蔡劍 吳澤勛 車媛媛 賈寶光 李太梅 王德遠

（重慶睿藍汽車研究院有限公司，重慶 401122）

1 前言

緩沖塊是底盤設計及調校的重要結構之一[1]，僅從操穩(wěn)平順性能方面考慮其設計可能導致車身因受力過大產(chǎn)生疲勞失效等問題，故在緩沖塊的設計調校過程中，需綜合考慮操穩(wěn)平順性及耐久性能。

本文在某車型開發(fā)階段通過虛擬試驗場（Virtual Proving Ground，VPG）技術進行耐久載荷預測，針對車身耐久仿真過程中緩沖塊載荷過大導致車身耐久損傷過大的問題，對緩沖塊進行虛擬調校，以降低緩沖塊對車身的沖擊載荷，進而降低疲勞風險，并對方案進行實車驗證。

2 虛擬試驗場載荷預測

VPG 技術基于整車多體動力學模型及路面模型進行仿真，輸出用于車輛耐久分析的虛擬路譜。在產(chǎn)品開發(fā)過程中，懸架的相關參數(shù)迭代更新頻繁，車輛載荷與其緊密相關，VPG 技術能夠快速響應這些變化，并快速評估其對整車性能的影響[2]。

2.1 VPG仿真模型建立

根據(jù)整車軸荷、硬點、底盤彈性件等相關參數(shù)，在Adams/Car 中建立整車多體動力學模型，模型包含車身、前懸架、后懸架、動力總成、轉向系統(tǒng)，如圖1所示。

由于FTire 輪胎模型具有高度的非線性特性和動態(tài)特性，在相同激勵下更能反映輪胎的實際特性，可在不規(guī)則路面條件下進行載荷預測等相關工作[3]，故本文采用該模型開展仿真。

2.2 VPG仿真模型驗證

基于所建立的整車模型，分別對前、后懸架進行K&C 仿真分析，并與試驗測試數(shù)據(jù)進行對比，K&C臺架仿真模型如圖2所示，前、后懸架剛度對比結果如圖3所示。仿真結果與試驗測試數(shù)據(jù)吻合度較高，因此該模型精度能夠滿足VPG仿真要求。

2.3 VPG載荷仿真及對標驗證

基于經(jīng)驗證的整車動力學模型及試驗場路面模型，按照試驗規(guī)范車速進行試驗場路面仿真及載荷提取，并與本文前期騾車實測路譜數(shù)據(jù)進行對比驗證。試驗場耐久路面多達30 余種，主要包括瞬態(tài)沖擊路面、準靜態(tài)路面及動態(tài)隨機路面，本文分別選擇每一類中具有代表性的顛簸路、扭曲路及比利時路進行驗證，將仿真得到的輪心力與試驗采集的輪心力進行對比，顛簸路仿真模型如圖4 所示。

顛簸路仿真與試驗對比結果如圖5 所示，載荷幅值與相位一致性均較高。由圖5 可知，VPG 模型能較好地再現(xiàn)實車瞬態(tài)沖擊試驗工況。

扭曲路車速較低，懸架運動近似于準靜態(tài)，因仿真車速與試驗車速稍有差異，導致載荷幅值一致，但相位略有不同，如圖6所示。

圖7、圖8所示分別為比利時路面條件下汽車左前輪垂向載荷功率譜密度、穿級計數(shù)及雨流計數(shù)的仿真與試驗結果，由對比結果可知，仿真結果與試驗結果一致性較好。

3 車身耐久仿真及結果分析

3.1 仿真結果

基于前文得到的虛擬路譜，對車身進行耐久仿真，考慮車身載荷、材料、工藝等因素的離散性，耐久損傷目標設定為小于0.5。仿真結果如圖9 所示，可以看出車身后緩沖塊安裝位置附近焊點損傷較大，其中最大損傷值達54.33，不滿足設計目標要求。

通過觀察發(fā)現(xiàn)，耐久仿真風險區(qū)域主要集中在后緩沖塊安裝位置附近，后懸架結構受力如圖10所示，分別作用于彈簧、緩沖塊及減振器，三者載荷對比如圖11所示?？梢钥闯?，緩沖塊所受載荷遠大于彈簧及減振器受到的載荷，且在整個耐久里程中緩沖塊載荷幅值超出8 kN 的次數(shù)達10 000 多次，由此發(fā)現(xiàn)，緩沖塊載荷過大可能是導致車身損傷偏大的直接原因。

圖1 整車多體動力學模型

圖2 K&C仿真懸架模型

圖3 VPG仿真模型驗證結果

圖4 顛簸路仿真模型

圖5 顛簸路仿真與試驗結果對比

圖6 扭曲路仿真與試驗結果對比

圖7 比利時路面左前輪垂向載荷功率譜密度、穿級計數(shù)對比

圖8 比利時路面左前輪垂向載荷雨流計數(shù)對比結果

圖9 車身耐久仿真結果

圖10 后懸架結構受力示意

圖11 緩沖塊、減振器、彈簧載荷對比

3.2 結果分析

根據(jù)杠桿原理，懸架上跳極限的彈簧壓縮量Tscu與緩沖塊軸線上跳行程Tbu可分別表示為：

式中，Rs為空載狀態(tài)下彈簧杠桿比，本文取Rs=1；Rbp為緩沖塊杠桿比，本文取Rbp=1；Ttu為懸架上跳極限行程，本文Ttu的初始值為65 mm。

彈簧提供的支撐力包括預載及彈簧壓縮力，彈簧預載Fs及彈簧剛度Ks通過彈簧性能計算獲取，在計算彈簧上跳極限時，彈簧壓縮力Fscu為：

為保證懸架上跳行程，引入保護載荷Mb，并以最大滿載載荷Mmax的K倍作為緩沖塊保護目標載荷M：

式中，K為緩沖塊限位滿載載荷系數(shù)。

根據(jù)杠桿原理及力平衡分析，上跳極限位置緩沖塊受力Fbpu可表示為：

緩沖塊壓縮極限位移Tbpu為：

式中，Cbp為緩沖塊間隙；ΔTm為減振器上支座變形量，由其結構決定，一般取為0～5 mm；ΔTbush為襯套變形量，根據(jù)懸架柔性限位決定，一般為0～3 mm；g為重力加速度。

如圖9 所示，本文所研究整車的后懸架為整體橋懸架，緩沖塊布置在彈簧內(nèi)，Rs與Rbp均為1，目前耐久試驗與仿真均在滿載狀態(tài)下進行，滿載狀態(tài)下Cbp=10 mm，而試驗場耐久路面大部分坑和坎的深度和高度遠大于10 mm。

并且，此緩沖塊材質為橡膠，對比以往車型的聚氨酯材質緩沖塊，其剛度較大，壓縮極限為20 mm，兩種材質緩沖塊剛度曲線對比如圖12所示。由圖11、圖12可以看出，耐久路面緩沖塊載荷幅值最大約為16 kN，此時緩沖塊已處于壓縮極限狀態(tài)。

圖12 緩沖塊剛度曲線對比

綜上，緩沖塊行程小且剛度大是造成車身載荷過大的根本原因，因而考慮通過對其進行虛擬調校以減小其載荷。

4 緩沖塊虛擬調校

4.1 虛擬調校方案

由式（4）、式（5）可知，若整車的最大滿載載荷確定，則M的取值確定，在Ks不變的情況下，緩沖塊上跳極限位置緩沖塊受力Fbpu及壓縮極限Tbpu也為定值。由圖11可以看出，本文中緩沖塊處于極限狀態(tài)的次數(shù)較多，此時若要減小載荷，只能通過增大緩沖塊軸線上跳行程Tbu來減少緩沖塊處于壓縮極限的頻次。

由式（2）、式（6）可知，若緩沖塊安裝位置不變，則Rbp不變，Tbu由懸架行程Ttu決定，若要增大Tbu，則需增大Ttu。經(jīng)過校核，在滿足車輪上跳至最大行程時輪胎與輪罩不干涉、彈簧不“并圈”、減振器活塞不撞底的前提下，Ttu允許增大的極限值為15 mm。調校方案如圖13所示，在緩沖塊保護目標載荷M保持不變的情況下，將最終限位點由a點平移至b點，即可實現(xiàn)Ttu由65 mm增大至80 mm。綜合考慮緩沖塊成本及安裝方式，決定通過縮短其安裝套筒長度來實現(xiàn)。

圖13 輪心力與位移曲線

4.2 調校方案驗證

4.2.1 耐久性虛擬驗證

基于調校方案更新整車動力學模型，再次進行載荷仿真，圓形坑洼路調校前、后緩沖塊載荷結果對比如圖14所示，可以看出，調校后緩沖塊載荷下降明顯。

圖14 圓形坑洼路緩沖塊載荷調校前、后對比

優(yōu)化前、后車身相關載荷通道相對損傷如圖15所示，除彈簧及緩沖塊載荷通道外，其他通道載荷未發(fā)生明顯變化，其中緩沖塊載荷通道相對損傷為0.22，即調校后載荷下降明顯，因懸架行程增大，彈簧行程也同步增大，且其剛度較原方案未發(fā)生變化，故彈簧載荷較優(yōu)化前略有增大。彈簧載荷整體較小，遠小于緩沖塊載荷，對耐久性的影響有限。

圖15 車身相關載荷通道相對損傷

由以上對比結果可以初步判斷，該調校優(yōu)化方案可有效改善車身耐久性能，為進一步確認該方案對車身耐久性的影響，基于調校后的載荷對車身進行耐久仿真。如圖16 所示，焊點損傷大幅降低，仿真結果滿足目標要求。

圖16 優(yōu)化后車身耐久分析結果

4.2.2 舒適性虛擬驗證

為校核調校方案對整車舒適性的影響，在車輛過減速帶沖擊的典型工況下進行仿真分析。搭建整車仿真模型如圖17所示，減速帶寬度和高度分別300 mm、35 mm，通過車速為30 km/h，分別采用調校前、后的緩沖塊方案進行仿真，調校前、后車身加速度對比結果如圖18所示。緩沖塊行程增大后，該工況下車身加速度峰值明顯降低，下降幅度達68.7%。

圖17 舒適性仿真模型

圖18 仿真結果對比

4.2.3 實車驗證

由上述虛擬驗證結果可以看出，調校方案對車身耐久性及過減速帶工況舒適性均有很大改善。在試驗場對搭載調校方案的實車進行了道路耐久性試驗，車身及底盤均未出現(xiàn)開裂現(xiàn)象；同時進行了調校前、后實車的主觀評價，調校方案對于過減速帶工況沖擊感有明顯改善。

5 結束語

本文基于虛擬試驗場技術進行了整車耐久性載荷仿真及對標試驗，基于實車載荷對車身進行了耐久性仿真，針對車身后緩沖塊安裝位置耐久仿真損傷大的問題，通過對后懸架緩沖塊進行虛擬調校，減小了車身載荷，實車順利通過耐久路試驗證，且整車舒適性也同步提升。

后續(xù)將嘗試綜合考慮操縱穩(wěn)定性、平順性及耐久等性能的調校優(yōu)化，以期尋求最優(yōu)的懸架參數(shù)組合，從而實現(xiàn)最佳的車輛性能表現(xiàn)。