導向臂空氣懸架結構有限元仿真與試驗驗證

潘公宇，李阿龍，王萬青，曹崇禧

（1.212013 江蘇省 鎮江市 江蘇大學 汽車與交通工程學院；2.215000 江蘇省 蘇州市 方盛車橋（蘇州）有限公司）

0 引言

隨著人們生活水平的提高，在物質生活得到滿足的同時，人們對于精神方面的需求越來越受到重視。車輛的乘坐舒適性受到了許多生產廠家及客戶的關注。在國外，大多數商用車及一些高檔乘用車均采用了極受歡迎的空氣懸架系統；國內對于空氣懸架的使用也在逐漸增多，像多數客車及城市公交車已基本采用了這一系統。空氣懸架以其質量輕、結構簡單、能夠根據實時路況進行氣囊剛度的適時調節等優點，極大滿足了車輛乘坐舒適性的要求。在獲得一定乘坐舒適性的同時，車輛懸架結構系統在正常使用期間的強度及其使用壽命也是研究的重點。

在汽車懸架系統的疲勞耐久性方面，學者也進行了相關的研究。文獻[1]通過仿真的方法獲得了后扭力梁結構的外部載荷，根據準靜態應力分析法及相應的累積損傷準則，利用疲勞軟件計算得到了后懸架扭力梁結構的疲勞壽命，通過分析得到了后扭力梁結構產生疲勞失效的原因，但缺少疲勞試驗驗證仿真計算分析的準確性；文獻[2]提出了載荷測試信號分析處理過程，確定低通濾波頻率分別為40 Hz和15 Hz，通過頻譜分析，得出載荷信號頻域能量主要集中在15 Hz，頻譜分析結果符合車體結構頻率范圍；文獻[3]基于多軸高周疲勞臨界平面損傷參數，即等效應力功率譜密度（PSD），提出了一種多軸隨機振動疲勞損傷參數。基于等效應力PSD，結合單軸隨機載荷譜法，可以進行多軸隨機載荷下的疲勞壽命計算；在文獻[4-6]中，相關學者研究了控制臂及其擺臂發生疲勞失效的原因，分析得到疲勞失效多是從焊接位置附近開始萌生，基于此，對焊接質量、材料等進行深入分析。

目前，在許多文獻中，學者僅對懸架系統中某一具體結構進行研究，如雙橫臂懸架的上下橫臂、轉向節等。鑒于前人對空氣懸架系統及疲勞試驗的研究較少，本文以某企業開發的一款商用車后導向臂空氣懸架系統為研究對象，對組成該懸架的金屬結構件進行分析并提出以一種近似等效隨機載荷的試驗加載方式進行懸架結構臺架試驗驗證；通過在ADAMS/Car 中進行動力學仿真并與有限元仿真分析相結合，得到對懸架系統的隨機輸入載荷譜以及通過靜力分析在3 種極限工況下校核懸架是否存在明顯應力集中現象；通過采用線性累積損傷疲勞準則理論，借助N-Code DesignLife 軟件進行隨機載荷下疲勞壽命的分析計算來預測結構系統在隨機載荷下的壽命及損傷值；通過在企業疲勞試驗機上進行疲勞試驗，對比驗證仿真結果的正確性，進一步改善以往疲勞壽命預測分析只進行仿真而缺乏試驗驗證研究的不足，對預測車輛懸架結構件安全壽命具有重要的現實意義，同時，為企業產品的推廣應用及類似產品的開發與驗證提供了方法與思路。

1 懸架建模及動力學仿真

空氣懸架作為汽車行駛系統中重要的承載部件，與傳統的懸架結構相比有獨特的優勢，空氣彈簧取代以往各種形式的彈簧結構減輕了總體質量，并提高了乘坐舒適性。通過與車架、車橋及相關結構相連接來承載地面作用在后軸的各個方向的載荷及車身所傳遞的載荷。本文所研究的某商用車導向臂空氣懸架系統主要由減震器、空氣彈簧總成、減震器上支架、減震器下支架、空氣彈簧上下安裝支架、下橫梁、導向臂、襯套及導向臂安裝支架等結構組成。根據企業提供的空氣懸架設計尺寸，采用專業的三維實體建模軟件UG 畫出總體結構圖。按照工程分析中的等效原則，將所受載荷施加于輪心處進行有限元靜強度分析校核，故將驅動橋橋殼加入分析模型，如圖1 所示。

圖1 系統CAD 模型Fig.1 CAD model of system

在ADAMS 軟件中建立導向臂后懸架動力學分析模型。首先，在ADAMS/Car 中建立后懸架、副車架、減振器、車橋、輪胎等子系統并將子系統組裝成所需模型，然后確定模型各參數，如懸架質量、彈簧剛度以及襯套的各向剛度等。建立的動力學仿真模型如圖2 所示。

圖2 動力學仿真模型Fig.2 Dynamic simulation model

為了對懸架進行靜強度的校核及疲勞壽命的預測，必須得到所需要的輸入條件，由于所涉及車輛行駛的路況較好，故采用B 級路面的輸入作為路面激勵。采用濾波白噪聲建立路面輸入時域模型作為動力學仿真的路面輸入激勵。在動力學仿真軟件ADAMS 中仿真得到給定路面下輪心處所受到的隨機載荷分布及在特定工況下的最大載荷，從而對該模型進行結構強度校核與疲勞壽命的預測分析[7]：

式中：G（qn0）——路面不平度系數，m3；n0，f0——參考空間頻率與路面空間截止頻率，n0=0.1 m-1，f0=0.062 8 Hz。

在MATLAB Simulink 環境下，搭建與式（1）相一致的仿真分析模型，如圖3 所示。

在B 級路面，以車速為30 km/h 工況下進行路面不平度輸入仿真分析作為動力學仿真模塊的路面輸入[8]，設定好相關參數，通過動力學仿真分析得到在該路面輸入下的載荷時間歷程曲線，如圖4 所示；并且，在3 種特定工況下進行仿真，得到在給定工況下的最大載荷。

圖3 路面不平度時域仿真模型Fig.3 Road surface roughness time domain simulation model

圖4 路面載荷時間歷程曲線Fig.4 Road load time history curve

2 懸架結構有限元仿真分析

在汽車產品的開發與設計過程中，有限元分析方法起到了極其重要的作用，尤其應用于求解復雜的物理數學問題以及處理工程中的實際問題。通過有限元軟件對所研究結構的離散化處理，運用計算機的快速計算求解得到結構的平衡方程結果。獲取結構在邊界條件及各約束下的響應來評價所設計的產品的合格與否，對產品的開發及優化具有指導意義[9]。

由于主要研究對象是懸架結構的金屬構件部分，在靜力學分析時，對懸架結構件受力特點進行適當的簡化，簡化后的模型如圖5 所示。

圖5 系統簡化后CAD 模型Fig.5 CAD model after system simplification

2.1 有限元分析

根據已有的懸架結構模型，能夠較為容易地對目標結構進行有限元建模，將簡化后的實體模型導入到專業的劃分網格軟件中，分別對懸架結構與驅動橋橋殼進行有限元網格劃分。將結構部件的三維實體模型導入到HyperMesh 模塊中對其進行實體網格劃分，得到有限元網格模型。考慮到結構比較規則易于生成質量較好的網格，因此，在網格的選擇上，主要通過Solid map 命令進行六面體網格的生成。劃分的網格如圖6 所示，共得到233 053 個網格單元，81 773 個節點。劃分完網格后，對網格進行單元質量的檢查，并將各組件單元及材料屬性賦予相對應的網格。該懸架結構部件材料分別采用Q345 普通碳素結構鋼、用于導向臂結構的彈簧鋼50CrVa，45 鋼及所用襯套的各向剛度。另外，橋殼材料采用510L。各部件所對應的的材料參數如表1 所示。

圖6 有限元實體模型Fig.6 Finite element entity model

表1 材料參數屬性Tab.1 Material parameter properties

另外，在校核懸架結構的靜強度之前，對導向臂襯套部分進行6 個方向上的靜態剛度分析。將襯套中心點各向自由度設為固定，并賦予襯套外側節點的縮徑量 0.8 mm，以模擬實際安裝情況。在3 個軸向依次釋放相應的自由度，并沿該方向給予3 mm 的位移量，再繞軸向方向依次給予10°的轉動量，仿真結果如圖7 所示。

圖7 襯套六向剛度曲線Fig.7 Six-way stiffness curve of bushing

由圖7 可知襯套在X，Y，Z 向及繞 X，Y，Z 向扭轉剛度，其大小如表2 所示。

表2 襯套各向靜剛度值Tab.2 Static stiffness value of bush in all directions

2.2 工況分析

在對懸架的強度校核分析中，常常將汽車結構在實際行駛過程中處在極限工況下的狀況進行分析，因此，分別選擇在急加速工況、受最大側向力工況及受到沖擊載荷3 種極限工況下，對懸架結構件進行強度校核。基于在ADAMS 中的仿真，得到靜態下3 種極限工況的載荷輸入條件如圖8 所示。

圖8 3 種極限工況下的最大載荷Fig.8 Maximum load under three extreme conditions

2.2.1 急加速工況

汽車起步后，經駕駛員加速達到某一速度時，分析計算在該過程中車輛懸架所受到的最大載荷情況，校核在這一工況下，懸架在受力作用后是否存在應力集中現象，以判斷是否滿足設計要求。

在此工況下，突然加速會使車輛產生軸荷轉移現象，會使后輪的載荷變大，汽車后懸架主要受到車輛縱向平面內的推力和橫向平面內的車輪作用于懸架的力。因此，懸架受到2 個方向的合力。在ANSYS-Workbench 中施加載荷及約束，其中，載荷施加于輪心處，沿2 個方向分別輸入上述載荷，將懸架與車架相連的部件進行全約束，約束結構在6 個方向上的自由度。求解后應力結果如圖9 所示。

2.2.2 最大側向力工況

汽車在轉向時，在離心力的作用下，會朝著與轉彎方向相反的方向發生側傾，致使懸架在車身側傾的一側受到的載荷變大，對結構的破壞比較大，因此，需要校核在這一工況下結構的強度是否滿足使用的要求。由于車輛的側傾現象，側傾一側輪心受力為重點考慮對象，同時，忽略前進方向所受到的力。按上述加載方式在ANSYSWorkbench 中施加載荷及約束，求解后應力結果如圖10 所示。

圖9 急加速工況下應力云圖Fig.9 Stress cloud diagram under rapid acceleration

圖10 最大側向力工況應力云圖Fig.10 Maximum lateral force condition stress cloud

2.2.3 沖擊載荷工況

汽車在通過凸起的減速帶或凹坑的路面時，會受到作用于車輛的沖擊載荷的影響，因此在垂向平面內，此工況會對車輛懸架結構產生相應的影響。需校核在受到沖擊載荷時所研究的懸架結構是否滿足設計的要求。此工況下，按照規定的標準給予垂向受力的動載荷系數為2.5。求解結果如圖11 所示。

圖11 沖擊載荷工況下應力云圖Fig.11 Stress cloud diagram under impact load conditions

綜上分析可知，3 種工況下懸架結構的應力均未達到材料的強度極限，受到的最大應力均出現在導向臂與減震器下支架之間，說明在懸架的結構中該處是容易出現應力較為集中的部位，后期可以考慮對其進行優化分析。受到的最大應力在極限范圍內，因此一般情況下該結構部件不會發生脆性斷裂，為確保滿足設計使用要求，在此基礎上對該結構進行疲勞研究尤為重要。

3 疲勞壽命預測

汽車行駛過程中，懸架承載構件受到隨時間變化的隨機載荷作用而產生動態循環應力，在高應力區會引發疲勞損傷。疲勞是應力或應變的波動所引起的，這些波動被稱為循環，應用雨流循環計數法可從時間關系曲線中獲取循環中的應力幅值與均值。在滿足強度需求的基礎上，為進一步確定車輛懸架部件在運行期間的安全性，疲勞壽命的分析研究尤為重要。

由于車輛在實際運行情況下載荷的隨機性，為便于分析，需要對載荷時間歷程進行處理。實際載荷譜包括大量數據，通過雨流循環計數法能夠將一系列不規則的隨機載荷轉換成各種不同幅值下的循環數，并利用獲得的峰值及谷值求出載荷的幅值和均值，最終構成計算所需要的雨流矩陣[10]。基于靜力分析結果，在3 種極限工況下，應力值均小于材料的屈服極限，故懸架結構的破壞落在了高周疲勞的范疇，從而考慮運用應力疲勞強度分析方法對懸架結構進行疲勞壽命的分析預測。根據材料庫中相應材料的S-N 曲線及疲勞損傷累積理論，在N-Code DesignLife 中對懸架結構的疲勞壽命進行解算，得到相應的疲勞壽命及損傷云圖如圖12 所示。

分析表明，懸架結構在受到隨機載荷條件下的最小壽命為4.151E7 次，達到了普遍公認的最小疲勞壽命106次級的要求，符合企業產品質量設計要求。并找到了容易受到破壞的位置區域，對所開發懸架結構作進一步優化提供參考。

4 疲勞試驗分析驗證

為驗證疲勞預測的準確性與真實性，通過疲勞試驗臺架對懸架結構進行疲勞耐久性試驗驗證。按照與前述靜力分析相同的方式，從底部輪心部位對懸架進行載荷的施加，將懸架及驅動橋用螺栓按照汽車實際裝車狀態相連接，倒放在試驗臺架上，將其與車架相連接的部位用螺栓與試驗臺架底部固定以模擬在實際過程中與車架間連接的情況。

圖12 隨機載荷下懸架疲勞壽命及損傷云圖Fig.12 Suspension fatigue life and damage cloud map under random load

在測試之前，將懸架結構安裝在臺架測試臺上，參照上述分析，在懸架導向臂應力集中部位粘貼應變片，分別在懸架兩側導向臂處、氣囊下支架、導向臂安裝支架各粘貼1 個應變片，用測定計、應變儀及光線示波器進行檢測[11]。液壓油缸作為力輸入部件，提供試驗所需的力，力的大小由力傳感器反饋。由控制器直觀顯示和控制力的值，如圖13 所示。另外，為保護油缸，在氣缸的每個端部處存在球鉸接頭，確保油缸僅受到軸向力的作用。

圖13 懸掛試驗臺監控系統Fig.13 Suspension test bed monitoring system

輪心兩側的液壓伺服作動器固定在龍門架上作為施力裝置。試驗時，為盡可能貼近仿真得到的隨機載荷，采用了與前人不同的載荷作用方式。在載荷幅值范圍內從最小值增加到最大值的區間內取一組值來近似模擬在實際過程中所受到的力，通過對數據進行相應擬合，近似構成三角波的形式，以該方式輸入臺架試驗控制臺，從而作用于2 個液壓機構。試驗過程中，考慮到現有設備功能有限，無法實現高頻加載，在此不考慮載荷頻率對臺架試驗的影響。通過在懸掛試驗臺監控系統中進行參數設置，兩側液壓作動裝置分別設定為幅值范圍內的載荷值，通過時間的遲滯性交替作用到車橋上，以此將受到的力在懸架系統中進行傳遞。為增強試驗說服力，避免因巧合或人為安裝方式對實驗結果的影響，試驗選擇專業人員進行安裝及加載，具體安裝及實施方式如圖14 所示。

圖14 懸架疲勞試驗圖Fig.14 Suspension fatigue test diagram

通過反復的加載試驗，當按照上述加載方式加載至懸架導向臂結構開裂時即停止試驗的進行，通過儀器檢測，出現開裂時的累積總損傷值及最小壽命值分別為2.25E-8，3.98E+7 次。與仿真值對比結果如表3 所示。

表3 仿真與試驗對比結果Tab.3 Simulation and test comparison results

通過對比驗證，發現試驗結果與有限元計算得到的預測誤差在工程標準范圍內，滿足要求。此時最小壽命值達到了3.98E+7 次，故認為除最小壽命部位的其余各部分均能滿足壽命要求。從而驗證了有限元模型的準確性，為企業產品的量產推廣及類似產品的設計開發提供了驗證依據。

5 結論

（1）通過有限元分析方法對懸架關鍵結構件的強度校核發現，在導向臂與減震器支架處及導向臂卷耳處出現應力集中現象，但并未超過材料強度極限，因此結構不會出現脆性破壞；

（2）在滿足強度條件下，通過N-Code DesignLife 軟件對結構進行疲勞壽命計算，將仿真得到的隨機載荷作為輸入并運用線性累積準則預測了懸架的疲勞壽命；

（3）最后，通過在臺架試驗臺上對結構進行疲勞壽命試驗，采用將實際載荷近似擬合的方式進行試驗的加載，試驗結果與仿真結果在誤差允許的范圍內相吻合，驗證了有限元分析結果的準確性。