電動(dòng)汽車扭轉(zhuǎn)梁后懸架總成設(shè)計(jì)與有限元分析

倪紹勇 王金橋 汪躍中 王新樹

摘 要：根據(jù)電動(dòng)汽車結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，對電動(dòng)汽車扭轉(zhuǎn)梁后懸架進(jìn)行總成設(shè)計(jì)，并基于CATIA、 HyperWorks軟件建立扭轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)強(qiáng)度分布規(guī)律以及動(dòng)態(tài)特性，結(jié)合疲勞試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果與扭轉(zhuǎn)梁后懸架總成設(shè)計(jì)要求，對該設(shè)計(jì)提出改進(jìn)方向，為電動(dòng)汽車后懸架的開發(fā)提供參考。

關(guān)鍵詞：電動(dòng)汽車；扭轉(zhuǎn)梁后懸架；總成設(shè)計(jì)；結(jié)構(gòu)強(qiáng)度；動(dòng)態(tài)特性。

前言

懸架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和動(dòng)態(tài)特性是懸架設(shè)計(jì)的重要內(nèi)容，也是懸架總成設(shè)計(jì)的評價(jià)指標(biāo)。電動(dòng)汽車由于自身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和載荷異于傳統(tǒng)汽車，因此對于全新設(shè)計(jì)的扭轉(zhuǎn)梁后懸架來說，進(jìn)行相關(guān)的有限元分析是尤為必要的。本文根據(jù)整車廠提供的系統(tǒng)模型參數(shù)，分別建立其幾何模型和有限元分析模型，并在此基礎(chǔ)上對扭轉(zhuǎn)梁后懸架進(jìn)行三大極限工況（最大減速度倒車制動(dòng)工況、最大側(cè)向加速度轉(zhuǎn)向工況、雙側(cè)車輪上凸包工況）的靜態(tài)分析和動(dòng)態(tài)分析。其結(jié)果為扭轉(zhuǎn)梁懸架總成設(shè)計(jì)提供技術(shù)參考。

1懸架總成設(shè)計(jì)與幾何模型

1.1總成設(shè)計(jì)

（1）螺旋彈簧的設(shè)計(jì)

螺旋彈簧的設(shè)計(jì)主要考慮的參數(shù)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(shù)等，本次設(shè)計(jì)中取彈簧的有效工作圈數(shù)i=4，彈簧鋼絲直徑d= 16mm，彈簧外徑D=116mm，根據(jù)彈簧剛度計(jì)算公式 得到彈簧剛度CS=159.7N/m。

（2）減震器設(shè)計(jì)

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

（3）縱臂設(shè)計(jì)

扭轉(zhuǎn)梁后懸架的縱臂采用變截面的鋼板材料設(shè)計(jì)成U字型，開口向下，因沖壓時(shí)考慮板材回彈，必須過量沖壓，為不影響拔模，開口角度應(yīng)大于2o。壁厚為2.5mm

（4）橫梁設(shè)計(jì)

橫梁采用等圓截面設(shè)計(jì)，便于材料的彎曲成型。橫梁具有較大的強(qiáng)度要求，設(shè)計(jì)時(shí)將其厚度定為3.5mm。

（5）橫梁支撐設(shè)計(jì)

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

1.2幾何模型的建立

根據(jù)懸架的尺寸和硬點(diǎn)參數(shù)，在CATIA V5R21軟件中建立扭轉(zhuǎn)梁后懸架三維實(shí)體模型，如圖2所示。

2扭轉(zhuǎn)梁后懸架總成有限元建模

2.1坐標(biāo)系的定義

將扭轉(zhuǎn)梁后懸架幾何模型導(dǎo)入到HyperWorks軟件前處理模塊，對其進(jìn)行坐標(biāo)系定義：采用車輛坐標(biāo)系，當(dāng)懸架處于水平狀態(tài)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(cè)。

2.2前處理

（1）考慮計(jì)算精度和效率的平衡性，對懸架模型進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮喕７抡婀r懸架處于準(zhǔn)靜態(tài)，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(wǎng)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(wǎng)格進(jìn)行網(wǎng)格劃分。結(jié)果得到整個(gè)模型的網(wǎng)格數(shù)為24294個(gè)，其中QUAD4 單元23635個(gè)，TRIA3單元659個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)為25021個(gè)。

（3）縱臂支撐點(diǎn)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(guān)系的剛性單元（RBE2）模擬，同時(shí)通過細(xì)化焊縫區(qū)域網(wǎng)格來提高分析精度。

（4）襯套與襯套內(nèi)圈、彈簧與彈簧座和輪心硬點(diǎn)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(shè)為可轉(zhuǎn)動(dòng)式，用轉(zhuǎn)動(dòng)副（revolute）模擬。在一定程度上可讓左右車輪在小范圍的空間內(nèi)自由跳動(dòng)而不干擾到另一側(cè)車輪。

（6）約束縱臂襯套與車身連接處的X、Y、Z方向的平動(dòng)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(dòng)自由度，在橫向推力桿與支架連接處約束Y方向平動(dòng)自由度。

（7）為扭轉(zhuǎn)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(shí)際行駛工況復(fù)雜，行駛條件千變?nèi)f化，分析扭轉(zhuǎn)梁后懸架總成的強(qiáng)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(guān)國內(nèi)外技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)和實(shí)驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)，確定對3種典型極限工況進(jìn)行懸架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析。并相應(yīng)給出了各工況下輪胎接地點(diǎn)所受到力的計(jì)算公式。

（1）最大減速度制動(dòng)倒車工況：該工況下，主要是后懸架受到?jīng)_擊載荷的作用，車輪抱死且受到極大的縱向力。此時(shí)后輪輪胎接地點(diǎn)載荷的計(jì)算公式為：

左、右后輪接地點(diǎn)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(diǎn)縱向力，單位：N；

β—制動(dòng)力分配系數(shù)（前輪）；

K1—?jiǎng)虞d系數(shù)；

左、右后輪接地點(diǎn)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(zhì)心高度，單位：mm；

wb—軸距，單位：mm；

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

左、右后輪接地點(diǎn)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(zhì)心至前（后）軸距離，單位：mm；

tr（f）—前（后）輪距，單位：mm；

K2—?jiǎng)虞d系數(shù)；

左、右后輪接地點(diǎn)側(cè)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(cè)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(dá)到最大。此時(shí)后輪輪胎接地點(diǎn)載荷的計(jì)算公式為：

左、右后輪接地點(diǎn)縱向力：

Flrx=Frrx=-K3·Gr/2 （5）

左、右后輪接地點(diǎn)垂向力：

Flrz=Frrz=K3·Gr/2 （6）

式中K3—?jiǎng)虞d系數(shù)；

2.4各工況輪胎接地力

結(jié)合整車相關(guān)參數(shù)，根據(jù)上述計(jì)算公式得到各工況下輪胎接地力（單位：N），結(jié)果見表2所示，各工況的動(dòng)載系數(shù)參照文獻(xiàn)[8]進(jìn)行選取。

2.5有限元分析模型

根據(jù)以上分析結(jié)果，建立扭轉(zhuǎn)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(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1靜態(tài)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(jié)果。將結(jié)果載入后處理模塊hyperview中，得到懸架在各個(gè)工況下的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力云圖，分別如圖4、圖5、圖6所示：

3.2懸架總成的強(qiáng)度校核

汽車行駛過程中，路面的隨機(jī)激勵(lì)會(huì)產(chǎn)生隨機(jī)動(dòng)載荷，對扭轉(zhuǎn)梁后懸的疲勞壽命會(huì)產(chǎn)生很大影響[9]，由于在上述部分已考慮各工況下的動(dòng)載（附加動(dòng)載系數(shù)值），故此處不再重復(fù)引入安全系數(shù)來考慮附加動(dòng)載荷的作用[10]。通過計(jì)算應(yīng)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(dòng)倒車工況下所受到最大的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力值為194MPa，應(yīng)力集中主要體現(xiàn)在彈簧隔振墊與橫梁之間的剛性連接處，除去約束處的應(yīng)力集中點(diǎn)，最大應(yīng)力出現(xiàn)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(yīng)力水平較低。根據(jù)強(qiáng)度理論，其最大應(yīng)力值小于材料的屈服極限值355MPa，滿足強(qiáng)度要求。

（2）由圖5顯示的結(jié)果可知，懸架在以最大側(cè)向加速度右轉(zhuǎn)時(shí)，由于車身的側(cè)傾作用，左側(cè)懸架所受到的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力值要遠(yuǎn)大于右側(cè)。其中最大的應(yīng)力值為254MPa，出現(xiàn)在左側(cè)橫梁支架與軸承銷的剛性連接處單元。焊接處的應(yīng)力值也相對較大，最大達(dá)到197MPa。但與材料屈服極限相比較可知，整個(gè)懸架仍處于安全狀態(tài)。

（3）由圖6顯示，懸架在雙側(cè)車輪上凸包時(shí)，所受到了最大節(jié)點(diǎn)應(yīng)力值為313MPa，主要原因是由于車輪在上凸包時(shí)，瞬間會(huì)產(chǎn)生很大的動(dòng)載荷，應(yīng)力集中主要體現(xiàn)在縱臂與支撐軸管套的焊接處。其余部件應(yīng)力水平較為均勻，整個(gè)懸架處于安全狀態(tài)。

（4）上述各工況下扭轉(zhuǎn)梁懸架總成的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分布顯示焊縫處的應(yīng)力水平普遍較高，長時(shí)間使用容易產(chǎn)生疲勞損壞。

3.3懸架模態(tài)分析

對懸架進(jìn)行模態(tài)分析是為了得到懸架系統(tǒng)模態(tài)頻率等相關(guān)動(dòng)態(tài)參數(shù)。同時(shí)可根據(jù)各階頻率和振型反映懸架系統(tǒng)的垂向和側(cè)向動(dòng)力學(xué)特性，為分析車輛操縱穩(wěn)定性提供了手段。此次模態(tài)分析采用自由模態(tài)形式，分析得到懸架系統(tǒng)振動(dòng)的固有頻率和主要的振型。在此給出懸架系統(tǒng)前四階振動(dòng)頻率以及振型圖，分別如表3，圖7（a、b、c、d）所示。

通過計(jì)算懸架結(jié)構(gòu)在易受影響的頻率范圍內(nèi)各階主要模態(tài)的特性，為預(yù)言懸架結(jié)構(gòu)在此頻段內(nèi)各種振源作用下的實(shí)際振動(dòng)響應(yīng)和后續(xù)的道路激勵(lì)下的動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析提供了指導(dǎo)。

3.4疲勞驗(yàn)證

根據(jù)疲勞壽命試驗(yàn)規(guī)范，在后扭轉(zhuǎn)梁總成上裝有橡膠襯套，通過橡膠襯套安裝在試驗(yàn)臺上，在螺旋彈簧托盤上模擬裝車狀態(tài)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(yùn)動(dòng)，位移量上下均為40mm（即±40mm），縱臂相位相反。經(jīng)過30萬次循壞后觀察扭轉(zhuǎn)梁總成結(jié)構(gòu)的疲勞情況。結(jié)果證明了疲勞破壞發(fā)生在扭轉(zhuǎn)梁支架焊縫附近區(qū)域，驗(yàn)證了上述靜力分析結(jié)果中焊縫附近區(qū)域處應(yīng)力較大而容易引起疲勞破壞的結(jié)果。圖8為試驗(yàn)臺架與扭轉(zhuǎn)梁局部疲勞裂縫圖。

3.5優(yōu)化設(shè)計(jì)

通過以上對扭轉(zhuǎn)梁后懸架的有限元分析，結(jié)合扭轉(zhuǎn)梁后懸架總成設(shè)計(jì)要求，對該設(shè)計(jì)提出幾點(diǎn)改進(jìn)方向。

（1）從總成結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布情況上可以看出，扭轉(zhuǎn)梁后懸架總成各點(diǎn)處應(yīng)力都小于材料的許用應(yīng)力，滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求，但焊縫處應(yīng)力普遍較大，實(shí)際統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)也顯示焊縫疲勞開裂是扭轉(zhuǎn)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(jìn)焊縫：（a）優(yōu)化結(jié)構(gòu)，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(yīng)力。（c）增加焊縫長度。

（2）對于橫梁與縱臂之間的支撐，靠硬質(zhì)軸管套與螺栓銷之間能夠相對轉(zhuǎn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)車輪在小范圍自由跳動(dòng)而不干涉另一側(cè)車輪是本設(shè)計(jì)的創(chuàng)新之處，同時(shí)根據(jù)有限元分析也可以看出，軸管套承受較大的應(yīng)力水平，應(yīng)當(dāng)適當(dāng)增加其厚度來改善其強(qiáng)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(dòng)態(tài)研究只研究了其模態(tài)。分析結(jié)果顯示懸架具有較高的一階模態(tài)頻率。滿足相關(guān)NVH的要求。同時(shí)也可以看出，對懸架進(jìn)行其他方面的動(dòng)態(tài)分析（頻響分析，平順性分析等）還存在著很大的潛力。

4總結(jié)

建立了電動(dòng)汽車扭轉(zhuǎn)梁半獨(dú)立后懸架總成的幾何模型和有限元模型，進(jìn)行了三種典型極限工況下懸架系統(tǒng)的靜態(tài)和動(dòng)態(tài)特性分析，得到了懸架總成的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、模態(tài)頻率等特性參數(shù)，為進(jìn)一步優(yōu)化后懸架總成結(jié)構(gòu)和深入了解扭轉(zhuǎn)梁后懸架動(dòng)力學(xué)特性提供了重要的參數(shù)依據(jù)。

參考文獻(xiàn)：

[2]豆力，雍文亮，鐘亮. 轎車扭轉(zhuǎn)梁懸架強(qiáng)度分析與疲勞壽命預(yù)測[J].上海汽車，2012，11：19-22.

[3]梅聲遠(yuǎn)，張維剛，趙國鋒. 扭轉(zhuǎn)梁半獨(dú)立后懸架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及動(dòng)態(tài)特性的有限元分析[J].汽車工程，2012，11（34）：990-994.

[4]谷利軍，李春媛. 現(xiàn)代輕型轎車縱臂扭轉(zhuǎn)梁后懸架設(shè)計(jì)[J].汽車零部件，2009，3：54-56.

[6]張勝蘭，鄭冬黎，郝琪.基于HyperWorks的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)技術(shù)[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007

[7]佟家慧.某微型車扭轉(zhuǎn)梁后懸架結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化[D].長春：吉林大學(xué)，2011.

[8]汽車工程手冊編譯委員會(huì)譯.汽車工程手冊，第1分冊[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1984

[9] HUANG L. Analysis of dynamic stress responses in structural vibration [C]. The 16th Biennial ASME Conference on Mechanical Vibration and Noise.Sacramento California ， 1997.

[10] A Li R. Use of finite element technique for the analysis of compo site structures [J].

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(shù)有限公司，副總經(jīng)理兼研究院院長，職稱：汽車高級工程師。