梁飛飛

前橫向穩(wěn)定桿輕量化與性能驗證

梁飛飛

（寶能汽車集團(tuán)有限公司 動態(tài)性能部，廣東 深圳 518000）

為保證穩(wěn)定桿實現(xiàn)輕量化，通過降低穩(wěn)定桿直徑更改縱向長度來實現(xiàn)降重，通過Adams KC、CATIA DMU、HyperMesh、Adams操穩(wěn)平順仿真及VBOX操穩(wěn)測試來驗證，保證各項性能情況下實現(xiàn)穩(wěn)定桿輕量化設(shè)計。結(jié)果表明，穩(wěn)定桿輕量化后重量降低31%，研究方法可為整車輕量化平順性提升提供依據(jù)。

穩(wěn)定桿；輕量化；動力學(xué)；操穩(wěn)測試

前言

汽車穩(wěn)定桿在保證側(cè)傾角剛度不變的情況下，疲勞性能滿足的情況下，降低重量可降低簧下沖擊提升平順性。本文采用減小穩(wěn)定桿直徑更改結(jié)構(gòu)硬點方法，保證了側(cè)傾角剛度不變。采用catia dmu運動分析，避免穩(wěn)定桿與周邊件不發(fā)生干涉。新材料穩(wěn)定桿的最大等效應(yīng)力不超出等效應(yīng)力范圍保證疲勞壽命不變。KC仿真分析驗證了roll toe的變化、側(cè)傾角剛度數(shù)值在合理范圍。整車操穩(wěn)仿真，分別驗證了穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)特性沒有變化。采用平順性仿真，驗證輕量化后穩(wěn)定桿，單一沖擊工況沖擊變小。最后通過實車操穩(wěn)測試，驗證穩(wěn)態(tài)側(cè)傾特性及瞬態(tài)響應(yīng)沒有變化。穩(wěn)定桿輕量化后，平順性沖擊降低。

1 輕量化設(shè)計方案

穩(wěn)定桿原材料為60si2Mn，現(xiàn)改為55cr3，許用應(yīng)力更大。由于原穩(wěn)定桿縱向?qū)挾容^長，經(jīng)傳動軸下方穿過的結(jié)構(gòu)，導(dǎo)致穩(wěn)定桿在粗長重量較大的情況下才能貢獻(xiàn)足夠側(cè)傾角剛度?，F(xiàn)結(jié)構(gòu)為縱向長度降低127mm，縱向長度為253mm，未從傳動軸下方穿過，力臂變短會增加綜合應(yīng)力，降低穩(wěn)定桿直徑降低綜合應(yīng)力，直徑由D30mm變?yōu)镈26mm，同時拐角走向避開上跳時與縱梁干涉，下跳時與轉(zhuǎn)向拉桿防塵罩干涉都情況，端頭拐角較短采用拍扁工藝處理。其質(zhì)量有9,77kg降為6.7kg。減重約31%。

2 穩(wěn)定桿空間走向布置

穩(wěn)定桿的縱向?qū)挾却_定后，需要進(jìn)行catia中DMU運動包絡(luò)校核，驗證穩(wěn)定桿與周邊件間隙，要求穩(wěn)定桿與周邊零件保留大于10mm的安全間隙，從而避免穩(wěn)定桿在行駛過程中與周邊零件發(fā)生干涉。穩(wěn)定桿布置如圖1：

圖1 優(yōu)化后穩(wěn)定桿

下跳極限位置全行程轉(zhuǎn)向加載，上跳極限位置80%轉(zhuǎn)向加載，驗證穩(wěn)定桿與周邊件間隙，修改間隙＜10mm位置穩(wěn)定桿空間走向。修改后再次驗證間隙如下。

圖2 穩(wěn)定桿與轉(zhuǎn)向拉桿及縱梁間隙

圖2，車輪下跳極限位置，轉(zhuǎn)向全行程狀態(tài)，穩(wěn)定桿與轉(zhuǎn)向拉桿防塵罩最小間隙為11mm，實際防塵罩為拉伸狀態(tài)，間隙要＞11mm。穩(wěn)定桿與轉(zhuǎn)向拉桿間隙10.4mm。

車輪上跳極限位置，轉(zhuǎn)向80%狀態(tài)，穩(wěn)定桿運動包絡(luò)與車身縱梁間隙為10.5mm。以上間隙滿足要求。

3 應(yīng)力分析

3.1 有限元分析的前處理

hypermesh中導(dǎo)入穩(wěn)定桿catia數(shù)模，屬性定義，網(wǎng)格劃分，約束加載等。穩(wěn)定桿安裝位置模擬實車襯套固定，建立襯套局部坐標(biāo)系，定義襯套輸入剛度。有限元穩(wěn)定桿兩端反向加載位移41mm及45mm求解生成op2文件。

3.2 應(yīng)力分析

通過hyperview查看穩(wěn)定桿的應(yīng)力云圖如圖3。

原D30穩(wěn)定桿材料為60si2MnA，根據(jù)SN曲線，疲勞壽命30萬次，等效應(yīng)力范圍600-650Mpa，D30穩(wěn)定桿兩端反向加載41mm情況下，穩(wěn)定桿的最大等效應(yīng)力為649Mpa，在等效應(yīng)力范圍內(nèi)。

D26橫向穩(wěn)定桿兩端反向加載41mm情況下，穩(wěn)定桿最大等效應(yīng)力為699Mpa，超出60si2MnA的等效應(yīng)力，如果選用55Cr3材料，等效應(yīng)力700-780Mpa，最大等效應(yīng)力滿足材料等效應(yīng)力范圍。

D26橫向穩(wěn)定桿提升兩端反向加載行程為45mm情況下，穩(wěn)定桿最大等效應(yīng)力767Mpa，選用55Cr3材料，最大等效應(yīng)力仍然滿足等效應(yīng)力范圍。

選用55Cr3材料彈簧鋼，經(jīng)二次拋丸及熱處理可滿足新結(jié)構(gòu)D26穩(wěn)定桿應(yīng)力需求。

圖3 D30、D26穩(wěn)定桿應(yīng)力云圖

3.3 模態(tài)分析

為避免車輛在隨機(jī)路面發(fā)生共振情況，影響整車舒適性。對前穩(wěn)定桿進(jìn)行模態(tài)分析。

輪胎和懸架系統(tǒng)可以對地面的高頻振動起到過濾作用，所以，高頻振動對汽車影響較小，而低頻振動對汽車的影響較大。在進(jìn)行后橫向穩(wěn)定桿模態(tài)分析時，選取前4階非0模態(tài)的頻率。

在hypermesh對穩(wěn)定桿進(jìn)行網(wǎng)格劃分，賦予屬性及添加約束等求解計算得MNF文件，在adams car模塊查看橫向穩(wěn)定桿的自由模態(tài)的固有頻率，見表1：

表1 穩(wěn)定桿模態(tài) Mpa

輕量化前后橫向穩(wěn)定桿模態(tài)固有頻率幾乎一致，輕量化后橫向穩(wěn)定桿滿足振動要求，不會引發(fā)共振。

4 Adams/car仿真分析

4.1 adams kc 分析

4.1.1側(cè)傾角剛度分析

側(cè)傾角剛度改變會引起穩(wěn)態(tài)不足轉(zhuǎn)向、瞬態(tài)響應(yīng)及橫擺收斂時間改變，需在KC中驗證穩(wěn)定桿側(cè)傾角剛度。

圖4 前懸總側(cè)傾角剛度

經(jīng)仿真前懸架總成配原D30直徑穩(wěn)定桿總側(cè)傾角剛度為1290Nm/deg，前懸架總成配D26直徑穩(wěn)定桿總側(cè)傾角剛度為1310Nm/deg，單獨懸架不帶穩(wěn)定桿貢獻(xiàn)側(cè)傾角剛度為650Nm /deg，所以原D30直徑穩(wěn)定桿貢獻(xiàn)車輪處側(cè)傾角剛度為640 Nm/deg，優(yōu)化后D26穩(wěn)定桿貢獻(xiàn)車輪處側(cè)傾角剛度為660Nm /deg。優(yōu)化后穩(wěn)定桿側(cè)傾角剛度基本與原穩(wěn)定桿一致，數(shù)值略優(yōu)于原穩(wěn)定桿。側(cè)傾角剛度如圖4-圖5。

圖5 不帶穩(wěn)定桿總側(cè)傾角剛度

4.1.2側(cè)傾前束分析

穩(wěn)定桿變化會帶來側(cè)傾變化，需分析側(cè)傾前束變化。

經(jīng)仿真前懸架總成配原D30直徑穩(wěn)定桿側(cè)傾前束變化為-0.021deg/deg，前懸架總成配D26直徑穩(wěn)定桿側(cè)傾前束變化為-0.028deg/deg。側(cè)傾工況前束基本無變化。

4.2 adams操穩(wěn)仿真分析

操穩(wěn)仿真分別從穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)角度來考察性能變化。

4.2.1穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)仿真

如果一個車輛的穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)不及格，那么整個操穩(wěn)試驗就不及格。

穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)仿真模擬時， GB/T6323-2014規(guī)定，轉(zhuǎn)彎半徑設(shè)為30m，初始側(cè)向加速度為0.5m/s2，終止加速度設(shè)定在9m/s2，縱向加速度要求＜0.25m/s2，所以加速時間給定為12s保證緩慢均勻的加速[1]。結(jié)果見表2。

表2 輕量化前后穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)仿真結(jié)果

U不足轉(zhuǎn)向度，K側(cè)傾度，an為中性轉(zhuǎn)向點加速度。

輕量前后車輛穩(wěn)態(tài)特性基本一致，輕量化后穩(wěn)定桿滿足車輛穩(wěn)態(tài)特性；

4.2.2階躍仿真分析

階躍仿真對比分析車輛瞬態(tài)響應(yīng)時間的快慢，同時考察車輛是否出現(xiàn)超調(diào)現(xiàn)象；

階躍仿真模擬時，GB/T6323-2014規(guī)定，汽車直行車速100km/h，0.1s轉(zhuǎn)動方向盤轉(zhuǎn)角到15度使其達(dá)到3m/s2側(cè)向加速度，考察車輛變化。結(jié)果見表3。

表3 輕量化前后階躍仿真結(jié)果

tr橫擺角速度響應(yīng)時間，tay側(cè)向加速度響應(yīng)時間，σ為橫擺超調(diào)量。

輕量前后車輛橫擺、側(cè)向加速度響應(yīng)時間及超調(diào)量較小且基本一致，輕量化后穩(wěn)定桿滿足瞬態(tài)響應(yīng)。

4.2.3脈沖仿真分析

脈沖分析車輛瞬態(tài)響應(yīng)跟隨快慢響應(yīng)增益快慢。

脈沖仿真模擬時，GB/T6323-2014規(guī)定，汽車直行車速100km/h，脈寬0.5s，方向盤轉(zhuǎn)角42度可保證側(cè)向加速度達(dá)到0.4g，考察車輛變化。結(jié)果見表4。

表4 輕量化前后脈沖仿真結(jié)果

D諧振峰水平，ar，aay橫擺及加速度1Hz處滯后角。

輕量前后車輛諧振峰水平及滯后角較小且一致，車輛增益變化帶來車輛瞬態(tài)特性較穩(wěn)定，響應(yīng)較快。

4.3 Adams 平順性仿真分析

4.3.1脈沖工況輸入

穩(wěn)定桿重量降低，簧下的沖擊也會降低。主要通過脈沖工況來評價輕量化前后穩(wěn)定桿對車輛平順性影響。

在車身模板中建立駕駛員地板處marker點，依據(jù)marker點建立request加速度測量，車輛以不同車速通過凸塊后，通過后處理查看駕駛員地板處加速度值大小。

根據(jù)GB/T4970-2009《汽車平順性試驗方法》，adams中建立脈沖路面。脈沖路面為三角凸塊路面，其參數(shù)為高40mm，底邊長400mm，按國標(biāo)方法仿真模擬，車速分別為10，20，30，40，50，60km/h勻速通過凸塊[2]。

4.3.2仿真數(shù)據(jù)分析

在后處理中查看地板處的加速度曲線，結(jié)果見表5。

表5 脈沖工況不同車速加速度值對比

aD26為匹配直徑26mm穩(wěn)定桿車輛加速度，aD30為匹配直徑30mm穩(wěn)定桿車輛加速度。

平順性脈沖工況下，匹配D26穩(wěn)定桿車輛受沖擊激勵引起的振動總體小于匹配原直徑D30穩(wěn)定桿，穩(wěn)定桿輕量化后，振動沒有變大，沒有向壞的方向發(fā)展。

5 整車操穩(wěn)客觀測試

操穩(wěn)仿真中已對穩(wěn)態(tài)進(jìn)行仿真驗證，鑒于試驗場地要求，操穩(wěn)客觀測試通過掃頻和雙移線試驗分別從瞬態(tài)響應(yīng)及通過性考察性能變化。

5.1 掃頻試驗

掃頻試驗時，ISO-7401-2011規(guī)定，車速100km/h，方向盤轉(zhuǎn)角為24度對應(yīng)側(cè)向加速度達(dá)到0.4g，保持車速及左右轉(zhuǎn)角不變，從5s一個周期來回打方向，直到0.2s一個周期，頻率從0.2Hz增加到5Hz時間需50s[3]?？疾祛l率在線性增加過程中，車輛響應(yīng)及增益的變化。

VBOX測試完成后，選取有效試驗數(shù)據(jù)，通過matlab的系統(tǒng)辨識工具箱對數(shù)據(jù)進(jìn)行濾波，剔除趨勢項，參數(shù)辨識，得到頻率與橫擺角速度及側(cè)向加速度關(guān)系曲線。掃頻試驗曲線如下圖6-圖7所示。

圖6 橫擺角速度幅頻及相頻特性

圖7 側(cè)向加速度幅頻及相頻特性

掃頻試驗結(jié)果見表6。

表6 輕量化前后掃頻試驗結(jié)果

fp諧振頻率，Ap峰值處橫擺增益，D諧振峰水平，a為相位滯后角。

匹配D26穩(wěn)定桿車輛橫擺或者側(cè)向加速度的相位滯后角基本相同略小，響應(yīng)快。橫擺角速度增益基本相同略小，更穩(wěn)定。輕量化后對掃頻的響應(yīng)及穩(wěn)定性無大變化。

5.2 雙移線試驗

在做雙移線時，根據(jù)ISO-3888-1-2018要求擺設(shè)樁筒，車輛以盡可能高速度恒速進(jìn)出裝，考察通過性。

VBOX測試完成后，選取有效試驗數(shù)據(jù)，經(jīng)matlab濾波后，輕量化前后雙移線試驗曲線如下圖8所示。

圖8 匹配D26、D30穩(wěn)定桿車輛雙移線

雙移線試驗結(jié)果如下表7。

表7 雙移線試驗結(jié)果

SWA為方向盤轉(zhuǎn)角，Yaw為橫擺角速度，Yacc為側(cè)向加速度，roll angle為側(cè)傾角。

雙移線試驗工況，VBOX天線測量的兩種狀態(tài)車輛進(jìn)出樁車速基本相同，無較大的側(cè)傾角或側(cè)向加速度造成失滑現(xiàn)象，通過性相當(dāng)。

6 結(jié)論

為實現(xiàn)輕量化，對穩(wěn)定桿硬點進(jìn)行更改，縱向長度變短后，降重31%。經(jīng)DMU運動分析，穩(wěn)定桿與周邊件運動間隙滿足設(shè)計要求。經(jīng)hypermesh分析，兩端加載大的位移，最大等效應(yīng)力不超出等效應(yīng)力范圍，疲勞壽命可不變，模態(tài)與原穩(wěn)定桿模態(tài)基本一致。經(jīng)adams分析側(cè)傾角剛度，側(cè)傾前束變化基本一致，操穩(wěn)穩(wěn)定性，平順性性能基本一致略有提升。經(jīng)VBOX操穩(wěn)實車測試，數(shù)據(jù)對比性能基本一致略有提升。

[1] GB/T 6323-2014汽車操縱穩(wěn)定性試驗方法[S].

[2] GB/T4970-2009汽車平順性試驗方法[S].

[3] ISO-7401-2011 Road vehicles-Lateral transient response test methos -ds-Open-loop test methods.

Lightweight and Performance Verification of Front Antiroll Bar

Liang Feifei

( Dynamic Performance Department, Baoneng Automobile Group Co., Ltd., Guangdong Shenzhen 518000 )

In order to realize the lightweight of antiroll bar, the weight reduction is realized by reducing the diameter of antiroll bar and changing the longitudinal length. Through Adams KC, CATIA DMU, HyperMesh, Adams handling and riding simulation and VBox handling test verification, the lightweight design of antiroll bar is realized under the condition of ensuring various performances. The results show that the weight of antiroll bar is reduced by 31%, The research method can provide the basis for the improvement of vehicle lightweight and ride comfort.

Antiroll bar; Lightweight; Dynamics; Handling test

10.16638/j.cnki.1671-7988.2021.04.028

U467

B

1671-7988(2021)04-91-04

U467

B

1671-7988(2021)04-91-04

梁飛飛（1987.01-），男，漢族，本科，初級工程師，就職于寶能汽車集團(tuán)有限公司動態(tài)性能部，研究方向：底盤性能。