王長明 陳志剛 彭亮 武小一

（1.中國第一汽車股份有限公司研發(fā)總院，長春 130013；2.汽車振動噪聲與安全控制綜合技術國家重點實驗室，長春 130013）

1 前言

產(chǎn)品強度設計主要解決質(zhì)量和強度之間的矛盾，使產(chǎn)品具有體積小、質(zhì)量輕、使用壽命長的特點。國外各大汽車廠商均擁有成熟的懸架系統(tǒng)強度設計方法，而國內(nèi)汽車行業(yè)在懸架系統(tǒng)及其零部件的強度設計研究方面主要集中在強度設計工況的載荷邊界、定義方法和評價指標等。

工況載荷的獲取方式主要有測試和預測2 種。第1 種方式直接采用實測道路載荷[1]開展極限工況的載荷量化；第2 種方式針對實測道路載荷推導極限載荷工況[2-3]，同時研究路面、輪胎和車速等參數(shù)的非線性影響[4]。工況評價的關注重點在于對局部應力集中、材料屈服和準靜態(tài)與動態(tài)關系等的綜合研究[5-8]。其工程應用主要集中于在載荷邊界下開展結構拓撲優(yōu)化[9]，進行輕量化設計、懸架系統(tǒng)及其零部件強度設計，以及靜態(tài)、動態(tài)分析方法與準則的設計[10-11]。

本文分析典型的強度設計工況，在一汽農(nóng)安試驗場開展整車目標工況的載荷測試，并以緊急制動工況為例，采用極大似然估計法對關鍵參數(shù)進行威布爾（Weibull）分析，進而確定該工況的關鍵參數(shù)取值，以某C 級車前懸架系統(tǒng)部件應力為例確定其評價指標，并開展懸架系統(tǒng)承載能力試驗驗證該工況定義方法的合理性。

2 載荷類型與工況

工程上常用解析算法給出強度工況載荷，其計算方法主要有2 種：一種通過輪距、軸距、質(zhì)心高度、沖擊系數(shù)和加速度等參數(shù)計算得到，另一種通過載荷系數(shù)與靜態(tài)車輪載荷的乘積得到。其中，沖擊系數(shù)為單軸或整車受到的動態(tài)載荷與其對應靜態(tài)垂向載荷的比值，載荷系數(shù)為每個車輪輪心受到的3 個方向載荷與其靜態(tài)垂向載荷的比值。

2.1 載荷類型

按照用戶在路面上的典型與極端操作，可將載荷分為典型、特殊和極限3種類型，并在概念設計、工程設計和生產(chǎn)準備等階段進行虛擬和實物驗證。

2.2 極值工況

從一汽農(nóng)安汽車試驗場數(shù)據(jù)庫中選取C級轎車的7組載荷譜數(shù)據(jù)，對其在典型路與性能路的車輪六分力數(shù)據(jù)進行統(tǒng)計處理；表1 所示為試驗車、驅(qū)動形式和輪胎參數(shù)，表2所示為載荷極值及其出現(xiàn)的工況。

表1 試驗車、驅(qū)動形式和輪胎參數(shù)

表2 載荷極值及其出現(xiàn)工況 kN

由統(tǒng)計結果可知：縱向載荷極值出現(xiàn)在加速和制動操作工況，側(cè)向載荷極值出現(xiàn)在定圓穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗工況，垂向載荷極值出現(xiàn)在扭曲路、失修坑路上。

2.3 受載分析

僅以水平路面、斜坡路駐車和緊急制動工況為例進行受載分析，圖1和圖2所示分別為水平路面和斜坡路駐車的整車受載示意，圖3所示為水平路面緊急制動工況整車受載情況，其中C為整車質(zhì)心。

圖1 水平路面整車受載示意

圖2 斜坡路駐車整車受載示意

圖3 水平路面緊急制動工況整車受載示意

以整車為研究對象，以點C為原點建立坐標系（見圖3），可得車輛系統(tǒng)平衡方程為：

式中，F(xiàn)Fx、FRx分別為前、后軸制動力；FFz、FRz分別為前、后軸垂向力；m為整車質(zhì)量；a為整車縱向加速度；l1、l2分別為整車質(zhì)心到前、后軸的距離；h為整車質(zhì)心高度。

3 載荷定義

懸架系統(tǒng)強度工況是指車輛在短時間內(nèi)受到極大沖擊力的情況，在實際操作中很難定量地獲得用戶載荷。故采用在試驗場模擬用戶使用進行實車測試的方式獲得。

3.1 載荷測試

針對懸架系統(tǒng)強度設計工況，在典型路和性能路上開展試驗測試，試驗車輛如圖4 所示，主要測試參數(shù)通道如表3所示。

圖4 試驗車輛

表3 主要測試參數(shù)通道說明

3.2 數(shù)據(jù)處理

本文以65 km/h 緊急制動為例開展數(shù)據(jù)處理、關鍵參數(shù)定義和影響因素分析等。

3.2.1 預處理

預處理是指對試驗原始測試數(shù)據(jù)存在的零漂、野點和低通濾波等問題進行預操作。圖5～圖7 所示分別為65 km/h 緊急制動工況處理前、后的前輪制動力、前下控制臂應變和車身縱向加速度的時間歷程曲線對比，圖8～圖10 所示分別為65 km/h 緊急制動工況處理前、后相應參數(shù)的功率譜密度曲線對比。

圖5 前輪制動力的時間歷程曲線

由圖5、圖6 和圖8～圖10 可知：預處理對前輪制動力和前下控制臂測點應變的極值沒有影響。由圖7 可知：預處理對車身縱向加速度的極值影響較大，主要原因是預處理的低通濾波操作將車身局部振動的傳感器高頻信號過濾掉引起的。

圖6 前下控制臂應變的時間歷程曲線

圖7 車身縱向加速度的時間歷程曲線

圖8 前輪制動力的功率譜密度曲線

圖9 前下控制臂應變的功率譜密度曲線

圖10 車身縱向加速度的功率譜密度曲線

3.2.2 后處理

選取計算關鍵參數(shù)所使用的數(shù)據(jù)通道，對其進行基本運算得到關鍵參數(shù)，采用極大似然估計法對關鍵參數(shù)進行威布爾（Weibull）分析，確定其取值。

3.3 關鍵參數(shù)

以前軸垂向沖擊系數(shù)、整車縱向加速度和整車縱向摩擦因數(shù)3個關鍵參數(shù)為例進行分析。

3.3.1 關鍵參數(shù)定義

選用Weibull分布的極大似然估計法對試驗數(shù)據(jù)進行計算[12]，以后處理結果為輸入，對目標工況數(shù)據(jù)進行可靠性的Weibull 分析得到4 種可靠度下的估算值，最終結合工況對標可以給出對應工況的關鍵參數(shù)取值。圖11～圖13所示分別為前軸垂向沖擊系數(shù)、整車縱向加速度和整車縱向摩擦因數(shù)的分布概率。

圖11 前軸垂向沖擊系數(shù)的分布概率

圖12 整車縱向加速度的分布概率

圖13 整車縱向摩擦因數(shù)的分布概率

3.3.2 影響因素

緊急制動工況為用戶經(jīng)常遇到的工況，ABS對該工況的影響較大，以65 km/h 緊急制動的失效和正常工作模式進行影響因素的分析，圖14 所示為ABS 失效和工作模式制動過程示意。

由圖14可知：

圖14 ABS失效模式和工作模式制動過程示意

a.ABS 失效時，在制動過程中前輪出現(xiàn)抱死拖滑，后輪沒有出現(xiàn)該過程；縱向載荷系數(shù)最大值出現(xiàn)在車輪由滾動向抱死拖滑轉(zhuǎn)換的過程。

b.ABS正常工作時，縱向載荷系數(shù)最大值出現(xiàn)在ABS起作用的制動沖擊過程。

c.ABS 正常工作時的前輪制動力和縱向載荷系數(shù)較其失效時大。

綜上所述，ABS的設計與匹配對該工況的載荷定義有較大影響，在產(chǎn)品的開發(fā)和設計過程中應重點關注，并通過該ABS匹配標定降低縱向載荷系數(shù)。

3.4 小結

按上述關鍵參數(shù)分析可得到65 km/h緊急制動工況的載荷定義，綜合其他車速緊急制動工況的關鍵參數(shù)數(shù)據(jù)可最終確定該工況的載荷定義。以此類推，可得到可測試工況的載荷定義。但對于一些實測中難以實現(xiàn)的工況可以由仿真并結合經(jīng)驗給出其定義，最終確定懸架強度設計工況載荷定義。

4 強度評價

懸架系統(tǒng)強度工況評價指標主要有應力、承載能力和應變。強度評價的關注重點在于考慮局部應力集中和材料屈服。本文以緊急制動工況下成熟車型的前懸架系統(tǒng)確定應力為評價指標的定義過程為例，并對按照該方法設計出的懸架系統(tǒng)開展承載能力試驗和仿真，并通過試驗和仿真對比來驗證仿真分析預測總體水平。

4.1 應力

將定義工況計算得到的輪心或接地點載荷加載到多體系統(tǒng)（Multi-Body System，MBS）仿真模型上，得到懸架系統(tǒng)各硬點載荷，將其加載到各零部件上，并采用慣性釋放法得到懸架系統(tǒng)各零部件應力分布。圖15和圖16所示分別為前副車架上板和下板緊急制動工況米塞斯（Mises）應力分布云圖，圖中“*”表示焊縫處的應力值，僅供參考，需結合懸架系統(tǒng)或整車強度試驗進行最終評價；表4 所示為緊急制動工況各零部件的評價指標，對相對應力系數(shù)大于1 的，需結合應力位置和塑性應變等進行綜合評價。

表4 緊急制動工況各零部件的評價指標

圖15 前副車架上板緊急制動工況米塞斯應力分布云圖

圖16 前副車架下板緊急制動工況米塞斯應力分布云圖

4.2 承載能力

對前、后懸架系統(tǒng)承載能力開展試驗和仿真驗證，試驗項目包含縱向、垂向和側(cè)向準靜態(tài)加載臺架試驗，載荷邊界條件根據(jù)工況定義載荷加載，以縱向準靜態(tài)加載臺架試驗為例驗證工況定義是否滿足強度設計工況要求。

4.2.1 臺架試驗

圖17、圖18 所示分別為前懸架總成左側(cè)縱向準靜態(tài)加載試驗和實際作動器的載荷位移曲線圖，轉(zhuǎn)向節(jié)、下控制臂和副車架等均為實際結構，并通過導軌裝置防止垂向跳動，上控制臂、滑柱系統(tǒng)和副車等與車身的安裝點均使用夾具安裝固定。

圖17 前懸架總成縱向準靜態(tài)加載試驗

圖18 實際作動器的載荷-位移曲線

由圖18 可知：曲線的初始非線性階段為橡膠襯套變形，當橡膠襯套達到限位位置后加載曲線開始進入線性階段，此時載荷與位移為比例關系，因該曲線未出現(xiàn)明顯的偏離線性階段對應的載荷，即懸架系統(tǒng)沒有明顯的屈服載荷；繼續(xù)加載到懸架系統(tǒng)喪失抵抗能力，其對應載荷即為懸架系統(tǒng)的承載極限，其極限承載載荷大于目標載荷即滿足產(chǎn)品強度設計工況。

4.2.2 仿真計算

將轉(zhuǎn)向拉桿采用二力桿單元簡化，轉(zhuǎn)向拉桿、穩(wěn)定杠和轉(zhuǎn)向機等均采用直徑較大的梁單元進行簡化；轉(zhuǎn)向節(jié)、下控制臂和副車架等均為實際結構；橡膠襯套采用集成彈簧單元代替，并賦予其剛度值。圖19 所示為前懸架系統(tǒng)仿真計算模型。

圖19 前懸架系統(tǒng)仿真計算模型

載荷及邊界條件根據(jù)臺架試驗確定，副車架、加強板和上控制臂等與車身安裝點為剛性約束。求解準靜態(tài)加載承載能力，因整體結構對稱，僅對左側(cè)部分進行仿真。

4.2.3 仿真與試驗對比

前懸架系統(tǒng)縱向、垂向和側(cè)向承載能力的仿真與試驗結果精度分別為12.36%、4.23%和1.20%。仿真與試驗對比結果表明：承載能力仿真結果精度約為88%，表明仿真分析可預測到懸架系統(tǒng)的實際承載能力。

5 結束語

本文提出一種乘用車懸架系統(tǒng)強度工況載荷定義方法，并進行了承載能力仿真和試驗驗證，結果表明，懸架系統(tǒng)實際承載能力的預測精度接近90%。

后續(xù)研究將結合產(chǎn)品迭代完善懸架強度設計設定方法、種類，細化評價指標等，主要包括3個方面：

a.繼續(xù)提升整車的載荷測試能力和仿真分析水平，完善用戶極限使用工況種類；

b.重點關注局部應力集中、材料延伸率和非線性等方面研究和細化評價指標；

c.深入開展基于該工況拓撲優(yōu)化的輕量化結構設計與新材料應用技術研究。