宋亞偉 黃元毅

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州 545007）

基于多體動力學(xué)模型的汽車底盤動態(tài)載荷分析

宋亞偉 黃元毅

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州 545007）

為獲得更簡便、高效的底盤動態(tài)載荷提取方法，以某MPV為對象開展了研究。利用MotionView軟件建立該車多體動力學(xué)模型，并根據(jù)實(shí)測數(shù)據(jù)對模型進(jìn)行修正，保證了模型精度。以實(shí)測車輪六分力作為模型輪軸加載輸入，采用半分析法提取了底盤部件安裝硬點(diǎn)動態(tài)載荷，以提取的動態(tài)載荷作為底盤部件邊界載荷輸入，分析其應(yīng)力并與實(shí)測應(yīng)力進(jìn)行對比。結(jié)果表明，應(yīng)力仿真值與實(shí)測值吻合度較好，證明了該動態(tài)載荷分析方法的有效性。

1 前言

在整車前期開發(fā)階段，普遍使用基于經(jīng)驗(yàn)和統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)的靜態(tài)載荷開展結(jié)構(gòu)件的強(qiáng)度校核，但其無法用于結(jié)構(gòu)件疲勞耐久分析。在整車開發(fā)前期通過多體動力學(xué)模型提取動態(tài)載荷用于結(jié)構(gòu)疲勞耐久分析，提前預(yù)測設(shè)計(jì)薄弱之處并進(jìn)行設(shè)計(jì)改進(jìn)，可以減少后續(xù)路試風(fēng)險(xiǎn)，甚至減少路試次數(shù)，進(jìn)而縮短整車開發(fā)周期。同時，結(jié)構(gòu)件邊界動態(tài)載荷也是輕量化設(shè)計(jì)的前提[1～2]。

采用多體動力學(xué)模型提取動態(tài)載荷，近年來研究較多的是采用該模型在數(shù)字路面上仿真運(yùn)行。劉立剛提出基于虛擬路面的載荷預(yù)測方法，在多體動力學(xué)軟件中實(shí)現(xiàn)了駕駛員模型、路面模型、輪胎模型的集成，并完成了比利時路面虛擬仿真分析[3]。王長明等在Adams/car中建立整車多體動力學(xué)模型及2D比利時路面模型，以耐久性行駛工況為輸入，通過多體仿真獲取車輛工作載荷[4]。曹正林等應(yīng)用虛擬試車場技術(shù)模擬載貨汽車底盤動應(yīng)力響應(yīng)，并與實(shí)測結(jié)果進(jìn)行對比，取得了很好的效果[5]。

但虛擬試車場技術(shù)要求復(fù)雜的3D路面模型、輪胎模型建模，目前絕大多數(shù)輪胎模型對高頻激勵的模擬計(jì)算精度不高，且有些路面無法定義（如礫石路）。本文以某MPV車型底盤動態(tài)載荷開發(fā)過程為例，利用Motion?View模型，采用輪心載荷加載的半分析方法[6～7]，回避了復(fù)雜的輪胎建模和路面建模，通過約束車身取得了較快的計(jì)算精度和速度。

2 模型建立

本文使用的MPV車型采用麥弗遜式前懸架和鋼板彈簧后懸架，驅(qū)動形式為前置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動。在MotionView軟件內(nèi)建立前懸架系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、后懸架系統(tǒng)、車身、輪胎等模型，并在所建立的子系統(tǒng)模型基礎(chǔ)上組裝整車仿真模型。懸架系統(tǒng)包括車輪、輪轂、下控制臂、橫向穩(wěn)定桿、減振器支柱、轉(zhuǎn)向系、車橋、鋼板彈簧等部件，建模過程中，這些部件的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量及質(zhì)心需根據(jù)實(shí)測值進(jìn)行調(diào)整。前、后懸架部分部件采用beam梁建模，beam梁是一種無質(zhì)量、等截面的彈性梁，可以在兩點(diǎn)之間傳遞力和扭矩，其截面可以是任意形狀，其中poly beam是截面為圓形的一種beam梁，鑒于前懸架穩(wěn)定桿為圓形以及滑柱活塞桿變形對底盤性能的影響，對它們采用poly beam形式建模，前懸架下控制臂、副車架采用柔性體建模。鑒于后懸架鋼板彈簧每片截面為矩形，對其采用截面為方形的beam梁建模，主、副簧間接觸采用接觸函數(shù)模擬，后橋采用柔性體建模。模型中所有彈性元件剛度、阻尼根據(jù)實(shí)測值調(diào)整，輪胎模型基于實(shí)測數(shù)據(jù)建立，為PAC2002模型，主要用于整車模型操縱穩(wěn)定性仿真與實(shí)測數(shù)據(jù)對比驗(yàn)證。整車動力學(xué)模型如圖1所示。

圖1 整車多體動力學(xué)模型

3 模型修正

整車模型建立后，需將其與實(shí)測數(shù)據(jù)進(jìn)行對比并修正，保證其精確度。

3.1 懸架系統(tǒng)K&C仿真對比

懸架K&C（Kinematic&Compliance）特性對比主要關(guān)注懸架系統(tǒng)準(zhǔn)靜態(tài)特性，通過調(diào)整模型彈簧剛度、襯套剛度、緩沖塊剛度及接觸間隙等參數(shù)，保證懸架系統(tǒng)運(yùn)動學(xué)特性和彈性運(yùn)動學(xué)特性與實(shí)際相吻合。主要試驗(yàn)項(xiàng)目包括懸架平行輪跳工況、側(cè)傾工況、側(cè)向力加載工況、縱向力加載工況、回正力矩加載工況、轉(zhuǎn)向工況。

在平行輪跳工況及側(cè)傾工況測試中，利用懸架K&C特性試驗(yàn)臺對試驗(yàn)車輛車輪施加垂向位移輸入，同時測量車輪角度、縱向和側(cè)向位移變化量。在側(cè)向力加載工況、縱向力加載工況及回正力矩加載工況測試中，利用懸架K&C特性試驗(yàn)臺對試驗(yàn)車輛車輪分別施加側(cè)向力、縱向力和回正力矩輸入，同時測量車輪角度、縱向和側(cè)向位移變化量。在轉(zhuǎn)向工況測試中，以轉(zhuǎn)向盤角度為輸入，測量車輪角度及轉(zhuǎn)向盤力矩。測試完成后，將測試數(shù)據(jù)導(dǎo)入MotionView后處理模塊與仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對比，主要通過在實(shí)測數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上微調(diào)襯套靜剛度、減振器彎曲剛度、調(diào)整彈簧預(yù)載荷、緩沖塊接觸間隙及緩沖塊剛度等使模型K&C仿真結(jié)果與實(shí)測數(shù)據(jù)吻合。修正后的模型K&C仿真結(jié)果與實(shí)測數(shù)據(jù)吻合度非常高，前懸架平行輪跳工況、側(cè)向力加載工況部分?jǐn)?shù)據(jù)對比結(jié)果如圖2、圖3所示。

圖2 平行輪跳工況前懸架K&C特性對比曲線

圖3 側(cè)向力加載工況前懸架K&C特性對比曲線

3.2 整車四立柱臺架工況仿真對比

整車四立柱臺架工況對比關(guān)注整車準(zhǔn)靜態(tài)特性及動態(tài)特性，主要用于初步驗(yàn)證模型精度和標(biāo)定模型內(nèi)傳感器輸出接口位置，通過修正模型襯套的阻尼特性和相關(guān)傳感器輸出接口建立位置，使模型仿真結(jié)果與測試結(jié)果吻合。四立柱臺架工況是指在整車輪耦合道路模擬試驗(yàn)臺上，以車輪位移作為驅(qū)動信號，測量車身和底盤部件特定測點(diǎn)的位移和加速度，主要試驗(yàn)內(nèi)容包括四立柱扭轉(zhuǎn)工況和四立柱掃頻工況。

四立柱扭轉(zhuǎn)工況以右前輪和左后輪向上運(yùn)動60 mm、左前輪和右后輪向下運(yùn)動60 mm做扭轉(zhuǎn)試驗(yàn)；四立柱掃頻工況為兩前輪或兩后輪做同向正弦波運(yùn)動，幅值為5 mm，頻率由0遞增到25 Hz。根據(jù)實(shí)際傳感器安裝位置在整車四立柱臺架模型中建立相應(yīng)的輸出接口，將模型的響應(yīng)值與臺架測試結(jié)果進(jìn)行對比，修正模型內(nèi)相應(yīng)輸出接口的位置，通過調(diào)整襯套阻尼和底盤部件質(zhì)量及轉(zhuǎn)動慣量等參數(shù)保證掃頻工況仿真結(jié)果與實(shí)測數(shù)據(jù)吻合。整車四立柱臺架模型及臺架測試如圖4所示，四立柱扭轉(zhuǎn)工況對比曲線如圖5所示，前懸架四立柱掃頻工況對比曲線如圖6示。從對比結(jié)果可以看出，車身相對位移的時域和頻域響應(yīng)吻合度很好。

圖4 整車四立柱臺架測試

圖5 四立柱扭轉(zhuǎn)工況位移（相對于車身）時域?qū)Ρ惹€

圖6 前懸架掃頻工況位移（相對于車身）對比曲線

3.3 整車操縱穩(wěn)定性工況仿真對比

整車操縱穩(wěn)定性工況對比關(guān)注整車準(zhǔn)靜態(tài)和瞬態(tài)響應(yīng)特性，通過調(diào)整整車模型車身質(zhì)心位置、質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量等參數(shù)，進(jìn)一步驗(yàn)證模型精度。整車模型仿真前，需根據(jù)實(shí)測車輛的配重及質(zhì)心位置進(jìn)行修正，并以實(shí)際測試工況輸入作為仿真輸入，主要測試工況包括穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況、直線加速工況、直線制動工況、轉(zhuǎn)向盤角階躍工況和轉(zhuǎn)向盤掃頻工況[8]。

穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況描述車輛準(zhǔn)靜態(tài)轉(zhuǎn)向性能，采用定轉(zhuǎn)彎半徑試驗(yàn)方法，轉(zhuǎn)彎半徑設(shè)為30 m，關(guān)注整車不足轉(zhuǎn)向梯度和車身側(cè)傾梯度，穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)對比曲線及結(jié)果如圖7和表1所示，從測試數(shù)據(jù)可以看出，穩(wěn)態(tài)工況仿真結(jié)果準(zhǔn)確度達(dá)到93%以上。

圖7 穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況時域?qū)Ρ惹€

表1 穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況仿真與測試對比結(jié)果 （°）·g-1

轉(zhuǎn)向盤掃頻工況描述轉(zhuǎn)向響應(yīng)頻率特性，設(shè)定車速為100 km/h，轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角正弦輸入，幅值恒定，輸入頻率緩慢增加至4 Hz，對比曲線和結(jié)果如圖8和表2所示，從測試數(shù)據(jù)可以看出，轉(zhuǎn)向盤掃頻工況模型仿真結(jié)果準(zhǔn)確度可以達(dá)到76%以上。

圖8 轉(zhuǎn)向盤掃頻工況對比曲線

3.4 道路載荷數(shù)據(jù)采集工況仿真對比

道路載荷數(shù)據(jù)采集（Road Load Data Acquisition，RLDA）工況對比關(guān)注整車模型在實(shí)測車輪六分力輸入下，內(nèi)部與實(shí)車傳感器位置對應(yīng)的輸出接口的響應(yīng)值，以進(jìn)一步調(diào)整模型內(nèi)襯套阻尼、部件質(zhì)量及轉(zhuǎn)動慣量參數(shù)，通過RLDA工況對比的整車模型就可以用于后續(xù)的動態(tài)載荷提取。

表2 轉(zhuǎn)向盤掃頻工況仿真與測試對比結(jié)果

RLDA可以準(zhǔn)確地獲取車輛行駛過程中車輪受到的六分力，經(jīng)過處理的RLDA數(shù)據(jù)可以作為試驗(yàn)臺架輸入，也可以作為多體動力學(xué)模型的輸入，用于模型對標(biāo)和動態(tài)載荷提取。獲得試驗(yàn)場路譜數(shù)據(jù)后，從多組測試數(shù)據(jù)中選擇波動較小、表現(xiàn)平穩(wěn)的一組作為后續(xù)對比數(shù)據(jù)。為節(jié)省計(jì)算仿真時間，需對測試數(shù)據(jù)進(jìn)行截取用于后續(xù)仿真對比，用Butterworth函數(shù)對測試曲線進(jìn)行濾波、降噪處理，頻率在30 Hz以上的數(shù)據(jù)來自發(fā)動機(jī)，應(yīng)予以過濾。

RLDA數(shù)據(jù)加載到多體動力學(xué)模型前，需在模型輪心處建立六分力接口，以便接收驅(qū)動數(shù)據(jù)，并在底盤件和車身建立相應(yīng)的輸出接口，以便獲取模型響應(yīng)值。RLDA工況對比主要調(diào)整模型中底盤件與車身連接處襯套阻尼參數(shù)，襯套阻尼依據(jù)襯套實(shí)測數(shù)據(jù)設(shè)定，并在初始設(shè)定值的±50%范圍內(nèi)調(diào)整，使模型仿真值與RLDA實(shí)測數(shù)據(jù)吻合，進(jìn)一步校正模型精度。

本文使用的MPV車型在進(jìn)行RLDA數(shù)據(jù)采集過程中，除車輪六分力外，底盤、車身采集力、位移、加速度及部件應(yīng)力共63個通道數(shù)據(jù)，如表3所示。在海南試驗(yàn)場共進(jìn)行比利時路面、凸塊路面等17種路面數(shù)據(jù)采集。RLDA工況對比結(jié)果指標(biāo)包括均方根偏差（Root-Mean-Square Deviation，RMSD）、歸一化均方根 偏 差（Normalized Root-Mean-Square Deviation，NRMSD）和穿級計(jì)數(shù)（Level Crossing）。其中，RMSD用于對比仿真與測試數(shù)據(jù)的差異；NRMSD以百分?jǐn)?shù)表示，其值越小表示殘余方差越小，本文仿真與測試對比要求其不大于15%；Level Crossing將載荷幅值分為若干水平，載荷曲線穿過指定水平就計(jì)數(shù)1次，參考的載荷水平由完整的載荷時間歷程曲線的平均值決定。凸塊路面部分對比結(jié)果如表4、表5和圖9～圖12所示，從對比結(jié)果可以看出，NRMSD最大不超過15%。

表3 測試通道

表4 前、后懸架凸塊路面仿真與測試部分對比結(jié)果

表5 17種路面仿真與測試最大NRMSD結(jié)果 %

圖9 前懸架減振器與車身安裝點(diǎn)垂向載荷時域?qū)Ρ惹€

圖10 前懸架減振器與車身安裝點(diǎn)垂向載荷穿級計(jì)數(shù)對比

圖11 車輪垂向位移時域?qū)Ρ惹€

圖12 車輪垂向位移穿級計(jì)數(shù)對比

4 動態(tài)載荷提取及零部件應(yīng)變對比

經(jīng)過精確驗(yàn)?zāi)５膭恿W(xué)模型可以用于底盤與車身連接點(diǎn)的動態(tài)載荷提取，根據(jù)所需提取動態(tài)載荷的連接點(diǎn)數(shù)量，在模型內(nèi)實(shí)現(xiàn)任意數(shù)量動態(tài)載荷輸出通道的建立，模型輸入為實(shí)測車輪六分力數(shù)據(jù)，輸出為各連接點(diǎn)載荷歷程。凸塊路面工況前懸架下控制臂分析結(jié)果如圖13所示。

圖13 前懸架下控制臂前襯套凸塊路面動態(tài)載荷曲線

根據(jù)動力學(xué)模型提取的底盤部件與車身連接點(diǎn)動態(tài)載荷，在有限元軟件內(nèi)作為邊界載荷輸入，對底盤部件進(jìn)行應(yīng)變計(jì)算，并與路譜采集過程中相應(yīng)部件測試結(jié)果進(jìn)行對比，可以驗(yàn)證提取載荷的準(zhǔn)確性。前懸下擺臂凸塊路面應(yīng)力對比結(jié)果如圖14示。

圖14 前懸架下控制臂凸塊路面應(yīng)變對比曲線

5 結(jié)束語

本文介紹了一種利用多體動力學(xué)模型分析底盤動態(tài)載荷的半分析方法，包括模型的建立、修正以及動態(tài)載荷的提取、驗(yàn)證，并著重介紹了多體動力學(xué)模型的修正，為汽車底盤開發(fā)人員的實(shí)際設(shè)計(jì)工作提供了一定參考。

1 周澤.基于真實(shí)路譜重現(xiàn)的虛擬臺架及汽車疲勞壽命預(yù)測研究：[學(xué)位論文].長沙：湖南大學(xué)，2013.

2 何榮.概念開發(fā)階段汽車車輪動態(tài)載荷預(yù)測方法研究：[學(xué)位論文].長春：吉林大學(xué)，2014.

3 劉立剛.基于虛擬路面的載荷預(yù)測.上海汽車，2015（1）：22～27.

4 王長明，曹正林，李響，等.基于實(shí)測路譜的比利時路面載荷預(yù)測與試驗(yàn)對比研究.汽車技術(shù)，2014，（8）：46～49.

5 曹正林，程穩(wěn)正，霍福祥，等.虛擬試車場技術(shù)預(yù)報(bào)載貨汽車底盤耐久性研究.汽車技術(shù)，2010（2）：51～53.

6 李飛，郭孔輝，丁海濤，等.汽車耐久性分析底盤載荷預(yù)測方法研究綜述.科學(xué)技術(shù)與工程，2010，10（24）：5960～5964.

7 da Cruz J M.A semi-analytical method to generate load cas?es for CAE durability using virtual vehicle prototypes.SAE, 2003-01-3667.

8 GB/T 6323—2014汽車操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)方法.

（責(zé)任編輯 斛 畔）

修改稿收到日期為2016年8月31日。

The Analysis of Chassis Dynamic Load Based on Multi-body Dynamics Model

Song Yawei,Huang Yuanyi
（SAIC-GM Wuling Automobile Co.,Ltd.,Liuzhou 545007）

To get a more convenient and efficient method to analyze the chassis dynamic load,we carried out research with a MPV as an object.A multi-body dynamics model was built with MotionView,and corrected with the measured data,to make sure the accuracy of the model.Using the measured six-axis wheel force as the axle loading input of the simulation model,we extracted the chassis hard-point dynamic loads by means of semi-analytical method,and then we used the extracted the dynamic load as chassis parts boundary load input,analyzed its stress and compared with the measured stress.The comparison results indicated that the stress simulation results agreed well with the measured data, proving validity of this chassis dynamic load analysis method.

Multi-body dynamics,Chassis hard-point,Dynamic load

多體動力學(xué) 底盤硬點(diǎn) 動態(tài)載荷

U461.7+1

A

1000-3703（2017）03-0012-07