黨龍，周宗昊，王蘭，賀洋洋，周剛，趙永利

（陜西萬方汽車零部件有限公司，陜西 西安 710200）

1 引言

有限元分析越來越多地被應用到產(chǎn)品的研發(fā)設計中，作用于Z 向-3G 的垂向沖擊工況是駕駛室懸置的一個重要分析工況[1-2]，考驗了駕駛室懸置彈性元件的壓縮、衰減沖擊性能和整個過程中駕駛室懸置系統(tǒng)的結構性能[3-4]。本文以某重卡駕駛室懸置為研究對象，優(yōu)化駕駛室懸置垂向沖擊工況建模方案。此重卡駕駛室懸置系統(tǒng)主要結構包括前懸上托架、翻轉搖臂、翻轉軸、下支座、后懸鎖止系統(tǒng)、彈性元件等，結構如下圖1 所示。

圖1 某重卡駕駛室懸置系統(tǒng)結構圖

2 問題來源

公司現(xiàn)有駕駛室懸置分析采用Ls-dyna 下的動態(tài)仿真分析，由于計算時間較長，嚴重影響了產(chǎn)品研發(fā)效率。垂向沖擊工況，分析觀察時長為0.8s（在工作站中計算時長為22h），具體構成如下表1 所示。

由表1 可知，公司現(xiàn)有駕駛室懸置垂向沖擊工況分析觀察時長為0.8s，彈簧自由壓縮狀態(tài)為0.4s，且工況加載狀態(tài)時間較長，故對這兩個狀態(tài)的優(yōu)化建模顯得十分必要。

表1 公司現(xiàn)有駕駛室懸置垂向沖擊工況分析觀察時長

3 模型搭建及彈簧參數(shù)設置

3.1 模型搭建

3.1.1 分析對象關鍵參數(shù)

本文分析時參考行業(yè)內(nèi)部坐標系統(tǒng)規(guī)范，采用右手直角坐標系，X 軸與車輛的縱軸線平行，向前為正；Z 軸向上為正[3]。為方便模型搭建，駕駛室質心在前懸下支座安裝彈簧減震器點所在的XY 平面上的投影點為坐標原點O[5]。研究對象為某重卡駕駛室懸置，其三維數(shù)模、駕駛室質心等信息見下表2。確定各零部件之間的連接、約束關系后，在Hyper-mesh 下的Ls-dyna 模塊中搭建有限元模型。

表2 某重卡駕駛室懸置主要參數(shù)

3.1.2 工況初始狀態(tài)模型調整

工況初始狀態(tài)為駕駛室滿載裝車狀態(tài)。經(jīng)實際測量，前懸彈簧減震器和后懸彈簧減震器長度分別為0.29m和0.27m。故將駕駛室懸置模型在Ls-Dyna 中調整到相應的裝車位置并按照各件之間的裝配關系連接模型。

3.1.3 阻尼參數(shù)設置

某重卡駕駛室懸置阻尼加載嚴格按照其圖紙曲線加載，以前懸為例，如下圖2 所示。

圖2 某重卡駕駛室懸置前懸阻尼加載曲線

3.2 彈簧參數(shù)設置

3.2.1 彈簧剛度曲線線型

公司現(xiàn)有駕駛室懸置動態(tài)分析時，駕駛室彈簧剛度曲線為過（0，0）點的斜率為K 的直線段，如下圖3 所示。

圖3 現(xiàn)有動態(tài)分析駕駛室懸置彈簧剛度曲線

為模擬駕駛室裝車狀態(tài)時前后懸彈簧的預壓狀態(tài)，需探求彈簧剛度曲線線型。將現(xiàn)有彈簧剛度曲線線型做出如下圖4（a）、圖4（b）調整。

圖4 調整后的兩種彈簧剛度曲線

將調整后的兩種彈簧剛度曲線帶入重力場模型分別進行分析計算，觀察前后懸彈簧減震器位移，若位移減小則視為該彈簧剛度曲線可以模擬彈簧預壓狀態(tài)，計算結果如下：

表3 兩種彈簧剛度曲線下的彈簧減震器位移對比 單位：mm

通過結果對比發(fā)現(xiàn)，方案b 彈簧剛度曲線可使前、后懸減震器位移減小，故方案b 彈簧剛度曲線線型更接近實際情況。

3.2.2 校核彈簧預壓參數(shù)

駕駛室滿載裝車時，駕駛室懸置承受駕駛室滿載Z 向-1G重力，由于此狀態(tài)相對車架靜止，故此狀態(tài)為力矩平衡狀態(tài)。此時前、后懸彈簧應有一定的預壓力，但由于彈簧減震器自身結構使其擁有初始壓縮狀態(tài)，從而無法通過直接測量彈簧拉伸/壓縮長度而確定裝車時的彈簧預壓值D預，所以在模型搭建時應當校核彈簧預壓值。

為校核某重卡駕駛室懸置前、后懸彈簧預壓值，在Ls-dyna 中按照b 彈簧剛度曲線線型分別設置不同的彈簧預壓值，由于在駕駛室裝車狀態(tài)時駕駛室懸置相對靜止，故只需在結果文件中得到彈簧壓縮量，若彈簧壓縮量為零，則對應的彈簧預壓值為此重卡駕駛室懸置真實彈簧預壓值。在有限元模型中將加速度設為Z 向-1G 的重力工況，前懸彈簧位移計為HF，后懸彈簧位移計為HR。首先校核HF的大小，如下表4 所示。

表4 預設不同前懸彈簧預壓值-前懸彈簧壓縮量

將上表數(shù)據(jù)擬合成曲線，如圖5 所示。

圖5 不同前懸彈簧預壓值-前懸彈簧位移

該曲線中，當HZ=0 時，D預=2836N，故將前懸預壓值設為2836N。

同法可得后懸彈簧預壓值為2572N。

3.3 工況優(yōu)化

觀察分析結果發(fā)現(xiàn)，當加載垂向沖擊Z 向-3G 工況時，駕駛室迅速下落，限位塊在0.51s 后下落到下跳限位，并在下跳限位處保持0.24s 后回升，在此過程中，駕駛室懸置各件最大應力相對穩(wěn)定。下圖6 為0.53s～0.75s 之間駕駛室懸置系統(tǒng)主要目標件所受應力值。

圖6 0.53s～0.75s 垂向沖擊工況各件所受應力

通過觀察結果發(fā)現(xiàn)，0.53s 后各件所受最大應力數(shù)值變化不大且無上升趨勢，故將下跳到限位塊保持0.24s 優(yōu)化到保持0.05s。優(yōu)化后分析總觀察時長為0.2s，計算公式見下式：

分析總觀察時長=0.11s（下跳時長）+0.05s（保持時長）+0.03s（恢復時長）=0.2s

由于分析觀察時長的縮短，經(jīng)計算驗證，分析計算時長由現(xiàn)有分析方案的22h 優(yōu)化至5h。

4 分析結果

4.1 能量曲線驗證

由于分析選用Ls-dyna 動態(tài)分析，在動態(tài)分析時，需要進行能量曲線驗證，具體觀測能量平衡關系及有無負能量的出現(xiàn)。通過計算，某重卡駕駛室懸置有限元分析能量曲線如下圖7 所示。

圖7 某重卡垂向沖擊工況能量曲線

上圖可以看出某重卡垂向沖擊工況滿足能量平衡且無負能量出現(xiàn)，能量曲線驗證無誤。

4.2 結果對比

由于現(xiàn)有分析方案有一段彈簧自由壓縮至裝車位置的位移，故對比位移結果并無意義，為例驗證優(yōu)化方案，對比兩種方案優(yōu)化前后各件最大應力結果，如下表5 所示。

表5 兩種方案各件最大應力結果對比

對比兩種建模方案下的駕駛室懸置各件最大應力，應力差均小于建模差異范圍，故兩種建模方案結果一致，優(yōu)化方案可行。

5 總結

本文以優(yōu)化垂向沖擊工況建模為出發(fā)點，以某重卡駕駛室懸置為研究對象。對現(xiàn)有公司建模方案的彈簧自由壓縮狀態(tài)和工況加載狀態(tài)進行優(yōu)化建模并進行結果驗證。經(jīng)計算，優(yōu)化后的建模方案在保證結果準確的同時計算時長僅為現(xiàn)有分析方案計算時長的1/4，從而有效縮短了產(chǎn)品的研發(fā)周期，提升研發(fā)效率。