潘海杰

（中國鐵建重工集團股份有限公司，湖南 長沙 410000）

車輛橫向穩(wěn)定桿對改善車輛的行駛平順性具有重要意義。它本質上是一種扭桿彈簧，是一種連接車架和懸架以及輪胎的特殊彈性元件[1]?，F代車輛懸架的垂直剛度一般較低，從而導致車輛具有較小的側傾剛度，橫向穩(wěn)定桿能夠顯著增加懸架的側傾角剛度。除此之外，它還可以合理分配前、后懸架的側傾角剛度的比值關系，使車輛具有合理的轉向特性。橫向穩(wěn)定桿是典型的受交變疲勞載荷作用的車輛部件，疲勞破壞往往發(fā)生于較大應力部位[2]，獲取橫向穩(wěn)定桿的應力分布與危險位置能對其結構的合理性進行評估，對其結構進行優(yōu)化設計以減小應力對提高穩(wěn)定桿的使用壽命具有重要意義。

本研究以某款車輛橫向穩(wěn)定桿為研究對象，建立1/2有限元模型并進行扭轉剛度分析，得到原結構的應力分布和危險位置；以減小危險位置應力、提高其使用壽命為目標提出優(yōu)化設計方案，并進行有限元分析，選取最優(yōu)的設計方案。此研究方法能夠快速準確地確定橫向穩(wěn)定桿的危險位置，通過優(yōu)化設計顯著降低了橫向穩(wěn)定桿的應力。本文能夠為車輛橫向穩(wěn)定桿的設計方案評估、優(yōu)化橫向穩(wěn)定桿的結構提供指導。

1 橫向穩(wěn)定桿有限元模型的建立

本款車車橫向穩(wěn)定桿位于汽車前懸架，屬于圓截面、對稱的結構，其簡化布置方式如圖1所示，其中穩(wěn)定桿兩端與懸掛搖臂固定相連，穩(wěn)定桿中部的兩個固定點在橡膠套內自由轉動。穩(wěn)定桿工作時桿系兩端發(fā)生相反方向的垂直位移而產生扭轉，由于其結構上的對稱性，其對稱中心是固定不動的。因此，為了減小計算量，建立穩(wěn)定桿的1/2有限元模型進行有限元分析。

圖1 橫向穩(wěn)定桿布置方式

采用四面體solid10 node 187單元對其進行網格劃分，設定單元尺寸為4 mm[3]。在襯套耦合處與穩(wěn)定桿端部建立主節(jié)點，采用3Dmass 21單元賦予屬性，以模擬鉸接與施加載荷，劃分網格后得到其有限元模型如圖2所示。橫向穩(wěn)定桿的材料參數：彈性模量為206 GPa，泊松比為0.29，密度為7850 kg/m3，抗拉結構強度為1225 MPa，條件屈服結構強度為1080 MPa。

圖2 橫向穩(wěn)定桿有限元模型

2 原結構扭轉分析

2.1 扭轉剛度

橫向穩(wěn)定桿工作時，其端部會受到垂直載荷F的作用，如圖3所示。在端部載荷F的作用下，橫向穩(wěn)定桿會發(fā)生端部的垂直位移y，從而產生扭轉運動，產生一個扭轉角度θ。抵抗這種扭轉的能力即為扭轉剛度K，具有如下形式：

圖3 橫向穩(wěn)定桿扭轉示意圖

式中，T為引起扭轉的扭矩；L為穩(wěn)定桿的懸臂長度。

2.2 穩(wěn)定桿扭轉剛度分析

首先對車輛橫向穩(wěn)定桿的1/2有限元模型進行載荷加載和約束處理。將穩(wěn)定桿對稱中心位置進行全約束處理，以模擬在實際工作中穩(wěn)定桿兩端繞對稱中心進行扭轉、而對稱中心固定不動的工況[4]。其次在穩(wěn)定桿端部施加沿豎直方向（以下簡稱為Z向）的外部載荷，載荷幅值分別取500 N和1000 N。

對添加約束以及施加載荷后的有限元模型進行扭轉剛度分析，分別得到橫向穩(wěn)定桿在500 N和1000 N的外部載荷作用下的扭轉剛度，結果如表1所示。對不同載荷下橫向穩(wěn)定桿的扭轉剛度進行平均處理以減小誤差，最終得到的結果為4253266.527 N.mm/rad，即穩(wěn)定桿所受載荷力與端部位移之間的關系符合線性關系，該桿系在安全系數為1時，扭轉剛度目標值為4253 N.m/rad。

表1 不同載荷作用下橫向穩(wěn)定桿扭轉剛度

對穩(wěn)定桿端部進行Z向的位移作用加載，以模擬車輪跳動引起的穩(wěn)定桿端部運動。位移加載幅值為61 mm，進行穩(wěn)定桿在位移作用下的應力分析。

有限元分析結果表明穩(wěn)定桿彎曲處的應力最大，為504.4 MPa，如圖4所示。這與實驗測試時橫向穩(wěn)定桿的失效大多出現在彎曲處的情況相符，因此可確定本橫向穩(wěn)定桿的危險位置位于彎曲處。由于本設計結構并不符合實驗的技術要求，因此需要對該橫向穩(wěn)定桿進行結構優(yōu)化。

圖4 橫向穩(wěn)定桿危險位置

3 橫向穩(wěn)定桿結構優(yōu)化

3.1 結構優(yōu)化方案

剛度參數對于橫向穩(wěn)定桿的工作性能至關重要，結構優(yōu)化應保證不顯著降低橫向穩(wěn)定桿的剛度。同時，部件質量對于車輛的經濟性、減排等方面的影響也不能忽視，車輛輕量化也成為了一種趨勢，因此結構優(yōu)化還應保證橫向穩(wěn)定桿的質量不顯著增加[5-6]。因此，對橫向穩(wěn)定桿采取“局部加強，余部減重”的思想，減小橫向穩(wěn)定桿的整體直徑尺寸（原結構為27 mm），同時對彎曲處進行局部加粗。這樣既保證了穩(wěn)定桿剛度的不變性，又不會顯著增加橫向穩(wěn)定桿的整體質量；該穩(wěn)定桿主要通過擠壓模具，機加等工藝，對下料二次處理改變局部位置直徑，以實現穩(wěn)定桿的局部性能增強。穩(wěn)定桿直線段等效長度為267 mm，為保證工藝生產及良好的受力性能，一般折彎半徑D=(2.5～3)d，其中d為穩(wěn)定桿直徑。經過本文的分析后，未來將進行樣件的試制，預制定的工藝流程如圖5所示。

圖5 變徑穩(wěn)定桿工藝流程圖

橫向穩(wěn)定桿原結構的桿徑為27 mm，根據上述分析，將穩(wěn)定桿整體桿徑尺寸減小為26 mm和26.5 mm。為保證橫向穩(wěn)定桿的剛度，對彎曲處進行局部加粗，局部加粗區(qū)域如圖6所示。

圖6 彎曲處加粗示意圖

此穩(wěn)定桿的尺寸公差要求為0.1 mm，故每種優(yōu)化方案直徑間的差值應大于此值。在理論分析中，可以更加細化桿徑的差值，而在討論選取優(yōu)化方案時，再考慮實際加工工藝。經過上述處理，共提出8種優(yōu)化方案，如表2所示。

表2 優(yōu)化方案

為保證優(yōu)化后的穩(wěn)定桿剛度不變，需要保證穩(wěn)定桿在相應工況分析下的端點位移不變，故還需對所提出的優(yōu)化方案進行評估（桿徑理論方案的選取主要探究穩(wěn)定桿的趨勢性變化，其實際加工精度應據加工工藝具體考慮）。穩(wěn)定桿在初始結構下的扭轉剛度值如表1所示，則會在接下來的分析中提供對比參考。

3.2 優(yōu)化方案評估

按照表2中提出的優(yōu)化方案，對車輛橫向穩(wěn)定桿的有限元模型進行修改，并進行約束處理。對橫向穩(wěn)定桿末端進行外力加載，幅值分別為 500 N和1000 N，進行橫向穩(wěn)定桿的扭轉分析，得到其端點位移如表3所示。與表1中原結構的端點位移進行對比，選取位移差值較小的方案，這時，優(yōu)化結構的扭轉剛度也與原結構相近。

表3 端點位移

將分析結果與表1中原有結構的端點位移進行對比，可知方案3與方案6的端點位移與原結構較為相近，也就是橫向穩(wěn)定桿的結構剛度變化不大。因此，將優(yōu)化設計方案3和方案6列為備選方案。

橫向穩(wěn)定桿的結構除了需要保證剛度性能，還應盡量減小橫向穩(wěn)定桿的最大應力值[7]。故還需對方案3和方案6的應力情況進行評估。對橫向穩(wěn)定桿的端部進行61 mm的Z向位移載荷作用，觀察轉彎處的局部應力，應力云圖如圖7所示。

圖7 彎曲應力云圖

分析結果表明，采用方案3會使橫向穩(wěn)定桿在Z向61 mm位移載荷作用下，彎曲處的應力減小為339.2 MPa，桿徑變化過渡處的應力變430.2 MPa。采用方案6時，這兩項數值則分別為407.6 MPa和439.4 MPa。相比其原有結構，方案3和方案6彎曲處的應力值顯著降低，這有利于提高橫向穩(wěn)定桿的使用壽命。進一步地，方案3的應力值低于方案6，從應力方面來看，方案3是優(yōu)于方案6的。

除此之外，還應考慮結構對于橫向穩(wěn)定桿質量的影響[8]，表4列出了各結構下性能參數的對比。

表4 各結構性能參數對比

由以上對比可知，結構經過優(yōu)化后，轉彎處的最大應力有所下降，而穩(wěn)定桿的重量比原結構略有增加。方案6比方案3的應力更小，而質量略大。本橫向穩(wěn)定桿更關注結構應力值，而對其質量的要求并不十分嚴格。故從理論上分析，方案6是更為合理的結構優(yōu)化方案。同時，方案6從加工工藝角度也是合理的。因此，選定方案6為最終的優(yōu)化設計方案。

4 結論

建立車輛橫向穩(wěn)定桿的1/2有限元模型，并通過扭轉分析得到了原結構的位移、剛度和應力分布，得到了危險位置與最大應力，并作為優(yōu)化結構的評價參考?？紤]同時保證穩(wěn)定桿的高剛度、低應力和小質量，基于“局部加強，余部減重”的方法，提出優(yōu)化設計方案。采用有限元分析從扭轉剛度、載荷作用下的位移以及應力等方面對設計方案進行評估，選取出結果較優(yōu)的方案。

局部加強的穩(wěn)定桿在不改變穩(wěn)定桿原有布置空間的情況下，加強薄弱位置，從而增強穩(wěn)定桿的整體性能，為整車輕量化以及狹小空間布置方案提供了新的思路，使企業(yè)在降低成本及新模具的投入的同時提高同類產品的競爭能力，對汽車設計具有重要意義。