基于整车多体动力学分析的悬架构件动应力计算

流星雨

摘要：以AD250铰接式自卸车为应用实例，在建立整车刚柔耦合多体动力学模型的基础上，提出把悬架传力构件作为柔性体置于整车模型中，同时采用模态综合法计算悬架的动应力。指出了AD250铰接式自卸车悬架各构件的应力最大部位及发生时刻并评价了其动强度，为进一步的结构优化和疲劳分析奠定了基础。
关键词：悬架，多体动力学，动应力，刚柔耦合

1 前言

车辆悬架系统中的各传力构件的强度对车辆行驶过程中的安全性和可靠性具有重要意义，这些传力构件在实际工况下承受着较为复杂的随机激励载荷，要准确地预测它们的强度和寿命，必须精确而高效地预测其动态应力历程。虽然可通过试验或路试获得较精确的动态应力历程，但前提是已制造出样车。若在设计阶段就能获得各种不同路况下悬架的动态应力历程，则不仅可较精确地预测它的安全性及其寿命等，而且可通过分析优化其结构，提高整车的性能。

动态应力的计算方法在国际上已成为研究热点[ 1 - 5 ] ，先后提出了多刚体系统仿真和拟静态有限元分析法、模态应力叠加法、混合方法等。国内关于悬架动应力的计算目前主要采用有限元方法，分析时建立单独的悬架部件有限元模型，对其外载荷作近似处理，或将研究对象作为刚体处理。然而，在汽车行驶过程中，悬架的实际载荷受到路况、车载、车速以及悬架本身结构参数等诸多因素的影响，对载荷的近似处理会带来较大的分析误差。

作者把悬架构件作为柔性体置于整车刚柔耦合模型中，在进行整车多体动力学分析的同时采用模态综合法计算悬架的动应力，此方法能够准确地模拟悬架的真实受力状况，不仅可以得到整个弹性构件在车辆运行过程中任一瞬时的应力分布云图，而且可以得到弹性体各个节点在车辆运行过程中的动应力—时间历程。以AD250铰接式自卸车悬架构件的动应力分析为应用实例，在分析悬架结构拓扑关系的基础上，应用修正的Craig2Bamp ton模态综合法和多柔体系统动力学理论建立整车刚柔耦合模型，并进行动力学分析和试验验证。

2 整车刚柔耦合多体动力学模型

2.1 悬架结构的拓扑分析

为保证计算结果的精确性，首先必须建立准确可靠的计算模型。AD250铰接式自卸车前悬架为半独立悬架，主要由箱型断面形式的U形架、前桥横拉杆、橡胶弹簧及4个液压减振器组成。U形架一端用弹性球轴承与车架相连，另一端用螺栓与桥相连，主要承担车辆的纵向力，横拉杆主要承担侧向力，橡胶弹簧主要承受垂向力。后悬架为平衡悬架，由两根具有箱形断面的A形架、中/后桥横拉杆、平衡梁及橡胶弹簧等部件组成。这些部件的强度对于汽车行驶的安全性和可靠性具有重要意义。

AD250铰接式自卸车的刚柔耦合多体动力学模型由12个刚体和6个柔性体组成，其中U形架、前横拉杆、中A形架、中横拉杆、后A形架和后横拉杆为柔性体，模型的拓扑构型如图1所示。图中虚线表示的为柔性体。

图1 AD250刚柔耦合动力学模型拓扑构型图

2.2柔性体的修正CraigBampton模态分析

对于AD250铰接式自卸车多体系统中的柔性部件，采用了修正的Craig2Bamp ton模态综合方法。其特点是选取固定边界正则模态和约束模态来表示柔性体的变形


式中uI 是内部自由度， uB 是边界自由度，ΦIN和ΦIC分别表示主模态阵和约束模态阵， I、0分别表示单位阵和零矩阵， qN 和qC 分别表示对应主模态和约束模态的模态自由度。此时的模态刚度阵K^和质量阵M^为


式中下标I、B、N、C分别表示内部自由度、边界自由度、主模态和约束模态。可以看出K^ 为块对角阵，说明在固定界面主模态和约束模态之间不存在刚度耦合，而主模态和约束模态之间的惯性耦合使得M^ 不是块对角阵。并且这里所获得的模态也不是一一正交的，通过求解特征值问题


将求得的特征向量组成变换矩阵N ，可以将Craig2Bamp ton方法求得的模态自由度转换到等价的正交基q·上


式中Φi· 是正交后的Craig2Bamp ton模态。它不是由原始模型的模态向量组成。正交正则后的Craig2Bamp ton模态能够解决未修正时存在的缺点，前6阶刚体模态能被剔除掉，所有的模态都有对应的固有频率并可关闭对仿真结果影响不大的约束模态。

有限元分析在整个部件柔性化分析过程中起着重要的作用。对U形架、前横拉杆、中A形架、中横拉杆、后A形架和后横拉杆等6 个柔性部件在ANSYS中进行有限元建模并进行固定边界子结构的模态分析，基于Craig2Bamp ton方法生成各柔性部件的模态中性文件，使用ANSYS2ADAMS接口工具将模态中性文件导入到ADAMS/Flex中生成柔性体。

2.3整车刚柔耦合多体动力学分析

基于ADAMS平台建立AD250铰接式自卸车虚拟样机，首先要建立该车各个零部件的几何实体模型，这里采用Pro /E对各个零部件进行几何实体建模并装配;在实体建模完成并定义为刚体后，赋予其相关材料属性(如密度等) ，计算出各个刚体的质量和相对刚体质心的转动惯量，输入到ADAMS中作为动力学仿真分析时的物理特性参数。对已建立的多刚体模型施加运动副和约束，得到AD250铰接式自卸车的虚拟样机模型。按照试验得出的橡胶弹簧和减振器的力学特性曲线建立样条函数来模拟橡胶弹簧和减振器的非线性力学特性，根据轮胎力学特性参数建立轮胎模型， 编制相应的路面文件。在ADAMS/Flex中读入柔性体的模态中性文件，将相应的柔性体部件引入到已建立的多刚体系统中，建立的整车刚柔耦合模型共105个自由度。

为了验证所建立的动力学模型，在不同等级路面、不同载荷和不同车速下对整车进行了动力学仿真分析，并使用SCHENCK整车道路模拟试验台对AD250整车进行动力学试验，试验时在悬架弹性元件(橡胶弹簧)上下部位和驾驶室座椅处安装加速度传感器，在不同载荷与车速下采用不同等级的路谱信号进行激励。图2给出了GB _C级路谱激励、40km /h、25 t载荷时前悬架上部测点的仿真与试验得到的加速度响应及其自功率谱密度曲线，从加速度响应曲线可以得到加速度均方根值的试验值为3.803m / s2 ， 仿真值为4.159m / s2 ， 相对误差为9.36%;从图2中还可以看出仿真计算与整车台架试验得到加速度自功率谱密度曲线形状相似，变化趋势一致，峰值及其对应的频率差别不大，峰值频率的仿真值为2167Hz，试验值为2129Hz，相对误差为16159%。其它各种工况下的试验结果也能够与仿真分析结果较好地吻合，表明所建立的整车刚柔耦合模型能较好地反映悬架的动力学特性。

图2 悬架上部测点的加速度响应及其自功率谱密度曲线

3 动应力分析

在GB_C级路谱、满载25 t工况下，对AD250铰接式自卸车悬架传力构件进行动应力分析。分析时车辆以2122m / s2的加速度加速到40km /h后匀速。图3～图8为此工况下各悬架构件在各自应力最大时刻的von mises应力分布图。



从各构件瞬时最大应力云图可以看出， U形架应力整体分布较均匀，在靠近前车架连接处的横向臂的应力值最大，为1001535MPa，而两纵向臂应力相对较小，主要是因为横向臂承受全部前桥牵引力，而两纵向臂各承受一半。中、后A形架的最大应力部位都发生在与后车架连接处的筋板位置，分别为1001272MPa和1201273MPa。U形架，中、后A形架的应力最大时刻均发生在加速过程中( < 5 s) ，分别为1199 s、2191 s、3119 s，说明加速时承受纵向牵引力的悬架杆件的瞬时动应力比匀速时大。

横拉杆的动应力由侧向推力引起，前后横拉杆应力分布较均匀，没有明显的应力集中部位，原因是前后横拉杆为接近直线的管状结构，特别是后横拉杆为完全直线管状结构，使其只受压或拉，改善了部件的受力情况。中横拉杆在与车架、中桥连接部位附近应力较大，原因是中横拉杆受装配空间限制设计成弯曲状，而使其受力为弯压(弯拉)结合，且两端截面较小，故产生较大局部应力。

图9给出了U形架动应力最大节点的von mises应力—时间历程。其动应力均值为20159MPa，均方根为28107MPa，由图9可清楚看出加速行驶过程中( t < 5 s)动应力逐渐增加后降低到匀速行驶的水平。

图9U形架动应力最大节点的von mises应力—时间历程

各悬架构件动应力最大点的应力—时间历程统计值如表1所示，可得出如下结论: AD250铰接式自卸车悬架各构件在此满载工况下，动应力的最大值均小于其相应的屈服极限，符合强度要求。


4 结论

依据AD250铰接式自卸车多刚体动力学模型，应用修正的Craig2Bamp ton模态综合法对AD250的悬架杆件进行模态分析，把生成的模态中性文件引入到多刚体模型中取代相应的刚体，建立整车刚柔耦合多体动力学模型。对此模型进行悬架系统的动态响应分析，并与试验对比，结果表明仿真与试验值的变化趋势基本一致，且相对误差较小，说明刚柔耦合模型有较高的仿真精度，能很好地反映整车的动力学特性。

基于整车刚柔耦合多体动力学模型，分析了悬架杆件的动应力，指出了各杆件的应力最大部位并评价了其动强度。此方法不仅可以获得各悬架杆件在某一瞬时的应力云图，而且可以获得其各个节点在车辆运行过程中的动态应力—时间历程，为通过计算来评估悬架杆件的疲劳寿命创造了条件。文中所提出的方法亦可应用于汽车其它部件，只要对其柔性化，通过对启动、直线行驶、紧急制动、拐弯等多种工况的联合仿真，如果仿真时间足够长，就可以得到充足的模拟计算数据，也就完全可以通过仿真计算来评估汽车零部件的疲劳寿命。