田國富， 高志彤

（沈陽工業(yè)大學(xué)， 遼寧 沈陽 110870）

引言

下支臂作為汽車懸架的重要組成部分，其振動頻率若與來自路面的激勵(lì)相近，會發(fā)生共振作用而變形，影響其壽命，因此研究下支臂的固有頻率十分重要。在汽車運(yùn)行過程中，下支臂不僅要承受車輪的上下跳動，還要承受極限情況下的沖擊，面對如此復(fù)雜的受力情況，研究其強(qiáng)度和抗沖擊性能是極其重要的[1]。

1 整車基本參數(shù)及前懸架模型建立

整車的基本參數(shù)情況如表1 所示。

表1 整車基本參數(shù)

根據(jù)整車參數(shù)建立麥弗遜前獨(dú)立懸架，主要部件包含前副車架總成，左、右前控制臂，左、右前滑柱，橫向穩(wěn)定桿，左、右穩(wěn)定桿連桿及轉(zhuǎn)向橫拉桿。在Catia 中建立的懸架三維模型如圖1 所示。

圖1 懸架模型

2 下支臂有限元模型及自由模態(tài)分析

2.1 下支臂前處理

將下支臂幾何模型導(dǎo)入Hyper Mesh 中進(jìn)行前處理[2]，因下支臂由單沖壓板組成，采用殼單元進(jìn)行劃分，而襯套因外形較為簡單規(guī)則，采用實(shí)體單元進(jìn)行劃分[3]，下支臂與其他零部件的連接關(guān)系采用RBE2 進(jìn)行模擬連接，共11 196 個(gè)節(jié)點(diǎn)，11 124 個(gè)單元，建立的下支臂有限元模型如圖2 所示。下支臂所選用材料為QSTE500，其泊松比為0.33，彈性模量為2.1×105MPa，密度為7.85×106kg/m3，屈服強(qiáng)度和抗拉強(qiáng)度分別為504 MPa 和689 MPa。

圖2 下支臂模型

2.2 自由模態(tài)分析

當(dāng)下支臂頻率與外界激勵(lì)接近時(shí)，下支臂會因劇烈共振而產(chǎn)生變形，影響行駛的安全性，因而需研究其固有頻率范圍。

將定義后的下支臂提交到Optistruct 求解器進(jìn)行計(jì)算，得到的固有頻率如下頁表2 所示，振型云圖如下頁圖3 所示。

圖3 模態(tài)振型云圖

表2 下支臂模態(tài)分析結(jié)果

根據(jù)分析結(jié)果可以看出，下支臂第七階固有頻率為235.2 Hz，而汽車因路面不平度引起的激勵(lì)頻率小于22 Hz，車輪不平衡造成的激勵(lì)頻率為0～15 Hz，直列四缸發(fā)動機(jī)頻率一般為10～30 Hz[6]，這三方面激勵(lì)作為影響下支臂的主要激勵(lì)，都遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于第七階故有頻率，故下支臂不會與車輛發(fā)生共振現(xiàn)象。

3 懸架靜載仿真分析及靜載提取

3.1 懸架動力學(xué)模型

將整車參數(shù)及懸架三維模型中的有關(guān)結(jié)構(gòu)硬點(diǎn)數(shù)據(jù)輸入到Adams car 懸架模型，結(jié)合懸架彈簧剛度和減震器阻尼的性能參數(shù)編寫相應(yīng)的屬性文件，在Adams car 標(biāo)準(zhǔn)模式中建立懸架系統(tǒng)的動力學(xué)模型如圖4 所示[5]。

圖4 前懸架多體動力學(xué)模型

3.2 極限工況下的輪胎接地力計(jì)算

汽車在行駛過程中，下支臂會受到來自路面不平度產(chǎn)生的載荷作用，尤其是在極限工況下承受的載荷，因此可以將其作為強(qiáng)度分析的條件。但是由于在汽車研發(fā)階段的條件有限，不能進(jìn)行臺架試驗(yàn)，于是本文通過動載系數(shù)計(jì)算各工況下的輪胎反作用力，再導(dǎo)入Adams car 中進(jìn)行準(zhǔn)靜載分析。選取的典型工況包括：前行制動、彎道制動、無定向路牙沖擊。

3.2.1 前行制動

在前行制動情況下，軸荷前移，制動加速度為1.1g、垂向加速度為g 時(shí)，地面對前軸單個(gè)車輪垂直方向的反作用力為：

縱向力和側(cè)向力可以通過乘以相應(yīng)的附著系數(shù)比值得到。

3.2.2 轉(zhuǎn)彎制動

在轉(zhuǎn)彎制動情況下，整個(gè)汽車不僅發(fā)生輪荷的轉(zhuǎn)移，同時(shí)也發(fā)生軸荷的轉(zhuǎn)移，制動加速為0.32g，垂向加速度為3g，側(cè)向加速度為0.58g 時(shí)地面對前軸左、右輪的垂直方向的反作用力分別為：

同理，縱向力和側(cè)向力可以通過相應(yīng)的附著系數(shù)比值得到。

3.2.3 無定向路牙沖擊

在無定向路牙沖擊工況下，汽車會受到多方向力的作用，發(fā)生輪荷和軸荷的轉(zhuǎn)移。本文選取汽車在制動方向加速度為2g，縱向加速度為1.5g，垂向加速度為g 時(shí)進(jìn)行受力分析，此時(shí)地面對前軸車輪的垂向反作用力分別如下：

同上，縱向力和側(cè)向力可依據(jù)計(jì)算所得的垂向力及地面附著系數(shù)計(jì)算得出。

3.3 準(zhǔn)靜態(tài)載荷提取

本文在Adams car 軟件中進(jìn)行準(zhǔn)靜載仿真分析，為靜強(qiáng)度分析提供邊界條件。將前文計(jì)算得到的作用力輸入到靜態(tài)載荷參數(shù)操作界面，通過懸架試驗(yàn)臺對車輪進(jìn)行加載，提取下支臂在典型極限工況下各個(gè)連接點(diǎn)處的靜態(tài)載荷數(shù)據(jù)，具體如下頁表3 所示。其中FX、FY、FZ表示各連接點(diǎn)沿X、Y、Z 方向上的力，TX、TY、TZ為各連接點(diǎn)繞X、Y、Z 軸的力矩。

表3 下支臂各連接點(diǎn)處載荷

4 下支臂典型工況下強(qiáng)度分析

通過Adams car 提取各連接點(diǎn)載荷作用力，采用慣性釋放原理，在Hyper Mesh 中對下支臂定義約束，最后基于第四強(qiáng)度理論對其強(qiáng)度進(jìn)行分析計(jì)算，得到各工況應(yīng)力云圖如下頁圖5 所示。

圖5 下支臂各工況下應(yīng)力（MPa）云圖

從有限元分析結(jié)果來看，各工況下應(yīng)力主要集中在沖壓板內(nèi)側(cè)及與襯套焊接處，其中最大應(yīng)力出現(xiàn)在無定向路牙沖擊這極其惡劣的情況下，應(yīng)力值達(dá)到了494.4 MPa，根據(jù)企業(yè)相關(guān)評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)要求：在極限工況下最大應(yīng)力應(yīng)小于抗拉強(qiáng)度689 MPa，因此，下支臂強(qiáng)度滿足要求。

5 結(jié)論

1）根據(jù)汽車懸架的三維模型，建立下支臂的有限元模型，并對下支臂進(jìn)行模態(tài)分析，分析其固有頻率。

2）通過準(zhǔn)靜載仿真分析，提取汽車下支臂在三種極限工況下的受力載荷，將載荷加載到下支臂有限元模型各連接硬點(diǎn)，求解計(jì)算得到下支臂在各個(gè)工況下的應(yīng)力分布云圖。

3）分析結(jié)果表明，選用材料的抗拉強(qiáng)度大于下支臂在三個(gè)工況下承受的最大應(yīng)力，滿足要求，可為后續(xù)優(yōu)化分析提供參考。