扭力梁式后悬架强度分析

晏娟，刘仁鑫，侯军锋，朱金和

（江西农业大学 工学院，南昌 330045）

0 引言

随着社会经济的发展，汽车市场的产能需求也越来越大，同时人们对汽车的性能要求越来越高，这就要求各个汽车生产商在不断提高产能的同时，也要提升汽车及其零部件的性能。悬架系统作为汽车底盘的关键部分，对汽车的行驶安全可靠性和实用性能都有重要的影响，也是现在汽车设计研究的热点。在实际使用中，扭力梁式后悬架的破坏多数是由于强度失效引起的［1］。

本文采用有限元方法对扭力梁式后悬架进行强度计算并根据计算结果对悬架进行相应的结构优化，优化结果表明优化后的结构可以有效地降低结构的应力，增加后悬架强度，避免扭力梁式后悬架在转向和极限扭转工况下的破坏。该方案对扭力梁式后悬架的研发具有一定的参考借鉴作用。

1 扭力梁后悬架受力分析

本文对扭力梁式后悬架进行极限左转向、冲击、制动、极限扭转4 个工况的强度分析［2］。在建立模型之前，首先对扭力梁式后悬架的4 种工况进行受力分析。

1.1 左转向工况

结合转向加速度产生的侧倾效应，后轮轮心载荷按如下方法计算：

转向力：

轮心力矩：

支撑力：

1.2 制动工况

结合制动加速度产生的前倾效应，后轮轮心载荷按如下方法计算：

制动力F后＝ma［P后/（2P总）－mah1/（2nP总）］＝2 095.7 N。

制动力矩M后＝F后·R＝662.2 N·m。

支撑力F支＝P后g/2－mah1/（2n）＝2 619.7 N。

1.3 冲击工况

前转向节轮心载荷按如下方法计算：

冲击力F＝2.5gP后/2=9 640.75 N。

以上3 种工况的计算公式中：m 为整车满载质量，1 690kg；a 为转向或制动加速度，转向和制动时a=0.8 g（其中g=9.8 N/kg），冲击时取a=2.5g；h1为整车满载质心高度，504 mm；l 为后轮距，1 520 mm（空）；n 为轴距，2 700 r/min（空）；P后为后轴满载荷载，787 kg；P总为整车满载荷；R 为轮胎半径，316 mm。

1.4 极限扭转工况

本文根据企业提供的极限扭转试验工况进行模拟，在两端悬架制动安装板Z 向分别添加70 N/mm 和-70 N/mm的强制位移，模拟扭力梁式后悬架在极限扭转下的工况。

2 建立模型

2.1 橡胶衬套模拟方法

为了在减少计算量的同时又能充分反映原模型的实际情况，本文对结构中橡胶衬套及稳定杆等连接单元分别采用单点弹簧和弹簧等进行了模拟。本文采用单点弹簧等效替代橡胶衬套，经多次试验验证，单点弹簧可以兼顾橡胶衬套在轴向和径向上的不同刚度。

使用单点弹簧模拟橡胶衬套时，根据橡胶衬套特点在一侧衬套座建立3 个单点弹簧，模拟橡胶衬套的3 个方向的刚度。单点弹簧3 个自由度刚度数值见表1。用同样的方法在悬架另一侧建立对应的单点弹簧。

表1 单点弹簧6 个自由度刚度数值

2.2 建立有限元模型

将扭力梁式后悬架几何模型导入有限元前处理软件Hypermesh 中建立有限元模型。该扭力梁式后悬架所用材料为QSTE420TM 冷成型热轧汽车结构钢板，具体材料特性参数见表2。

有限元前处理软件Hypermesh 中建立的扭力梁式后悬架的有限元模型见图1，模型的单元目标尺寸为5 mm，单元总数为33 602，节点数为34 520，三角形网格个数为928，其余为四边形网格，其中在焊缝处为了更形象地描述焊点，采用的是六节点的实体网格进行模拟［3］。

在悬架弹簧底座、衬套、制动安装地板各自的中心处建立独立节点，并以该节点为中心建立RBE2 刚性单元，在悬架弹簧底座处建立3 个弹簧单元。根据实际使用工况要求，设定弹簧长度为206 mm，刚度为27.3 N/mm。

表2 扭力梁式后悬架材料特性

图1 扭力梁式后悬架的有限元模型

3 强度分析

3.1 边界条件

本文中使用单点弹簧模拟橡胶衬套，4 种工况在两端衬套处均约束相应自由度［4］。其他边界条件如下：

1）左转向工况。约束：约束两端弹簧顶端所有自由度。载荷：在制动安装底板板中心施加转矩M内、M外，转向力F内、F外以及支撑力F内、F外。

2）冲击工况。载荷：在冲击工况时，由于冲击加速度较大，此时后悬架的弹簧已经被压缩到极限位置，阻尼器将起作用，因此通过强制位移将后轮中心上摆至极限位置作为位移约束，我们在后悬架弹簧安装位置分别施加大小为5 201 N 的力,并在制动安装底板中心施加冲击力F。

3）制动工况。约束：两端弹簧顶端所有自由度。载荷：在两端安装底板中心分别施加X 方向的制动力、制动力矩和Z 方向的支撑力。

4）极限扭转工况。约束：约束两端弹簧顶端所有自由度。载荷：根据极限扭转工况分析，在悬架两端制动安装底板中心Z 方向分别施加70 mm 和-70 mm 的强制位移。

3.2 仿真及结果分析

根据应力云图显示得知：制动工况最大应力出现在弹簧底座，应力值为204 MPa，冲击工况最大应力出现在弹簧底座与后悬架横梁连接处，应力值为289 MPa（见表3），弹簧安装支座材料为SAPH440，屈服强度为305 MPa；两种工况应力低于材料的屈服强度，在后悬架实际工况中不会发生破坏。

在左转向工况中（见图2），后悬架横梁内加强板处以及后悬架梁端应力值较大，最大应力值483 MPa。极限扭转工况中（见图2），最大应力出现在梁端，不符合实际使用情况，最大应力值为515 MPa，该横梁采用材料为QSTE420TM 冷成型热轧汽车结构钢板，材料屈服极限为420 MPa，左转向和极限扭转工况最大应力值均大于材料的屈服极限420 MPa，扭力梁式后悬架会因应力较大而导致断裂［6］。需要改进后悬架结构，减少应力值，增加后悬架强度。

图2 结构优化前应力云图

4 结构优化

后悬架原结构在转向和极限扭转工况中，内加强板附近应力较大，在改进结构时，首先考虑对内加强板进行结构优化。本方案采用原悬架结构，将内加强板加一U型槽，重新划分网格进行计算，其他结构不变，见图3 结构优化前、后模型对比。

计算后，到hyperview 中查看应力和应力云图（见图4）。

根据应力云图知，制动工况最大应力值为203 MPa（见表3），冲击工况最大应力值为280 MPa，两种工况在结构优化后最大应力值稍有降低，最大应力出现位置没有发生变化，后悬架不会发生破坏。结构优化后，后悬架在转向工况下（见图4），应力最大值位于梁端及横梁处，最大应力值为385 MPa。极限扭转工况下最大值出现在悬架横梁上，最大应力值为381MPa，且应力分布均匀。

两种工况应力值均低于后悬架横梁材料屈服极限420 MPa，并且两种工况下的应力符合后悬架在实际使用中应力分布情况，同时制动和冲击工况的应力稍有下降。结构优化后的扭力梁式后悬架应力值降低，满足强度和使用要求。

图3 结构优化前、后的模型对比

图4 结构优化后应力云图

表3 结构优化前、后各工况应力比较 MPa

本优化方案是在不改变其他的情况下，在内加强板上开一U 型槽，达到降低最大应力值、提高结构强度的目的，符合本文研究的目的。

5 结论

本文在hypermesh 中建立扭力梁式后悬架的有限元模型，并进行强度分析和优化改进，具体结论如下：1）原设计在制动和冲击工况下，悬架不会发生破坏，而在转向和极限扭转工况下，后悬架应力分布在内加强板、与内加强板连接的横梁处出现应力较大，存在强度问题；2）本文提出了相应的结构优化方案，计算结果表明其降低了最大应力值，消除了悬架断裂的隐患。

通过各工况的强度分析表明，本优化方案具有实际的应用价值，对以后扭力梁式后悬架的优化设计有一定的参考意义及借鉴作用。

［1］王锡兵，常嘉茂.汽车扭矩梁式悬架设计与仿真计算［J］.农业装备与车辆工程，2008（7）：29－31.

［2］潘平，王国权，林梅友，等.半挂牵引车车架的强度特性分析［J］.北京信息科技大学学报，2010，25（2）：52-57.

［3］于开平，周传月.Hypermesh 从入门到精通［M］.北京：科学出版社，2005.

［4］哈尔滨工业大学理论力学研究室.理论力学［M］.5 版.北京：高等教育出版社，1997.

［5］余振龙，易龙锡.轿车悬架橡胶衬套结构特点分析［J］.汽车技术，2009（8）：34-38.

［6］虞健，左曙光，陈栋华，等.扭转梁式半独立悬架建模与动态特性分析［J］.系统仿真学报，2006（8）：2300－2303.