程穩(wěn)正 曹正林 趙晉

（中國(guó)第一汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心 汽車(chē)振動(dòng)噪聲和安全控制綜合技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)試驗(yàn)室）

乘用車(chē)整車(chē)誤用試驗(yàn)軸頭載荷仿真研究

程穩(wěn)正 曹正林 趙晉

（中國(guó)第一汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心 汽車(chē)振動(dòng)噪聲和安全控制綜合技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)試驗(yàn)室）

以某C級(jí)轎車(chē)為研究對(duì)象，建立考慮強(qiáng)非線性特征的整車(chē)極限誤用工況全柔性仿真模型，按規(guī)范進(jìn)行兩種誤用試驗(yàn)的仿真研究，得到軸頭載荷，并與同工況實(shí)車(chē)測(cè)試進(jìn)行對(duì)比研究。模型計(jì)算精度達(dá)到設(shè)計(jì)要求，表明這種在車(chē)型開(kāi)發(fā)早期獲取誤用試驗(yàn)軸頭載荷的仿真方法有效可行。

1 前言

為確保誤用工況下車(chē)輛的可靠性，準(zhǔn)確獲得軸頭力是強(qiáng)度設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。文獻(xiàn)[1]、[2]提出的軸頭力經(jīng)驗(yàn)公式均基于耐久性路面測(cè)試數(shù)據(jù)，不適用于誤用工況。分析不同車(chē)型誤用試驗(yàn)數(shù)據(jù)后發(fā)現(xiàn)，在相同的試驗(yàn)方法下軸頭G載荷相差很大，數(shù)據(jù)沿用性差。在數(shù)據(jù)積累有限的情況下，為降低誤用試驗(yàn)成本、提高試驗(yàn)通過(guò)率，迫切需要在車(chē)型開(kāi)發(fā)早期能夠仿真誤用試驗(yàn)，獲得載荷水平及失效模式。

誤用時(shí)存在強(qiáng)非線性，采用傳遞函數(shù)迭代軸頭力的方法存在較大誤差[3]，因此對(duì)于整車(chē)誤用試驗(yàn)的仿真一直是個(gè)難點(diǎn)。Ray Hanley、Ch Oertel、Manfred Baecker等分別研究了誤用試驗(yàn)的輪胎行為，驗(yàn)證了仿真輪胎模型[4～6]；寶馬公司的Micro Hauke開(kāi)展了整車(chē)誤用行為仿真研究，對(duì)部分連接點(diǎn)載荷進(jìn)行了比較[7]；方杰等進(jìn)行了輪胎機(jī)械特性虛擬試驗(yàn)場(chǎng)研究[8]；曹正林等建立了虛擬試車(chē)場(chǎng)動(dòng)力學(xué)輪胎模型[9]，開(kāi)展了虛擬試車(chē)場(chǎng)的轎車(chē)懸架耐久性強(qiáng)化試驗(yàn)仿真研究[10]。

本文以某C級(jí)轎車(chē)為研究對(duì)象，建立考慮強(qiáng)非線性特征的整車(chē)模型，根據(jù)試驗(yàn)規(guī)范仿真了兩種誤用試驗(yàn)，并與測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比研究。

2 非線性處理方法

2.1 輪胎模型

以實(shí)車(chē)輪胎為研究對(duì)象，進(jìn)行輪胎徑向剛度、扭轉(zhuǎn)特性和側(cè)偏特性的仿真分析，將計(jì)算結(jié)果與相同工況下的輪胎試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，以驗(yàn)證所建立的輪胎模型剛度特性的有效性。圖1為輪胎扭轉(zhuǎn)剛度仿真模型。圖2為試驗(yàn)與仿真比較分析結(jié)果。具體建模及驗(yàn)證過(guò)程見(jiàn)文獻(xiàn)[9]。

2.2 橡膠襯套

橡膠襯套在誤用工況下的特性影響與之相連接結(jié)構(gòu)的過(guò)載行為，需要考慮其在非線性下的力學(xué)行為。橡膠材料采用Mooney-Rivlin本構(gòu)模型，相關(guān)的本構(gòu)參數(shù)可根據(jù)相關(guān)測(cè)試數(shù)據(jù)擬合獲取。

擬合過(guò)程如下：

a.按試驗(yàn)方法進(jìn)行襯套主要受力方向（徑向、軸向）剛度有限元分析，以試驗(yàn)測(cè)試剛度為目標(biāo)，調(diào)整材料參數(shù)，直至達(dá)到合理的誤差范圍內(nèi)；

b.以第1步得到的材料參數(shù)進(jìn)行非主要受力方向（扭轉(zhuǎn)方向）剛度有限元分析，驗(yàn)證設(shè)置參數(shù)的有效性；

c.重復(fù)迭代，直至3個(gè)方向的剛度分析結(jié)果均在合理的誤差范圍內(nèi)；

d.擬合得到的本構(gòu)參數(shù)作為橡膠材料的屬性定義。

圖3為襯套徑向剛度有限元分析模型。圖4為襯套有限元分析的變形情況。

表1為剛度分析結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的比較?？芍?，剛度誤差在可接受的范圍內(nèi)，因此得到的材料本構(gòu)參數(shù)可作為橡膠襯套建模的材料屬性輸入。

表1 襯套剛度

對(duì)于缺少試驗(yàn)數(shù)據(jù)的橡膠襯套材料，可根據(jù)式（1）～式（4）計(jì)算得到［11］。

式中，E為彈性模量；μ為泊松比，對(duì)于橡膠材料μ≈0.5；G′為剪切模量；C1、C2為Mooney-Rivlin材料參數(shù)；HA為橡膠的邵爾硬度。

2.3 滑柱總成

前、后懸架的滑柱總成是懸架建模的關(guān)鍵，其包括減振器、彈簧和緩沖塊。減振器部分簡(jiǎn)化為一個(gè)Cylin?der運(yùn)動(dòng)副和一個(gè)減振器單元，減振器單元的屬性來(lái)自于減振器的外特性曲線，圖5為前、后減振器懸架調(diào)校的速度-載荷曲線。但圖5中曲線速度只到±1 m/s，而誤用工況減振器的相對(duì)速度能達(dá)到7.5 m/s［7］，因此需要將該曲線進(jìn)行延伸以考慮極限沖擊情況。彈簧部分簡(jiǎn)化為一個(gè)線性剛度的彈簧單元。緩沖塊部分簡(jiǎn)化為一個(gè)非線性的彈簧單元。整個(gè)滑柱總成模型見(jiàn)圖6。

彈簧的預(yù)載可以通過(guò)設(shè)定彈簧單元的初始偏移值來(lái)實(shí)現(xiàn)，初始偏移值計(jì)算方法如下：

式中，F(xiàn)為彈簧預(yù)載；k為彈簧剛度；L0為彈簧自由長(zhǎng)度；l為模型中定義彈簧單元的兩個(gè)節(jié)點(diǎn)距離；l0為彈簧單元的初始偏移值。

3 整車(chē)模型與仿真

3.1 底盤(pán)模型

將副車(chē)架、控制臂、轉(zhuǎn)向節(jié)、滑柱、輪胎等零件組裝到一起構(gòu)成底盤(pán)模型，圖7為前、后軸總成模型。各個(gè)零件之間用球頭、橡膠襯套連接，球頭采用球頭單元，橡膠襯套總成采用實(shí)體網(wǎng)格建模，襯套總成的內(nèi)、外套管與各自相連接零件定義連接關(guān)系。

3.2 整車(chē)模型組裝及配重

整車(chē)的仿真模型主要包括車(chē)身、底盤(pán)、動(dòng)力總成等。依據(jù)車(chē)型各主要子系統(tǒng)質(zhì)量進(jìn)行模型配重，模型不包括內(nèi)飾、電子電器、被動(dòng)安全等部分，這些質(zhì)量用質(zhì)量單元將其附加到相關(guān)位置的節(jié)點(diǎn)上。滿載狀態(tài)5個(gè)乘員按每人75 kg計(jì)算，后備箱貨物按60 kg計(jì)算。配重后的模型質(zhì)心位置與實(shí)車(chē)位置比較見(jiàn)表2。

表2 質(zhì)心位置比較 mm

3.3 路面模型

依據(jù)試驗(yàn)規(guī)范對(duì)路面的要求建立路面模型，共仿真兩種路面，其分別為橫向溝槽與橫木障礙。路面模型如圖8所示。

3.4 誤用試驗(yàn)仿真

將整車(chē)模型及路面模型組裝在一起，定義相關(guān)的載荷條件與控制參數(shù)，建立整車(chē)仿真模型。整個(gè)計(jì)算模型單元為442 299個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)為337 982個(gè)。為了節(jié)省運(yùn)算時(shí)間，將部分零件及總成定義為剛體材料，整車(chē)誤用仿真模型見(jiàn)圖9。

施加整車(chē)G載荷，定義行駛速度，預(yù)留一定的穩(wěn)定G載荷的時(shí)間，載荷結(jié)果輸出時(shí)間間隔0.005 s，圖10為橫向溝槽試驗(yàn)過(guò)程仿真。

4 實(shí)車(chē)試驗(yàn)

在試驗(yàn)車(chē)底盤(pán)零件上粘貼電阻應(yīng)變片，模擬實(shí)車(chē)受力狀態(tài)對(duì)載荷進(jìn)行標(biāo)定，在此基礎(chǔ)上進(jìn)行實(shí)車(chē)誤用試驗(yàn)輪心載荷測(cè)試。根據(jù)該轎車(chē)前、后懸架的部件特點(diǎn)，對(duì)表征車(chē)輪載荷的相應(yīng)部件測(cè)點(diǎn)進(jìn)行篩選和布置。主要測(cè)試載荷為前輪縱向載荷、垂向載荷和后輪垂向載荷。其余方向由于部件測(cè)點(diǎn)應(yīng)變與車(chē)輪載荷相對(duì)關(guān)系不明顯而未進(jìn)行測(cè)試。前輪縱向載荷測(cè)點(diǎn)位置為前下控制臂中間部位，垂向載荷表征點(diǎn)為前下控制臂球頭附近；后輪垂向載荷表征點(diǎn)為彈簧臂中間部位。

根據(jù)誤用工況試驗(yàn)規(guī)范要求，實(shí)車(chē)以指定的行駛車(chē)速通過(guò)橫木障礙和橫向溝槽路面，每個(gè)工況進(jìn)行兩次試驗(yàn)，并進(jìn)行數(shù)據(jù)采集。

5 仿真與試驗(yàn)結(jié)果比較

5.1 載荷歷程

圖11為橫向溝槽誤用試驗(yàn)后左輪垂向軸頭力仿真與測(cè)試結(jié)果的比較。由于測(cè)試信號(hào)為動(dòng)態(tài)載荷，為便于比較將其數(shù)值加上靜態(tài)輪荷得到絕對(duì)載荷。從載荷峰值看，仿真結(jié)果與測(cè)試結(jié)果相差不大。由于減振器在相對(duì)速度較大時(shí)的特性由經(jīng)驗(yàn)給出，與實(shí)際性能存在差別，載荷衰減階段仿真的軸頭載荷歷程存在振蕩，因此與測(cè)試結(jié)果存在差別。從時(shí)間軸看，從輪胎再次接觸路面到出現(xiàn)極大峰值，仿真結(jié)果與測(cè)試結(jié)果存在0.03 s的時(shí)間差，表明輪胎變形響應(yīng)時(shí)間和滑柱總成下跳所處的位置與實(shí)際存在差別。仿真模型較準(zhǔn)確的獲得了軸頭力峰值，但要想準(zhǔn)確模擬整個(gè)動(dòng)態(tài)過(guò)程，模型仍需進(jìn)一步調(diào)試。

5.2 相對(duì)輪荷

表3統(tǒng)計(jì)了載荷峰值時(shí)仿真和試驗(yàn)的G載荷（兩次試驗(yàn)的平均值）的比值?？芍?，橫向溝槽工況仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果吻合良好，而橫木障礙工況下前輪精度較高，后輪垂向載荷仿真結(jié)果比試驗(yàn)結(jié)果大1.35倍?？傮w看，載荷峰值仿真結(jié)果具有較高的精度。

表4為兩種試驗(yàn)仿真G載荷的比值?？芍瑱M向溝槽工況均明顯大于橫木障礙工況。對(duì)于懸架系統(tǒng)強(qiáng)度設(shè)計(jì)，應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注橫向溝槽工況，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)以該工況的軸頭力載荷進(jìn)行零部件的強(qiáng)度校核。

表3 仿真與試驗(yàn)G載荷比值

表4 兩種試驗(yàn)仿真G載荷比值

需要指出的是，誤用工況車(chē)輛通過(guò)障礙時(shí)產(chǎn)生的軸頭力受到輪胎、懸架參數(shù)、軸距、質(zhì)心等多個(gè)影響因素的影響，不同級(jí)別的車(chē)型、不同類(lèi)型的懸架、不同大小的輪胎均會(huì)影響軸頭載荷的大小，因此需要不斷完善仿真模型及不斷的數(shù)據(jù)積累才能找到較為可靠的誤用工況軸頭載荷。

6 結(jié)束語(yǔ)

建立了某C級(jí)轎車(chē)的整車(chē)誤用工況虛擬試驗(yàn)?zāi)Ｐ?，進(jìn)行了兩種誤用試驗(yàn)的仿真分析，獲得了軸頭載荷值，并同試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了比較，結(jié)果表明：

a.橫向溝槽試驗(yàn)工況前、后輪軸頭載荷具有較高的仿真精度；橫木障礙工況前輪軸頭載荷精度較高，后輪垂向載荷大于試驗(yàn)結(jié)果。

b.對(duì)比兩種試驗(yàn)的分析結(jié)果，橫向溝槽工況存在較大的垂向軸頭力和軸頭縱向力，對(duì)于懸架系統(tǒng)強(qiáng)度設(shè)計(jì)，應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注該工況。

c.通過(guò)建立整車(chē)誤用工況虛擬試驗(yàn)，仿真結(jié)果達(dá)到預(yù)期精度要求，該方法可行。

1 Cheng Chao，Sudhakar Medepalli.Statistical Relationship between Corner Weight and Spindle Load.SAE papers 2007-01-1346.

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9 曹正林，李駿，郭孔輝.虛擬試車(chē)場(chǎng)動(dòng)力學(xué)輪胎模型技術(shù)研究.汽車(chē)技術(shù)，2012（4）:13～16.

10 曹正林，李駿，郭孔輝.基于虛擬試車(chē)場(chǎng)的轎車(chē)懸架耐久性強(qiáng)化試驗(yàn)仿真研究.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2012（5）：122～127.

11 戴永謙，宋希庚，薛冬新，等.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置軟墊初始斷裂位置及斷裂面預(yù)判.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2005（10）：23～25.

（責(zé)任編輯晨 曦）

修改稿收到日期為2015年6月1日。

6 結(jié)束語(yǔ)

a.建立某農(nóng)用車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)GT-POWER模型并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，最大功率計(jì)算值與試驗(yàn)值誤差為2.48%，模型較為準(zhǔn)確。

b.建立整車(chē)?yán)鋮s系統(tǒng)GT-COOL模型并進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化，將散熱器模型作多孔介質(zhì)區(qū)域處理，求取其芯部的流動(dòng)特性參數(shù)和換熱特性參數(shù)；基于GT-POWER模型，求取冷卻系統(tǒng)中發(fā)動(dòng)機(jī)模型的熱邊界條件和散熱器換熱特性參數(shù)。仿真求得散熱器出水口溫度為362.7 K，試驗(yàn)測(cè)得散熱器出水口溫度為362 K，誤差在0.2%以內(nèi)。

c.將散熱器模型和發(fā)動(dòng)機(jī)模型在STAR-CCM+軟件中耦合，分析水泵流量對(duì)系統(tǒng)特性參數(shù)的影響，得出水泵流量在0.8 kg/s時(shí)該散熱器性能得到充分發(fā)揮且燃燒室溫度比較合適。

參考文獻(xiàn)

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13《STAR CCM+User Guide》.CD-adapco,2011.

（責(zé)任編輯晨 曦）

修改稿收到日期為2015年8月1日。

Simulation Research on Spindle Loads of Passenger Car in Misuse Tests

Cheng Wenzheng,Cao Zhenglin,Zhao Jin
（State Key Laboratory of Technology on Automobile NVH&Safety Control,China FAW Co.,Ltd R&D Center）

In this study,a C-class car is taken as a research object,a full flexible vehicle model for misused tests simulation is established with consideration of the extremely nonlinear characteristic.Then,simulation research is conducted for two misuse tests according to specifications,and the spindle load is obtained,which is compared with that obtained from real vehicle test.The results show that the model calculation precision satisfies design requirement, indicating that the method to obtain the spindle loads in misuse test during the early development phase is feasible.

Misuse test，Spindle load，Virtual test，Passenger car

誤用試驗(yàn) 軸頭載荷 虛擬試驗(yàn) 乘用車(chē)

U467

A

1000-3703（2015）11-0034-05