兩種工況下扭力梁式后懸架的優(yōu)化設(shè)計(jì)

李健 王小美 沈易晨

摘 要：汽車后懸架作為連接車輪和車身的一種裝置，對(duì)汽車行駛的安全性能與運(yùn)動(dòng)性能都有重要影響。通過(guò)對(duì)靜止、制動(dòng)兩種工況下施加荷載，在有限元模型里添加相應(yīng)的載荷邊界條件并且計(jì)算。對(duì)后懸架強(qiáng)度不足部位進(jìn)行合理的結(jié)構(gòu)優(yōu)化，以期延長(zhǎng)懸架結(jié)構(gòu)的疲勞壽命，滿足汽車在不同工況下的使用要求。

關(guān)鍵詞：后懸架 有限元 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

1 引言

隨著生活水平的日益提高與現(xiàn)代科技的不斷進(jìn)步，汽車產(chǎn)業(yè)也隨之進(jìn)入快速發(fā)展期。汽車后懸架作為連接車輪和車身的一種裝置，對(duì)汽車行駛的安全性能與運(yùn)動(dòng)性能都有不同程度的影響[1]。然而，在實(shí)際行駛過(guò)程中，由于強(qiáng)度失效引起的扭力梁式后懸架的疲勞損壞，將直接影響駕乘者的安全[2]。

本文采用有限元分析法針對(duì)汽車的靜止、制動(dòng)的兩種工況進(jìn)行載荷施加，添加相應(yīng)的邊界條件，求解扭力梁式后懸架的應(yīng)力情況。針對(duì)分析結(jié)果，對(duì)后懸架強(qiáng)度不足部位進(jìn)行合理的結(jié)構(gòu)優(yōu)化，以期延長(zhǎng)懸架結(jié)構(gòu)的疲勞壽命，滿足汽車在不同工況下的使用要求。

2 懸架工作原理

典型的扭力梁式后懸架主要由5個(gè)部分組成：扭轉(zhuǎn)橫梁、縱擺臂、彈簧、減震器與輪轂。如圖1所示為扭力梁式后懸架的結(jié)構(gòu)圖：可將扭轉(zhuǎn)橫梁視為有一定扭轉(zhuǎn)剛度的彈簧，當(dāng)由懸架連接的兩側(cè)車輪在垂直方向上跳動(dòng)時(shí)，扭轉(zhuǎn)橫梁發(fā)揮其扭轉(zhuǎn)作用，產(chǎn)生一個(gè)控制車輪與車身相對(duì)位置的反方向的扭矩。由于扭轉(zhuǎn)橫梁有一定柔性，可使兩側(cè)車輪的運(yùn)動(dòng)相對(duì)獨(dú)立。由上所述，扭轉(zhuǎn)橫梁可以起到與橫向穩(wěn)定桿同等的作用，從而增加車輛的側(cè)傾剛度，提高了車輛的穩(wěn)定性[3]。

3 載荷工況的確定

本文的載荷分析中使用靜止工況和制動(dòng)工況這兩種典型加載工況。將相應(yīng)的載荷邊界條件施加到已經(jīng)建好的有限元模型中，并使用求解器對(duì)兩種工況下的扭力梁式后懸架的靜強(qiáng)度進(jìn)行分析，得出應(yīng)力云圖分布，以便更準(zhǔn)確地分析該扭力梁式后懸架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

4 強(qiáng)度分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

4.1 靜止工況

對(duì)網(wǎng)格劃分完畢的后懸架有限元模型施加相應(yīng)的約束和載荷，通過(guò)計(jì)算得出扭力梁式后懸架在靜止工況下的應(yīng)力分布圖。如圖2所示，最大應(yīng)力處于彈簧座和縱擺臂耦合處，為567.21MPa，應(yīng)力集中在扭轉(zhuǎn)橫梁中部、扭轉(zhuǎn)橫梁兩端及其與縱擺臂耦合處、彈簧座底部及其與縱擺臂耦合處。最大應(yīng)力值567.21MPa比后懸架材料QSTE420的屈服強(qiáng)度420MPa大，導(dǎo)致了強(qiáng)度失效。優(yōu)化后如圖3所示：在扭轉(zhuǎn)橫梁中部、扭轉(zhuǎn)橫梁兩端及其與縱擺臂耦合處、彈簧座的底部及其與縱擺臂耦合處出現(xiàn)了應(yīng)力集中現(xiàn)象。最大應(yīng)力處于彈簧座和縱擺臂耦合處，為419.74MPa，小于后懸架材料QSTE420的屈服強(qiáng)度，不會(huì)引起強(qiáng)度失效。

4.2 制動(dòng)工況

制動(dòng)工況下扭力梁式后懸架的應(yīng)力分布情況如圖4所示。在彈簧座底部附近、扭轉(zhuǎn)橫梁端及其與縱擺臂耦合處產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，最大應(yīng)力處于扭轉(zhuǎn)橫梁端和縱擺臂耦合處，為454.16MPa，比后懸架材料QSTE420的屈服強(qiáng)度420MPa大，導(dǎo)致了強(qiáng)度失效。圖5顯示了優(yōu)化后制動(dòng)工況下扭力梁式后懸架的應(yīng)力分布情況。應(yīng)力集中于扭轉(zhuǎn)橫梁端及其與縱擺臂耦合處，此外，彈簧座底部附近也出現(xiàn)局部應(yīng)力集中現(xiàn)象，最大應(yīng)力處于扭轉(zhuǎn)橫梁端和縱擺臂耦合處，為408.74MPa，小于后懸架材料QSTE420的屈服強(qiáng)度，不會(huì)引起強(qiáng)度失效。

5 結(jié)語(yǔ)

本文在ANSYS中導(dǎo)入了懸架分析模型，對(duì)結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后兩種工況下的應(yīng)力分布情況及應(yīng)力值進(jìn)行對(duì)比分析，最大應(yīng)力分別發(fā)生在彈簧座和縱擺臂耦合處、扭轉(zhuǎn)橫梁端與縱擺臂耦合處、扭轉(zhuǎn)橫梁端與縱擺臂耦合等處。結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的扭力梁式后懸架的應(yīng)力值減小，符合后懸架的使用要求和強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。計(jì)算結(jié)果對(duì)汽車扭力梁式后懸架的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)具備一定的參考價(jià)值。

參考文獻(xiàn)：

[1]潘宇，鄧帥，何云峰.扭轉(zhuǎn)梁后懸架的強(qiáng)度分析[J].裝備制造技術(shù)，2014（03）： 173-175.

[2]廖抒華，蘇海亮.扭力梁優(yōu)化分析及動(dòng)特性研究[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2015（04）：74-76+80.

[3]徐豐.汽車后扭力梁的疲勞分析與研究[D].河北工程大學(xué)，2015.