乘用車懸架系統(tǒng)開裂原因分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

蘇和堂，趙玉霞，陳黎卿

(1.滁州職業(yè)技術(shù)學院 機電工程系，安徽 滁州 239000；2.滁州技師學院，安徽 滁州 239000；3.安徽農(nóng)業(yè)大學 工學院，安徽 合肥 230036)

懸架是汽車底盤的關(guān)鍵總成，直接影響整車運動過程中的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性。在車輛使用過程中，懸架在車身、路面的雙重交變載荷作用下容易出現(xiàn)斷裂、開裂等故障，一些汽車生產(chǎn)企業(yè)及專家學者對懸架總成零部件的設(shè)計進行了相關(guān)的研究[1-8]。文獻[9]研究懸架控制臂的拓撲結(jié)構(gòu)，運用多級容差序列算法對控制臂進行拓撲優(yōu)化。文獻[10]通過建立被動分數(shù)階懸架系統(tǒng)的仿真模型，利用粒子群算法尋找一組最優(yōu)的懸架參數(shù)來協(xié)調(diào)汽車操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性的關(guān)系，以達到最優(yōu)的懸架性能。文獻[11]對后扭轉(zhuǎn)梁懸架進行有限元建模，并通過模態(tài)試驗驗證模型的準確性，在此基礎(chǔ)上通過扭轉(zhuǎn)計算，進行疲勞壽命分析。上述研究往往是以懸架性能研究為主，對懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計的研究尚需進一步探索。

本文以某款乘用車懸架總成的副車架出現(xiàn)開裂為例，通過受力分析，找出受力較大的部位，并對懸架的結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。

1 懸架總成開裂原因分析

1.1 建立懸架系統(tǒng)有限元模型

汽車懸架由彈性元件、導向裝置、減振裝置以及相關(guān)鈑金件等組成。某款乘用車行駛30萬km后懸架副車架處出現(xiàn)開裂現(xiàn)象，分析原因，可能是車輛行駛過程中該處應力過于集中導致。由于懸架上擺臂通過固定約束與副車架連接，分別對懸架副車架和上擺臂等部件進行有限元分析。

圖1 副車架有限元網(wǎng)格模型

將副車架及上擺臂部件三維模型導入有限元軟件[12-15]，建立有限元模型。副車架有限元模型如圖1所示，模型的各參數(shù)設(shè)置如下：副車架等鈑金件采用Shell單元離散，襯套等橡膠部件采用Solid單元模擬，焊縫采用Rigid單元模擬，點焊采用Cweld單元模擬，鉸鏈采用Connector單元模擬。副車架有限元模型包含78 862個單元，其中三角形單元1 469個，實體單元28 973個，焊點45個。材料彈性模量為207 GPa，泊松比為0.3，密度為7.8×103kg/m3。

1.2 載荷條件

用1～6分別表示沿x、y、z軸的平動和繞x、y、z軸方向轉(zhuǎn)動的自由度。懸架各部分的約束條件如表1所示。

表1 懸架總成各部件約束情況

根據(jù)文獻[16]，分析懸架在垂直沖擊加速度為3.5g(g=9.8 m/s2)工況、轉(zhuǎn)向加速度為1g工況和制動加速度為1g工況時受力情況，經(jīng)計算可得施加的載荷如表2所示。

表2 施加載荷

1.3 懸架系統(tǒng)靜力學分析

1.3.1 副車架應力分析

副車架應力分析結(jié)果如圖2所示(圖中應力單位為MPa)。由圖2得知：制動和轉(zhuǎn)向工況下最大應力均為254.00 MPa，垂直沖擊工況下最大應力達到305.00 MPa，該應力大于零件材料Q235B的屈服強度(235 MPa)，存在強度不足現(xiàn)象，因此需要對副車架進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

a)制動工況 b)轉(zhuǎn)向工況 c)垂直沖擊工況圖2 副車架應力云圖

1.3.2 上擺臂應力分析

上擺臂組件結(jié)構(gòu)簡圖如圖3所示。同理，建立上擺臂有限元模型，使用Hypermesh軟件進行有限元分析，上擺臂、上擺臂與車架連接板的應力云圖如圖4所示(圖中應力單位為MPa)。上擺臂組件材料為B210L，屈服強度為305 MPa。

由圖4可知：上擺臂、上擺臂與車架連接板在制動、轉(zhuǎn)向、垂直沖擊工況時的最大應力分別為280.70、299.00、305.40 MPa。

同時應力分析得到上擺臂球絞點連接板在制動、轉(zhuǎn)向、垂直沖擊工況下的應力分別為256.00、265.82、288.31 MPa。

垂直沖擊工況下上擺臂的最大應力為305.42 MPa，稍微超過材料的屈服強度。

圖3 上擺臂組件結(jié)構(gòu)簡圖 圖4 上擺臂及上擺臂與車架連接板應力云圖

2 懸架結(jié)構(gòu)改進設(shè)計

2.1 結(jié)構(gòu)改進

以修改模具成本最低為出發(fā)點，盡量在對原模具不作較大改動的前提下進行優(yōu)化設(shè)計。上擺臂與轉(zhuǎn)向節(jié)鉸接點處及副車架焊縫區(qū)域應力較大，考慮改變其本體結(jié)構(gòu)和材料[17-20]。

1)改進副車架本體結(jié)構(gòu)，原橫梁與縱梁連接處采用焊接工藝，應力較大。故在橫梁兩端與縱梁連接處增加2個連接件，以提高該處的結(jié)構(gòu)強度，如圖5所示。

a)優(yōu)化前 b)優(yōu)化后圖5 副車架優(yōu)化前后結(jié)構(gòu)簡圖

2)增加上擺臂與車架連接板和上擺臂焊接搭接處的翻邊尺寸，焊接后提高鈑金抗彎能力；考慮到上擺臂受到上下垂直沖擊的頻次較多，因此更換材料為SAPH440，許用應力達到340 MPa。

2.2 優(yōu)化后的有限元分析

2.2.1 副車架

有限元分析應力云圖如圖6所示(圖中應力單位為MPa)。由圖6可知：制動、轉(zhuǎn)向和垂向工況下，最大應力分別為255.00、205.90、212.50 MPa。

經(jīng)過計算3種工況下的安全系數(shù)分別為1.33、1.65和1.6，滿足安全系數(shù)大于1.2的要求，因此優(yōu)化方案合理。

a)制動工況 b)轉(zhuǎn)向工況 c)垂直沖擊工況圖6 副車架優(yōu)化后應力云圖

2.2.2 上擺臂應力分析

上擺臂各組件有限元分析應力云圖如圖7所示(圖中應力單位為MPa)。由圖7得知：制動、轉(zhuǎn)向和垂直工況下，最大應力分別為255.30、255.60和256.10 MPa，此時各工況下安全系數(shù)滿足大于1.2的要求，因此優(yōu)化方案合理。

a)制動工況 b)轉(zhuǎn)向工況 c)垂直沖擊工況圖7 上擺臂部件優(yōu)化后的應力云圖

為了充分驗證優(yōu)化方案的合理性，采用優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)更換原結(jié)構(gòu)，按照制動、轉(zhuǎn)向、垂直沖擊工況進行可靠性路試驗證，改進后同款乘用車副車架均未出現(xiàn)問題，說明優(yōu)化后的方案是合理的。

3 結(jié)論

1)針對某懸架總成的開裂現(xiàn)象，通過不同工況下的副車架與上擺臂的受力分析，得到副車架及上擺臂各種不同工況下的應力分布情況，確定開裂原因。

2)提出結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案，并進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。有限元分析及實車可靠性試驗驗證了優(yōu)化方案的合理性，有效改善了該乘用車懸架應力集中的現(xiàn)象。

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