連接的內(nèi)點(diǎn)襯套約束1到6向自由度，與后軸節(jié)連接的外點(diǎn)約束1和3向自由度，與彈簧座連接處承受彈簧和緩沖塊的垂直載荷，與穩(wěn)定桿拉桿連接處主要承受反向輪跳中的垂向載荷。

1.4 分析工況與載荷確定

根據(jù)整車行駛常見路況和耐久試驗路面特點(diǎn)，選擇4種典型工況開展后下擺臂的強(qiáng)度校核，包括轉(zhuǎn)向、起步加速、前進(jìn)制動和單輪沖擊4種工況。利用ADAMS/Car動力學(xué)分析軟件建立后懸架的動力學(xué)模型，如圖3所示，獲得典型工況中后下擺臂各節(jié)點(diǎn)載荷見表1。

圖3 多連桿后懸架動力學(xué)模型

1.5 結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

將以上動力學(xué)模型中獲得的下擺臂載荷輸入到有限元模型中進(jìn)行求解，得到各典型工況后下擺臂最大應(yīng)力，見表2。結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力(645 MPa)出現(xiàn)在單輪沖擊工況，已超過材料屈服強(qiáng)度(500 MPa)。

表2 典型工況后下擺臂最大應(yīng)力 MPa

單輪沖擊工況結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖如圖4所示，進(jìn)一步分析發(fā)現(xiàn)，后下擺臂在加強(qiáng)上板翻邊區(qū)域出現(xiàn)較大應(yīng)力集中，且存在高應(yīng)力分布區(qū)域，結(jié)構(gòu)尺寸需要進(jìn)一步加強(qiáng)和優(yōu)化。

圖4 單輪沖擊工況后下擺臂應(yīng)力云圖

2 下擺臂尺寸優(yōu)化方案及驗證

根據(jù)尺寸優(yōu)化的定義，可以從截面優(yōu)化和厚度優(yōu)化兩個方面來對下擺臂進(jìn)行尺寸優(yōu)化[9-10]。

2.1 截面優(yōu)化

原方案截面形狀如圖5(a)所示，保持重量不變，將原方案加強(qiáng)上板翻邊與彈簧座搭接，增加彈簧、緩沖塊承載區(qū)域截面面積，提高結(jié)構(gòu)整體的抗彎剛度。同時，將原加強(qiáng)上板拓展至彈簧座外邊緣，通過上板開孔的方式實現(xiàn)穩(wěn)定桿拉桿的運(yùn)動空間避讓，優(yōu)化結(jié)構(gòu)方案示意如圖5(b)所示。

(a) 原方案

(b) 優(yōu)化方案

圖5 優(yōu)化前后截面形狀

2.2 厚度優(yōu)化

對2.1截面優(yōu)化方案進(jìn)行厚度優(yōu)化，設(shè)置主體下板、加強(qiáng)上板和彈簧座板的厚度作為厚度優(yōu)化設(shè)計變量，并分別設(shè)置厚度約束變量，以優(yōu)化結(jié)果強(qiáng)度不超過材料屈服強(qiáng)度(500 MPa)為目標(biāo)函數(shù)，迭代求解得到優(yōu)化方案的厚度優(yōu)化結(jié)果見表3，即獲得了滿足強(qiáng)度要求下后下擺臂的最終方案。結(jié)果表明，優(yōu)化方案相比于原方案，重量從6.84 kg變?yōu)?.33 kg，重量減少23%。

表3 厚度優(yōu)化結(jié)果

注：在OptiStruct軟件中設(shè)置離散化參數(shù)選項，保證設(shè)計變量變化步長為0.5 mm

2.3 優(yōu)化方案強(qiáng)度校核

如表4所示，對比原方案和優(yōu)化方案在典型行車工況下的強(qiáng)度校核結(jié)果可以看到：各典型工況后下擺臂優(yōu)化方案均滿足材料屈服極限要求(單輪沖擊工況最大應(yīng)力為484 MPa，降低25%，其他工況最大應(yīng)力數(shù)值均低于400 MPa)，并且結(jié)構(gòu)材料冗余(低應(yīng)力區(qū)域)顯著減少，整體上滿足結(jié)構(gòu)減重優(yōu)化的要求。

表4 典型工況強(qiáng)度校核結(jié)果對比

2.4 優(yōu)化方案驗證

2.4.1 疲勞耐久仿真驗證

采用準(zhǔn)靜態(tài)法對優(yōu)化方案后下擺臂進(jìn)行疲勞耐久仿真驗證，仿真所使用的軟件為nCode軟件，仿真分析流程如下：

1) 根據(jù)實車試驗采集到的輪心六分力，解算出疲勞耐久的載荷譜。

2) 按照整車開發(fā)設(shè)計要求，將所獲得的載荷譜導(dǎo)入nCode軟件中，組合成單個完整的耐久驗證循環(huán)，進(jìn)行求解計算。

如圖6所示，根據(jù)仿真分析結(jié)果，下控制臂綜合耐久工況下壽命為6.1次，高強(qiáng)耐久工況下壽命為3.2次，滿足大于1的設(shè)計要求。

圖6 綜合耐久工況疲勞計算結(jié)果

2.4.2 疲勞耐久臺架驗證

為了進(jìn)一步驗證后下擺臂的疲勞耐久性能，按照優(yōu)化設(shè)計方案制成樣件并開展臺架試驗驗證。其中后下擺臂內(nèi)外安裝點(diǎn)分別固定于試驗臺架，在彈簧座和穩(wěn)定桿拉桿處對應(yīng)施加典型工況極限載荷。試驗結(jié)果：后下擺臂本體經(jīng)過10萬次疲勞耐久試驗未出現(xiàn)結(jié)構(gòu)開裂或失效；結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和疲勞耐久性滿足設(shè)計要求。

3 結(jié)束語

本文將四連桿后懸架下擺臂的設(shè)計與尺寸優(yōu)化技術(shù)進(jìn)行融合，應(yīng)用有限元強(qiáng)度分析與尺寸優(yōu)化設(shè)計方法，獲得了后下擺臂的優(yōu)化方案，重量減少23%，最大應(yīng)力減小25%，實現(xiàn)了下擺臂的輕量化設(shè)計，并通過仿真與試驗驗證了方案的可行性與可靠性。