電動汽車扭轉梁后懸架總成設計與有限元分析

倪紹勇 王金橋 汪躍中 王新樹

摘 要：根據電動汽車結構特點，對電動汽車扭轉梁后懸架進行總成設計，并基于CATIA、 HyperWorks軟件建立扭轉梁后懸架的幾何模型和有限元模型，分析懸架在三種典型極限工況下的結構強度分布規律以及動態特性，結合疲勞試驗驗證結果與扭轉梁后懸架總成設計要求，對該設計提出改進方向，為電動汽車后懸架的開發提供參考。

關鍵詞：電動汽車；扭轉梁后懸架；總成設計；結構強度；動態特性。

前言

懸架的結構強度和動態特性是懸架設計的重要內容，也是懸架總成設計的評價指標。電動汽車由于自身的結構特點和載荷異于傳統汽車，因此對于全新設計的扭轉梁后懸架來說，進行相關的有限元分析是尤為必要的。本文根據整車廠提供的系統模型參數，分別建立其幾何模型和有限元分析模型，并在此基礎上對扭轉梁后懸架進行三大極限工況（最大減速度倒車制動工況、最大側向加速度轉向工況、雙側車輪上凸包工況）的靜態分析和動態分析。其結果為扭轉梁懸架總成設計提供技術參考。

1懸架總成設計與幾何模型

1.1總成設計

（1）螺旋彈簧的設計

螺旋彈簧的設計主要考慮的參數有螺旋彈簧的剛度，彈簧鋼絲的直徑、彈簧外徑，以及彈簧的有效工作圈數等，本次設計中取彈簧的有效工作圈數i=4，彈簧鋼絲直徑d= 16mm，彈簧外徑D=116mm，根據彈簧剛度計算公式 得到彈簧剛度CS=159.7N/m。

（2）減震器設計

減震器采用雙筒式液力減振器，取相對阻尼系數為φ=0.3。貯油缸直徑Dc = 40mm ，壁厚取2mm

（3）縱臂設計

扭轉梁后懸架的縱臂采用變截面的鋼板材料設計成U字型，開口向下，因沖壓時考慮板材回彈，必須過量沖壓，為不影響拔模，開口角度應大于2o。壁厚為2.5mm

（4）橫梁設計

橫梁采用等圓截面設計，便于材料的彎曲成型。橫梁具有較大的強度要求，設計時將其厚度定為3.5mm。

（5）橫梁支撐設計

支架部分采用沖壓成型的鋼板材料，為了實現在一定程度上可讓左右車輪在小范圍的空間內自由跳動，縱臂與橫梁之間采用硬質軸套管與螺栓銷連接，保證其具有一定的轉動性能。其局部圖如圖1所示：

1.2幾何模型的建立

根據懸架的尺寸和硬點參數，在CATIA V5R21軟件中建立扭轉梁后懸架三維實體模型，如圖2所示。

2扭轉梁后懸架總成有限元建模

2.1坐標系的定義

將扭轉梁后懸架幾何模型導入到HyperWorks軟件前處理模塊，對其進行坐標系定義：采用車輛坐標系，當懸架處于水平狀態下，x軸平行水平地面指向懸架前方，z軸垂直地面指向上方，y軸平行于地面指向駕駛員左側。

2.2前處理

（1）考慮計算精度和效率的平衡性，對懸架模型進行適當的簡化。仿真工況懸架處于準靜態，故將懸架阻尼與彈簧支撐處以約束替代。再對簡化后的模型部件抽取中面，劃分網格。

（2）對懸架各組成部件采用單元尺寸為5mm的二維殼單元網格進行網格劃分。結果得到整個模型的網格數為24294個，其中QUAD4 單元23635個，TRIA3單元659個，節點數為25021個。

（3）縱臂支撐點橡膠襯套以剛性連接單元rigids模擬，部件間的激光焊縫采用反映主從關系的剛性單元（RBE2）模擬，同時通過細化焊縫區域網格來提高分析精度。

（4）襯套與襯套內圈、彈簧與彈簧座和輪心硬點與輪轂支撐單元之間建立剛性連接。

（5）連接左右縱臂的橫梁在支撐連接處設為可轉動式，用轉動副（revolute）模擬。在一定程度上可讓左右車輪在小范圍的空間內自由跳動而不干擾到另一側車輪。

（6）約束縱臂襯套與車身連接處的X、Y、Z方向的平動自由度，另外在連接減震器、 螺旋彈簧的安裝支架處，約束其Z方向的平動自由度，在橫向推力桿與支架連接處約束Y方向平動自由度。

（7）為扭轉梁后懸架組件附材料屬性，如表1所示：

2.3載荷工況與所受輪胎力分析

汽車實際行駛工況復雜，行駛條件千變萬化，分析扭轉梁后懸架總成的強度和剛度，必須考慮其在惡劣工況下的受力和變形情況。參照相關國內外技術標準和實驗標準，確定對3種典型極限工況進行懸架的結構強度分析。并相應給出了各工況下輪胎接地點所受到力的計算公式。

（1）最大減速度制動倒車工況：該工況下，主要是后懸架受到沖擊載荷的作用，車輪抱死且受到極大的縱向力。此時后輪輪胎接地點載荷的計算公式為：

左、右后輪接地點縱向力：

Flrx=Frrx=（K1·G·（1-β））/2 （1）

式中G—滿載整車重量，單位：N；

Flrx 、Frrx—左、右后輪接地點縱向力，單位：N；

β—制動力分配系數（前輪）；

K1—動載系數；

左、右后輪接地點垂向力：

Flrz=Frrz=（Gr+（K1·G·hg）/（wb））/2 （2）

式中Gr—滿載后軸荷，單位：N；

hg—質心高度，單位：mm；

wb—軸距，單位：mm；

（2）最大側向加速度轉向工況：該工況下，主要是汽車側傾最嚴重，外側車輪受到極大的側向力和垂向力。此次分析右轉向情況下后輪輪胎接地點所受載荷的計算公式：

左、右后輪接地點垂向力：

Frrz=Gr/2-（K2·G·hg）/（（b/a·tf+tr）

Flrz=Gr/2+（K2·G·hg）/（（b/a·tf+tr） （3）

式中a（b）—質心至前（后）軸距離，單位：mm；

tr（f）—前（后）輪距，單位：mm；

K2—動載系數；

左、右后輪接地點側向力：

Flry=-K2·[Gr/2+（K2·G/h·g）/（b/a·tf+tr）] Frry=-K2·[Gr/2-K2·G·hg/（b/a·tf+tr）]（4）

（3）雙側車輪上凸包工況：該工況下，懸架主要受到縱向和垂向沖擊載荷的作用，車輪受到的縱向力達到最大。此時后輪輪胎接地點載荷的計算公式為：

左、右后輪接地點縱向力：

Flrx=Frrx=-K3·Gr/2 （5）

左、右后輪接地點垂向力：

Flrz=Frrz=K3·Gr/2 （6）

式中K3—動載系數；

2.4各工況輪胎接地力

結合整車相關參數，根據上述計算公式得到各工況下輪胎接地力（單位：N），結果見表2所示，各工況的動載系數參照文獻[8]進行選取。

2.5有限元分析模型

根據以上分析結果，建立扭轉梁后懸架的有限元分析模型，如圖3所示

3懸架有限元分析及優化設計

3.1靜態分析

將基于hypermesh前處理器所建立的懸架有限元模型提交optistruct求解器求解，得到三種極限工況下的靜力分析結果。將結果載入后處理模塊hyperview中，得到懸架在各個工況下的節點應力云圖，分別如圖4、圖5、圖6所示：

3.2懸架總成的強度校核

汽車行駛過程中，路面的隨機激勵會產生隨機動載荷，對扭轉梁后懸的疲勞壽命會產生很大影響[9]，由于在上述部分已考慮各工況下的動載（附加動載系數值），故此處不再重復引入安全系數來考慮附加動載荷的作用[10]。通過計算應力與材料屈服極限的比較來反映材料的利用率和安全性。

（1）圖4顯示，懸架在最大減速度制動倒車工況下所受到最大的節點應力值為194MPa，應力集中主要體現在彈簧隔振墊與橫梁之間的剛性連接處，除去約束處的應力集中點，最大應力出現在橫梁與支架以及彈簧隔震墊的焊接處，其值在86MPa～107MPa之間，其余部分應力水平較低。根據強度理論，其最大應力值小于材料的屈服極限值355MPa，滿足強度要求。

（2）由圖5顯示的結果可知，懸架在以最大側向加速度右轉時，由于車身的側傾作用，左側懸架所受到的節點應力值要遠大于右側。其中最大的應力值為254MPa，出現在左側橫梁支架與軸承銷的剛性連接處單元。焊接處的應力值也相對較大，最大達到197MPa。但與材料屈服極限相比較可知，整個懸架仍處于安全狀態。

（3）由圖6顯示，懸架在雙側車輪上凸包時，所受到了最大節點應力值為313MPa，主要原因是由于車輪在上凸包時，瞬間會產生很大的動載荷，應力集中主要體現在縱臂與支撐軸管套的焊接處。其余部件應力水平較為均勻，整個懸架處于安全狀態。

（4）上述各工況下扭轉梁懸架總成的結構強度分布顯示焊縫處的應力水平普遍較高，長時間使用容易產生疲勞損壞。

3.3懸架模態分析

對懸架進行模態分析是為了得到懸架系統模態頻率等相關動態參數。同時可根據各階頻率和振型反映懸架系統的垂向和側向動力學特性，為分析車輛操縱穩定性提供了手段。此次模態分析采用自由模態形式，分析得到懸架系統振動的固有頻率和主要的振型。在此給出懸架系統前四階振動頻率以及振型圖，分別如表3，圖7（a、b、c、d）所示。

通過計算懸架結構在易受影響的頻率范圍內各階主要模態的特性，為預言懸架結構在此頻段內各種振源作用下的實際振動響應和后續的道路激勵下的動態響應分析提供了指導。

3.4疲勞驗證

根據疲勞壽命試驗規范，在后扭轉梁總成上裝有橡膠襯套，通過橡膠襯套安裝在試驗臺上，在螺旋彈簧托盤上模擬裝車狀態裝有螺旋彈簧，在左右后輪轂支架上施加交變載荷，使輪轂支架端上下運動，位移量上下均為40mm（即±40mm），縱臂相位相反。經過30萬次循壞后觀察扭轉梁總成結構的疲勞情況。結果證明了疲勞破壞發生在扭轉梁支架焊縫附近區域，驗證了上述靜力分析結果中焊縫附近區域處應力較大而容易引起疲勞破壞的結果。圖8為試驗臺架與扭轉梁局部疲勞裂縫圖。

3.5優化設計

通過以上對扭轉梁后懸架的有限元分析，結合扭轉梁后懸架總成設計要求，對該設計提出幾點改進方向。

（1）從總成結構應力分布情況上可以看出，扭轉梁后懸架總成各點處應力都小于材料的許用應力，滿足強度設計要求，但焊縫處應力普遍較大，實際統計數據也顯示焊縫疲勞開裂是扭轉梁后懸架失效的最常見的一種形式[12]。一般主要有三種方法改進焊縫：（a）優化結構，改變焊縫的受力形式和量級； （ b） 增加焊縫周圍基材的厚度來降低焊縫應力。（c）增加焊縫長度。

（2）對于橫梁與縱臂之間的支撐，靠硬質軸管套與螺栓銷之間能夠相對轉動實現車輪在小范圍自由跳動而不干涉另一側車輪是本設計的創新之處，同時根據有限元分析也可以看出，軸管套承受較大的應力水平，應當適當增加其厚度來改善其強度。另外橫梁等圓截面支架連接是線接觸，不利于加大焊縫長度，對零件的成型要求較高。

（3）此次對懸架的動態研究只研究了其模態。分析結果顯示懸架具有較高的一階模態頻率。滿足相關NVH的要求。同時也可以看出，對懸架進行其他方面的動態分析（頻響分析，平順性分析等）還存在著很大的潛力。

4總結

建立了電動汽車扭轉梁半獨立后懸架總成的幾何模型和有限元模型，進行了三種典型極限工況下懸架系統的靜態和動態特性分析，得到了懸架總成的結構強度、模態頻率等特性參數，為進一步優化后懸架總成結構和深入了解扭轉梁后懸架動力學特性提供了重要的參數依據。

參考文獻：

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Computers and Structures， 1996， 58（5）：1015-1023

作者簡介：

倪紹勇，性別：男，身份證號為420300197204062550，奇瑞新能源汽車技術有限公司，副總經理兼研究院院長，職稱：汽車高級工程師。