曹 凱，林瑋靜，孔 卓

（中國重汽集團(tuán)汽車研究總院，山東 濟(jì)南 250101）

引言

在汽車產(chǎn)品設(shè)計(jì)階段，運(yùn)用臺(tái)架試驗(yàn)方法驗(yàn)證汽車產(chǎn)品性能是國內(nèi)汽車行業(yè)研究的重點(diǎn)課題，韓峰等[1]基于沖擊、制動(dòng)和側(cè)滑三種工況所受載荷情況，設(shè)計(jì)了一種臺(tái)架耐久試驗(yàn)方案；徐玉萍和方蛟[2]對(duì)汽車前橋進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，通過 Ncode 軟件將試驗(yàn)應(yīng)變轉(zhuǎn)換成應(yīng)力值，完成了前橋的結(jié)構(gòu)優(yōu)化；宋福強(qiáng)等[3]利用錘擊模態(tài)試驗(yàn)方法測(cè)得驅(qū)動(dòng)橋系統(tǒng)的整體模態(tài)，解決了驅(qū)動(dòng)橋臺(tái)架設(shè)備在試驗(yàn)進(jìn)行中出現(xiàn)的振動(dòng)噪聲問題；費(fèi)明德等[4]在臺(tái)架試驗(yàn)中對(duì)驅(qū)動(dòng)橋信號(hào)波進(jìn)行采集分析，得到各頻段的能量比和功率譜圖，分析了臺(tái)架震動(dòng)來源和驅(qū)動(dòng)橋失效故障。

前軸作為傳遞路面震動(dòng)及載荷的重要承載部件[5]，在設(shè)計(jì)時(shí)為保證強(qiáng)度及剛度，其質(zhì)量存在一定冗余。隨著商用車領(lǐng)域?qū)φ囕p量化需求的不斷提高、國家對(duì)整車質(zhì)量把控的相關(guān)政策執(zhí)行等客觀因素，行業(yè)對(duì)汽車產(chǎn)品的輕量化技術(shù)也提出了更高的要求。前軸輕量化設(shè)計(jì)伴隨的是前軸應(yīng)力及剛度的改變，為檢測(cè)輕量化前軸的可靠性，對(duì)前軸臺(tái)架試驗(yàn)檢測(cè)結(jié)果的精確度提出了更高的要求。

1 試驗(yàn)臺(tái)架結(jié)構(gòu)及工作原理

車橋臺(tái)架試驗(yàn)作為檢驗(yàn)汽車前軸強(qiáng)度及剛度是否符合規(guī)范要求的重要手段，在車橋產(chǎn)品研發(fā)過程中具有重要地位，車橋臺(tái)架試驗(yàn)示意圖見圖1，按照《汽車前軸臺(tái)架疲勞壽命試驗(yàn)方法》（QC/T 513—1999）進(jìn)行試驗(yàn)[6]。

圖1 前軸臺(tái)架試驗(yàn)

進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)前，需在前軸預(yù)測(cè)點(diǎn)貼應(yīng)變片，應(yīng)變片貼片位置見圖2，其中測(cè)點(diǎn)4 位于前軸左右對(duì)稱面上，以測(cè)點(diǎn)4 為基準(zhǔn)在前軸下端面每隔一定距離取對(duì)稱點(diǎn)，分別標(biāo)記為測(cè)點(diǎn)1～7，臺(tái)架試驗(yàn)壓力機(jī)施加最小載荷為0 kN，最大載荷為217.5 kN。

圖2 前軸應(yīng)變檢測(cè)點(diǎn)位置/mm

2 建立前軸臺(tái)架 CAE 仿真模型

為保證仿真模型的收斂性，提高仿真效率，對(duì)模型進(jìn)行簡化處理[7-8]。去掉仿真結(jié)果影響較小的連接螺栓、推力軸承、橫拉桿球頭等零件，CAE 模型見圖3。

圖3 前軸臺(tái)架 CAE 模型

在ABAQUS/Standard 環(huán)境下，對(duì)CAE 簡化模型構(gòu)建點(diǎn)-面之間的Coupling 耦合關(guān)系，模擬零件之間裝配關(guān)系、力的傳遞及零件的相互運(yùn)動(dòng)關(guān)系[9]。前軸材料設(shè)為42 CrMo，彈性模量212 GPa，泊松比0.28。單元類型采用C3D10M 四面體單元，推力軸承、轉(zhuǎn)向更拉桿設(shè)置為剛性體，其余零件設(shè)置為彈性體。載荷通過耦合點(diǎn)RP1、RP2 施加在前軸兩板簧座上，載荷加載步與臺(tái)架試驗(yàn)保持一致。邊界條件設(shè)置為約束輥?zhàn)咏拥攸c(diǎn)的Y、Z 方向的移動(dòng)及X、Z 方向的轉(zhuǎn)動(dòng)，保留X 方向的移動(dòng)和Y 方向的轉(zhuǎn)動(dòng)。

3 仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比分析

將建立的CAE 模型導(dǎo)入ABAQUS 中，初始分析步中將幾何非線性打開，從而得到前軸真實(shí)應(yīng)變?cè)茍D。載荷75 kN、125 kN、175 kN、217.5 kN 的前軸仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果，見表1。載荷217.5 kN 時(shí)前軸的應(yīng)變?cè)茍D見圖4。

表1 前軸仿真應(yīng)變值與試驗(yàn)應(yīng)變值對(duì)比

圖4 載荷217.5 kN 前軸應(yīng)變?cè)茍D

壓力機(jī)按照載荷步15 kN 施加載荷，得到仿真與試驗(yàn)的載荷-應(yīng)變曲線見圖5。

圖5 前軸仿真與試驗(yàn)的載荷-應(yīng)變

分析可知：（1）載荷由0 kN 增大至150 kN 的過程中，試驗(yàn)值近似呈線性變化，試驗(yàn)值始終小于仿真值，此時(shí)輥?zhàn)?、輥?zhàn)? 運(yùn)動(dòng)狀態(tài)為純滾動(dòng)。隨著載荷增大，各測(cè)點(diǎn)的仿真與試驗(yàn)偏差逐漸增大。（2）載荷由150 kN 增大至217.5 kN 過程中，試驗(yàn)值呈現(xiàn)出微弱的非線性變化，試驗(yàn)值始終小于仿真值，在此過程中輥?zhàn)? 做純滾動(dòng)，輥?zhàn)? 運(yùn)動(dòng)狀態(tài)由純滾動(dòng)變?yōu)檫厺L邊滑，各測(cè)點(diǎn)的仿真與試驗(yàn)偏差呈減小趨勢(shì)，試驗(yàn)值更接近于仿真值，推測(cè)原因?yàn)橄到y(tǒng)摩擦力所致減小。

4 系統(tǒng)誤差分析及臺(tái)架試驗(yàn)方案改進(jìn)

4.1 系統(tǒng)摩擦對(duì)前軸應(yīng)變的影響

前軸的初始有限元仿真結(jié)果是建立在無任何摩擦的假設(shè)下得到的，其值為理想值。實(shí)際試驗(yàn)時(shí)，臺(tái)架必然存在系統(tǒng)誤差，從而導(dǎo)致試驗(yàn)與仿真存在一定的偏差。由圖1 的裝配關(guān)系可知，前軸裝配體5的轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭與夾具2、底座1 與夾具支撐輥?zhàn)?、前軸板簧面與壓板輥?zhàn)? 在加載過程中存在相對(duì)位移，是系統(tǒng)摩擦產(chǎn)生的主要來源。對(duì)輥?zhàn)舆M(jìn)行受力分析，見圖 6 。

圖6 輥?zhàn)邮芰Ψ治?/p>

為模擬當(dāng)系統(tǒng)摩擦存在時(shí)前軸應(yīng)變的變化，假設(shè)輥?zhàn)优c夾具、底座之間的接觸面為剛性面，且輥?zhàn)优c輥槽、底座之間只發(fā)生相對(duì)滾動(dòng)，則各力之間的平衡關(guān)系：

式中，F(xiàn)—輥?zhàn)釉谶\(yùn)動(dòng)過程中所受正壓力，kN；Fh，F(xiàn)v— F 沿水平和豎直方向的分力，kN；N—輥?zhàn)铀苤瘟?，kN；f—輥?zhàn)铀莒o摩擦力，kN。

為研究輥?zhàn)? 與輥?zhàn)? 處的摩擦力f 對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果的影響，在有限元CAE 模型中加入摩擦參數(shù)設(shè)置。采用控制變量法，分別將輥?zhàn)? 與輥?zhàn)? 處的靜摩擦系數(shù)μ4、μ6作為自變量，將應(yīng)變作為因變量進(jìn)行仿真，摩擦系數(shù)設(shè)置見表2。

表2 控制變量法仿真約束條件設(shè)置

以測(cè)點(diǎn)4 為研究對(duì)象，在ABAQUS/Standard 環(huán)境下，輥?zhàn)?、輥?zhàn)? 與輥槽的接觸關(guān)系設(shè)置為法向硬接觸，切向無摩擦；輥?zhàn)? 與前軸板簧座、輥?zhàn)?與底座之間的接觸關(guān)系按照法向硬接觸、切向摩擦系數(shù)參照表2 設(shè)置，所得應(yīng)力-應(yīng)變結(jié)果見圖7。

圖7 不同摩擦系數(shù)條件下測(cè)點(diǎn)4 的應(yīng)力-應(yīng)變曲線

分析圖7 可知：（1）輥?zhàn)? 處的摩擦力對(duì)前軸試驗(yàn)結(jié)果的影響較大，輥?zhàn)? 處的摩擦力對(duì)前軸試驗(yàn)結(jié)果的影響較小。（2）前軸應(yīng)變隨輥?zhàn)? 摩擦阻力減小而更接近仿真理論值，與試驗(yàn)結(jié)論相吻合。

4.2 轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭剛度對(duì)前軸應(yīng)變的影響

由于夾具制造誤差、轉(zhuǎn)向節(jié)尺寸誤差、夾具定位誤差等系統(tǒng)性誤差的影響，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭與夾具之間的實(shí)際裝配與理想裝配產(chǎn)生一定偏差，進(jìn)而影響轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭的局部剛度。為檢驗(yàn)軸頭剛度變化對(duì)前軸剛度的影響，將轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭與夾具之間增加橡膠墊，以測(cè)點(diǎn)4 的應(yīng)變?yōu)闄z測(cè)對(duì)象，試驗(yàn)與仿真結(jié)果對(duì)比見圖8。

圖8 增加橡膠墊前后試驗(yàn)與仿真的應(yīng)力-應(yīng)變曲線

分析圖8 可知：增加橡膠墊后，試驗(yàn)值明顯更加接近于仿真值。因此，增加橡膠墊減小了轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭與夾具的接觸剛度從而有效減少臺(tái)架系統(tǒng)誤差。

4.3 前軸臺(tái)架試驗(yàn)改進(jìn)方案設(shè)計(jì)

臺(tái)架試驗(yàn)方案優(yōu)化：（1）在轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭與夾具之間增加橡膠墊片，減小轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭與夾具的接觸剛度，以緩沖夾具與轉(zhuǎn)向節(jié)產(chǎn)生的剛性沖擊；（2）輥?zhàn)?6 兩端安裝兩個(gè)滾動(dòng)軸承，軸承內(nèi)圈與輥?zhàn)优浜希S承外圈與底座接觸，從而達(dá)到減小滾動(dòng)阻力的效果；（3）將輥?zhàn)? 換成長方體壓塊，消除輥?zhàn)? 與前軸板簧座之間的相對(duì)位移。改進(jìn)方案見圖9。

圖9 前軸試驗(yàn)臺(tái)架改進(jìn)方案

5 結(jié)語

（1）基于ABAQUS 建立前軸臺(tái)架試驗(yàn)仿真CAE模型，完成了靜力學(xué)分析，獲得前軸預(yù)設(shè)點(diǎn)的應(yīng)變理論值。（2）進(jìn)行前軸加載試驗(yàn)，提取了前軸預(yù)設(shè)點(diǎn)的應(yīng)變?cè)囼?yàn)值。（3）通過仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比，完成了前軸臺(tái)架試驗(yàn)誤差分析，找到誤差來源，臺(tái)架試驗(yàn)誤差主要來源為轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭接觸剛度和輥?zhàn)优c底座之間的摩擦力。（4）對(duì)臺(tái)架進(jìn)行方案優(yōu)化，將轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭與夾具之間設(shè)置橡膠套、在輥?zhàn)觾啥思友b滾子軸承，從而降低了臺(tái)架試驗(yàn)系統(tǒng)誤差，提高了試驗(yàn)精度。