某乘用車前懸下控制臂結構性能評估與優化設計

摘要：【目的】為了評估某乘用車前懸下控制臂的結構性能是否滿足設計要求?！痉椒ā渴紫龋谟邢拊椒ń⑾驴刂票劬W格模型，對其進行自由模態仿真，獲取其前三階頻率。然后，建立前懸架多體動力學模型，獲得下控制臂外聯點的力和扭矩，并采用慣性釋放方法對其進行強度性能仿真，獲取各個工況的應力水平。最后，對下控制臂的厚度進行優化，獲取最優結構?！窘Y果】下擺臂的前三階頻率均處于外部激勵頻率范圍之外，滿足振動特性要求；各工況的最大應力均低于材料屈服值，滿足強度屬性要求；優化后的結構性能符合設計標準，并且其重量減輕了12.5%。【結論】研究結果能夠為同類產品設計及優化提供有效的借鑒和參考，具有重要的實際工程意義。

關鍵詞：下控制臂；模態；頻率；強度；優化

中圖分類號：U463.33 文獻標志碼：A

本文引用格式：游永忠，朱海燕，吳國棟，等. 某乘用車前懸下控制臂結構性能評估與優化設計[J]. 華東交通大學學報，2024，41（6）：106-111.

【研究意義】汽車懸架系統是車輛的重要組成部分，其保證了車輛的操作穩定性和舒適性。下控制臂是前麥弗遜懸架的導向與傳力部件，通過球鉸和襯套與車輪和副車架相連，在車輛行駛過程中承受來自不同方向的力和扭矩，可能引起異響和開裂，其結構性能直接影響車輛的可靠性和穩定性，與此同時結構的輕量化有助于提升整車的燃油動力性，因此下控制臂設計需要兼顧各項性能要求和輕量化要求。

【研究進展】謝穎等[1]采用慣性釋放方法對某下控制臂進行強度仿真，并對其進行結構優化，最終滿足了強度要求。梁國棟等[2]為了解決下擺臂開裂問題，搭建了下擺臂有限元模型和前懸架動力學模型，對其進行強度仿真和臺架測試，并且進行了疲勞壽命預測，采用集成優化平臺對其進行優化設計，最終得到了最優的結構參數，重量減小了6.5%。徐峰[3]基于建立的麥弗遜懸架模型，獲取了外聯點的載荷，得到了其強度應力分布和模態頻率，對拓撲優化結果進行重構，最終實現了輕量化。Song 等[4]分別采用響應面和克里金近似模型對某擺臂進行多目標輕量化分析，對比了兩種方法的實際效果。

【創新特色】下控制臂載荷的提取涉及理論計算與多體動力學模型的搭建，通過求解計算和分解獲取下擺臂外連點的力和扭矩?！娟P鍵問題】為了分析某乘用車前懸下控制臂的結構性能，首先基于有限元方法對其進行自由模態仿真，獲取其低階模態頻率和振型，再對其前懸架進行動力學仿真分析，得到其極限強度的力和扭矩，以此對其進行強度仿真，再對其結構進行優化，最后達到輕量化的目的。

1 下控制臂模態性能評估

1.1 模態分析原理

下控制臂模態性能評估是指其固有模態和振型進行計算，下控制臂的運動微分方程為[5-7]

Mx?（t）+Cx?（t）+Kx（t）= f （t） （1）

式中：M，C和K為下控制臂的質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；x（t） 和f （t） 為下控制臂的位移向量和載荷向量。

通過傅里葉變換即得

（-ω ） 2M+ ωC + K x（ω）= f （ω） （2）

式中：ω 和x（ω） 分別為下控制臂的固有頻率及其振型。

1.2 建立有限元模型

某乘用車前懸下控制臂是鑄鋁件，重量為1.6 kg，其前點和后點與副車架相連，其外點與轉向節相連，將下控制臂的三維模型導入Hypermesh 軟件[8-10]中，首先對其進行幾何清理和簡化，刪除對結構性能影響較小的部件和特征。由于該下控制臂外表面復雜，難以使用六面體單元建模，因此采用3 mm的CTRIA3單元對其表面進行網格劃分，并且確保其最小單元大于1 mm，最大單元小于4 mm，長寬比小于4，翹曲度小于15，扭曲度小于45，然后生成四面體網格單元。下控制臂材料為A6082，其彈性模量為7.3×104 MPa，泊松比為0.33，密度為2.7×103 kg/m3，屈服值為300 MPa，創建各項同性的材料及其屬性，并賦予下控制臂，以此建立下控制臂有限元網格模型，如圖1 所示。其中網格單元總共145 123 個，節點總共34 318個。

1.3 模態分析結果

下控制臂的模態性能是其固有特性，有限元仿真時采用自由狀態，不施加邊界與約束。采用Nastran軟件[11-13]導入下控制臂的網格模型，設定頻率計算范圍為1～300 Hz，基于Lanczos 方法提取其固有頻率及其振型。下控制臂的低階模態對其模態性能起決定性作用，因此只提取下控制臂的前三階模態進行評估。

圖2 為下控制臂第一階振型。由圖2 可知，下控制臂第一階振型是頻率為115.3 Hz 的彎曲模態，前后點振幅較大，最大振幅為60.1 mm。

圖3為下控制臂第二階模態振型。由圖3可知，下控制臂第二階振型是頻率為159.0 Hz的一階扭轉模態，外點振幅較大，最大變形為77.6 mm。

圖4為下控制臂第三階模態振型。由圖4可知，下控制臂第三階振型是頻率為198.7 Hz的一階扭轉模態，后點振動比較劇烈，最大振幅為59.6 mm。

該乘用車發動機怠速為800 r/min，通過換算即得其一階頻率為26.6 Hz，輪胎聲腔模態頻率通常為220 Hz左右，因此下控制臂的固有頻率有效避開了發動機激勵頻率與輪胎聲腔激勵頻率，不會引起耦合共振，符合振動特性設計要求。

2 下控制臂強度性能評估

2.1 前懸架動力學仿真分析

車輛在行駛過程中承受縱向載荷、橫向載荷和垂向載荷，因此其強度工況可以分為縱向制動、橫向轉彎和垂向跳動。根據整車參數計算各個工況下輪胎接地點的受力狀態。采用Adams軟件[14-16]建立穩定桿、副車架和擺臂柔性體，并根據前懸架系統各個連接點的坐標信息、整車參數、性能曲線等搭建前懸架多體動力學剛柔耦合模型，如圖5 所示。縱向制動（1.2g）時輪胎垂向載荷為12 132.8 N，輪胎縱向載荷為12 132.8 N。橫向轉彎（1.2g）時輪胎垂向載荷為為11 917.2 N，輪胎橫向載荷為11 917.2 N。垂向跳動（3.5g）時輪胎垂向載荷為57 166.7 N。在輪胎接地點分別施加相應的載荷，以此進行動力學仿真分析，最終得到下控制臂前點、后點和外點分別在縱向制動、橫向轉彎和垂向跳動極限工況下的力和扭矩。

2.2 強度分析結果

基于下控制臂有限元網格模型加載提取的力和扭矩，采用慣性釋放方法對其進行強度性能仿真，以此獲取下控制臂在各個工況下的應力水平和分布。

圖6 為下控制臂縱向制動工況的應力云圖。通過觀察圖6 可知，下控制臂的最大應力為260.8 MPa，位于下控制臂外點附近，這是由于車輛在制動時整車軸荷往前端轉移，導致其縱向受力比較大。

圖7 為下控制臂橫向轉彎工況的應力云圖。通過圖7 可以看出，下控制臂的最大應力為237.8 MPa，位于下控制臂后點區域，這是由于車輛在橫向轉彎時整車軸荷往左側偏移，導致其產生局部應力集中。

圖8 為下控制臂垂向跳動工況應力云圖。通過觀察圖8 可知，下控制臂的最大應力為221.2 MPa，位于下控制臂的內側上端，這是由于車輛在垂向跳動時作用力垂直向下，導致其內側發生應力集中現象。

綜上所述，下控制臂在3 種極限工況下的最大應力均小于材料屈服值，滿足強度性能要求，符合工程設計標準。

3 優化設計

3.1 優化分析方法

通過下控制臂的模態性能和強度性能分析可知，其結構特性還有一定的冗余，可以進行適當的減重，以下控制臂的整體厚度值（初始值為8.0 mm）作為設計變量，將下擺臂的重量最輕作為目標函數，將其強度最大應力小于300 MPa和第一階模態大于110 Hz 作為約束條件。第二代非劣排序遺傳算法探索性強，計算效率高，能夠快速獲取最優解。因此基于Isight 軟件并且調用第二代非劣排序遺傳算法[17-18]對下控制臂的厚度值進行自動迭代尋優，最終得到下控制臂的整體厚度最優為7.2 mm。

3.2 優化分析結果

圖9 為優化之后下控制臂第一階振型。由圖9可知，優化之后下控制臂第一階模態頻率為110.5Hz，符合動態性能要求，其振型同樣表征為彎曲，后點振幅較大，最大變形為54.1 mm。與此同時，優化之后下控制臂第二、三階模態頻率分別為149.5 Hz和184.6 Hz。

圖10 為優化之后下控制臂縱向制動工況的應力云圖。通過觀察圖10 可知，優化之后，下控制臂的最大應力達到了294.5 MPa，低于材料屈服值，符合強度特性要求。表1 為優化前后參數對比，由表1 可知，下控制臂的重量降低至1.4 kg，達到了12.5%的輕量化，優化效果比較明顯。優化之后下控制臂的前三階模態頻率有所降低，強度應力有所增大，但仍然能夠滿足設計要求。

4 結論

1）采用有限元方法并且基于Hypermesh 軟件建立下控制臂網格模型，采用Nastran 軟件對其進行自由模態仿真，其前三階固有頻率分別為115.3，159.0 Hz和198.7 Hz，符合振動特性要求。

2）基于前懸架多體動力學模型提取下擺臂外聯點的力和扭矩，對其進行極限強度性能仿真，得到其在縱向制動、橫向轉彎和垂向跳動工況時的最大應力分別為260.8，237.8 MPa和221.2 MPa，均小于材料屈服值，滿足強度設計要求。

3）采用第二代非劣排序遺傳算法對下控制臂的厚度值進行迭代優化，最終得到下控制臂的整體厚度最優為7.2 mm。并且下控制臂的重量減輕12.5%，在兼顧滿足結構性能的前提下達到了輕量化的目的。

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通信作者：游永忠（1969—），男，講師，研究方向為交通運輸設備。E-mail：1493779073@qq.com。

（責任編輯：龔凱，李根）

基金項目：江西省教育廳科學技術研究項目（GJJ200647）