某型車輛橫向穩定桿的結構仿真及優化

潘海杰

（中國鐵建重工集團股份有限公司，湖南 長沙 410000）

車輛橫向穩定桿對改善車輛的行駛平順性具有重要意義。它本質上是一種扭桿彈簧，是一種連接車架和懸架以及輪胎的特殊彈性元件[1]。現代車輛懸架的垂直剛度一般較低，從而導致車輛具有較小的側傾剛度，橫向穩定桿能夠顯著增加懸架的側傾角剛度。除此之外，它還可以合理分配前、后懸架的側傾角剛度的比值關系，使車輛具有合理的轉向特性。橫向穩定桿是典型的受交變疲勞載荷作用的車輛部件，疲勞破壞往往發生于較大應力部位[2]，獲取橫向穩定桿的應力分布與危險位置能對其結構的合理性進行評估，對其結構進行優化設計以減小應力對提高穩定桿的使用壽命具有重要意義。

本研究以某款車輛橫向穩定桿為研究對象，建立1/2有限元模型并進行扭轉剛度分析，得到原結構的應力分布和危險位置；以減小危險位置應力、提高其使用壽命為目標提出優化設計方案，并進行有限元分析，選取最優的設計方案。此研究方法能夠快速準確地確定橫向穩定桿的危險位置，通過優化設計顯著降低了橫向穩定桿的應力。本文能夠為車輛橫向穩定桿的設計方案評估、優化橫向穩定桿的結構提供指導。

1 橫向穩定桿有限元模型的建立

本款車車橫向穩定桿位于汽車前懸架，屬于圓截面、對稱的結構，其簡化布置方式如圖1所示，其中穩定桿兩端與懸掛搖臂固定相連，穩定桿中部的兩個固定點在橡膠套內自由轉動。穩定桿工作時桿系兩端發生相反方向的垂直位移而產生扭轉，由于其結構上的對稱性，其對稱中心是固定不動的。因此，為了減小計算量，建立穩定桿的1/2有限元模型進行有限元分析。

圖1 橫向穩定桿布置方式

采用四面體solid10 node 187單元對其進行網格劃分，設定單元尺寸為4 mm[3]。在襯套耦合處與穩定桿端部建立主節點，采用3Dmass 21單元賦予屬性，以模擬鉸接與施加載荷，劃分網格后得到其有限元模型如圖2所示。橫向穩定桿的材料參數：彈性模量為206 GPa，泊松比為0.29，密度為7850 kg/m3，抗拉結構強度為1225 MPa，條件屈服結構強度為1080 MPa。

圖2 橫向穩定桿有限元模型

2 原結構扭轉分析

2.1 扭轉剛度

橫向穩定桿工作時，其端部會受到垂直載荷F的作用，如圖3所示。在端部載荷F的作用下，橫向穩定桿會發生端部的垂直位移y，從而產生扭轉運動，產生一個扭轉角度θ。抵抗這種扭轉的能力即為扭轉剛度K，具有如下形式：

圖3 橫向穩定桿扭轉示意圖

式中，T為引起扭轉的扭矩；L為穩定桿的懸臂長度。

2.2 穩定桿扭轉剛度分析

首先對車輛橫向穩定桿的1/2有限元模型進行載荷加載和約束處理。將穩定桿對稱中心位置進行全約束處理，以模擬在實際工作中穩定桿兩端繞對稱中心進行扭轉、而對稱中心固定不動的工況[4]。其次在穩定桿端部施加沿豎直方向（以下簡稱為Z向）的外部載荷，載荷幅值分別取500 N和1000 N。

對添加約束以及施加載荷后的有限元模型進行扭轉剛度分析，分別得到橫向穩定桿在500 N和1000 N的外部載荷作用下的扭轉剛度，結果如表1所示。對不同載荷下橫向穩定桿的扭轉剛度進行平均處理以減小誤差，最終得到的結果為4253266.527 N.mm/rad，即穩定桿所受載荷力與端部位移之間的關系符合線性關系，該桿系在安全系數為1時，扭轉剛度目標值為4253 N.m/rad。

表1 不同載荷作用下橫向穩定桿扭轉剛度

對穩定桿端部進行Z向的位移作用加載，以模擬車輪跳動引起的穩定桿端部運動。位移加載幅值為61 mm，進行穩定桿在位移作用下的應力分析。

有限元分析結果表明穩定桿彎曲處的應力最大，為504.4 MPa，如圖4所示。這與實驗測試時橫向穩定桿的失效大多出現在彎曲處的情況相符，因此可確定本橫向穩定桿的危險位置位于彎曲處。由于本設計結構并不符合實驗的技術要求，因此需要對該橫向穩定桿進行結構優化。

圖4 橫向穩定桿危險位置

3 橫向穩定桿結構優化

3.1 結構優化方案

剛度參數對于橫向穩定桿的工作性能至關重要，結構優化應保證不顯著降低橫向穩定桿的剛度。同時，部件質量對于車輛的經濟性、減排等方面的影響也不能忽視，車輛輕量化也成為了一種趨勢，因此結構優化還應保證橫向穩定桿的質量不顯著增加[5-6]。因此，對橫向穩定桿采取“局部加強，余部減重”的思想，減小橫向穩定桿的整體直徑尺寸（原結構為27 mm），同時對彎曲處進行局部加粗。這樣既保證了穩定桿剛度的不變性，又不會顯著增加橫向穩定桿的整體質量；該穩定桿主要通過擠壓模具，機加等工藝，對下料二次處理改變局部位置直徑，以實現穩定桿的局部性能增強。穩定桿直線段等效長度為267 mm，為保證工藝生產及良好的受力性能，一般折彎半徑D=(2.5～3)d，其中d為穩定桿直徑。經過本文的分析后，未來將進行樣件的試制，預制定的工藝流程如圖5所示。

圖5 變徑穩定桿工藝流程圖

橫向穩定桿原結構的桿徑為27 mm，根據上述分析，將穩定桿整體桿徑尺寸減小為26 mm和26.5 mm。為保證橫向穩定桿的剛度，對彎曲處進行局部加粗，局部加粗區域如圖6所示。

圖6 彎曲處加粗示意圖

此穩定桿的尺寸公差要求為0.1 mm，故每種優化方案直徑間的差值應大于此值。在理論分析中，可以更加細化桿徑的差值，而在討論選取優化方案時，再考慮實際加工工藝。經過上述處理，共提出8種優化方案，如表2所示。

表2 優化方案

為保證優化后的穩定桿剛度不變，需要保證穩定桿在相應工況分析下的端點位移不變，故還需對所提出的優化方案進行評估（桿徑理論方案的選取主要探究穩定桿的趨勢性變化，其實際加工精度應據加工工藝具體考慮）。穩定桿在初始結構下的扭轉剛度值如表1所示，則會在接下來的分析中提供對比參考。

3.2 優化方案評估

按照表2中提出的優化方案，對車輛橫向穩定桿的有限元模型進行修改，并進行約束處理。對橫向穩定桿末端進行外力加載，幅值分別為 500 N和1000 N，進行橫向穩定桿的扭轉分析，得到其端點位移如表3所示。與表1中原結構的端點位移進行對比，選取位移差值較小的方案，這時，優化結構的扭轉剛度也與原結構相近。

表3 端點位移

將分析結果與表1中原有結構的端點位移進行對比，可知方案3與方案6的端點位移與原結構較為相近，也就是橫向穩定桿的結構剛度變化不大。因此，將優化設計方案3和方案6列為備選方案。

橫向穩定桿的結構除了需要保證剛度性能，還應盡量減小橫向穩定桿的最大應力值[7]。故還需對方案3和方案6的應力情況進行評估。對橫向穩定桿的端部進行61 mm的Z向位移載荷作用，觀察轉彎處的局部應力，應力云圖如圖7所示。

圖7 彎曲應力云圖

分析結果表明，采用方案3會使橫向穩定桿在Z向61 mm位移載荷作用下，彎曲處的應力減小為339.2 MPa，桿徑變化過渡處的應力變430.2 MPa。采用方案6時，這兩項數值則分別為407.6 MPa和439.4 MPa。相比其原有結構，方案3和方案6彎曲處的應力值顯著降低，這有利于提高橫向穩定桿的使用壽命。進一步地，方案3的應力值低于方案6，從應力方面來看，方案3是優于方案6的。

除此之外，還應考慮結構對于橫向穩定桿質量的影響[8]，表4列出了各結構下性能參數的對比。

表4 各結構性能參數對比

由以上對比可知，結構經過優化后，轉彎處的最大應力有所下降，而穩定桿的重量比原結構略有增加。方案6比方案3的應力更小，而質量略大。本橫向穩定桿更關注結構應力值，而對其質量的要求并不十分嚴格。故從理論上分析，方案6是更為合理的結構優化方案。同時，方案6從加工工藝角度也是合理的。因此，選定方案6為最終的優化設計方案。

4 結論

建立車輛橫向穩定桿的1/2有限元模型，并通過扭轉分析得到了原結構的位移、剛度和應力分布，得到了危險位置與最大應力，并作為優化結構的評價參考。考慮同時保證穩定桿的高剛度、低應力和小質量，基于“局部加強，余部減重”的方法，提出優化設計方案。采用有限元分析從扭轉剛度、載荷作用下的位移以及應力等方面對設計方案進行評估，選取出結果較優的方案。

局部加強的穩定桿在不改變穩定桿原有布置空間的情況下，加強薄弱位置，從而增強穩定桿的整體性能，為整車輕量化以及狹小空間布置方案提供了新的思路，使企業在降低成本及新模具的投入的同時提高同類產品的競爭能力，對汽車設計具有重要意義。