轮边驱动电动客车扭杆弹簧双横臂 独立悬架强度分析方法

孙树磊，田国英，邓鹏毅*，彭忆强，杨明亮，丁渭平

(1. 西华大学汽车与交通学院， 四川 成都 610039； 2. 西南交通大学机械工程学院， 四川 成都 610031)

新能源汽车作为应对环境污染及能源危机的重要交通工具，已成为当今汽车技术发展的战略重点和主要方向之一，同时也成为我国7大战略性新兴产业之一[1-3]。电动客车作为新能源汽车的一种重要产品，在国内公共交通领域已逐渐得到了政府的支持和民众的接受，尤其是在城市公交等客车领域，在政府的大力倡导和支持下，相关企业都投入了大量的资金和人力，陆续推出了不同类型的纯电动客车，以满足城市对节能减排和便利出行的要求。

轮边驱动纯电动客车是一种采用轮边电机实现四轮独立驱动技术的电动汽车，与传统车辆不同，其各车轮相互独立，动力传动链短，并可通过能源管理与电机控制系统优化能量分配及驱动效率等，因此较常规集中驱动方式车辆，可降低客车地板高度，减小转弯半径，改善动力学行驶性能，并降低能源消耗[4-5]。针对轮边驱动客车，不同研究机构及企业也提出了相应的结构方案并进行了工程化设计[6-9]。由于悬架采用轮边独立驱动，其结构形式及空间布置方式与常规车辆悬架不同，导致其力学传递特性、结构设计及强度计算方法有着显著的不同。现有文献中轮边驱动悬架的强度分析主要集中在驱动桥及轮边减速器，而针对该类电动客车悬架的强度分析方法研究较少[10-12]。

因此，本文以某轮边驱动电动客车双横臂扭杆弹簧独立悬架强度分析为例，通过分析其底盘及悬架结构特点，采用有限元技术，构建悬架有限元分析模型用于评估悬架强度，形成轮边驱动电动客车双横臂扭杆弹簧独立悬架强度分析方法，并提出结构优化建议。

1 悬架结构特征

该轮边驱动纯电动客车底盘及扭杆弹簧双横臂独立悬架结构如图1所示，具有四轮转向功能。悬架系统的结构形式及性能直接决定了轮边驱动电动客车的安全性、平顺性及操稳性等。该悬架采用扭杆弹簧双横臂独立悬架的结构形式，综合考虑悬架性能、结构布置空间等各方面因素，实现了纯电动客车的轮边驱动功能。以图1中后悬架为例，其主体元件主要包括上摆臂、下摆臂、转向节、扭杆弹簧及扭杆支架等。悬架系统上下摆臂均采用较为成熟的结构，扭杆弹簧通过悬臂梁固定，利用其扭转变形吸收冲击能，缓和汽车在不平路面行驶时产生的震动和倾斜，减少了对汽车横向空间的占用，从而避免干涉，并且与其他类型的弹性元件相比，扭杆弹簧具有单位储能量高、占用空间小、疲劳寿命高等优点。

图1 轮边驱动纯电动客车底盘及悬架结构

2 分析工况及强度评定指标

根据企业关于城市公交客车相关载荷及工况使用经验，分别考虑了倒车撞路牙、左转弯、侧向撞路牙、垂向冲击、前行制动、转向冲击、纵向过深坑等7种工况，不同工况下各方向的惯性载荷如表1所示。车辆真实行驶过程中，垂向载荷往往对应于单边轮跳或者车辆侧倾的过程。单边轮跳过程中，由于附加有横向稳定杆、转向拉杆等的牵拉作用，因此单边轮跳导致的工况更为恶劣。计算过程中采用Von_Mises等效应力对悬架结构的强度进行考核。由于冲击载荷较大的极限工况出现的概率较低，并综合考虑结构安全性、成本及强量化等影响因素，因此对3g以上的冲击载荷工况考核时采用材料的强度极限，对其他工况采用屈服极限进行评定。悬架主体材料均选用42CrMoA材料，其屈服强度为930 MPa，强度极限为1 080 MPa。

表1 悬架强度分析工况及评定指标

3 有限元计算模型

本文以车辆后悬架的分析为例，采用Hypermesh软件进行模型前处理，采用Ansys软件进行求解和后处理。建立的有限元模型如图2所示。其中，采用二阶的solid95单元模拟转向节、上下横臂及扭杆弹簧等实体结构，以提高分析精度；采用梁单元beam188模拟转向拉杆及横向稳定杆，以简化计算模型；采用线性弹簧单元combin14模拟上摆臂及下摆臂与车体连接的衬套6个方向刚度。由于限位块为典型的橡胶非线性材料，其刚度特性如图3所示，为减少计算成本采用非线性弹簧单元combin39模拟限位块与车体之间的接触作用。上摆臂及下摆臂与转向节之间为球铰连接，在3个转动方向基本可忽略其刚度效应，因此分别采用刚性约束方程的形式将连接的两部分节点约束于两个微质量mass单元，再进一步将两mass单元进行约束，并释放3个转动方向的自由度，以实现球铰转动。单元数量总计547 772，节点数量总计868 113。

图2 悬架结构有限元模型

图3 限位块非线性刚度特性

有限元模型约束方面，将扭杆弹簧端部绕轴向旋转自由度施加相应的角度值，以模拟扭杆弹簧预载效应，扭杆弹簧端部其他方向自由度均采用全约束；在上下摆臂衬套处的弹簧端部设置为全约束，这两部分约束表征其扭杆弹簧及衬套部分与车体固连；限位块处非线性弹簧端部约束3个平动自由度；转向拉杆及横向稳定杆端部采用全约束，横向稳定杆中间支架处节点约束了绕轴线转动以外的其他自由度。

有限元载荷施加方面，通过刚性约束方程的形式将车轮轴承作用部分节点约束于轮心处的微质量节点处，用于施加3个方向载荷。

4 有限元模型验证

根据该电动客车后悬架的设计刚度(限位块与车体接触之前)，通过在扭杆弹簧上施加预载荷的方法，使车身与悬架在其空载状态下保持于平衡位置。因此，有限元模型在上述约束情况下(包括扭杆弹簧的初始角度)，首先通过施加空载状态簧载质量，计算其与扭杆弹簧预载荷作用下轮心垂向位移。计算结果如图4所示。由计算结果可知，轮心处垂向位移为1.03 mm，接近零值，表明了该模型各连接部位刚度、约束及预载的正确设置，使空载车体处于设计状态，从而证明了该模型的有效性。

图4 有限元模型的验证

5 强度分析结果及结构改进建议

根据上述强度分析方法及有限元模型，结合相关工况设置，分析了不同工况下轮边驱动纯电动客车扭杆弹簧双横臂独立悬架的强度。由于工况数量较多，计算结果选择了两个典型工况为例进行展示，分别为满载左转弯工况及垂向冲击极限工况。

左转弯工况下的强度计算结果如图5-6所示。悬架中最大等效应力为863 MPa，位于扭杆弹簧支架部位，小于材料的屈服强度，满足该工况下的强度使用要求。而扭杆弹簧最大等效应力为1 274 MPa，出现于端部连接区域，已经超过其屈服强度，扭杆其他大部分区域基本均为500 MPa左右。由图可见，扭杆弹簧两端采用的连接方式为内外六角配合，没有平滑过渡，具有显著的应力集中现象。

图5 左转弯工况下悬架强度计算结果

图6 左转弯工况下扭杆弹簧计算结果

垂向冲击极限工况下的悬架位移及等效应力计算结果如图7-8所示。悬架的最大轮跳量已经达到了85 mm，与设计的最大轮跳量80 mm接近。这进一步证明了悬架有限元模型及限位块刚度特性设置的正确性。悬架中最大等效应力达到1 800 MPa，位于薄弱的扭杆弹簧支架部位，已远超材料的强度极限，悬架不满足该工况下的强度设计要求。

图7 垂向冲击工况下悬架变形

图8 垂向冲击工况下悬架强度计算结果

通过上述强度分析可知，扭杆弹簧采用内六角形式的方式插入扭杆支架连接孔中，然后进一步进行焊接。此时扭杆弹簧端部过渡结构呈现明显的应力集中，设计中应避免该种情况出现，此处可改为锥面过渡或者花键的形式连接，降低应力集中效应。除此之外，通过分析该悬架结构的特点及受力特征，可以看出其传力路径是扭杆弹簧—扭杆支架—下摆臂。作为重要承载部件的扭杆支架设计的较为薄弱，不满足极限工况的强度使用要求，需要进行加强。下摆臂非承载侧设计的较为粗壮，其载荷作用小，结构冗余，应适度减重。

通过强度分析及结构传力路径分析可以看出，该结构垂向载荷基本上只通过扭杆弹簧这一侧的摆臂传递，整体结构承载利用不充分。为合理而又均衡地利用结构的承载能力，可将悬架形式改为图9中所示的结构。扭杆弹簧与下摆臂的两个连接孔固结，通过在扭杆弹簧中间设置两个衬套与车体连接，实现摆臂与车体间的转动，这样下摆臂两侧同时传递垂向载荷，达到均匀承载。根据图9中的结构改进方式，对改进后的悬架再次进行计算，其垂向冲击极限工况下的强度计算结果如图10所示。由图可见，最大等效应力较改进前结构显著降低，最大等效应力由1 800 MPa降为993 MPa，扭杆支架最大等效应力在700 MPa以内，结构承载分布合理，证明该结构改进的有效性。

图9 双横臂扭杆弹簧悬架结构改进建议

6 结论

本文通过分析轮边驱动电动客车扭杆弹簧双横臂独立悬架的结构特点，详细论述了该类结构静强度的有限元分析方法和有限元仿真模型。同时，通过衬套、球铰、限位块等刚度和自由度的合理设置及预载的正确施加，验证了该模型和方法的有效性。根据计算结果提出了合理的结构改进措施和建议，并通过计算进一步验证了结构改进的有效性。本文旨在为该种类型悬架的强度分析提供一种可行而又有效的工程分析方法。

图10 改进后的悬架结构强度计算结果