懸架強度分析方法

張振力 王連順 李兆國

（長城汽車股份有限公司技術中心；河北省汽車工程技術研究中心）

在汽車產品的研制過程中，需要對零部件進行大量的強度與耐久性試驗，包括臺架試驗和整車道路試驗，這些試驗不僅試驗費用高、周期長，而且問題大多是出現在產品具備樣件之后，對設計更改帶來一定的難度。通過有限元分析，可以在產品設計初期或產品實現前對結構強度進行粗略評價，找到結構的薄弱環節，提出合理的改進方案。

1 懸架強度分析原因

強度分析的內容是反映結構抵抗破壞能力的一種標志，進行懸架強度分析是因為所有來自路面的載荷都要由懸架作用至車架或車身。懸架是汽車重要的承載部件，其結構強度是設計過程中需關注的重要內容之一[1]。懸架必須要滿足一定的強度要求。

2 懸架強度分析常用方法

懸架強度分析常用的2種方法為：零部件級分析方法和系統級分析方法。

2.1 零部件級分析方法

采用多體動力學方法得到懸架硬點載荷，對單一結構進行分析的方法稱為零部件級分析。零部件級分析方法原理簡單，而且容易將分析過程流程化、規范化，從而保證分析結果的準確性和一致性。一般來說，在整車開發的初期，最初確定的是一些重要硬點（部件與部件之間的連接點）的位置及相關參數，然后由設計人員根據這些信息對相關零部件進行初步概念設計，在此階段需要對單個零部件的結構強度及耐久性進行分析，并針對存在的問題提出改進意見，指導結構設計，使之逐步趨于合理。

2.1.1 零部件分析的優點

從分析規模上來看，單個零部件分析的計算時間短，占用空間小，對計算機的性能要求不高，比較適合于設計初期結構改進中的多次反復分析驗證。

2.1.2 零部件分析的缺點

首先，對于大多數底盤零部件的分析來說，需要相關的受力分析提供載荷輸入，可以通過多體動力學分析計算輸出得到相關硬點的載荷。其次，在單個零部件的分析中，邊界條件是一個很難處理的問題。邊界條件的正確與否，直接影響到分析結果的可信度。因此，零部件級方法要求分析人員對分析對象的各種特征、連接關系以及作用等有深刻的認識。最后，當結構應力超過材料的屈服極限時，該方法不能給出正確的分析結果。這是因為多體動力學不能考慮結構本身的塑性變形，多體動力學即使引入柔性體[2]，也僅限于線彈性變形范圍，因此，當結構出現塑性變形時，應用多體動力學方法無法得到正確的載荷數據，更無法保證應力結果的正確性。

2.1.3 零部件強度分析思路

獲取整車相關參數→建立前/后懸架（或整車）的多體模型→動力學分析提取硬點載荷→代入有限元模型中分析求解。

2.2 系統級分析方法

以整個懸架為基礎，同時考慮襯套、限位塊剛度以及零部件間相互運動的影響的分析方法稱為系統級分析方法。系統級分析方法由于能夠考慮幾乎所有的懸架本身特性，如非線性連接關系、運動關系等特性[3]，因而可以得到更為準確的分析結果。單個零部件的分析只能考察零部件的品質，很多零部件連接在一起，構成一個系統后，還要對整個系統的結構可靠性進行分析，即系統總成分析。一般來說，系統總成的分析是在系統各個零部件的幾何模型確定后進行的。

2.2.1 系統總成分析的優點

在系統總成的分析中，各個零部件都是以柔性體的形式存在，可以考慮各個零部件的變形對其他相鄰部件的影響，同時部件與部件連接處的模擬更接近真實情況，因此與單個零部件分析相比，總成分析的結果精度更高，指導意義更大。另外，從邊界和載荷條件來看，系統總成的約束條件比較簡單，工況載荷比較容易計算。在懸架總成分析中，只需要對懸架與車身的連接點進行約束就可以了，載荷主要作用在車輪中心，根據整車的相關參數可以很容易求得。

2.2.2 系統總成分析的缺點

在系統總成分析中，需要提供比較準確的彈性元件參數，比如橡膠襯套和彈簧，這些參數的準確與否直接影響著載荷在各個連接點的分配，進而影響各零部件的應力分布。另外，就系統總成的分析模型而言，其規模一般都很大，計算時間長，對計算機的性能要求高。

2.2.3 系統總成分析思路

收集系統的模型參數（包括整車相關參數、各零部件的幾何模型和連接單元的剛度參數等）→建立各零部件的有限元模型→系統總成建模→（主要是建立各零部件之間的連接關系）和邊界載荷條件的建立→分析求解。

3 零部件級分析方法與系統級分析方法對比

3.1 零部件分析方法應用

以某車型控制臂為例，分別應用零部件和總成分析方法進行了5種工況的計算，全部統計結果，如表1所示，最大百分比誤差小于7%。本例中控制臂的屈服極限大于400 MPa。計算結果對比，如表1所示。

表1 控制臂強度計算結果對比

根據控制臂強度計算結果，結合零部件級分析應力云圖和系統級分析應力云圖，如圖1和圖2所示可得出：在零部件的屈服極限內，零部件級分析與系統級分析結果相差較小。但零部件級分析的特點是零部件計算時間短、占用空間小、對計算機要求不高，所以在前期建議使用零部件級分析方法對單零部件進行分析，有效縮短分析時間。

3.2 系統級分析方法應用

麥弗遜懸架中的下擺臂是懸架系統中導向與傳力的主要部件之一，它一端通過橡膠襯套與副車架相連，另一端通過球鉸與轉向節相連，工作中受力的邊界條件比較復雜。因此，可以建立剛柔耦合的多體動力學模型，如圖3所示。根據不同工況，為計算分析提供準確的邊界條件。多體系統采用MSC ADAMS2005r2作為建模工具，在view環境下建立包含擺臂、轉向節、橫拉桿、滑柱等元件的前懸架動力學模型[4]。模型以多剛體模型為基礎，而后輸入擺臂各方案的有限元模型，替換剛性擺臂，采用剛柔耦合分析方法來計算擺臂所受載荷。為使對比更加明確，體現出系統分析方法的準確性，原方案擺臂球銷座和擺臂連接軸分別采用了六面體單元，擺臂上下本體采用殼單元，并按要求進行焊接連接，如圖4所示。方案1采用與原方案相同的材料，為簡化采用二階次四面體單元，如圖5所示。方案2更換材料及工藝，采用45#鋼鍛造，如圖6所示。

根據以上零部件材料及工藝定義，采用剛柔耦合分析方法來計算擺臂所受靜態載荷[5-6]，設定工況如下：

工況1：靜態工況垂向3 g加速度（輪胎接地點加載）；

工況2：縱向工況1.5 g加速度（輪心加載）；

工況3：橫向工況1 g加速度（輪心加載）。

原方案與新方案1采用同樣的材料，屈服極限260 MPa，新方案2采用45號#，屈服極限330 MPa。設定工況后得到擺臂球銷鉸接點載荷,如表2所示。

表2 擺臂球銷鉸接點載荷數據 N

將得到的載荷輸入到MSC·NASTRAN中，計算擺臂在各工況下的應力分布，此分析視實際主要考察了1.5 g加速度工況下的擺臂應力水平，3種方案通過NASTRAN計算得到應力云圖，如圖7～圖9所示。

根據求得的載荷，利用有限元軟件NASTRAN計算得到的應力云圖可以看出，原方案在破壞處的應力為250 MPa，接近材料的屈服極限，如圖7所示；方案1較原方案在實際破壞處的應力降低到136 MPa，在現危險處降低到206 MPa，如圖8所示；方案2較原方案在實際破壞處的應力降低到103 MPa，現危險處的應力為237 MPa，小于該材料的屈服強度，如圖9所示。通過對3種方案分析對比，體現出系統分析方法的精確性，利用系統分析方法為零部件選材及結構設計提供依據。

3.3 零部件級分析方法與系統級分析方法總結

在概念設計或者產品開發初期，通常缺少準確的載荷譜，大多采用標準工況做應力計算，根據一定的評價標準進行結構耐久性評估，可采用零部件級分析方法。在懸架模型凍結之前，此時結構設計已經完成，需要進行更復雜工況的結構強度驗證，此時一般會涉及到結構應力超過屈服極限的工況，如惡劣工況等，這時由于零部件分析方法本身故有的缺點，該方法已經不能得到滿足要求的應力結果，需要采用總成分析方法。

4 結論

綜上，為了分析效率并兼顧計算精度，按照產品開發周期劃分，建議在概念設計階段（可以獲得相關結構的點云模型）采用零部件級分析方法，此時結構的連接關系和一些橡膠襯套的參數還沒有確定，結構的運動關系還沒有完全確定下來，而在設計后期，此時各參數和機構的運動關系已經確定，采用系統級分析方法得到更為精確的分析結果，以充分發揮有限元分析在產品開發中的作用，更好地滿足項目研發需求。