悬架强度分析方法

张振力;王连顺;李兆国

【摘 要】悬架是汽车重要的部件,悬架强度问题影响着整车的安全,前期强度分析至关重要.文章通过对某车型控制臂运用零部件分析方法与系统分析方法的对比,总结出设计前期零部件分析方法快速、便捷的优势.通过采用系统分析方法对某车型下摆臂3种方案的分析对比,体现出设计后期系统分析方法的精确性.在整车开发过程中,设计前期使用零部件分析方法,在设计后期采用系统分析方法,可有效发现悬架强度问题并进行规避.

【期刊名称】《汽车工程师》 【年(卷),期】2015(000)006 【总页数】3页(P54-56)

【关键词】悬架;强度;有限元;零部件;系统 【作 者】张振力;王连顺;李兆国

【作者单位】长城汽车股份有限公司技术中心;河北省汽车工程技术研究中心 【正文语种】中 文

在汽车产品的研制过程中，需要对零部件进行大量的强度与耐久性试验，包括台架试验和整车道路试验，这些试验不仅试验费用高、周期长，而且问题大多是出现在产品具备样件之后，对设计更改带来一定的难度。通过有限元分析，可以在产品设

计初期或产品实现前对结构强度进行粗略评价，找到结构的薄弱环节，提出合理的改进方案。 1 悬架强度分析原因

强度分析的内容是反映结构抵抗破坏能力的一种标志，进行悬架强度分析是因为所有来自路面的载荷都要由悬架作用至车架或车身。悬架是汽车重要的承载部件，其结构强度是设计过程中需关注的重要内容之一[1]。悬架必须要满足一定的强度要求。

2 悬架强度分析常用方法

悬架强度分析常用的2种方法为：零部件级分析方法和系统级分析方法。 2.1 零部件级分析方法

采用多体动力学方法得到悬架硬点载荷，对单一结构进行分析的方法称为零部件级分析。零部件级分析方法原理简单，而且容易将分析过程流程化、规范化，从而保证分析结果的准确性和一致性。一般来说，在整车开发的初期，最初确定的是一些重要硬点（部件与部件之间的连接点）的位置及相关参数，然后由设计人员根据这些信息对相关零部件进行初步概念设计，在此阶段需要对单个零部件的结构强度及耐久性进行分析，并针对存在的问题提出改进意见，指导结构设计，使之逐步趋于合理。

2.1.1 零部件分析的优点

从分析规模上来看，单个零部件分析的计算时间短，占用空间小，对计算机的性能要求不高，比较适合于设计初期结构改进中的多次反复分析验证。 2.1.2 零部件分析的缺点

首先，对于大多数底盘零部件的分析来说，需要相关的受力分析提供载荷输入，可以通过多体动力学分析计算输出得到相关硬点的载荷。其次，在单个零部件的分析中，边界条件是一个很难处理的问题。边界条件的正确与否，直接影响到分析结果

的可信度。因此，零部件级方法要求分析人员对分析对象的各种特征、连接关系以及作用等有深刻的认识。最后，当结构应力超过材料的屈服极限时，该方法不能给出正确的分析结果。这是因为多体动力学不能考虑结构本身的塑性变形，多体动力学即使引入柔性体[2]，也仅限于线弹性变形范围，因此，当结构出现塑性变形时，应用多体动力学方法无法得到正确的载荷数据，更无法保证应力结果的正确性。 2.1.3 零部件强度分析思路

获取整车相关参数→建立前/后悬架（或整车）的多体模型→动力学分析提取硬点载荷→代入有限元模型中分析求解。 2.2 系统级分析方法

以整个悬架为基础，同时考虑衬套、限位块刚度以及零部件间相互运动的影响的分析方法称为系统级分析方法。系统级分析方法由于能够考虑几乎所有的悬架本身特性，如非线性连接关系、运动关系等特性[3]，因而可以得到更为准确的分析结果。单个零部件的分析只能考察零部件的品质，很多零部件连接在一起，构成一个系统后，还要对整个系统的结构可靠性进行分析，即系统总成分析。一般来说，系统总成的分析是在系统各个零部件的几何模型确定后进行的。 2.2.1 系统总成分析的优点

在系统总成的分析中，各个零部件都是以柔性体的形式存在，可以考虑各个零部件的变形对其他相邻部件的影响，同时部件与部件连接处的模拟更接近真实情况，因此与单个零部件分析相比，总成分析的结果精度更高，指导意义更大。另外，从边界和载荷条件来看，系统总成的约束条件比较简单，工况载荷比较容易计算。在悬架总成分析中，只需要对悬架与车身的连接点进行约束就可以了，载荷主要作用在车轮中心，根据整车的相关参数可以很容易求得。 2.2.2 系统总成分析的缺点

在系统总成分析中，需要提供比较准确的弹性元件参数，比如橡胶衬套和弹簧，这

些参数的准确与否直接影响着载荷在各个连接点的分配，进而影响各零部件的应力分布。另外，就系统总成的分析模型而言，其规模一般都很大，计算时间长，对计算机的性能要求高。 2.2.3 系统总成分析思路

收集系统的模型参数（包括整车相关参数、各零部件的几何模型和连接单元的刚度参数等）→建立各零部件的有限元模型→系统总成建模→（主要是建立各零部件之间的连接关系）和边界载荷条件的建立→分析求解。 3 零部件级分析方法与系统级分析方法对比 3.1 零部件分析方法应用

以某车型控制臂为例，分别应用零部件和总成分析方法进行了5种工况的计算，全部统计结果，如表1所示，最大百分比误差小于7%。本例中控制臂的屈服极限大于400 MPa。计算结果对比，如表1所示。

表1 控制臂强度计算结果对比统计结果系统分析结果/MPa零部件分析结果/MPa绝对值误差/MPa百分比误差/%工况1 348.00 370.00 22.00 6.32工况2 171.00 168.00-3.00-1.75工况3 138.00 135.00-3.00-2.17工况4 59.70 63.60 3.90 6.53工况5 25.20 26.40 1.20 4.76

根据控制臂强度计算结果，结合零部件级分析应力云图和系统级分析应力云图，如图1和图2所示可得出：在零部件的屈服极限内，零部件级分析与系统级分析结果相差较小。但零部件级分析的特点是零部件计算时间短、占用空间小、对计算机要求不高，所以在前期建议使用零部件级分析方法对单零部件进行分析，有效缩短分析时间。

图1 零部件级分析应力云图 图2 系统级分析应力云图 3.2 系统级分析方法应用

麦弗逊悬架中的下摆臂是悬架系统中导向与传力的主要部件之一，它一端通过橡胶衬套与副车架相连，另一端通过球铰与转向节相连，工作中受力的边界条件比较复杂。因此，可以建立刚柔耦合的多体动力学模型，如图3所示。根据不同工况，为计算分析提供准确的边界条件。多体系统采用MSC ADAMS2005r2作为建模工具，在view环境下建立包含摆臂、转向节、横拉杆、滑柱等元件的前悬架动力学模型[4]。模型以多刚体模型为基础，而后输入摆臂各方案的有限元模型，替换刚性摆臂，采用刚柔耦合分析方法来计算摆臂所受载荷。为使对比更加明确，体现出系统分析方法的准确性，原方案摆臂球销座和摆臂连接轴分别采用了六面体单元，摆臂上下本体采用壳单元，并按要求进行焊接连接，如图4所示。方案1采用与原方案相同的材料，为简化采用二阶次四面体单元，如图5所示。方案2更换材料及工艺，采用45#钢锻造，如图6所示。 图3 前悬架刚柔耦合模型

图4 摆臂六面体分析模型（原方案） 图5 摆臂四面体分析模型（方案1） 图6 锻件摆臂模型（方案2）

根据以上零部件材料及工艺定义，采用刚柔耦合分析方法来计算摆臂所受静态载荷[5-6]，设定工况如下：

工况1：静态工况垂向3 g加速度（轮胎接地点加载）； 工况2：纵向工况1.5 g加速度（轮心加载）； 工况3：横向工况1 g加速度（轮心加载）。

原方案与新方案1采用同样的材料，屈服极限260 MPa，新方案2采用45号#，屈服极限330 MPa。设定工况后得到摆臂球销铰接点载荷,如表2所示。 表2 摆臂球销铰接点载荷数据 N

将得到的载荷输入到MSC·NASTRAN中，计算摆臂在各工况下的应力分布，此分

析视实际主要考察了1.5 g加速度工况下的摆臂应力水平，3种方案通过NASTRAN计算得到应力云图，如图7～图9所示。 图7 摆臂原方案应力云图 图8 摆臂方案1应力云图 图9 摆臂方案2应力云图

根据求得的载荷，利用有限元软件NASTRAN计算得到的应力云图可以看出，原方案在破坏处的应力为250 MPa，接近材料的屈服极限，如图7所示；方案1较原方案在实际破坏处的应力降低到136 MPa，在现危险处降低到206 MPa，如图8所示；方案2较原方案在实际破坏处的应力降低到103 MPa，现危险处的应力为237 MPa，小于该材料的屈服强度，如图9所示。通过对3种方案分析对比，体现出系统分析方法的精确性，利用系统分析方法为零部件选材及结构设计提供依据。

3.3 零部件级分析方法与系统级分析方法总结

在概念设计或者产品开发初期，通常缺少准确的载荷谱，大多采用标准工况做应力计算，根据一定的评价标准进行结构耐久性评估，可采用零部件级分析方法。在悬架模型冻结之前，此时结构设计已经完成，需要进行更复杂工况的结构强度验证，此时一般会涉及到结构应力超过屈服极限的工况，如恶劣工况等，这时由于零部件分析方法本身故有的缺点，该方法已经不能得到满足要求的应力结果，需要采用总成分析方法。 4 结论

综上，为了分析效率并兼顾计算精度，按照产品开发周期划分，建议在概念设计阶段（可以获得相关结构的点云模型）采用零部件级分析方法，此时结构的连接关系和一些橡胶衬套的参数还没有确定，结构的运动关系还没有完全确定下来，而在设计后期，此时各参数和机构的运动关系已经确定，采用系统级分析方法得到更为精

确的分析结果，以充分发挥有限元分析在产品开发中的作用，更好地满足项目研发需求。 参考文献

【相关文献】

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