乘用車懸架系統(tǒng)極限載荷虛擬臺架試驗方法研究與應用

程穩(wěn)正　楊麗麗　穆曉平　曹正林　魯慧

（中國第一汽車股份有限公司技術中心 汽車振動噪聲與安全控制綜合技術國家重點實驗室，長春 130011）

乘用車懸架系統(tǒng)極限載荷虛擬臺架試驗方法研究與應用

程穩(wěn)正楊麗麗穆曉平曹正林魯慧

（中國第一汽車股份有限公司技術中心 汽車振動噪聲與安全控制綜合技術國家重點實驗室，長春 130011）

為降低懸架系統(tǒng)極限載荷強度臺架試驗的成本和縮短試驗周期，以A轎車前懸架系統(tǒng)為對象，研究了乘用車懸架系統(tǒng)虛擬試驗方法，仿真結果與試驗結果吻合良好，驗證了虛擬臺架試驗方法的有效性。運用該方法完成B轎車全新懸架結構的設計并一次性通過了臺架試驗，表明所建立的虛擬試驗方法可準確預測懸架系統(tǒng)極限載荷條件下的性能。

主題詞：懸架系統(tǒng)虛擬試驗非線性極限載荷乘用車

1　前言

極限載荷作用下懸架強度臺架試驗主要有零部件級試驗和懸架系統(tǒng)級試驗。零部件級試驗操作簡單、成本低、結構改進驗證快，缺點是不能考查零部件的強度匹配關系，潛在后果是誤用情況下結構失效鏈不可控，易導致結構失效未發(fā)生在易更換的零部件，產生很高的維修成本［1］；系統(tǒng)級試驗可綜合考查懸架系統(tǒng)在極限載荷作用下的行為，試驗結果對車型開發(fā)更具指導意義，缺點是試驗成本高、周期長，尤其是出現(xiàn)強度不足，結構需反復改進時。

懸架系統(tǒng)極限載荷強度仿真可克服懸架系統(tǒng)級臺架試驗的缺點，其主要難點為：仿真工況的定義應體現(xiàn)誤用試驗的危險點；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)強度仿真建模與評價方法，完成A轎車前懸架系統(tǒng)試驗仿真，通過與試驗對比，建立了極限載荷虛擬臺架試驗方法，運用該方法完成B轎車全新麥弗遜懸架結構設計并一次性通過臺架試驗驗證。本文建立的方法，在車型開發(fā)無樣件條件下可準確評價設計方案的性能，指導結構優(yōu)化設計，在臺架試驗結果不滿足目標要求時可有效指導結構改進，避免反復試驗驗證。

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，垂向載荷由轉向節(jié)、滑柱傳遞至車身，縱向載荷由轉向節(jié)傳遞至滑柱和下控制臂。由于滑柱上固定點與輪心的距離遠大于下控制臂球頭與輪心的距離，下控制臂承擔的縱向載荷遠大于滑柱，因此垂向載荷和縱向載荷傳遞路徑耦合度小，可分別單獨考查垂向載荷和縱向載荷的作用而不必考查復合載荷情況。以往車型誤用試驗測試結果表明，當車輛通過凹坑或臺階時，垂向軸頭力和縱向軸頭力均遠大于側向軸頭力，垂向和縱向載荷是關注重點。A轎車的前懸架分別進行了垂向大負荷和輪心向后大負荷試驗。垂向大負荷試驗中轉向節(jié)和滑柱未出現(xiàn)任何變形問題；輪心向后大負荷試驗中副車架出現(xiàn)較大形變，下控制臂出現(xiàn)較小形變，轉向節(jié)未出現(xiàn)形變。試驗結果表明，輪心向后大負荷是麥弗遜式懸架的薄弱工況，是仿真分析的重點研究工況。

2.2材料非線性

在極限載荷作用下，系統(tǒng)結構零件發(fā)生屈服，因此仿真模型必須考慮材料非線性。材料的應力應變曲線來自材料拉伸試驗，對于缺少試驗數(shù)據(jù)的材料，其真實應力應變曲線可參考商用軟件FEMFAT中的FKM方法構造，該軟件中計算方法為：

式中，k為形變強化系數(shù)；n為形變強化指數(shù)；σ為應力；ε為應變。

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

表1　材料性能系數(shù)

2.3剛度非線性

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

2.4仿真結果評價

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點對應的載荷分別為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，小于臺架試驗表現(xiàn)出來的屈服載荷，偏差在30%以上。造成偏差的原因主要有：率先出現(xiàn)塑性應變的位置往往存在應力集中，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構成，各材質應力應變曲線特征不同；仿真結果的載荷位移曲線是逐步變化的，偏離線性階段的點本身很難確定。

文獻［2］提出，材料試件拉伸試驗時，一般規(guī)定曲線上某點處切線斜率相對于直線部分斜率的改變量來確定比例極限。本文將整個前懸架系統(tǒng)視為一個試件，指定一個斜率改變值來確定系統(tǒng)屈服點，當斜率改變量達到指定值時，對應的載荷定義為系統(tǒng)的屈服載荷，計算方法為：

式中，θA、θB分別為A點和B點切線與橫坐標軸的夾角，a為指定的斜率改變量。

顯然，C點為載荷位移曲線的最高點，表明系統(tǒng)所能抵抗的最大載荷，C點對應的載荷即為系統(tǒng)能承受的極限載荷。

仿真結果評價方法的有效性通過仿真分析與試驗的比較進行驗證。

3　臺架試驗

圖5所示為A轎車的輪心向后大負荷承載能力試驗裝置，滑柱采用實際結構，通過導軌裝置防止垂向跳動，轉向拉桿采用加強的夾具代替，副車架與車身安裝點及滑柱上固定點均與夾具固定。

圖6為左側輪心向后大負荷臺架試驗的載荷位移曲線。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，試驗在同一懸架系統(tǒng)進行。圖6中，將曲線明顯偏離線性階段對應的載荷認定為系統(tǒng)屈服載荷，其中相對載荷為試驗載荷與目標載荷的比值。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，認為此時對應的載荷為系統(tǒng)的承載極限。

4　承載能力仿真

4.1仿真模型的建立

轉向節(jié)為實體零件，其強度遠大于板材沖焊的下控制臂和副車架，臺架試驗未出現(xiàn)任何變形問題，因此計算模型中轉向節(jié)采用直徑較大的梁單元簡化。轉向拉桿采用二力桿單元簡化，滑柱、轉向機等均采用直徑較大的梁單元簡化，下控制臂和副車架均采用實際結構。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)臺架試驗方法確定，副車架與車身安裝點剛性約束，滑柱上固定點約束平動自由度。輪心施加向后載荷，以1 kN為間隔逐漸累加。求解輪心向后大負荷的承載能力，記錄輪心的載荷位移曲線，觀察塑性應變分布及結構變形。由于前副車架左、右不對稱，對兩側分別進行了仿真。

5　仿真結果與試驗結果比較

5.1承載能力比較

圖8為仿真相對載荷（仿真載荷與目標載荷的比值）與加載點位移曲線，按2.4節(jié)的方法確定系統(tǒng)的屈服載荷與極限載荷，仿真結果與試驗結果見表2，其中相對屈服載荷為屈服載荷與目標屈服載荷的比值，相對極限載荷為極限載荷與目標極限載荷的比值，仿真結果與試驗結果偏差見表3。由表3可以看出，承載能力仿真結果精度達到90%左右，表明2.4節(jié)提到的仿真結果評價方法可用于預測系統(tǒng)的承載能力。

表2　仿真與試驗結果

表3　仿真與試驗結果相對偏差　%

5.2載荷位移曲線比較

臺架試驗載荷位移曲線與仿真載荷位移曲線有較大差別。臺架試驗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)達到穩(wěn)定狀態(tài)的剛性位移，此時加載裝置（作動器）位移約為26 mm。試驗加載曲線包含了非結構件變形造成的位移，因此仿真分析與臺架試驗加載曲線的比較重點是載荷，位移不具備比較意義。將圖6試驗加載曲線以（26 mm，0.3）為起始狀態(tài)并且將仿真曲線沿橫坐標軸平移處理，得到的比較曲線如圖9所示。另外，臺架試驗中，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，每次試驗結果相差很大，本文以失穩(wěn)前的試驗數(shù)據(jù)進行比較。

由圖9可以看出，仿真分析與臺架試驗曲線形狀類似，但線性階段的斜率不同，這表明仿真模型的剛度大于臺架試驗系統(tǒng)的剛度，這主要是系統(tǒng)模型簡化造成的，如滑柱、轉向節(jié)、轉向拉桿、橡膠襯套等的仿真模型采用線性材料的梁單元或二力桿單元，橡膠襯套使用剛度單元，都會造成仿真模型線性階段剛度大于實際懸架系統(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)承載能力的關鍵原因，從圖9及表2的結果看，即使仿真模型中這些零件的剛度與實際零件有差別，但承載能力仿真結果與試驗相差不大，表明下控制臂和副車架的強度是決定輪心向后大負荷的關鍵，這也驗證了2.1節(jié)的結論。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。

5.3失效模式比較

圖10為結構變形的比較，圖中左側為臺架試驗加載到極限位置并卸載后的變形情況，右側為結構能承受最大載荷時仿真結果。圖11為仿真結果副車架的塑性應變分布。

臺架試驗在副車架前點靠近下控制臂安裝位置的上邊緣（A位置）發(fā)生嚴重的屈服，翻邊出現(xiàn)彎曲，仿真分析結果在該處（A′位置）也有較大變形，變形的方向和形狀與試驗結果類似，A′位置的塑性應變達到10%左右，如圖11所示。臺架試驗副車架與下控制臂后安裝點處（B位置）出現(xiàn)褶皺，這是瞬間失穩(wěn)坍塌過程；仿真結果在該處（B′位置）也存在變形，但沒有出現(xiàn)褶皺，從塑性應變分布區(qū)域看，B′位置存在大面積的3%～6%塑性應變區(qū)域，仿真結果顯示，A′位置先于B′位置屈服且塑性應變大于B′位置，但當B′位置塑性應變增加到一定值后，仿真模型開始出現(xiàn)收斂困難，這表明B′位置出現(xiàn)大面積的屈服才是導致系統(tǒng)不能承載的原因，同時驗證了臺架試驗失效模式。

6　方法應用

6.1初始結構分析

將分析方法應用到B轎車全新麥弗遜式前懸架的開發(fā)，表4為初始結構仿真載荷相對B轎車目標載荷的比值。結構相對屈服載荷僅為0.58，相對極限載荷僅為0.70，承載能力遠達不到設計要求，結構需要改進設計。根據(jù)塑性應變分布，確定副車架強度弱是系統(tǒng)承載能力不足的主要原因，副車架的下控制臂后安裝點位置是結構改進的主要位置。

表4　初始結構仿真結果

6.2結構改進分析

圖12為副車架的改進過程，經(jīng)過多次改進分析得到最終結構。表5為最終結構相對承載能力仿真結果，仿真分析判定合格，以該結構進行試制和驗證，表6為臺架試驗驗證結果，從表5、表6的比較看，承載能力預測精度達到90%以上，再次驗證了仿真方法的有效性。最終的改進結構承載能力滿足臺架試驗目標要求，一次性通過了臺架試驗。

表5　改進結構仿真結果

表6　改進結構試驗結果

仿真載荷與臺架試驗載荷仍有一定誤差，原因主要有：

a.從臺架試驗加載曲線可以看出，輪心運動20～ 30 mm之后才開始表現(xiàn)出線性，此時系統(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)別對于結構面臨失穩(wěn)狀態(tài)的預測存在較大影響；

b.部分材料的真實應力應變曲線基于經(jīng)驗公式獲取，與實際材料性能存在差別；

c.部分零件進行了簡化，剛度與實際零件存在差別，而本文確定系統(tǒng)屈服載荷的方法基于斜率改變量，勢必造成載荷預測的誤差。

7　結束語

本文建立了麥弗遜式前懸架系統(tǒng)承載能力虛擬試驗模型，進行了大負荷試驗的仿真分析，同試驗結果進行了比較，并應用到新車型的開發(fā)，結果表明：

a.仿真分析與臺架試驗的對比表明，通過監(jiān)測加載曲線斜率改變量達到目標值的方法預測系統(tǒng)屈服載荷是有效的；

b.承載能力分析結果精度達到90%，通過仿真分析可以預測系統(tǒng)的承載能力；

c.仿真模型的變形及屈服位置與試驗結果吻合良好，表明仿真模型能有效預測系統(tǒng)的失效模式；

d.在產品開發(fā)早期進行懸架系統(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.金屬力學性能.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2005.

（責任編輯斛畔）

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