基于CAE 仿真技術的汽車前軸臺架試驗誤差分析及改進

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

在汽車產品設計階段，運用臺架試驗方法驗證汽車產品性能是國內汽車行業研究的重點課題，韓峰等[1]基于沖擊、制動和側滑三種工況所受載荷情況，設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 軟件將試驗應變轉換成應力值，完成了前橋的結構優化；宋福強等[3]利用錘擊模態試驗方法測得驅動橋系統的整體模態，解決了驅動橋臺架設備在試驗進行中出現的振動噪聲問題；費明德等[4]在臺架試驗中對驅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]，在設計時為保證強度及剛度，其質量存在一定冗余。隨著商用車領域對整車輕量化需求的不斷提高、國家對整車質量把控的相關政策執行等客觀因素，行業對汽車產品的輕量化技術也提出了更高的要求。前軸輕量化設計伴隨的是前軸應力及剛度的改變，為檢測輕量化前軸的可靠性，對前軸臺架試驗檢測結果的精確度提出了更高的要求。

1 試驗臺架結構及工作原理

車橋臺架試驗作為檢驗汽車前軸強度及剛度是否符合規范要求的重要手段，在車橋產品研發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變片，應變片貼片位置見圖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 環境下，對CAE 簡化模型構建點-面之間的Coupling 耦合關系，模擬零件之間裝配關系、力的傳遞及零件的相互運動關系[9]。前軸材料設為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、轉向更拉桿設置為剛性體，其余零件設置為彈性體。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。邊界條件設置為約束輥子接地點的Y、Z 方向的移動及X、Z 方向的轉動，保留X 方向的移動和Y 方向的轉動。

3 仿真與試驗結果對比分析

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變云圖。載荷75 kN、125 kN、175 kN、217.5 kN 的前軸仿真結果與試驗結果，見表1。載荷217.5 kN 時前軸的應變云圖見圖4。

表1 前軸仿真應變值與試驗應變值對比

圖4 載荷217.5 kN 前軸應變云圖

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

圖5 前軸仿真與試驗的載荷-應變

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 運動狀態由純滾動變為邊滾邊滑，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，推測原因為系統摩擦力所致減小。

4 系統誤差分析及臺架試驗方案改進

4.1 系統摩擦對前軸應變的影響

前軸的初始有限元仿真結果是建立在無任何摩擦的假設下得到的，其值為理想值。實際試驗時，臺架必然存在系統誤差，從而導致試驗與仿真存在一定的偏差。由圖1 的裝配關系可知，前軸裝配體5的轉向節軸頭與夾具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，是系統摩擦產生的主要來源。對輥子進行受力分析，見圖 6 。

圖6 輥子受力分析

為模擬當系統摩擦存在時前軸應變的變化，假設輥子與夾具、底座之間的接觸面為剛性面，且輥子與輥槽、底座之間只發生相對滾動，則各力之間的平衡關系：

式中，F—輥子在運動過程中所受正壓力，kN；Fh，Fv— 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 對實驗結果的影響，在有限元CAE 模型中加入摩擦參數設置。采用控制變量法，分別將輥子4 與輥子6 處的靜摩擦系數μ4、μ6作為自變量，將應變作為因變量進行仿真，摩擦系數設置見表2。

表2 控制變量法仿真約束條件設置

以測點4 為研究對象，在ABAQUS/Standard 環境下，輥子4、輥子6 與輥槽的接觸關系設置為法向硬接觸，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系按照法向硬接觸、切向摩擦系數參照表2 設置，所得應力-應變結果見圖7。

圖7 不同摩擦系數條件下測點4 的應力-應變曲線

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

4.2 轉向節軸頭剛度對前軸應變的影響

由于夾具制造誤差、轉向節尺寸誤差、夾具定位誤差等系統性誤差的影響，導致轉向節軸頭與夾具之間的實際裝配與理想裝配產生一定偏差，進而影響轉向節軸頭的局部剛度。為檢驗軸頭剛度變化對前軸剛度的影響，將轉向節軸頭與夾具之間增加橡膠墊，以測點4 的應變為檢測對象，試驗與仿真結果對比見圖8。

圖8 增加橡膠墊前后試驗與仿真的應力-應變曲線

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向節軸頭與夾具的接觸剛度從而有效減少臺架系統誤差。

4.3 前軸臺架試驗改進方案設計

臺架試驗方案優化：（1）在轉向節軸頭與夾具之間增加橡膠墊片，減小轉向節軸頭與夾具的接觸剛度，以緩沖夾具與轉向節產生的剛性沖擊；（2）輥子 6 兩端安裝兩個滾動軸承，軸承內圈與輥子配合，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，獲得前軸預設點的應變理論值。（2）進行前軸加載試驗，提取了前軸預設點的應變試驗值。（3）通過仿真結果與試驗結果對比，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向節軸頭接觸剛度和輥子與底座之間的摩擦力。（4）對臺架進行方案優化，將轉向節軸頭與夾具之間設置橡膠套、在輥子兩端加裝滾子軸承，從而降低了臺架試驗系統誤差，提高了試驗精度。