扭力梁式后懸架強度分析

晏娟，劉仁鑫，侯軍鋒，朱金和

（江西農業大學 工學院，南昌 330045）

0 引言

隨著社會經濟的發展，汽車市場的產能需求也越來越大，同時人們對汽車的性能要求越來越高，這就要求各個汽車生產商在不斷提高產能的同時，也要提升汽車及其零部件的性能。懸架系統作為汽車底盤的關鍵部分，對汽車的行駛安全可靠性和實用性能都有重要的影響，也是現在汽車設計研究的熱點。在實際使用中，扭力梁式后懸架的破壞多數是由于強度失效引起的［1］。

本文采用有限元方法對扭力梁式后懸架進行強度計算并根據計算結果對懸架進行相應的結構優化，優化結果表明優化后的結構可以有效地降低結構的應力，增加后懸架強度，避免扭力梁式后懸架在轉向和極限扭轉工況下的破壞。該方案對扭力梁式后懸架的研發具有一定的參考借鑒作用。

1 扭力梁后懸架受力分析

本文對扭力梁式后懸架進行極限左轉向、沖擊、制動、極限扭轉4 個工況的強度分析［2］。在建立模型之前，首先對扭力梁式后懸架的4 種工況進行受力分析。

1.1 左轉向工況

結合轉向加速度產生的側傾效應，后輪輪心載荷按如下方法計算：

轉向力：

輪心力矩：

支撐力：

1.2 制動工況

結合制動加速度產生的前傾效應，后輪輪心載荷按如下方法計算：

制動力F后＝ma［P后/（2P總）－mah1/（2nP總）］＝2 095.7 N。

制動力矩M后＝F后·R＝662.2 N·m。

支撐力F支＝P后g/2－mah1/（2n）＝2 619.7 N。

1.3 沖擊工況

前轉向節輪心載荷按如下方法計算：

沖擊力F＝2.5gP后/2=9 640.75 N。

以上3 種工況的計算公式中：m 為整車滿載質量，1 690kg；a 為轉向或制動加速度，轉向和制動時a=0.8 g（其中g=9.8 N/kg），沖擊時取a=2.5g；h1為整車滿載質心高度，504 mm；l 為后輪距，1 520 mm（空）；n 為軸距，2 700 r/min（空）；P后為后軸滿載荷載，787 kg；P總為整車滿載荷；R 為輪胎半徑，316 mm。

1.4 極限扭轉工況

本文根據企業提供的極限扭轉試驗工況進行模擬，在兩端懸架制動安裝板Z 向分別添加70 N/mm 和-70 N/mm的強制位移，模擬扭力梁式后懸架在極限扭轉下的工況。

2 建立模型

2.1 橡膠襯套模擬方法

為了在減少計算量的同時又能充分反映原模型的實際情況，本文對結構中橡膠襯套及穩定桿等連接單元分別采用單點彈簧和彈簧等進行了模擬。本文采用單點彈簧等效替代橡膠襯套，經多次試驗驗證，單點彈簧可以兼顧橡膠襯套在軸向和徑向上的不同剛度。

使用單點彈簧模擬橡膠襯套時，根據橡膠襯套特點在一側襯套座建立3 個單點彈簧，模擬橡膠襯套的3 個方向的剛度。單點彈簧3 個自由度剛度數值見表1。用同樣的方法在懸架另一側建立對應的單點彈簧。

表1 單點彈簧6 個自由度剛度數值

2.2 建立有限元模型

將扭力梁式后懸架幾何模型導入有限元前處理軟件Hypermesh 中建立有限元模型。該扭力梁式后懸架所用材料為QSTE420TM 冷成型熱軋汽車結構鋼板，具體材料特性參數見表2。

有限元前處理軟件Hypermesh 中建立的扭力梁式后懸架的有限元模型見圖1，模型的單元目標尺寸為5 mm，單元總數為33 602，節點數為34 520，三角形網格個數為928，其余為四邊形網格，其中在焊縫處為了更形象地描述焊點，采用的是六節點的實體網格進行模擬［3］。

在懸架彈簧底座、襯套、制動安裝地板各自的中心處建立獨立節點，并以該節點為中心建立RBE2 剛性單元，在懸架彈簧底座處建立3 個彈簧單元。根據實際使用工況要求，設定彈簧長度為206 mm，剛度為27.3 N/mm。

表2 扭力梁式后懸架材料特性

圖1 扭力梁式后懸架的有限元模型

3 強度分析

3.1 邊界條件

本文中使用單點彈簧模擬橡膠襯套，4 種工況在兩端襯套處均約束相應自由度［4］。其他邊界條件如下：

1）左轉向工況。約束：約束兩端彈簧頂端所有自由度。載荷：在制動安裝底板板中心施加轉矩M內、M外，轉向力F內、F外以及支撐力F內、F外。

2）沖擊工況。載荷：在沖擊工況時，由于沖擊加速度較大，此時后懸架的彈簧已經被壓縮到極限位置，阻尼器將起作用，因此通過強制位移將后輪中心上擺至極限位置作為位移約束，我們在后懸架彈簧安裝位置分別施加大小為5 201 N 的力,并在制動安裝底板中心施加沖擊力F。

3）制動工況。約束：兩端彈簧頂端所有自由度。載荷：在兩端安裝底板中心分別施加X 方向的制動力、制動力矩和Z 方向的支撐力。

4）極限扭轉工況。約束：約束兩端彈簧頂端所有自由度。載荷：根據極限扭轉工況分析，在懸架兩端制動安裝底板中心Z 方向分別施加70 mm 和-70 mm 的強制位移。

3.2 仿真及結果分析

根據應力云圖顯示得知：制動工況最大應力出現在彈簧底座，應力值為204 MPa，沖擊工況最大應力出現在彈簧底座與后懸架橫梁連接處，應力值為289 MPa（見表3），彈簧安裝支座材料為SAPH440，屈服強度為305 MPa；兩種工況應力低于材料的屈服強度，在后懸架實際工況中不會發生破壞。

在左轉向工況中（見圖2），后懸架橫梁內加強板處以及后懸架梁端應力值較大，最大應力值483 MPa。極限扭轉工況中（見圖2），最大應力出現在梁端，不符合實際使用情況，最大應力值為515 MPa，該橫梁采用材料為QSTE420TM 冷成型熱軋汽車結構鋼板，材料屈服極限為420 MPa，左轉向和極限扭轉工況最大應力值均大于材料的屈服極限420 MPa，扭力梁式后懸架會因應力較大而導致斷裂［6］。需要改進后懸架結構，減少應力值，增加后懸架強度。

圖2 結構優化前應力云圖

4 結構優化

后懸架原結構在轉向和極限扭轉工況中，內加強板附近應力較大，在改進結構時，首先考慮對內加強板進行結構優化。本方案采用原懸架結構，將內加強板加一U型槽，重新劃分網格進行計算，其他結構不變，見圖3 結構優化前、后模型對比。

計算后，到hyperview 中查看應力和應力云圖（見圖4）。

根據應力云圖知，制動工況最大應力值為203 MPa（見表3），沖擊工況最大應力值為280 MPa，兩種工況在結構優化后最大應力值稍有降低，最大應力出現位置沒有發生變化，后懸架不會發生破壞。結構優化后，后懸架在轉向工況下（見圖4），應力最大值位于梁端及橫梁處，最大應力值為385 MPa。極限扭轉工況下最大值出現在懸架橫梁上，最大應力值為381MPa，且應力分布均勻。

兩種工況應力值均低于后懸架橫梁材料屈服極限420 MPa，并且兩種工況下的應力符合后懸架在實際使用中應力分布情況，同時制動和沖擊工況的應力稍有下降。結構優化后的扭力梁式后懸架應力值降低，滿足強度和使用要求。

圖3 結構優化前、后的模型對比

圖4 結構優化后應力云圖

表3 結構優化前、后各工況應力比較 MPa

本優化方案是在不改變其他的情況下，在內加強板上開一U 型槽，達到降低最大應力值、提高結構強度的目的，符合本文研究的目的。

5 結論

本文在hypermesh 中建立扭力梁式后懸架的有限元模型，并進行強度分析和優化改進，具體結論如下：1）原設計在制動和沖擊工況下，懸架不會發生破壞，而在轉向和極限扭轉工況下，后懸架應力分布在內加強板、與內加強板連接的橫梁處出現應力較大，存在強度問題；2）本文提出了相應的結構優化方案，計算結果表明其降低了最大應力值，消除了懸架斷裂的隱患。

通過各工況的強度分析表明，本優化方案具有實際的應用價值，對以后扭力梁式后懸架的優化設計有一定的參考意義及借鑒作用。

［1］王錫兵，常嘉茂.汽車扭矩梁式懸架設計與仿真計算［J］.農業裝備與車輛工程，2008（7）：29－31.

［2］潘平，王國權，林梅友，等.半掛牽引車車架的強度特性分析［J］.北京信息科技大學學報，2010，25（2）：52-57.

［3］于開平，周傳月.Hypermesh 從入門到精通［M］.北京：科學出版社，2005.

［4］哈爾濱工業大學理論力學研究室.理論力學［M］.5 版.北京：高等教育出版社，1997.

［5］余振龍，易龍錫.轎車懸架橡膠襯套結構特點分析［J］.汽車技術，2009（8）：34-38.

［6］虞健，左曙光，陳棟華，等.扭轉梁式半獨立懸架建模與動態特性分析［J］.系統仿真學報，2006（8）：2300－2303.