兩種工況下扭力梁式后懸架的優化設計

李健 王小美 沈易晨

摘 要：汽車后懸架作為連接車輪和車身的一種裝置，對汽車行駛的安全性能與運動性能都有重要影響。通過對靜止、制動兩種工況下施加荷載，在有限元模型里添加相應的載荷邊界條件并且計算。對后懸架強度不足部位進行合理的結構優化，以期延長懸架結構的疲勞壽命，滿足汽車在不同工況下的使用要求。

關鍵詞：后懸架 有限元 結構優化

1 引言

隨著生活水平的日益提高與現代科技的不斷進步，汽車產業也隨之進入快速發展期。汽車后懸架作為連接車輪和車身的一種裝置，對汽車行駛的安全性能與運動性能都有不同程度的影響[1]。然而，在實際行駛過程中，由于強度失效引起的扭力梁式后懸架的疲勞損壞，將直接影響駕乘者的安全[2]。

本文采用有限元分析法針對汽車的靜止、制動的兩種工況進行載荷施加，添加相應的邊界條件，求解扭力梁式后懸架的應力情況。針對分析結果，對后懸架強度不足部位進行合理的結構優化，以期延長懸架結構的疲勞壽命，滿足汽車在不同工況下的使用要求。

2 懸架工作原理

典型的扭力梁式后懸架主要由5個部分組成：扭轉橫梁、縱擺臂、彈簧、減震器與輪轂。如圖1所示為扭力梁式后懸架的結構圖：可將扭轉橫梁視為有一定扭轉剛度的彈簧，當由懸架連接的兩側車輪在垂直方向上跳動時，扭轉橫梁發揮其扭轉作用，產生一個控制車輪與車身相對位置的反方向的扭矩。由于扭轉橫梁有一定柔性，可使兩側車輪的運動相對獨立。由上所述，扭轉橫梁可以起到與橫向穩定桿同等的作用，從而增加車輛的側傾剛度，提高了車輛的穩定性[3]。

3 載荷工況的確定

本文的載荷分析中使用靜止工況和制動工況這兩種典型加載工況。將相應的載荷邊界條件施加到已經建好的有限元模型中，并使用求解器對兩種工況下的扭力梁式后懸架的靜強度進行分析，得出應力云圖分布，以便更準確地分析該扭力梁式后懸架的結構強度。

4 強度分析與結構優化

4.1 靜止工況

對網格劃分完畢的后懸架有限元模型施加相應的約束和載荷，通過計算得出扭力梁式后懸架在靜止工況下的應力分布圖。如圖2所示，最大應力處于彈簧座和縱擺臂耦合處，為567.21MPa，應力集中在扭轉橫梁中部、扭轉橫梁兩端及其與縱擺臂耦合處、彈簧座底部及其與縱擺臂耦合處。最大應力值567.21MPa比后懸架材料QSTE420的屈服強度420MPa大，導致了強度失效。優化后如圖3所示：在扭轉橫梁中部、扭轉橫梁兩端及其與縱擺臂耦合處、彈簧座的底部及其與縱擺臂耦合處出現了應力集中現象。最大應力處于彈簧座和縱擺臂耦合處，為419.74MPa，小于后懸架材料QSTE420的屈服強度，不會引起強度失效。

4.2 制動工況

制動工況下扭力梁式后懸架的應力分布情況如圖4所示。在彈簧座底部附近、扭轉橫梁端及其與縱擺臂耦合處產生應力集中現象，最大應力處于扭轉橫梁端和縱擺臂耦合處，為454.16MPa，比后懸架材料QSTE420的屈服強度420MPa大，導致了強度失效。圖5顯示了優化后制動工況下扭力梁式后懸架的應力分布情況。應力集中于扭轉橫梁端及其與縱擺臂耦合處，此外，彈簧座底部附近也出現局部應力集中現象，最大應力處于扭轉橫梁端和縱擺臂耦合處，為408.74MPa，小于后懸架材料QSTE420的屈服強度，不會引起強度失效。

5 結語

本文在ANSYS中導入了懸架分析模型，對結構優化前后兩種工況下的應力分布情況及應力值進行對比分析，最大應力分別發生在彈簧座和縱擺臂耦合處、扭轉橫梁端與縱擺臂耦合處、扭轉橫梁端與縱擺臂耦合等處。結構優化后的扭力梁式后懸架的應力值減小，符合后懸架的使用要求和強度設計要求。計算結果對汽車扭力梁式后懸架的開發設計具備一定的參考價值。

參考文獻：

[1]潘宇，鄧帥，何云峰.扭轉梁后懸架的強度分析[J].裝備制造技術，2014（03）： 173-175.

[2]廖抒華，蘇海亮.扭力梁優化分析及動特性研究[J].機械設計與制造，2015（04）：74-76+80.

[3]徐豐.汽車后扭力梁的疲勞分析與研究[D].河北工程大學，2015.