考慮剛柔耦合特性的SUV控制臂強度分析

趙 燕，趙 攀，阮成明，王小康

1 引言

懸架系統是現代汽車上的重要總成之一，直接影響到汽車操縱穩定性和平順性，控制臂在懸架中起導向和支撐的作用，同時將外界作用在車輪上的激振力傳遞給車身[1]。控制臂的工作條件復雜，其機械性能要求嚴格，因此校核控制臂的強度，研究其可能出現的問題，對于整車的設計與開發具有非常重要的理論意義與實踐價值。

對控制臂進行強度分析的難點在于載荷和邊界條件的施加[2]。在載荷計算方面迄今沒有基本的計算準則，汽車制造企業仍按照自身經驗設計，遵循企業標準選取了4種典型極限工況并計算了對應的輪胎接地力，利用剛柔耦合動力學模型準確求解了控制臂輸入載荷；在邊界條件施加方面，汽車行駛過程中控制臂處于動平衡狀態，在模型上施加正確合理的邊界較為困難，建立真正的自平衡力系難以實現，故應用慣性釋放法進行了控制臂的強度分析，使分析結果與實際更加符合[3-4]。

2 控制臂有限元模型的建立

圖1 控制臂結構Fig.1 Structure of the Control Arm

表1 材料力學參數Tab.1 Mechanical Parameters

按照企業提供的控制臂CATIA數模，如圖1所示。該控制臂為雙層沖壓件，上下兩薄壁板焊接相連，球鉸座連接板與兩薄壁板通過螺栓連接，前后襯套管與加強套管均焊接于薄壁板上。控制臂所使用的材料為寶鋼生產的SAPH440和35#，其材料力學參數，如表1所示。

運用HyperMesh進行網格劃分時，將上下兩薄壁板抽取中面，采用殼單元對其進行網格劃分；前后襯套管因為是圓筒狀比較規則，采用六面體網格進行劃分，球鉸連接板形狀復雜采用四面體單元劃分。劃分網格完畢后，焊接位置采用Seam方式創建焊縫，螺栓連接處采用Beam梁單元進行處理。實車中控制臂與副車架通過兩個襯套連接，與轉向節采用球鉸連接，在建立有限元模型時，在前后襯套管及球鉸座中心采用Rbe2蜘蛛網狀單元處理，最后建立的控制臂有限元模型，如圖2所示。

圖2 控制臂有限元模型Fig.2 Finite Element Model of the Control Arm

3 麥弗遜剛柔耦合動力學模型的建立

3.1 控制臂柔性體的生成

在多剛體動力學中如果考慮部件變形建立的動力學模型稱為為多柔體系統。由于汽車在行駛過程中控制臂受力情況復雜，在建立動力學模型時應將控制臂視為柔性體處理，即將控制臂的模態信息導入多體動力學模型，建立剛柔耦合模型[5]。

利用Hypermesh中生成的控制臂有限元模型，在MSC.Patran中定義外接點和超單元，導入MSC.Nastran計算得到模態中性文件。由于柔性體導入Adams時，柔性體自由度數目巨大，所以在利用Nastran計算生成模態中性文件時運用模態綜合（CMS）法縮減模型自由度[6]，但同時也會帶來模態計算誤差。在Hypermesh中自由模態分析得到的前12階模態頻率和在Adams中檢查模態中性文件獲取的頻率，如表2所示。

表2 HyperMesh與Adams中頻率對比Tab.2 HyperMesh and Adams Frequency Comparison

由表2可知，在Adams中檢查模態中性文件的頻率與有限元軟件中得到的頻率誤差在5%以內，說明得到的控制臂柔性體文件基本正確。

3.2 建立剛柔耦合麥弗遜前懸架模型

這里涉及的前懸架系統為麥弗遜獨立懸架，主體部分由前支柱總成和控制臂組成，汽車行駛過程中側向力大部分由控制臂承受，而車輪上下跳動時的垂向力則由前支柱承受。SUV車麥弗遜前懸參數，如表3所示。

根據表3中參數，將控制臂柔性體導入Adams/car中后，組成的麥弗遜懸架剛柔耦合動力學模型，如圖3所示。

表3 SUV汽車前懸參數Tab.3 Front Suspension Parameters of the SUV Car

3.3 懸架模型正確性驗證

建立懸架模型后，須對其進行正確性驗證。一般驗證方法是通過分析模型的運動學特性與實車測試數據進行比對，如果如果誤差在一定范圍內說明建立的懸架模型與真實的懸架系統較為接近，即懸架模型是有效的。

車輪同向平行跳動可以模擬汽車在各種工況下懸架的運動狀態[7]。通過車輪同向平行跳動仿真，得到懸架各性能參數隨輪跳的變化情況，這些參數正是評價懸架運動規律有效性的指標。因此在Adams/car中對麥弗遜懸架進行了（-80～80）mm的車輪同向平行跳動仿真，并與企業提供的實車K&C測試數據進行了比對。企業SUV車K&C測試試驗臺，如圖4所示。

圖4 SUV車K&C試驗臺Fig.4 K&C Test Rig of the SUV Car

3.3.1 前束角隨輪跳變化

車輪前束角是車輪前端向內側傾斜的夾角。前束角能夠平衡外傾角帶來的車輪外滾的趨勢，減少輪胎磨損，提高輪胎壽命。車輪前束角隨輪跳變化曲線，如圖5所示。

圖5 前束角隨輪跳變化曲線Fig.5 Toe Angle Changes with the Wheel Travel

從圖5可以看到，當輪跳位移為0時，前束角值也在零附近，這可以保證汽車在較平路面行駛時的直行穩定性。仿真的前束角在車輪上跳過程中向負值方向變化，這保證了汽車轉彎時具有不足轉向的特性，操穩性也會隨之提高，且仿真數據與實測數據變化趨勢趨于一致，滿足要求。

3.3.2 外傾角隨輪跳變化

外傾角是指車輪端面向外傾斜的夾角。在汽車滿載狀態下，汽車前軸受載使外傾角減小至零，減小輪胎磨損，汽車轉彎時，車輪上跳產生負變化的外傾角，使車輪與地面接觸面積盡可能大，使車輛在轉彎時擁有較大的側向力。外傾角隨輪跳變化曲線，如圖6所示。

圖6 外傾角隨輪跳變化曲線Fig.6 Camber Angle Changes with the Wheel Travel

從圖6可以看出，車輛設計狀態下外傾角處于零值附近，使車輪垂直于路面，同時抵消由于路面不平作用在車輪上的微側傾力，使車輪具有直行穩定性。圖中仿真結果與實測數據基本一致，說明外傾角變化滿足要求。

3.3.3 側傾中心高度隨輪跳變化

側傾中心為汽車側傾軸線的離地高度。側傾中心高，側傾角會變小，舒適感會增強。但較高的側傾中心高會增大汽車的輪距，加速輪胎的磨損。側傾中心高度隨輪跳變化，如圖7所示。

圖7 側傾中心高度隨輪跳變化曲線Fig.7 Roll Center Height Changes with the Wheel Travel

從圖7中可以看出，側傾中心高度仿真數據與實測數據變化一致，滿足要求。

3.3.4 輪心處垂向力隨輪跳變化

從圖8可以看出，輪心垂向力在輪跳（-80～70）mm基本近似直線，直線的斜率即代表了懸架整體剛度，在（70～80）mm這段垂向力急劇上升。通過企業所給整車參數可知前懸上行程為72mm，在72mm之后由于上行程限位塊開始發揮作用，使得垂向力變化加劇。圖中仿真數據與實測數據變化一致，滿足要求。

綜上所述，建立的麥弗遜懸架剛柔耦合模型仿真參數與企業提供的實車數據基本一致，說明了建立的模型基本正確，可以用來進行下一步的控制臂載荷提取。

圖8 輪心垂向力隨輪跳變化曲線Fig.8 Wheel Center Vertical Force Changes with the Wheel Travel

4 控制臂強度分析

4.1 靜載荷工況及其說明

根據企業自身設計規范，選取了垂向沖擊、角度沖擊、直線制動、轉彎制動4種典型工況，根據這四種工況可以非常全面的評估懸架性能表現及懸架各零部件機械性能。以整車坐標系為參照，四種典型工況說明如下：

垂向沖擊：3g垂向力；

角度沖擊：0.7g縱向力，0.6g側向力，1.8g垂向力；

直線制動：1g縱向力，1g垂向力；

轉彎制動：0.8g縱向力，1g側向力，1g垂向力。

根據四種典型工況下的X，Y，Z向的加速度及企業提供的整車參數，以整車坐標系為參照，計算得到的左前輪輪胎接地力，如表4所示。

有的甚至原本是一價動詞，在進入雙及物構式后，構式賦予其“接受”的含義，增加接受者和接受物。例（17）是Goldberg提供的一個經典例句：

表4 左前輪輪胎接地力Tab.4 Left Front Tire Contact Force

4.2 慣性釋放法原理

在汽車行駛過程中，控制臂一直處于動平衡狀態，在有限元軟件中對控制臂施加靜載邊界條件十分困難。為了解決這個問題，采用慣性釋放法求解控制臂在載荷下的應力結果。

慣性釋放法就是采用慣性力與外力構成一個平衡力系，消除外在約束力對應力和應變的影響，從而對結構進行精確的有限元分析。根據有限元構造的靜動力平衡方程為：

式中：｛F｝—所有節點外載荷分量；｛δ¨｝—所有節點加速度分量；［M］—質量矩陣。

求解上述方程便得到了節點的加速度量，對結構施加反向的外載荷即可以與慣性力平衡，結構便處于自平衡狀態[9-10]。

4.3 計算結果及分析

在ADAMS中對剛柔耦合懸架模型施加表4中所示的輪胎接地力，提取控制臂前點、后點及外點處的載荷。在HyperMesh中對有限元模型施加相應載荷，應用慣性釋放法進行靜強度分析，得到的控制臂在各典型工況下的應力分布云圖，如圖9所示。

圖9 典型工況下控制臂應力分布云圖Fig.9 Control Arm Stress Contours of the Typical Conditions

從圖9可以看到，該控制臂在4種典型工況下，零件絕大部分位置受力較小，控制臂前襯套座和后襯套座與薄壁板的連接處及其邊緣均受力較大，這是由于縱向制動力所引起的，特別是在直線制動工況況下，這種現象更加明顯。四種工況下，控制臂的中心區域應力較小，基本不承受載荷，而在球鉸座與下板的螺栓連接處均出現了應力集中的現象。這是由于控制臂在水平面彎矩和縱向平面內的扭矩作用下應力分布不均所導致的。

四種典型工況下控制臂的最大應力，如表5所示。

表5 控制臂強度分析結果統計Tab.5 Statistical Analysis of the Control Arm Strength

為了保證零件在實際使用中不發生失效，取安全系數為1.8。控制臂的兩種材料的強度極限分別為440MPa和530MPa，所以：

式中：［σd］—許用應力；σbmin—最小極限強度。從表5可知，控制臂最大應力均小于最大許用應力，故控制臂強度滿足設計要求。

5 結論

建立了以控制臂為柔性體的麥弗遜剛柔耦合模型并對其正確性進行了驗證，針對4種典型工況下的載荷邊界條件，計算了了對應的輪胎接地力，并以此為輸入進行了懸架模型的靜載仿真精確提取了控制臂的載荷輸入。應用慣性釋放法對控制臂進行了強度分析，在保證精度的前提下提高了計算效率，結果表明控制臂強度滿足設計要求。