基于動力學仿真的6×6輪式越野車輛總體性能評價

王紅巖，王欽龍，芮 強，薛勁櫓，鄧艷奇

(1.裝甲兵工程學院機械工程系，北京 100072;2.駐國營618廠軍代室，北京 100072)

輪式越野車輛由于高機動性、可靠性和適應性，使其廣泛應用于作戰指揮、裝備牽載、兵員投送和勤務支援等各個方面［1］。為了使輪式越野車適應復雜多變的環境，又確保其具有良好的機動性能，要求在滿足部件結構強度的前提下，車輛應具有良好的行駛平順性和操縱穩定性等性能。因此，在產品的設計階段，利用虛擬樣機技術進行車輛動力學性能和關鍵部件結構強度的有效預測和評價，對優化產品設計方案、縮短研制周期和降低生產成本都具有重要意義。

1 基于動力學的總體性能評價流程

筆者結合多體動力學、車輛行駛動力學、車輛操縱動力學［2］以及結構動力學等方面的知識，利用虛擬樣機技術對車輛的總體設計性能進行全面評價。評價流程如圖1所示。

圖1 車輛總體性能評價流程

評價的具體流程如下:

1)利用三維實體模型，明確越野車主要部件之間的連接方式，獲取建模所需要的關鍵性參數，如質量、轉動慣量、重心位置和彈簧工作特性等;

2)建立懸架系統臺架試驗模型，并進行懸架系統的運動學仿真和分析;

3)建立整車多剛體模型，在對車輛固有特性進行分析的基礎上，分別進行車輛行駛動力學和操縱穩定性的仿真預測與評價;

4)建立車體和懸架擺臂的有限元模型，在對其進行模態分析的基礎上，結合整車多剛體模型，分別建立含有柔性車體和柔性懸架擺臂的整車剛柔耦合模型，并進行典型工況下的結構動態剛度考核。

2 懸架運動學分析

由于懸架系統運動特性的優劣直接影響車輛的行駛平順性、操縱穩定性和輪胎的使用壽命［3］，因此筆者首先進行懸架運動學分析。圖2為建立的含有轉向拉桿的Ⅰ橋懸架系統臺架試驗模型(Ⅱ、Ⅲ橋的懸架系統臺架試驗模型類似，無轉向拉桿)。將上述模型進行兩側車輪同向垂直跳動的運動學仿真，分析車輪定位參數、輪距隨車輪跳動行程的變化關系。車輪跳動范圍為［-150 mm，150 mm］，車輪前束隨車輪跳動位移的變化關系如圖3所示，其他參數的仿真結果如表1所示。

圖2 Ⅰ橋懸架系統臺架試驗模型

圖3 Ⅰ橋車輪前束隨車輪跳動位移的變化關系

表1 Ⅰ橋懸架系統的運動學分析結果

由表1可知:懸架系統各定位參數的初始值和變化量基本符合設計指標(除前束外，3個車橋懸架系統分析結果基本一致)。由表1和圖3可知:差異最明顯的是車輪前束的運動特性，Ⅰ橋(有轉向拉桿)前束的變化范圍和變化量較大。其變化方式說明:當車輪上下跳動時，轉向橫拉桿的長度或位置不確定而造成前束的變化，主要因為橫向轉向桿外連接點在平衡時向下的位移量小，而與車體連接的轉向桿內連接點向下的位移大，這就形成了內低外高的狀況，當轉向拉桿在車輪前方時，車輪上下跳動時前束的變化形式是上跳時車輪前束、下跳時車輪后束［4］，這是造成在車輪跳動過程中轉向桿系與懸架機構的運動學干涉的原因。因此，需要對轉向系統中的轉向橫拉桿連接點位置進行優化設計，避免發生干涉。

3 整車固有特性分析

利用上述懸架模型，結合轉向系統模型、車體模型、動力傳動系統模型和輪胎模型，裝配成該越野車的多剛體動力學模型［5］，如圖4所示。

圖4 6×6越野車整車多剛體模型

分析模型的振動固有特性不僅可以了解車輛系統的動力學響應特性，還可以更加有針對性地選取動力學仿真工況，從而為車輛系統的結構優化或強度校核提供具有代表性的行駛工況和載荷邊界條件。通過對該越野車多剛體模型進行滿載靜平衡狀態下的固有特性分析，得到模型的各階固有頻率和振型，振動固有特性分析結果如表2所示，前3階振型如圖5所示。

表2 多剛體模型振動固有特性分析結果

圖5 車輛多剛體模型的前3階振型

通過分析車輛多剛體模型的各階固有頻率和振型可知:該模型的前3階振型為整車振型，4-9階振型為懸架部件的振型。第1階振型以整車俯仰振動為主，第2階振型以整車垂向方向振動為主，從前2階振型形式來看，車體的俯仰振動和垂向振動相互耦合，表明該車在靜平衡位置時質心與彈心不重合，在行駛工況下將導致各橋彈簧恢復力以及車輪載荷相差較大，因此需要對車輛的總體布置進行調整，以減小質心與彈心的偏差，避免前2階振型的耦合現象。

4 行駛動力學評價

由于車輛在一定行駛車速和路面不平度激勵下引起的行駛動力學響應特性對乘坐舒適性和行駛安全性等影響較大，因此，本文利用該越野車整車多剛體模型進行了行駛動力學仿真，并根據行駛動力學的3個評價指標——總加權加速度均方根值、懸架動行程均方根值Srms和車輪動載荷均方根值Drms，分別分析和評價了車輛的行駛平順性、懸架與限位塊的碰撞概率PP以及車輪跳離地面的概率PL［2］。依據GB/T4970-1996《汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法》的相關規定，通過對整車多剛體模型在F級隨機路面以不同車速勻速行駛的動力學仿真，測量駕駛員座椅表面x、y、z三個方向的振動加速度時間歷程，并依次采用頻率加權加速度均方根值和總加權加速度均方根值的方法進行行駛平順性評價［6］。越野車行駛動力學的評價流程如圖6所示，評價結果如表3-5所示。限于篇幅，對于懸架動行程均方根和車輪動載荷均方根的計算結果，文中只列出了在F級隨機路面以50 km/h勻速行駛時，對車輛左側懸架計算結果的評價，車輪動載荷變化曲線如圖7所示。

圖6 行駛動力學評價流程

由表3可知:該越野車在F級隨機路面行駛時，車輛的行駛平順性較差，不滿足使用要求，因此，需要對車輛的座椅增加懸掛裝置或對車輛懸架系統的相關參數進行匹配改進。由表4可知:越野車在F級隨機路面以50 km/h勻速行駛時，左側懸架與限位塊的碰撞概率均小于0.30%，因此，該動態工況下懸架的設計工作空間滿足使用要求。由表5可知:越野車在F級隨機路面以50 km/h勻速行駛時，左側車輪跳離地面的概率均大于0.15%，其中，Ⅲ橋左側車輪跳離地面的概率最大，達到8.53%。任何一個車輪跳離地面時，將導致剩余支撐橋的車輪載荷瞬間變大，嚴重時會超過輪胎的負荷能力，縮短輪胎的使用壽命，因此，該行駛工況下越野車的行駛安全性較差。

表3 行駛平順性評價結果

表4 懸架動行程評價結果

表5 車輪動載荷評價結果

圖7 F級路面50 km/h行駛時左側車輪動載荷變化

5 操縱穩定性評價

操縱穩定性不僅影響車輛執行駕駛員指令的準確程度，還影響車輛在受到不平路面或側向力干擾時恢復行駛穩定性的能力［7］。根據 GB/T6323-1996《車輛操縱穩定性試驗方法》［8］的相關規定，分別利用整車多剛體模型進行方向盤角階躍輸入、角脈沖輸入、轉向回正、穩態回轉和蛇行行駛的操縱穩定性仿真試驗。以穩態回轉仿真試驗為例，計算車輛模型在方向盤左轉情況下的運動軌跡如圖8所示。

圖8 多剛體模型穩態回轉仿真試驗運動軌跡

方向盤左轉時穩態回轉試驗仿真結果如圖9所示，評價參數的計算結果如表6所示。根據QC/T4800-1999《汽車操縱穩定性指標限值與評估方法》［9］，計算各仿真試驗的評分，評價結果如表7所示。

由圖8、9可知:該越野車穩態回轉過程中呈不足轉向趨勢。根據表6計算穩態轉向各評價參數的得分，如表7所示。由于車體側傾角較大，車體側傾度得分較低，因而造成整車的穩態回轉性能不好，穩態回轉試驗評價得分較低。

圖9 方向盤左轉時穩態回轉試驗仿真結果

表6 穩態回轉仿真試驗評價參數計算結果

表7 操縱穩定性評價結果

由表7可知:蛇行行駛試驗項目評價得分最低，說明該車在基準車速下的瞬態響應特性和行駛穩定性差。該越野車總質量超過30 t，因此方向盤角階躍輸入試驗不評分，由于該車操縱穩定性評價總分大于60，因此，其操縱穩定性能基本滿足使用要求。

6 車體結構模態分析及動力修改

由于該越野車車體為承載式結構，其結構固有特性在很大程度上影響著整車性能。通過分析結構模態，可以發現車體結構的薄弱環節和設計缺陷，為結構動態強度考核提供依據。筆者建立了車體結構的有限元模型，采用自由模態分析法得到了前3階固有頻率和振型。針對車體模態分析發現的問題，將車體主要承載結構件參數劃分為32個設計變量，如圖10所示，然后以車體結構的前2階模態為目標函數，進行基于車體結構模態的靈敏度分析，結果如圖11和表8所示。

由圖11和表8可知:對車體前2階模態影響較大的結構依次是車體傳動系統后部支架、車尾底部、后輪艙縱梁和車體大縱梁。根據車體結構模態靈敏度分析的結果，對上述4處車體結構進行動力修改。圖12為動力修改后的車體前2階振型，模態分析結果如表9所示。

由表9和圖12可知:通過對車體結構的動力修改，第1階扭轉頻率達到了35.3 Hz，第1階彎曲頻率達到了44.1 Hz，滿足車體第1階扭轉頻率應控制在35 Hz以上的設計要求，避開了該車發動機怠速頻率(27.5～32.5 Hz)，從而減弱了由于發動機怠速激勵引起的車體結構局部振動和噪聲，同時前2階模態頻率錯開3 Hz，避免了第1階扭轉模態和第1階的彎曲模態的耦合效應。

表8 主要車體結構模態靈敏度分析結果

圖12 動力修改后車體結構的前2階模態振型

表9 動力修改前后車體結構模態分析結果

以上對車體結構的動力修改使其質量增加了1.5%，而原車體設計質量就已經超出了指標要求，因此根據總體設計要求，為進一步減小車體質量，在上述結構模態分析和動力修改結果的基礎上，對車體結構進行重新設計，主要修改對車體結構的前、后、側圍和頂部甲板，具體見表10。經計算，車體結構質量共減小約1.6 t，重新設計后的車體前2階模態振型如圖13所示。

表10 車體結構減重設計前后質量對比

圖13 減小質量后車體結構的前2階主模態振型

由圖13可知:由于對車體結構主模態影響較大的主要承載部件的質量不變，盡管車體總質量減小了1.6 t，但由于車體骨架結構的尺寸基本不變，使得對車體結構剛強度影響較大的車體結構主模態的固有頻率不但沒有減小，反而有所增大，其中第1階扭轉固有頻率由35.3 Hz增大到38.1 Hz，這說明減小質量后車體結構的整體動態剛度有所增加，但是，在局部車體甲板處有低頻局部模態，需要設計加強筋進行加強，避免行駛時出現局部振動或噪聲。

7 結構動態強度評價

由于越野車行駛工作環境比較惡劣，車輛在行駛過程中受力復雜，因此車輛系統承載結構的剛度、強度對行駛安全性具有至關重要的影響［10］。筆者利用模態綜合法和多體動力學理論，分別建立以車體和懸架擺臂為柔性體的車輛剛柔耦合模型，如圖14所示，通過動力學仿真分析確定車體和懸架擺臂的相對薄弱環節，從而為結構的改進和加強、方案優選和減小質量優化等提供科學依據。

圖14 整車剛柔耦合動力學模型

圖15 懸架擺臂和減小質量后的車體結構應力最大時刻的應力云圖

車輛結構動力學仿真工況的選取以能夠充分暴露結構的薄弱環節為原則，筆者針對懸架擺臂和質量減小前后的車體結構分別選取了不同的動態行駛工況。其中部分工況下擺臂和質量減小后的車體結構應力最大時刻的應力云圖如圖15所示。動態應力的計算結果如表11所示。由圖15(b)和表11可知:與質量減小前的車體結構相比，質量減小后的車體結構在不同虛擬試驗工況下最大應力值均較小，說明質量減小后的車體結構強度不但沒有降低，反而更加合理均勻。因此，車體結構強度能夠滿足使用要求。由圖15(a)中可知:Ⅰ橋左側懸架下擺臂高應力區主要在彈簧連接軸根部以及形狀變化較大的幾個轉角處，其最大應力值超過材料的屈服極限(785 MPa)，并且接近材料的強度極限(980 MPa)，說明車輛在F級隨機路面上以30 km/h行駛時，Ⅰ橋下擺臂易發生塑性變形或塑性屈服失效，因此需要對Ⅰ橋懸架系統的下擺臂進行基于動態載荷的優化設計或采用更高強度的材料，以提高其使用安全性。

表11 車體和懸架擺臂結構強度評價結果

8 結論

本文通過對某型6×6輪式越野車的動力學建模與仿真分析，評價了車輛的總體設計性能，從而為該越野車輛設計方案的進一步改進和優化設計提供了參考依據，主要結論如下。

1)懸架運動學性能良好，但轉向系統與懸架系統有運動干涉，需要對轉向拉桿連接點位置進行優化設計。

2)整車靜平衡時質心與彈心位置不重合，需要對車輛的總體布置進行調整。

3)越野車在典型工況下的懸架設計工作空間滿足使用要求，但是車輛的行駛平順性較差，車輪離地概率較高，輪胎負荷過大，車輛行駛安全性較差。

4)操縱穩定性評價總分大于60分，該車輛系統的操縱穩定性能基本滿足使用要求。

5)對于復雜的車體結構，通過車體結構的模態分析、設計參數的靈敏度分析，進行了車體結構的動力修改，使車體結構總成的固有特性滿足使用要求;又進行了車體結構的減重優化設計，結果表明:減小質量后，車體結構的整體動態剛度有所增加，結構強度設計比之前更加合理。

6)在幾種典型的行駛工況下，虛擬試驗的結果表明:質量減小后車體的結構強度滿足使用要求，在F級隨機路面行駛工況下，Ⅰ橋下擺臂結構應力超過了材料的屈服極限，易發生塑性變形或塑性屈服失效，因此需要對Ⅰ橋懸架系統的下擺臂結構進行優化設計或采用更高強度的材料。

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［8］ GB/T6323-1996汽車操縱穩定性試驗方法［S］.

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