基于有限元技術的重型汽車懸架力學分析

陳 陽

（1.常州工學院 機電工程學院，常州 213002；2.江蘇省數字化電化學加工重點實驗室，常州 213002）

基于有限元技術的重型汽車懸架力學分析

陳 陽1,2

（1.常州工學院 機電工程學院，常州 213002；2.江蘇省數字化電化學加工重點實驗室，常州 213002）

重型汽車由于載重量大等特點，被廣泛應用于機械行業(yè)中。本文以載重40噸重型汽車懸架為研究對象，利用ANSYS Workbench有限元平臺對懸架承受最大載荷情況時應力應變場量進行了數值分析，得到了MISE和變形分布，同時分析了重型汽車懸架十階固有頻率和振型，可為重型汽車懸架設計提供一定的理論依據和參考。

重型汽車 有限元 懸架

汽車懸架是車架（車身）與車橋（或車輪）之間彈性連接的部件。它的主要作用是緩和、抑制由不平路面引起的振動和沖擊，保證乘員乘坐舒適和所運貨物完好。除傳遞汽車垂直力以外，還傳遞其他各方向的力和力矩，并保證車輪和車身（或車架）之間有確定的運動關系，使汽車具有良好的駕駛性能。重型汽車由于載荷大、路況復雜等，對懸架的強度和剛度要求高，如果設計不當，在實際使用中有可能造成懸架出現(xiàn)斷裂，造成安全事故。楊峰采用有限元分析軟件ANSYS對某型號汽車懸架螺旋彈簧進行了CAE分析。分析結果顯示，汽車懸架螺旋彈簧內側剪切應力均大于外側剪切應力；隨著汽車懸架螺旋彈簧所承受載荷的變化，剪切應力最大值出現(xiàn)的位置會發(fā)生變化，而且在不同載荷作用下，剪切應力最大值均出現(xiàn)在汽車懸架螺旋彈簧底端開始向上0.5圈倍數附近[1]。柴山等人利用ANSYS中板殼單元建立了1個完整的載貨車邊梁式車架有限元模型，通過應用不同的鋼板彈簧懸架模型進行只承受豎直載荷的彎曲工況和既承受豎直載荷又承受縱向載荷的制動工況的有限元分析，對比分析了5種模型的優(yōu)缺點及對4個基本條件的滿足情況[2]。樊衛(wèi)平針對TL3400礦用自卸車平衡懸架在使用中存在的問題，利用有限元軟件Ansys/LS-dyna建立了懸架有限元模型，在不同載荷和不同板簧寬度條件下對平衡懸架進行了有限元分析[3]。鄒玉東等人對懸架各桿件受力情況進行研究，建立懸架的力學模型，并使用解析法對模型進行受力分析，同時在ANSYS軟件中進行有限元強度分析[4]。何小靜等人以某一具體的懸架下控制臂為研究對象，建立懸架控制臂有限元仿真模型。在有限元靜力分析過程中，引入慣性釋放原理，計算不平衡外力作用下結構的運動（加速度），通過慣性力構造一個平衡的力系，從而消除約束點反力對控制臂結構強度計算造成的應力集中影響[5]。從上述文獻可以看出，懸架的力學計算對于其性能具有重要意義。本文以載重40噸重型汽車為研究對象，建立了懸架有限元模型，對懸架在最大載荷下進行力學分析，得到了前、后懸架的應力變化及其變形規(guī)律，同時進行了懸架模態(tài)分析，其結果為懸架設計提供了一定的理論依據。

1 重型汽車懸架受力分析

根據載重40噸重型汽車實際使用工況，其受力簡圖如圖1所示，其中G為滿載時質心所在位置受到的重力（40噸）。

圖1 重型汽車懸架載荷受力

后懸架的作用面為鋼板彈簧底座的接觸面，其作用面大小為S后=166×117=19422mm2。

后懸架作用力為：

前懸架的作用面為卷耳的六個孔的一半內表面，其大小為：

其中：d為卷耳孔的直徑；l為卷耳孔的厚度。后懸架作用力為：

2 重型汽車懸架有限元分析

2.1 ANSYS W orkbench概述

ANSYS Workbench是通過對產品研發(fā)流程中仿真環(huán)境的開發(fā)與實施，搭建一個具有自主知識產權的、集成多學科異構CAE技術的仿真系統(tǒng)。以產品數據管理PDM為核心，組建一個基于網絡的產品研制虛擬仿真團隊，基于產品數字虛擬樣機，實現(xiàn)產品研制的并行仿真和異地仿真。

2.2 重型汽車有限元建模

2.2.1 重型汽車有限元模型

在PRO/E下建立重型汽車懸架幾何模型，導入到ANSYS Workbench有限元平臺，選取三角形單元自由劃分網格，劃分后的網格如圖2所示。

圖2 重型汽車懸架有限元模型

重型汽車懸架材料為60Si2Mn，其彈性模量E為2.06×105MPa，泊松比為0.26，密度ρ為7.85×10-6kg/mm3；懸架中的緩沖塊為黑橡膠材料，彈性模量E為7.84MPa，泊松比為0.47，密度ρ為1.24×10-6kg/mm3；其余零件的材料均為結構鋼，其彈性模量E為2×10MPa，泊松比為0.3，密度ρ為7.85×10-6kg/mm3。

2.2.2 載荷計算

按照重型汽車懸架載荷受力圖可以計算出：Fhou=1.47×105N，F(xiàn)qian=24500N。

2.2.3 邊界處理

根據實際工況，約束重型汽車懸架與車輪連接位置的自由度。

3 重型汽車懸架有限元分析結果

3.1 重型汽車前懸架M ISE分布

圖3為重型汽車前懸架MISE分布情況。由圖3可知，卷耳與彈簧片接觸處為MISE最大，其最大值為104.4MPa，緩沖塊處為最小，其最小值為0.0046Pa。這是由于前懸架是鋼板彈簧底座固定，在卷耳孔處施加載荷，導致卷耳與第一片彈簧片接觸處為應力集中。

圖3 重型汽車前懸架M I SE分布

3.2 重型汽車前懸架變形分布

圖4為重型汽車前懸架變形分布情況。由圖4可知，重型汽車前懸架變形分布不均勻，前懸架在卷耳的外側處的變形量最大，其最大值為0.194mm，在鋼板彈簧底座處的變形量最小，其最小值為0。這是由于鋼板彈簧底座為全約束，載荷主要分布在卷耳支撐位置所致。

圖4 重型汽車前懸架變形分布

3.3 重型汽車后懸架M ISE和變形結果

由于前后懸架的結構形式相同，只是分配載荷不同，根據有限元計算結果可知，后懸架最大MISE187.045MPa，最大變形量為0.46mm。

從重型汽車前后懸架最大的MISE值來看，其值沒有超過材料的屈服極限，因而使用過程中是安全的。

4 重型汽車懸架模態(tài)分析

4.1 重型汽車前二階模態(tài)

重型汽車使用工況條件復雜，在實際中由于負荷量不斷提高，機械振動的動載荷增大，有害的振動會降低重型汽車懸架的工作性能和壽命。如果出現(xiàn)共振，將會導致嚴重的安全事故。因而，研究其固有頻率和振型可以有效防止共振現(xiàn)象發(fā)生，對實際生產具有重要意義。

圖5是重型汽車懸架第一階固有頻率和振型，其固有頻率為62.8755Hz，最大振型為3.635×10-3mm，沿著X0Y平面內y軸微量振動。

圖5 重型汽車懸架第一階頻率與振型

圖6是重型汽車懸架第二階固有頻率和振型，其固有頻率為223.748Hz，最大振型為3.95×10-3mm，沿著X0Z平面內z軸振動。

圖6 重型汽車懸架第二階頻率與振型

4.2 重型汽車十階模態(tài)

從表1可以看出重型汽車懸架隨著階數增大，其振動頻率和振動振幅也隨之增大，振型變化不同。

表1 重型汽車十階模態(tài)

5 結論

（1）考慮到重型汽車懸架結構的安全性，研究其結構性能和模態(tài)具有非常重要的意義；

（2）ANSYS Workbench有限元平臺為分析重型汽車懸架性能提供了有利工具，分析過程貼近實際；

（3）本文分析結果所得到的重型汽車懸架應力場及模態(tài)，可為懸架設計者提供可靠的理論依據；

（4）根據有限元分析結果來看，本文所探討載重40噸重型汽車在最大載荷作用下處于安全范圍。

[1]楊峰.基于ANSYS的汽車懸架螺旋彈簧有限元分析[J].機械，2011，38（7）：23-25.

[2]柴山，郭明，徐上海，等.車輛鋼板彈簧懸架的有限元模型[J].江蘇大學學報：自然科學版，2015，36（1）：16-22.

[3]樊衛(wèi)平.TL3400礦用自卸車平衡懸架有限元分析[J].武漢理工大學學報，2007，29（6）：137-139.

[4]鄒玉東，張鐵柱，趙紅.FSC賽車雙橫臂懸架受力與有限元分析[J].青島大學學報：工程技術版，2013，28（2）：11-14.

[5]何小靜，上官文斌.汽車懸架下控制臂的有限元分析[J].噪聲與振動控制，2012，（3）：125-128.

Mechanical Analysis of Heavy Vehicle Suspension based on Finite Element Technology

CHEN Yang
(1.Department of Mechanics and Electronics, Changzhou Institute of Technology, Changzhou, 213002; 2.Key Laboratory of Jiangsu Province Mold Electrochemical Machining, Changzhou 213002)

Due to large loads, it is widely used for heavy vehicle in machinery industry. The numerical analysis of stress and strain field for heavy 40 tons vehicle suspension is done under maximum load conditions by using ANSYS Workbench finite element platform in this paper, the distribution of MISE and deformmation are obtained. At the same time ten natural frequencies and mode shapes of heavy vehicle suspension are analyzed, which the results provide a theoretical basis and reference for heavy vehicle suspension designer.

heavy vehicle, finite element, suspension