曹 凱，林瑋靜，孔 卓

（中國重汽集團汽車研究總院，山東 濟南 250101）

引言

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

前軸作為傳遞路面震動及載荷的重要承載部件[5]，在設(shè)計時為保證強度及剛度，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)計伴隨的是前軸應(yīng)力及剛度的改變，為檢測輕量化前軸的可靠性，對前軸臺架試驗檢測結(jié)果的精確度提出了更高的要求。

1 試驗臺架結(jié)構(gòu)及工作原理

車橋臺架試驗作為檢驗汽車前軸強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，車橋臺架試驗示意圖見圖1，按照《汽車前軸臺架疲勞壽命試驗方法》（QC/T 513—1999）進行試驗[6]。

圖1 前軸臺架試驗

進行臺架試驗前，需在前軸預測點貼應(yīng)變片，應(yīng)變片貼片位置見圖2，其中測點4 位于前軸左右對稱面上，以測點4 為基準在前軸下端面每隔一定距離取對稱點，分別標記為測點1～7，臺架試驗壓力機施加最小載荷為0 kN，最大載荷為217.5 kN。

圖2 前軸應(yīng)變檢測點位置/mm

2 建立前軸臺架 CAE 仿真模型

為保證仿真模型的收斂性，提高仿真效率，對模型進行簡化處理[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 前軸臺架 CAE 模型

在ABAQUS/Standard 環(huán)境下，對CAE 簡化模型構(gòu)建點-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動關(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RP1、RP2 施加在前軸兩板簧座上，載荷加載步與臺架試驗保持一致。邊界條件設(shè)置為約束輥子接地點的Y、Z 方向的移動及X、Z 方向的轉(zhuǎn)動，保留X 方向的移動和Y 方向的轉(zhuǎn)動。

3 仿真與試驗結(jié)果對比分析

將建立的CAE 模型導入ABAQUS 中，初始分析步中將幾何非線性打開，從而得到前軸真實應(yīng)變云圖。載荷75 kN、125 kN、175 kN、217.5 kN 的前軸仿真結(jié)果與試驗結(jié)果，見表1。載荷217.5 kN 時前軸的應(yīng)變云圖見圖4。

表1 前軸仿真應(yīng)變值與試驗應(yīng)變值對比

圖4 載荷217.5 kN 前軸應(yīng)變云圖

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

圖5 前軸仿真與試驗的載荷-應(yīng)變

分析可知：（1）載荷由0 kN 增大至150 kN 的過程中，試驗值近似呈線性變化，試驗值始終小于仿真值，此時輥子4、輥子6 運動狀態(tài)為純滾動。隨著載荷增大，各測點的仿真與試驗偏差逐漸增大。（2）載荷由150 kN 增大至217.5 kN 過程中，試驗值呈現(xiàn)出微弱的非線性變化，試驗值始終小于仿真值，在此過程中輥子4 做純滾動，輥子6 運動狀態(tài)由純滾動變?yōu)檫厺L邊滑，各測點的仿真與試驗偏差呈減小趨勢，試驗值更接近于仿真值，推測原因為系統(tǒng)摩擦力所致減小。

4 系統(tǒng)誤差分析及臺架試驗方案改進

4.1 系統(tǒng)摩擦對前軸應(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。實際試驗時，臺架必然存在系統(tǒng)誤差，從而導致試驗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 與夾具支撐輥子6、前軸板簧面與壓板輥子4 在加載過程中存在相對位移，是系統(tǒng)摩擦產(chǎn)生的主要來源。對輥子進行受力分析，見圖 6 。

圖6 輥子受力分析

為模擬當系統(tǒng)摩擦存在時前軸應(yīng)變的變化，假設(shè)輥子與夾具、底座之間的接觸面為剛性面，且輥子與輥槽、底座之間只發(fā)生相對滾動，則各力之間的平衡關(guān)系：

式中，F(xiàn)—輥子在運動過程中所受正壓力，kN；Fh，F(xiàn)v— F 沿水平和豎直方向的分力，kN；N—輥子所受支撐力，kN；f—輥子所受靜摩擦力，kN。

為研究輥子4 與輥子6 處的摩擦力f 對實驗結(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，分別將輥子4 與輥子6 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

以測點4 為研究對象，在ABAQUS/Standard 環(huán)境下，輥子4、輥子6 與輥槽的接觸關(guān)系設(shè)置為法向硬接觸，切向無摩擦；輥子4 與前軸板簧座、輥子6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)條件下測點4 的應(yīng)力-應(yīng)變曲線

分析圖7 可知：（1）輥子6 處的摩擦力對前軸試驗結(jié)果的影響較大，輥子4 處的摩擦力對前軸試驗結(jié)果的影響較小。（2）前軸應(yīng)變隨輥子6 摩擦阻力減小而更接近仿真理論值，與試驗結(jié)論相吻合。

4.2 轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭剛度對前軸應(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，導致轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭與夾具之間的實際裝配與理想裝配產(chǎn)生一定偏差，進而影響轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭的局部剛度。為檢驗軸頭剛度變化對前軸剛度的影響，將轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭與夾具之間增加橡膠墊，以測點4 的應(yīng)變?yōu)闄z測對象，試驗與仿真結(jié)果對比見圖8。

圖8 增加橡膠墊前后試驗與仿真的應(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架系統(tǒng)誤差。

4.3 前軸臺架試驗改進方案設(shè)計

臺架試驗方案優(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）輥子 6 兩端安裝兩個滾動軸承，軸承內(nèi)圈與輥子配合，軸承外圈與底座接觸，從而達到減小滾動阻力的效果；（3）將輥子4 換成長方體壓塊，消除輥子4 與前軸板簧座之間的相對位移。改進方案見圖9。

圖9 前軸試驗臺架改進方案

5 結(jié)語

（1）基于ABAQUS 建立前軸臺架試驗仿真CAE模型，完成了靜力學分析，獲得前軸預設(shè)點的應(yīng)變理論值。（2）進行前軸加載試驗，提取了前軸預設(shè)點的應(yīng)變試驗值。（3）通過仿真結(jié)果與試驗結(jié)果對比，完成了前軸臺架試驗誤差分析，找到誤差來源，臺架試驗誤差主要來源為轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭接觸剛度和輥子與底座之間的摩擦力。（4）對臺架進行方案優(yōu)化，將轉(zhuǎn)向節(jié)軸頭與夾具之間設(shè)置橡膠套、在輥子兩端加裝滾子軸承，從而降低了臺架試驗系統(tǒng)誤差，提高了試驗精度。