梁國棟，程 樂

（1.河源職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)電工程學(xué)院，廣東 河源 517000；2.淮安信息職業(yè)技術(shù)學(xué)院計(jì)算機(jī)與通信工程學(xué)院，江蘇 淮安 223003）

1 引言

懸架系統(tǒng)作為車輛的關(guān)鍵部件，其主要作用是傳遞載荷激勵(lì)，并且減緩車輛在行駛過程中路面對(duì)車身的沖擊和振動(dòng)，以此能夠提升車輛的穩(wěn)定性和舒適性。下擺臂作為乘用車前懸架系統(tǒng)重要的導(dǎo)向和傳力部件，其前端和后端均與前副車架相連，其外端與轉(zhuǎn)向節(jié)相連，其強(qiáng)度特性與疲勞特性影響整車性能的穩(wěn)定與安全。

某汽車前懸架下擺臂在進(jìn)行整車道路耐久試驗(yàn)（目標(biāo)要求試驗(yàn)里程60000km）時(shí)出現(xiàn)開裂失效問題，截止下擺臂開裂失效時(shí)共計(jì)試驗(yàn)里程數(shù)為32316km，其開裂起始位置位于上板與下板外側(cè)邊緣連接處，如圖1所示。通過宏觀判斷可知，下擺臂開裂起始位置的裂紋較深，有明顯裂紋擴(kuò)展現(xiàn)象，因此其可能由疲勞引起的失效。

圖1 下擺臂開裂位置Fig.1 Crack Position of Lower Arm

文獻(xiàn)［1］為了解決某后懸架拖曳臂失效問題，建立懸掛系統(tǒng)有限元模型，對(duì)拖曳臂進(jìn)行強(qiáng)度分析和試驗(yàn)對(duì)標(biāo)分析，通過在其螺栓孔處焊接墊片，改進(jìn)之后的疲勞和強(qiáng)度性能明顯提升，并且通過了臺(tái)架驗(yàn)證。文獻(xiàn)［2］基于Hypermesh軟件建立某控制臂有限元模型，并建立剛?cè)狁詈蠎壹苣Ｐ?，提取其典型工況的載荷，基于慣性釋放法對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度校核分析，其應(yīng)力均小于其許用應(yīng)力，滿足設(shè)計(jì)要求。文獻(xiàn)［3］針對(duì)某前懸擺臂開裂問題，采用有限元法對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度分析，其應(yīng)力集中置與開裂位置相符，改進(jìn)之后的擺臂通過了臺(tái)架耐久試驗(yàn)驗(yàn)證。文獻(xiàn)［4］為了解決某雙叉臂懸架上擺臂開裂問題，對(duì)其進(jìn)行有限元強(qiáng)度分析、疲勞分析和臺(tái)架試驗(yàn)，基于集成平臺(tái)對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，優(yōu)化之后其通過臺(tái)架試驗(yàn)和整車試驗(yàn)。

為解決該前懸架下擺臂疲勞失效問題，綜合以上分析方法，首先采用有限元方法建立下擺臂模型，并建立前懸架動(dòng)力學(xué)模型提前其極限工況的載荷，對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度分析，然后進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)標(biāo)分析，然后進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)，最后進(jìn)行臺(tái)架和道路耐久驗(yàn)證。

2 下擺臂極限強(qiáng)度分析

2.1 建立下擺臂有限元模型

該前懸架下擺臂主要由上板、下板、軸管、襯管和球銷等組成，上板厚度為3.0mm，下板厚度為3.0mm，下擺臂重量為3.1kg，上板和下板的材料為QSTE420TM，其屈服強(qiáng)度為420MPa，將下擺臂三維模型導(dǎo)入Hypermesh軟件中。上板、下板、軸管和襯管屬于薄鈑金結(jié)構(gòu)，對(duì)其進(jìn)行抽中面處理，采用4mm的四節(jié)點(diǎn)單元對(duì)其中性面進(jìn)行網(wǎng)格劃分。球銷屬于鑄件結(jié)構(gòu)，對(duì)其進(jìn)行表面幾何清理，采用4mm的三節(jié)點(diǎn)單元對(duì)其表面進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并且生成四面體單元。上板、下板、軸管和襯管之間的焊接采用垂直對(duì)齊的四節(jié)點(diǎn)單元模擬，球銷與上、下板之間的螺栓采用剛性單元模擬，建立該前懸架下擺臂有限元模型，如圖2所示。

圖2 下擺臂有限元模型Fig.2 Finite Element Model of Lower Arm

2.2 建立前懸架動(dòng)力學(xué)模型

前懸架系統(tǒng)主要由前副車架、下擺臂和橫向穩(wěn)定桿組成，下擺臂在車輛行駛過程中，其最惡劣工況通常發(fā)生在車輛制動(dòng)時(shí)，主要來自縱向載荷，因此基于整車參數(shù)并且采用Adams∕Car軟件［5］建立前懸架動(dòng)力學(xué)模型?；谥苿?dòng)工況時(shí)輪胎接地點(diǎn)的受力狀態(tài)對(duì)其進(jìn)行靜態(tài)求解，得到下擺臂前端、后端和外端的載荷。

2.3 強(qiáng)度分析結(jié)果

根據(jù)下擺臂有限元模型和前懸架動(dòng)力學(xué)模型提取的極限工況載荷并采用慣性釋放方法對(duì)其進(jìn)行極限強(qiáng)度分析，獲取其極限強(qiáng)度性能。下擺臂應(yīng)力云圖，如圖3所示。由圖3可知，下擺臂在極限制動(dòng)工況時(shí)的最大應(yīng)力為412.2MPa，接近于其材料屈服極限，存在疲勞失效風(fēng)險(xiǎn)，并且其應(yīng)力集中點(diǎn)位置與實(shí)際開裂位置一致。

圖3 下擺臂應(yīng)力云圖Fig.3 Stress Nephogram of Lower Arm

3 下擺臂臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)標(biāo)

3.1 臺(tái)架試驗(yàn)

為了校核下擺臂極限強(qiáng)度分析的準(zhǔn)確度，在下擺臂開裂失效位置布置一個(gè)應(yīng)變花傳感器，并且定義其三個(gè)方向0°、45°和90°。為了準(zhǔn)確獲取下擺臂的應(yīng)力，應(yīng)該搭建前懸架系統(tǒng)臺(tái)架，主要包括白車身、前副車架、減震器、轉(zhuǎn)向節(jié)和輪轂等，采用固定裝置約束白車身的所有自由度，采用吊鉤使輪轂處于實(shí)際裝車狀態(tài)，采用液壓缸在輪轂中心處以正弦方式施加縱向載荷6370N，模擬車輛極限制動(dòng)工況，如圖4所示。

圖4 下擺臂臺(tái)架試驗(yàn)Fig.4 Bench Test of Lower Arm

3.2 對(duì)標(biāo)分析結(jié)果

如圖5所示，為下擺臂應(yīng)變花在0°、45°和90°的測(cè)試數(shù)據(jù)，采用nCode-DesignLife軟件將其轉(zhuǎn)換為相應(yīng)的應(yīng)力數(shù)據(jù)，下擺臂測(cè)試位置的最大應(yīng)力水平為414.0MPa，其仿真值的誤差率4.3%，具有比較高的準(zhǔn)確性與可行性。

圖5 下擺臂應(yīng)變測(cè)試數(shù)據(jù)Fig.5 Strain Test Data of Lower Arm

4 下擺臂疲勞壽命分析

4.1 疲勞壽命分析基礎(chǔ)

Miner疲勞線性損傷累積法則［6］是指結(jié)構(gòu)在各級(jí)載荷下的損傷值是相互獨(dú)立的，結(jié)構(gòu)的總損傷值是線性累積的，若其損傷值累積至某一臨界值時(shí)，結(jié)構(gòu)將會(huì)發(fā)生破壞失效，即：

式中：D i—結(jié)構(gòu)在各級(jí)載荷作用下對(duì)應(yīng)的疲勞損傷值；

n i—結(jié)構(gòu)在各級(jí)載荷作用下對(duì)應(yīng)的疲勞循環(huán)次數(shù)；

N i，f—結(jié)構(gòu)在各級(jí)載荷作用下的疲勞極限次數(shù)；

∑N—結(jié)構(gòu)的總疲勞壽命。

4.2 疲勞分析結(jié)果

為了準(zhǔn)確得到下擺臂的疲勞壽命，基于極限強(qiáng)度載荷并且采用nCode-DesignLife軟件以正弦波加載，輔以自動(dòng)合成的QSTE-420TM的S-N曲線對(duì)其進(jìn)行疲勞壽命分析。下擺臂疲勞壽命云圖，如圖6所示。

圖6 下擺臂疲勞壽命云圖Fig.6 Fatigue Life Nephogram of Lower Arm

由圖6可知，下擺臂的最低疲勞循環(huán)次數(shù)為4.54E+4次，小于實(shí)際工程目標(biāo)要求值（1.0E+5），不滿足疲勞設(shè)計(jì)要求，并且其薄弱位置也與失效位置相同，因此該疲勞分析方法具有較高的可靠度。

5 下擺臂優(yōu)化設(shè)計(jì)

5.1 優(yōu)化設(shè)計(jì)模型

為了提升下擺臂的疲勞強(qiáng)度性能，因盡量降低開裂失效位置的應(yīng)力集中現(xiàn)象，增加其該處的剛度，因此將下擺臂的上板厚度和下板厚度作為設(shè)計(jì)變量，將下擺臂的最大應(yīng)力水平最小化和疲勞壽命最大化作為目標(biāo)函數(shù)，同時(shí)盡量減輕其重量，建立優(yōu)化設(shè)計(jì)模型：

式中：Life—下擺臂的疲勞壽命；

Stress—下擺臂的最大應(yīng)力水平；

Mass—下擺臂的重量；

a—下擺臂上板的厚度；

b—下擺臂下板的厚度。

5.2 優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果

采用Isight平臺(tái)［7］集成下擺臂有限元模型、極限強(qiáng)度分析和疲勞壽命分析，根據(jù)優(yōu)化模型設(shè)置相應(yīng)的目標(biāo)函數(shù)、設(shè)計(jì)變量及其范圍，基于多目標(biāo)梯度探索算法對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化分析。Isight集成平臺(tái)經(jīng)過86次迭代計(jì)算最終達(dá)到收斂，得到下擺臂厚度的最優(yōu)解。優(yōu)化前后的下擺臂厚度，如表1所示。由表1可知，優(yōu)化之后下擺臂上板的最佳厚度為3.3mm，下板的最佳厚度為2.5mm。

表1 優(yōu)化前后的下擺臂厚度Tab.1 Lower Arm Thickness Before and After Optimization

基于下擺臂厚度的最優(yōu)值，采用相同的方法對(duì)其進(jìn)行極限強(qiáng)度分析，得到優(yōu)化之后下擺臂的最大應(yīng)力為347.8MPa，與優(yōu)化之前相比，其應(yīng)力降低15.6%，其安全系數(shù)達(dá)到1.21，并且其應(yīng)力集中點(diǎn)轉(zhuǎn)移到下板內(nèi)側(cè)，不易發(fā)生失效風(fēng)險(xiǎn)，符合強(qiáng)度特性要求。

基于下擺臂厚度的最優(yōu)值，采用相同的方法對(duì)其進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)分析，得到優(yōu)化之后的下擺臂疲勞壽命云圖，如圖7所示。由圖7可知，優(yōu)化之后下擺臂的最低疲勞循環(huán)次數(shù)為1.25E+5，高于實(shí)際工程目標(biāo)值，與優(yōu)化之前相比，其疲勞性能提高了1.75倍，并且其薄弱點(diǎn)也轉(zhuǎn)移到下板內(nèi)側(cè)，符合疲勞設(shè)計(jì)要求。

圖7 優(yōu)化之后的下擺臂疲勞壽命云圖Fig.7 Fatigue Life Nephogram of Lower Arm after Optimization

基于下擺臂厚度的最優(yōu)值重新計(jì)算，得到優(yōu)化之后下擺臂的重量。如表2所示，為優(yōu)化前后的目標(biāo)函數(shù)，由表2可知，優(yōu)化之后下擺臂的重量為2.9kg，與優(yōu)化之前相比，其減輕了6.5%。優(yōu)化之后的下擺臂強(qiáng)度性能和疲勞性能均可以滿足設(shè)計(jì)要求，并且達(dá)到了輕量化的目的，優(yōu)化效果比較理想。

表2 優(yōu)化前后的目標(biāo)函數(shù)Tab.2 Objective Function Before and After Optimization

6 優(yōu)化方案驗(yàn)證

為了對(duì)該下擺臂優(yōu)化方案的可靠度進(jìn)行驗(yàn)證，根據(jù)最佳設(shè)計(jì)參數(shù)制作下擺臂優(yōu)化方案樣件，如圖12所示。基于下擺臂臺(tái)架試驗(yàn)平臺(tái)采用液壓缸在輪轂中心處以正弦方式施加縱向載荷6370N，對(duì)其進(jìn)行臺(tái)架驗(yàn)證。臺(tái)架試驗(yàn)在進(jìn)行1.5E+5次后發(fā)生開裂，其疲勞仿真值的精度達(dá)到了83.3%，并且其開裂位置與疲勞壽命分析的薄弱位置一致。

圖8 下擺臂優(yōu)化方案樣件Fig.8 Prototype of Lower Arm Optimization scheme

與此同時(shí)，為了驗(yàn)證下擺臂優(yōu)化方案載整車狀態(tài)下的穩(wěn)定性，將其裝配在試驗(yàn)車上?；谡嚨缆纺途迷囼?yàn)標(biāo)準(zhǔn)，分別在高速路、扭曲路、比利時(shí)路、凸塊路、長(zhǎng)波路、短波路和搓板路進(jìn)行整車驗(yàn)證，道路試驗(yàn)總里程為60000km，整個(gè)試驗(yàn)過程下擺臂沒有發(fā)生異響，試驗(yàn)完成后下擺臂也沒有發(fā)生開裂失效問題，因此該下擺臂優(yōu)化方案具有較高的可行性。

7 結(jié)論

（1）采用有限元方法建立下擺臂有限元模型，并建立前懸架動(dòng)力學(xué)模型，提取其極限制動(dòng)工況時(shí)的載荷，基于慣性釋放方法對(duì)其進(jìn)行極限強(qiáng)度分析，其最大應(yīng)力為412.2MPa，接近于其材料屈服極限，存在疲勞失效風(fēng)險(xiǎn)。

（2）搭建下擺臂臺(tái)架試驗(yàn)平臺(tái)對(duì)其進(jìn)行對(duì)標(biāo)分析，其開裂處的應(yīng)力幅值為414.0MPa，仿真分析值的誤差為4.3%，因此其有限元建模及其分析方法具有較高的精確度。

（3）基于極限強(qiáng)度載荷，以正弦波加載方式對(duì)下擺臂進(jìn)行疲勞壽命分析，其最低疲勞循環(huán)次數(shù)為4.54E+4次，低于實(shí)際工程規(guī)定值，并且其危險(xiǎn)區(qū)域與開裂失效區(qū)域一致，不符合疲勞特性要求。

（4）基于Isight平臺(tái)集成下擺臂有限元模型、極限強(qiáng)度分析和疲勞壽命分析對(duì)其進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)，獲取其最佳參數(shù)，優(yōu)化之后下擺臂的最大應(yīng)力降低至347.8MPa，其疲勞壽命提升至1.25E+5次，并且其重量減輕了0.2kg，優(yōu)化效果比較理想。

（5）對(duì)下擺臂對(duì)優(yōu)化方案進(jìn)行臺(tái)架驗(yàn)證，其疲勞試驗(yàn)值為1.5E+5次，其仿真精度為83.3%，其薄弱位置與仿真分析區(qū)域相吻合，并且通過了整車道路耐久試驗(yàn)驗(yàn)證。