廖美穎，王小莉

(1.廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院，廣東廣州 511434；2.廣東技術(shù)師范大學(xué)，廣東廣州 510641)

0 引言

汽車懸架系統(tǒng)包括很多部件，其中前下擺臂是其核心部件。前下擺臂的實際工況受力比較復(fù)雜，在其所受應(yīng)力超過材料許用應(yīng)力的情況下，局部位置可能產(chǎn)生開裂、彎曲現(xiàn)象，關(guān)系到汽車的行駛安全性與穩(wěn)定性。在汽車前下擺臂開發(fā)過程中，需要對前下擺臂的強(qiáng)度進(jìn)行校核，行業(yè)內(nèi)使用較多校核前下擺臂的工況包括4種：起步，垂直，制動和轉(zhuǎn)向工況，作者將此四種工況定義為普通工況[1]。

在汽車正常行駛過程中，會遇到一些極限行駛的工況，比如汽車前方突然出現(xiàn)障礙物，此時汽車駕駛員來不及避讓，汽車則會以一定的速度通過障礙物。作者將此定義為誤用工況。汽車滿載行駛通過凹坑或者凸坎時，因駕駛員通過凹坑之前會下意識地踩一下剎車，制動時車輛的軸荷會發(fā)生轉(zhuǎn)移，汽車受到路面的沖擊力將會更大。常見的誤用工況有：制動過凹坑和制動過凸坎。

前下擺臂的設(shè)計既要考慮普通使用工況的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、疲勞性能等方面的要求，又要考慮誤用工況下的強(qiáng)度性能要求，不能發(fā)生彎曲。在普通使用工況下，汽車懸架零部件的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、耐久分析研究較多且比較成熟，但誤用工況下，汽車懸架零部件的強(qiáng)度、屈曲性能分析研究比較少。李芹英等[2]對某SUV車型的前轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行了極限強(qiáng)度分析，驗證了前懸架系統(tǒng)極限工況強(qiáng)度分析的必要性。陰雪蓮等[3]對某乘用車前下擺臂的屈曲強(qiáng)度進(jìn)行CAE分析與臺架試驗驗證，發(fā)現(xiàn)了球心位置對屈曲變形的影響較為敏感，但未進(jìn)行整車懸架誤用工況分析。本文作者針對某汽車前下擺臂在實車懸架誤用工況下發(fā)生彎曲問題，通過建立整車車輛動力學(xué)模型，模擬汽車懸架誤用試驗工況，獲取前下擺臂載荷并對前下擺臂進(jìn)行結(jié)構(gòu)屈曲分析與優(yōu)化，在不修改現(xiàn)有模具的前提下，通過增加加強(qiáng)板來提高前下擺臂的屈曲性能，保證了汽車在懸架誤用工況下的安全性。

1 問題概述

某汽車前懸架類型為麥弗遜懸架，結(jié)構(gòu)示意如圖1所示。前下擺臂作為汽車懸架的傳力和導(dǎo)向的重要部件，其一端通過橡膠襯套與副車架相連，另一端通過球鉸與前轉(zhuǎn)向節(jié)連接，將作用在車輪上的各種力傳遞到車身，并保證車輪按照一定軌跡運動。該汽車懸架前下擺臂強(qiáng)度經(jīng)過普通使用工況的校核沒有問題，并且通過了實車道路耐久試驗驗證。而在汽車懸架誤用試驗過程中，前輪與車身擋泥板發(fā)生了干涉現(xiàn)象。

圖1 麥弗遜前懸架結(jié)構(gòu)示意

經(jīng)實車拆解發(fā)現(xiàn)，前下擺臂發(fā)生了彎曲現(xiàn)象，如圖2所示，導(dǎo)致前輪向后移動，經(jīng)初步分析，前下擺臂發(fā)生彎曲是因為試驗過程中前下擺臂在縱向出現(xiàn)了屈曲。

圖2 前下擺臂彎曲示意

針對該汽車懸架前下擺臂誤用工況下發(fā)生彎曲問題，本文作者以50 km/h制動過凹坑的誤用工況為例，對前下擺臂屈曲性能進(jìn)行分析和優(yōu)化。

2 誤用工況動力學(xué)模型建立與載荷提取

2.1 誤用工況動力學(xué)模型建立

為建立適合文中進(jìn)行整車誤用工況模擬的多體動力學(xué)模型，在ADAMS/Car中建立整車動力學(xué)仿真模型，包括前懸架、后懸架、車身、動力總成、轉(zhuǎn)向、制動和輪胎等子系統(tǒng)，再在ADAMS/View中建立相應(yīng)的凹坑，驅(qū)動車輛以一定的速度制動通過凹坑，分析前輪所受的縱向力。汽車單輪制動過坑工況示意如圖3所示[4]。分析表明：汽車以不同車速過凹坑，前輪所受的縱向力是不同的，如圖4所示。根據(jù)動力學(xué)分析結(jié)果，50 km/h時載荷最大，勻速過凹坑前輪縱向力是9.5 kN，制動過凹坑前輪縱向力33.9 kN，后者是前者的3.57倍。由此可進(jìn)一步說明誤用工況采用50 km/h單輪制動過坑是比較合理的。

圖3 汽車單輪制動過坑工況示意 圖4 單輪過坑前輪縱向力

2.2 誤用工況載荷提取

本文作者將采用ADAMS軟件仿真麥弗遜前懸架在誤用工況、普通工況下，前下擺臂3個硬點所受的力和力矩。在ADAMS/Car模塊下，建立前懸架模型并進(jìn)行裝配，根據(jù)實車參數(shù)，完成質(zhì)量、硬點、襯套、彈簧和減振器特性等數(shù)據(jù)的設(shè)定，所建立的模型如圖5所示。

圖5 前懸架模型

前下擺臂3個點所受的力和力矩如表1所示，根據(jù)表1結(jié)果，前下擺臂外點誤用工況最大瞬態(tài)載荷31 833 N，普通工況設(shè)計載荷13 423 N，誤用工況是普通工況的2.37倍，由此也可以說明前下擺臂進(jìn)行誤用工況校核的必要性。

表1 前下擺臂外點載荷表

前下擺臂開發(fā)過程中，依據(jù)整車誤用工況中前下擺臂外點受力狀況，提取出縱向受力最大值，以此作為前下擺臂屈曲分析的目標(biāo)值。在前下擺臂的CAE分析中，計算出前下擺臂在縱向能夠承受的最大力，與目標(biāo)值進(jìn)行對比，以此判斷前下擺臂在整車誤用工況中能否承受極限載荷[5]。

3 前下擺臂屈曲分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

屈曲分析主要用于研究結(jié)構(gòu)在特定載荷下的穩(wěn)定性以及確定結(jié)構(gòu)失穩(wěn)的臨界載荷，屈曲分析包括：線性屈曲和非線性屈曲分析。線性屈曲分析可以考慮固定的預(yù)載荷，也可使用慣性釋放;非線性屈曲分析包括幾何非線性失穩(wěn)分析、非線性后屈曲分析(包含幾何非線性和材料非線性)。

3.1 前下擺臂非線性屈曲分析

根據(jù)載荷情況，對前下擺臂進(jìn)行非線性屈曲分析。在CAE建模時，可以對前下擺臂總成進(jìn)行適當(dāng)簡化[7-8]。為提高建模精度，在經(jīng)過多次試劃分的基礎(chǔ)上，選取較小的單元尺寸3 mm，并對倒角和曲率變化的地方進(jìn)行細(xì)化，提高有限元模型和幾何模型的一致性[9]。對前下擺臂模型建立材料屬性，材料非線性曲線按照實際測量參數(shù)輸入。對前下擺臂進(jìn)行屈曲分析，加載邊界條件如圖6所示，約束前下擺臂與副車架連接的前、后點所有自由度，在前下擺臂外點施加縱向(X向)載荷，提取前下擺臂在屈曲前能承受的最大力。

圖6 前下擺臂屈曲約束模型

前下擺臂屈曲分析結(jié)果見圖7?？梢钥闯觯簩τ谇跋聰[臂原結(jié)構(gòu)，屈曲分析最大載荷為27 350 N，此載荷小于前下擺臂外點誤用工況最大瞬態(tài)載荷31 833 N，不滿足要求，需要對前下擺臂進(jìn)行優(yōu)化。

圖7 前下擺臂屈曲分析結(jié)果

3.2 前下擺臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化

前下擺臂優(yōu)化方法有兩種：一種是優(yōu)化前下擺臂現(xiàn)有結(jié)構(gòu)，對前下擺臂薄弱位置進(jìn)行結(jié)構(gòu)更改，但前下擺臂的結(jié)構(gòu)更改需要重新開模，模具費用一般較高；另一種是通過增加加強(qiáng)板的方式，對前下擺臂薄弱位置進(jìn)行補(bǔ)強(qiáng)，零件質(zhì)量則會有所增加。經(jīng)反復(fù)校核優(yōu)化，在不修改現(xiàn)有模具的前提下，通過增加加強(qiáng)板可提高前下擺臂的屈曲性能，優(yōu)化后前下擺臂加強(qiáng)板的結(jié)構(gòu)示意如圖8所示。

圖8 前下擺臂加強(qiáng)板結(jié)構(gòu)

對優(yōu)化后的前下擺臂進(jìn)行屈曲分析，提取前下擺臂屈曲分析載荷和位移分析曲線，前下擺臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化前、后屈曲分析曲線如圖9所示，根據(jù)分析結(jié)果，優(yōu)化后前下擺臂最大屈曲載荷為32 570 N，大于前下擺臂外點誤用工況最大瞬態(tài)載荷31 833 N，滿足要求。

圖9 結(jié)構(gòu)優(yōu)化前、后屈曲分析結(jié)果

4 屈曲試驗驗證

4.1 臺架試驗驗證

臺架試驗的目的是驗證CAE分析結(jié)果，因此需要最大程度地復(fù)現(xiàn)CAE的加載條件和邊界條件。在臺架夾具設(shè)計階段，對夾具自身結(jié)構(gòu)進(jìn)行了剛度校核，需保證前、后襯套連接點與夾具之間的連接是剛性約束。在球頭側(cè)，將球頭套箍緊固在球頭上，作動頭通過球頭套箍對球頭施加水平力。球頭套箍上方連接一根剛性棒，剛性棒上端進(jìn)行平動約束，使下端只能繞著約束點轉(zhuǎn)動，因剛性棒足夠長，可以認(rèn)為下端在豎直方向無法產(chǎn)生位移，從而限制了球頭套箍在豎直方向的位移，實現(xiàn)對球心豎直位移的約束。前下擺臂的屈曲臺架試驗前、后樣件如圖10所示。

圖10 前下擺臂屈曲臺架試驗

前下擺臂優(yōu)化前、后臺架試驗結(jié)果如圖11所示。2件優(yōu)化前前下擺臂最大屈曲載荷分別為26 715和27 274 N，優(yōu)化后前下擺臂最大屈曲載荷分別為33 102和32 989 N，臺架試驗結(jié)果與CAE分析結(jié)果相近。

圖11 優(yōu)化前、后屈曲載荷臺架試驗結(jié)果

4.2 實車試驗驗證

為驗證結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的前下擺臂屈曲性能，裝配結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的前下擺臂到試驗車上，進(jìn)行整車懸架誤用試驗，如圖12所示。結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的前下擺臂整車誤用試驗無彎曲，說明前下擺臂屈曲CAE分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計是有效的。

圖12 整車懸架誤用試驗

5 小結(jié)

本文作者從懸架前下擺臂彎曲的實際工況出發(fā)，用車輛動力學(xué)仿真模擬該工況，根據(jù)解算出的載荷優(yōu)化前下擺臂，最終解決前下擺臂彎曲問題，得出如下結(jié)論：

(1)常用校核前下擺臂強(qiáng)度的工況僅包含了普通使用工況，對一些汽車誤用工況未包含在內(nèi)。在做前下擺臂設(shè)計時，應(yīng)根據(jù)汽車的使用工況，對校核工況進(jìn)行一些調(diào)整；

(2)為得到某些工況下前下擺臂的受力情況，可通過整車動力學(xué)模型仿真實際工況，進(jìn)而得到前下擺臂的載荷；

(3)因前下擺臂模具成本較大，可在不修改前下擺臂模具的情況下，通過增加加強(qiáng)板的形式來增加前下擺臂的強(qiáng)度。