汽車底盤斷開式車橋懸架的仿真受力分析

周康

摘 要：隨著汽車技術(shù)的進(jìn)步，底盤系統(tǒng)日益復(fù)雜，其各組成子系統(tǒng)的相互作用日益明顯，底盤系統(tǒng)設(shè)計(jì)涉及到多學(xué)科領(lǐng)域，系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)過程十分復(fù)雜。為提高設(shè)計(jì)質(zhì)量，本文將多學(xué)科優(yōu)化技術(shù)引入到底盤設(shè)計(jì)中，研究了底盤復(fù)雜系統(tǒng)的綜合優(yōu)化設(shè)計(jì)方法，對于底盤系統(tǒng)的設(shè)計(jì)具有重要應(yīng)用前景。獨(dú)立懸架斷開式車橋的應(yīng)用改善了重汽通過性，但其相對于整體式車橋承載能力較弱，建立實(shí)體模型進(jìn)行仿真受力分析，實(shí)現(xiàn)其結(jié)構(gòu)的優(yōu)化。

關(guān)鍵詞：實(shí)體模型;斷開式車橋;結(jié)構(gòu)優(yōu)化

為了應(yīng)對能源短缺，汽車輕量化技術(shù)都是共性的基礎(chǔ)技術(shù)，汽車生產(chǎn)企業(yè)將汽車輕量化作為產(chǎn)品開發(fā)的重要環(huán)節(jié)汽車輕量化設(shè)計(jì)技術(shù)對降低油耗，減排有較大的貢獻(xiàn)。車重每減輕10%，可節(jié)省燃油6%，排放下降4%～6%。汽車輕量化技術(shù)是在保證汽車使用成本控制的前提下，將輕量化設(shè)計(jì)材料、制造技術(shù)集成應(yīng)用所實(shí)現(xiàn)的整車減重。

實(shí)現(xiàn)方法主要部件的尺寸優(yōu)化和材料替代。對汽車結(jié)構(gòu)部件優(yōu)化，優(yōu)化其尺寸以達(dá)到減重的目的：使用其它較輕的材料來代替金屬，達(dá)到減重的目的。汽車輕量化結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)研究發(fā)展最為迅速，成為了汽車輕量化技術(shù)的主要手段，主要是通過對整體及零部件結(jié)構(gòu)分析和優(yōu)化，使部件薄壁化、小型化等汽車零部件進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，實(shí)現(xiàn)了汽車零部件的輕量化。

1 汽車底盤斷開式橋懸架力學(xué)分析

懸架包括上下擺臂。在Solid Works軟件中建立懸臂架實(shí)體模型。以前橋右側(cè)懸架為研究對象，前進(jìn)方向?yàn)閄軸，Y軸自右而左，Z軸自下而上。前視坐標(biāo)（y，z）為：上臂兩端（772，810），（413，800）;輪軸點(diǎn)（0，609），下臂兩端（896，450），上臂寬度471mm，下臂寬度460mm。（413，439）;油氣彈簧上、下端（633，976），（624，428）。轉(zhuǎn)向拉桿位于車橋前，二力桿兩端點(diǎn)的坐標(biāo)為（439，355，578），（269，973，559）。

最大制動力軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)1.5，地面附著系數(shù)為0.8，制動摩擦力對轉(zhuǎn)向軸形成Z軸方向的力矩平衡。轉(zhuǎn)向軸的（x，y）坐標(biāo)為（0，413），轉(zhuǎn)向軸到二力桿力線水平距離為169mm，水平分力為176kN，其X軸分量46.7kN，Y軸分量170kN。垂向分量為5.3kN。

拉桿力的水平分力形成對轉(zhuǎn)向軸的力矩平衡，垂向分力等效后，形成力偶，大小為6.5 kN。可以等效平移到通過轉(zhuǎn)向軸。上臂受力18kN，下臂受力28.7kN，得X向的受力：上臂受力11.5kN，下臂受力35.2kN。

拉桿Y向分力與上臂對車輪作用力f1（1）及下臂f2（1）構(gòu)成匯交平衡，得交點(diǎn)（y，z）坐標(biāo)（-7 557，578），其與下臂外端點(diǎn)的連線即為f2（1）力線.正交平衡方程：f1=f2（1）0.0174，f1=170kN，得f1（1）=65.5kN，由三力平衡得：f2（1）與油氣簧力的交點(diǎn)坐標(biāo)滿足： （z- 428）/（y-624），y=625mm，z=435mm。對下臂力f0（1）方向正余弦為0.016 7，0.999 86;在交點(diǎn)（625，435）列三力平衡式f3（1）0.998 5，0.999 86f0（1）。得f0（1）=7.6kN;f3（1）=104.8kN，分解為f3y（1）=5.8kN。

垂向分量與上下臂對車輪的平衡交點(diǎn)坐標(biāo)的求解：（810-800）/（772-413），z=798mm。兩點(diǎn)連線即為下臂作用力f2（2）力線，f1（2）=5.3kN，得f1（2）=28kN，f2（2）=28.5kN，f2（2）與油氣簧力在下臂交點(diǎn)（y，z）坐標(biāo)（z-428）/（y-624），（z-439）/（y-413）。得f0（2）=10.5kN;f3（2）=28.9kN

計(jì)算YZ平面內(nèi)地面支承力的傳遞，設(shè)上臂力為f1（3），下臂力為f2（3），坐標(biāo)為（0，789）。根據(jù)幾何關(guān)系，f2（3）的方向正余弦為0.646，0.763。f1（3）0.999 6=f2（3）0.763;得上臂受壓力為f1（3）=102.9kN，f2（3）=135kN地面支持力三力平衡交點(diǎn)坐標(biāo)為（621，263），得f0（3）=159kN;分解為f3y（3）=105.6kN，f3z（3）=71.8kN。

上臂軸套受力f1=140.4kN;即f1y=140kN，f1z=3.9kN。下臂軸套：f2y=27.3kN，f2z=60kN，地面摩擦力與上下臂的力平衡，上臂外端受力87.6kN;下臂外端受力159.6kN;與拉桿力作用于上下臂的力疊加，上臂外端受力76kN，向前。下臂外端受力195kN，向后。

將作用于上下臂外端的力向車架方向傳遞，形成XY面內(nèi)的力偶，形成XZ面內(nèi)的力偶，上臂前軸套受力的三分量為fx=76.06kN，fy=128.2kN，fz=3.6kN;上臂后軸套受力的三分量為fx=0，fy=12kN，fz0.35kN。下臂前軸套受力的三分量為fx=-195kN，fy=-190kN，fz=-35kN;下臂后軸套受力的三分量為fx=0，fy=218kN，fz=-25.3kN。

對懸臂架模型網(wǎng)格剖分，剖分的單元數(shù)為9 075，彈性模量2×1011Pa密度7 800kg/m3。各力施加到有限元模型上，上下臂應(yīng)力較大，安全系數(shù)相對較小。

2 結(jié)語

采取的優(yōu)化措施：縮短上下臂的外伸長度，減小制動力產(chǎn)生的力矩。增大上下臂的剛度，抵消上下臂橫向力，外移油氣簧下端，力線延長線通過車輪接地點(diǎn)，減小了承受的垂向力，改進(jìn)后懸架整體質(zhì)量減少12%，應(yīng)力下降30%。

參考文獻(xiàn)：

[1]王新博，石兆勇，趙娜，劉雙燕.汽車底盤斷開式車橋懸架力學(xué)分析與優(yōu)化[J].機(jī)械設(shè)計(jì)，2015，32（10）：53-55.