程穩(wěn)正　楊麗麗　穆曉平　曹正林　魯慧

（中國(guó)第一汽車股份有限公司技術(shù)中心 汽車振動(dòng)噪聲與安全控制綜合技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)春 130011）

乘用車懸架系統(tǒng)極限載荷虛擬臺(tái)架試驗(yàn)方法研究與應(yīng)用

程穩(wěn)正楊麗麗穆曉平曹正林魯慧

（中國(guó)第一汽車股份有限公司技術(shù)中心 汽車振動(dòng)噪聲與安全控制綜合技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)春 130011）

為降低懸架系統(tǒng)極限載荷強(qiáng)度臺(tái)架試驗(yàn)的成本和縮短試驗(yàn)周期，以A轎車前懸架系統(tǒng)為對(duì)象，研究了乘用車懸架系統(tǒng)虛擬試驗(yàn)方法，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合良好，驗(yàn)證了虛擬臺(tái)架試驗(yàn)方法的有效性。運(yùn)用該方法完成B轎車全新懸架結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)并一次性通過(guò)了臺(tái)架試驗(yàn)，表明所建立的虛擬試驗(yàn)方法可準(zhǔn)確預(yù)測(cè)懸架系統(tǒng)極限載荷條件下的性能。

主題詞：懸架系統(tǒng)虛擬試驗(yàn)非線性極限載荷乘用車

1　前言

極限載荷作用下懸架強(qiáng)度臺(tái)架試驗(yàn)主要有零部件級(jí)試驗(yàn)和懸架系統(tǒng)級(jí)試驗(yàn)。零部件級(jí)試驗(yàn)操作簡(jiǎn)單、成本低、結(jié)構(gòu)改進(jìn)驗(yàn)證快，缺點(diǎn)是不能考查零部件的強(qiáng)度匹配關(guān)系，潛在后果是誤用情況下結(jié)構(gòu)失效鏈不可控，易導(dǎo)致結(jié)構(gòu)失效未發(fā)生在易更換的零部件，產(chǎn)生很高的維修成本［1］；系統(tǒng)級(jí)試驗(yàn)可綜合考查懸架系統(tǒng)在極限載荷作用下的行為，試驗(yàn)結(jié)果對(duì)車型開發(fā)更具指導(dǎo)意義，缺點(diǎn)是試驗(yàn)成本高、周期長(zhǎng)，尤其是出現(xiàn)強(qiáng)度不足，結(jié)構(gòu)需反復(fù)改進(jìn)時(shí)。

懸架系統(tǒng)極限載荷強(qiáng)度仿真可克服懸架系統(tǒng)級(jí)臺(tái)架試驗(yàn)的缺點(diǎn)，其主要難點(diǎn)為：仿真工況的定義應(yīng)體現(xiàn)誤用試驗(yàn)的危險(xiǎn)點(diǎn)；非線性因素的處理，如材料非線性、剛度非線性等；如何根據(jù)載荷位移曲線確定系統(tǒng)的屈服載荷。

本文研究了懸架系統(tǒng)強(qiáng)度仿真建模與評(píng)價(jià)方法，完成A轎車前懸架系統(tǒng)試驗(yàn)仿真，通過(guò)與試驗(yàn)對(duì)比，建立了極限載荷虛擬臺(tái)架試驗(yàn)方法，運(yùn)用該方法完成B轎車全新麥弗遜懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)并一次性通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證。本文建立的方法，在車型開發(fā)無(wú)樣件條件下可準(zhǔn)確評(píng)價(jià)設(shè)計(jì)方案的性能，指導(dǎo)結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，在臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果不滿足目標(biāo)要求時(shí)可有效指導(dǎo)結(jié)構(gòu)改進(jìn)，避免反復(fù)試驗(yàn)驗(yàn)證。

2　仿真方法研究

2.1仿真工況定義

典型的麥弗遜式前懸架系統(tǒng)如圖1所示，車輛行駛時(shí)，垂向載荷由轉(zhuǎn)向節(jié)、滑柱傳遞至車身，縱向載荷由轉(zhuǎn)向節(jié)傳遞至滑柱和下控制臂。由于滑柱上固定點(diǎn)與輪心的距離遠(yuǎn)大于下控制臂球頭與輪心的距離，下控制臂承擔(dān)的縱向載荷遠(yuǎn)大于滑柱，因此垂向載荷和縱向載荷傳遞路徑耦合度小，可分別單獨(dú)考查垂向載荷和縱向載荷的作用而不必考查復(fù)合載荷情況。以往車型誤用試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果表明，當(dāng)車輛通過(guò)凹坑或臺(tái)階時(shí)，垂向軸頭力和縱向軸頭力均遠(yuǎn)大于側(cè)向軸頭力，垂向和縱向載荷是關(guān)注重點(diǎn)。A轎車的前懸架分別進(jìn)行了垂向大負(fù)荷和輪心向后大負(fù)荷試驗(yàn)。垂向大負(fù)荷試驗(yàn)中轉(zhuǎn)向節(jié)和滑柱未出現(xiàn)任何變形問題；輪心向后大負(fù)荷試驗(yàn)中副車架出現(xiàn)較大形變，下控制臂出現(xiàn)較小形變，轉(zhuǎn)向節(jié)未出現(xiàn)形變。試驗(yàn)結(jié)果表明，輪心向后大負(fù)荷是麥弗遜式懸架的薄弱工況，是仿真分析的重點(diǎn)研究工況。

2.2材料非線性

在極限載荷作用下，系統(tǒng)結(jié)構(gòu)零件發(fā)生屈服，因此仿真模型必須考慮材料非線性。材料的應(yīng)力應(yīng)變曲線來(lái)自材料拉伸試驗(yàn)，對(duì)于缺少試驗(yàn)數(shù)據(jù)的材料，其真實(shí)應(yīng)力應(yīng)變曲線可參考商用軟件FEMFAT中的FKM方法構(gòu)造，該軟件中計(jì)算方法為：

式中，k為形變強(qiáng)化系數(shù)；n為形變強(qiáng)化指數(shù)；σ為應(yīng)力；ε為應(yīng)變。

k、n根據(jù)材質(zhì)類型和拉伸極限σb按表1的方法確定，本文用到的應(yīng)力應(yīng)變曲線見圖2。

表1　材料性能系數(shù)

2.3剛度非線性

為了提高計(jì)算求解速度，需要對(duì)橡膠襯套的剛度非線性進(jìn)行線性等效處理。某典型橡膠襯套連接點(diǎn)剛度曲線如圖3所示，載荷較小時(shí)為線性狀態(tài)，載荷加載至一定值時(shí)到達(dá)非線性，繼續(xù)施加載荷則橡膠處于徑向不可壓縮或軸向達(dá)到限位狀態(tài)，此時(shí)橡膠襯套連接點(diǎn)的剛度取決于結(jié)構(gòu)的剛度，可以使用較大的剛度值代替原橡膠襯套剛度。

2.4仿真結(jié)果評(píng)價(jià)

圖4為麥弗遜式懸架系統(tǒng)承載能力仿真分析的載荷位移曲線示意圖，曲線中A、B、C點(diǎn)對(duì)應(yīng)的載荷分別為FA、FB和FC。以載荷位移曲線開始偏離線性階段的載荷FA作為系統(tǒng)的屈服載荷，小于臺(tái)架試驗(yàn)表現(xiàn)出來(lái)的屈服載荷，偏差在30%以上。造成偏差的原因主要有：率先出現(xiàn)塑性應(yīng)變的位置往往存在應(yīng)力集中，局部屈服不影響系統(tǒng)繼續(xù)承載；系統(tǒng)中的零件由多種材質(zhì)構(gòu)成，各材質(zhì)應(yīng)力應(yīng)變曲線特征不同；仿真結(jié)果的載荷位移曲線是逐步變化的，偏離線性階段的點(diǎn)本身很難確定。

文獻(xiàn)［2］提出，材料試件拉伸試驗(yàn)時(shí)，一般規(guī)定曲線上某點(diǎn)處切線斜率相對(duì)于直線部分斜率的改變量來(lái)確定比例極限。本文將整個(gè)前懸架系統(tǒng)視為一個(gè)試件，指定一個(gè)斜率改變值來(lái)確定系統(tǒng)屈服點(diǎn)，當(dāng)斜率改變量達(dá)到指定值時(shí)，對(duì)應(yīng)的載荷定義為系統(tǒng)的屈服載荷，計(jì)算方法為：

式中，θA、θB分別為A點(diǎn)和B點(diǎn)切線與橫坐標(biāo)軸的夾角，a為指定的斜率改變量。

顯然，C點(diǎn)為載荷位移曲線的最高點(diǎn)，表明系統(tǒng)所能抵抗的最大載荷，C點(diǎn)對(duì)應(yīng)的載荷即為系統(tǒng)能承受的極限載荷。

仿真結(jié)果評(píng)價(jià)方法的有效性通過(guò)仿真分析與試驗(yàn)的比較進(jìn)行驗(yàn)證。

3　臺(tái)架試驗(yàn)

圖5所示為A轎車的輪心向后大負(fù)荷承載能力試驗(yàn)裝置，滑柱采用實(shí)際結(jié)構(gòu)，通過(guò)導(dǎo)軌裝置防止垂向跳動(dòng)，轉(zhuǎn)向拉桿采用加強(qiáng)的夾具代替，副車架與車身安裝點(diǎn)及滑柱上固定點(diǎn)均與夾具固定。

圖6為左側(cè)輪心向后大負(fù)荷臺(tái)架試驗(yàn)的載荷位移曲線。第1次加載考查系統(tǒng)在規(guī)定載荷作用下的性能，第2次加載考查系統(tǒng)在極限載荷作用下的性能，試驗(yàn)在同一懸架系統(tǒng)進(jìn)行。圖6中，將曲線明顯偏離線性階段對(duì)應(yīng)的載荷認(rèn)定為系統(tǒng)屈服載荷，其中相對(duì)載荷為試驗(yàn)載荷與目標(biāo)載荷的比值。繼續(xù)施加載荷到一定階段后，系統(tǒng)喪失抵抗能力，即位移持續(xù)增加而載荷基本不變，認(rèn)為此時(shí)對(duì)應(yīng)的載荷為系統(tǒng)的承載極限。

4　承載能力仿真

4.1仿真模型的建立

轉(zhuǎn)向節(jié)為實(shí)體零件，其強(qiáng)度遠(yuǎn)大于板材沖焊的下控制臂和副車架，臺(tái)架試驗(yàn)未出現(xiàn)任何變形問題，因此計(jì)算模型中轉(zhuǎn)向節(jié)采用直徑較大的梁?jiǎn)卧?jiǎn)化。轉(zhuǎn)向拉桿采用二力桿單元簡(jiǎn)化，滑柱、轉(zhuǎn)向機(jī)等均采用直徑較大的梁?jiǎn)卧?jiǎn)化，下控制臂和副車架均采用實(shí)際結(jié)構(gòu)。橡膠襯套采用集成彈簧單元代替，賦予剛度值。仿真模型見圖7。

4.2載荷及邊界條件

載荷及邊界條件根據(jù)臺(tái)架試驗(yàn)方法確定，副車架與車身安裝點(diǎn)剛性約束，滑柱上固定點(diǎn)約束平動(dòng)自由度。輪心施加向后載荷，以1 kN為間隔逐漸累加。求解輪心向后大負(fù)荷的承載能力，記錄輪心的載荷位移曲線，觀察塑性應(yīng)變分布及結(jié)構(gòu)變形。由于前副車架左、右不對(duì)稱，對(duì)兩側(cè)分別進(jìn)行了仿真。

5　仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果比較

5.1承載能力比較

圖8為仿真相對(duì)載荷（仿真載荷與目標(biāo)載荷的比值）與加載點(diǎn)位移曲線，按2.4節(jié)的方法確定系統(tǒng)的屈服載荷與極限載荷，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果見表2，其中相對(duì)屈服載荷為屈服載荷與目標(biāo)屈服載荷的比值，相對(duì)極限載荷為極限載荷與目標(biāo)極限載荷的比值，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果偏差見表3。由表3可以看出，承載能力仿真結(jié)果精度達(dá)到90%左右，表明2.4節(jié)提到的仿真結(jié)果評(píng)價(jià)方法可用于預(yù)測(cè)系統(tǒng)的承載能力。

表2　仿真與試驗(yàn)結(jié)果

表3　仿真與試驗(yàn)結(jié)果相對(duì)偏差　%

5.2載荷位移曲線比較

臺(tái)架試驗(yàn)載荷位移曲線與仿真載荷位移曲線有較大差別。臺(tái)架試驗(yàn)加載曲線從非線性到線性再到非線性，狀態(tài)始終在變化。圖6中，從加載開始到相對(duì)載荷約為0.3階段的變形主要為橡膠襯套變形和懸架系統(tǒng)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)的剛性位移，此時(shí)加載裝置（作動(dòng)器）位移約為26 mm。試驗(yàn)加載曲線包含了非結(jié)構(gòu)件變形造成的位移，因此仿真分析與臺(tái)架試驗(yàn)加載曲線的比較重點(diǎn)是載荷，位移不具備比較意義。將圖6試驗(yàn)加載曲線以（26 mm，0.3）為起始狀態(tài)并且將仿真曲線沿橫坐標(biāo)軸平移處理，得到的比較曲線如圖9所示。另外，臺(tái)架試驗(yàn)中，加載到懸架系統(tǒng)承載能力極限后出現(xiàn)系統(tǒng)失穩(wěn)破壞，其載荷位移曲線形狀存在偶然性，每次試驗(yàn)結(jié)果相差很大，本文以失穩(wěn)前的試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行比較。

由圖9可以看出，仿真分析與臺(tái)架試驗(yàn)曲線形狀類似，但線性階段的斜率不同，這表明仿真模型的剛度大于臺(tái)架試驗(yàn)系統(tǒng)的剛度，這主要是系統(tǒng)模型簡(jiǎn)化造成的，如滑柱、轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向拉桿、橡膠襯套等的仿真模型采用線性材料的梁?jiǎn)卧蚨U單元，橡膠襯套使用剛度單元，都會(huì)造成仿真模型線性階段剛度大于實(shí)際懸架系統(tǒng)。仿真模型之所以將這些零件剛度定義較大或者不考慮其非線性，一方面是為了提高求解效率，另一方面是為了尋找決定系統(tǒng)承載能力的關(guān)鍵原因，從圖9及表2的結(jié)果看，即使仿真模型中這些零件的剛度與實(shí)際零件有差別，但承載能力仿真結(jié)果與試驗(yàn)相差不大，表明下控制臂和副車架的強(qiáng)度是決定輪心向后大負(fù)荷的關(guān)鍵，這也驗(yàn)證了2.1節(jié)的結(jié)論。從圖9中還可以看到，2次加載中，屈服載荷相差較大，表明系統(tǒng)存在一定的硬化現(xiàn)象，以第1次加載曲線的屈服載荷為準(zhǔn)。

5.3失效模式比較

圖10為結(jié)構(gòu)變形的比較，圖中左側(cè)為臺(tái)架試驗(yàn)加載到極限位置并卸載后的變形情況，右側(cè)為結(jié)構(gòu)能承受最大載荷時(shí)仿真結(jié)果。圖11為仿真結(jié)果副車架的塑性應(yīng)變分布。

臺(tái)架試驗(yàn)在副車架前點(diǎn)靠近下控制臂安裝位置的上邊緣（A位置）發(fā)生嚴(yán)重的屈服，翻邊出現(xiàn)彎曲，仿真分析結(jié)果在該處（A′位置）也有較大變形，變形的方向和形狀與試驗(yàn)結(jié)果類似，A′位置的塑性應(yīng)變達(dá)到10%左右，如圖11所示。臺(tái)架試驗(yàn)副車架與下控制臂后安裝點(diǎn)處（B位置）出現(xiàn)褶皺，這是瞬間失穩(wěn)坍塌過(guò)程；仿真結(jié)果在該處（B′位置）也存在變形，但沒有出現(xiàn)褶皺，從塑性應(yīng)變分布區(qū)域看，B′位置存在大面積的3%～6%塑性應(yīng)變區(qū)域，仿真結(jié)果顯示，A′位置先于B′位置屈服且塑性應(yīng)變大于B′位置，但當(dāng)B′位置塑性應(yīng)變?cè)黾拥揭欢ㄖ岛螅抡婺Ｐ烷_始出現(xiàn)收斂困難，這表明B′位置出現(xiàn)大面積的屈服才是導(dǎo)致系統(tǒng)不能承載的原因，同時(shí)驗(yàn)證了臺(tái)架試驗(yàn)失效模式。

6　方法應(yīng)用

6.1初始結(jié)構(gòu)分析

將分析方法應(yīng)用到B轎車全新麥弗遜式前懸架的開發(fā)，表4為初始結(jié)構(gòu)仿真載荷相對(duì)B轎車目標(biāo)載荷的比值。結(jié)構(gòu)相對(duì)屈服載荷僅為0.58，相對(duì)極限載荷僅為0.70，承載能力遠(yuǎn)達(dá)不到設(shè)計(jì)要求，結(jié)構(gòu)需要改進(jìn)設(shè)計(jì)。根據(jù)塑性應(yīng)變分布，確定副車架強(qiáng)度弱是系統(tǒng)承載能力不足的主要原因，副車架的下控制臂后安裝點(diǎn)位置是結(jié)構(gòu)改進(jìn)的主要位置。

表4　初始結(jié)構(gòu)仿真結(jié)果

6.2結(jié)構(gòu)改進(jìn)分析

圖12為副車架的改進(jìn)過(guò)程，經(jīng)過(guò)多次改進(jìn)分析得到最終結(jié)構(gòu)。表5為最終結(jié)構(gòu)相對(duì)承載能力仿真結(jié)果，仿真分析判定合格，以該結(jié)構(gòu)進(jìn)行試制和驗(yàn)證，表6為臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果，從表5、表6的比較看，承載能力預(yù)測(cè)精度達(dá)到90%以上，再次驗(yàn)證了仿真方法的有效性。最終的改進(jìn)結(jié)構(gòu)承載能力滿足臺(tái)架試驗(yàn)?zāi)繕?biāo)要求，一次性通過(guò)了臺(tái)架試驗(yàn)。

表5　改進(jìn)結(jié)構(gòu)仿真結(jié)果

表6　改進(jìn)結(jié)構(gòu)試驗(yàn)結(jié)果

仿真載荷與臺(tái)架試驗(yàn)載荷仍有一定誤差，原因主要有：

a.從臺(tái)架試驗(yàn)加載曲線可以看出，輪心運(yùn)動(dòng)20～ 30 mm之后才開始表現(xiàn)出線性，此時(shí)系統(tǒng)的姿態(tài)與初始狀態(tài)已經(jīng)有所區(qū)別，而仿真模型從初始狀態(tài)即表現(xiàn)為線性，姿態(tài)的區(qū)別對(duì)于結(jié)構(gòu)面臨失穩(wěn)狀態(tài)的預(yù)測(cè)存在較大影響；

b.部分材料的真實(shí)應(yīng)力應(yīng)變曲線基于經(jīng)驗(yàn)公式獲取，與實(shí)際材料性能存在差別；

c.部分零件進(jìn)行了簡(jiǎn)化，剛度與實(shí)際零件存在差別，而本文確定系統(tǒng)屈服載荷的方法基于斜率改變量，勢(shì)必造成載荷預(yù)測(cè)的誤差。

7　結(jié)束語(yǔ)

本文建立了麥弗遜式前懸架系統(tǒng)承載能力虛擬試驗(yàn)?zāi)Ｐ停M(jìn)行了大負(fù)荷試驗(yàn)的仿真分析，同試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了比較，并應(yīng)用到新車型的開發(fā)，結(jié)果表明：

a.仿真分析與臺(tái)架試驗(yàn)的對(duì)比表明，通過(guò)監(jiān)測(cè)加載曲線斜率改變量達(dá)到目標(biāo)值的方法預(yù)測(cè)系統(tǒng)屈服載荷是有效的；

b.承載能力分析結(jié)果精度達(dá)到90%，通過(guò)仿真分析可以預(yù)測(cè)系統(tǒng)的承載能力；

c.仿真模型的變形及屈服位置與試驗(yàn)結(jié)果吻合良好，表明仿真模型能有效預(yù)測(cè)系統(tǒng)的失效模式；

d.在產(chǎn)品開發(fā)早期進(jìn)行懸架系統(tǒng)承載能力仿真，有利于提高車輛在誤用情況下的可靠性。

1Hauke M.Simulation of full vehicle misuse behavior.SAE papers 2004-01-0192.

2孫茂才.金屬力學(xué)性能.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，2005.

（責(zé)任編輯斛畔）

修改稿收到日期為2016年4月12日。

Virtual Test Method Research and Application of Passenger Car Suspension System on Limit Load

Cheng Wenzheng，Yang Lili，Mu Xiaoping，Cao Zhenglin，Lu Hui
（China FAW Co.，Ltd.R&D Center，State Key Laboratory of Comprehensive Technology on Automobile Vibration and Noise&Safety Control，Changchun 130011）

In order to reduce the cost and test cycle of suspension system strength test at limit load，front suspension system of an A-class passenger car was taken as a research object，the virtual test method was studied，the simulation result was identical with test results，proving effectiveness of the virtual bench test method.Then，a new suspension structure design of a B-class car was completed with this virtual test method，and one-time passed the bench test，indicating that the established virtual test method can accurately predict performance of the suspension system at limit load test.

Suspension system，Virtual test，Nonlinear，Limit load，Passenger car

U467

A

1000-3703（2016）10-0031-05