汽車懸架誤用工況下前下擺臂屈曲分析與優化

廖美穎，王小莉

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

0 引言

汽車懸架系統包括很多部件，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雜，在其所受應力超過材料許用應力的情況下，局部位置可能產生開裂、彎曲現象，關系到汽車的行駛安全性與穩定性。在汽車前下擺臂開發過程中，需要對前下擺臂的強度進行校核，行業內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生轉移，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。

前下擺臂的設計既要考慮普通使用工況的結構強度、疲勞性能等方面的要求，又要考慮誤用工況下的強度性能要求，不能發生彎曲。在普通使用工況下，汽車懸架零部件的結構強度、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車型的前轉向節進行了極限強度分析，驗證了前懸架系統極限工況強度分析的必要性。陰雪蓮等[3]對某乘用車前下擺臂的屈曲強度進行CAE分析與臺架試驗驗證，發現了球心位置對屈曲變形的影響較為敏感，但未進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生彎曲問題，通過建立整車車輛動力學模型，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行結構屈曲分析與優化，在不修改現有模具的前提下，通過增加加強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，結構示意如圖1所示。前下擺臂作為汽車懸架的傳力和導向的重要部件，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向節連接，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度經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生了干涉現象。

圖1 麥弗遜前懸架結構示意

經實車拆解發現，前下擺臂發生了彎曲現象，如圖2所示，導致前輪向后移動，經初步分析，前下擺臂發生彎曲是因為試驗過程中前下擺臂在縱向出現了屈曲。

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行分析和優化。

2 誤用工況動力學模型建立與載荷提取

2.1 誤用工況動力學模型建立

為建立適合文中進行整車誤用工況模擬的多體動力學模型，在ADAMS/Car中建立整車動力學仿真模型，包括前懸架、后懸架、車身、動力總成、轉向、制動和輪胎等子系統，再在ADAMS/View中建立相應的凹坑，驅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。根據動力學分析結果，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行裝配，根據實車參數，完成質量、硬點、襯套、彈簧和減振器特性等數據的設定，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，根據表1結果，前下擺臂外點誤用工況最大瞬態載荷31 833 N，普通工況設計載荷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

前下擺臂開發過程中，依據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，與目標值進行對比，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構優化

屈曲分析主要用于研究結構在特定載荷下的穩定性以及確定結構失穩的臨界載荷，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

根據載荷情況，對前下擺臂進行非線性屈曲分析。在CAE建模時，可以對前下擺臂總成進行適當簡化[7-8]。為提高建模精度，在經過多次試劃分的基礎上，選取較小的單元尺寸3 mm，并對倒角和曲率變化的地方進行細化，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輸入。對前下擺臂進行屈曲分析，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果見圖7。可以看出：對于前下擺臂原結構，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載荷31 833 N，不滿足要求，需要對前下擺臂進行優化。

圖7 前下擺臂屈曲分析結果

3.2 前下擺臂結構優化

前下擺臂優化方法有兩種：一種是優化前下擺臂現有結構，對前下擺臂薄弱位置進行結構更改，但前下擺臂的結構更改需要重新開模，模具費用一般較高；另一種是通過增加加強板的方式，對前下擺臂薄弱位置進行補強，零件質量則會有所增加。經反復校核優化，在不修改現有模具的前提下，通過增加加強板可提高前下擺臂的屈曲性能，優化后前下擺臂加強板的結構示意如圖8所示。

圖8 前下擺臂加強板結構

對優化后的前下擺臂進行屈曲分析，提取前下擺臂屈曲分析載荷和位移分析曲線，前下擺臂結構優化前、后屈曲分析曲線如圖9所示，根據分析結果，優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載荷31 833 N，滿足要求。

圖9 結構優化前、后屈曲分析結果

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分析結果，因此需要最大程度地復現CAE的加載條件和邊界條件。在臺架夾具設計階段，對夾具自身結構進行了剛度校核，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，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，剛性棒上端進行平動約束，使下端只能繞著約束點轉動，因剛性棒足夠長，可以認為下端在豎直方向無法產生位移，從而限制了球頭套箍在豎直方向的位移，實現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

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

圖11 優化前、后屈曲載荷臺架試驗結果

4.2 實車試驗驗證

為驗證結構優化后的前下擺臂屈曲性能，裝配結構優化后的前下擺臂到試驗車上，進行整車懸架誤用試驗，如圖12所示。結構優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分析和結構優化設計是有效的。

圖12 整車懸架誤用試驗

5 小結

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

(1)常用校核前下擺臂強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。在做前下擺臂設計時，應根據汽車的使用工況，對校核工況進行一些調整；

(2)為得到某些工況下前下擺臂的受力情況，可通過整車動力學模型仿真實際工況，進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，通過增加加強板的形式來增加前下擺臂的強度。