輪心六分力作用下懸架疲勞載荷譜提取

沈 磊 張守元 郁 強(qiáng)

（上海汽車集團(tuán)公司商用車技術(shù)中心研究院）

1 前言

現(xiàn)代機(jī)械工業(yè)中，有80%以上的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度破壞由疲勞破壞造成[1]，隨著機(jī)械產(chǎn)品運(yùn)轉(zhuǎn)速度提高，疲勞破壞更加普遍。車身是汽車的主要承載部件，尤其轎車、客車等承載式車身，是懸架、發(fā)動(dòng)機(jī)和車身附件的安裝基礎(chǔ)，承受來(lái)自路面、發(fā)動(dòng)機(jī)等的各種交變載荷，其疲勞強(qiáng)度性能對(duì)保證汽車產(chǎn)品安全和可靠性至關(guān)重要。近年來(lái)綜合有限元方法和多體動(dòng)力學(xué)的車身耐久性CAE分析研究取得一定進(jìn)展，清華大學(xué)朱濤等通過(guò)同時(shí)測(cè)取4個(gè)車輪的六分力數(shù)據(jù)，進(jìn)行了白車身和焊點(diǎn)疲勞壽命分析[2，3]。由于六分力儀價(jià)格昂貴，同時(shí)測(cè)取4個(gè)車輪六分力試驗(yàn)成本過(guò)高，本文結(jié)合國(guó)內(nèi)某汽車集團(tuán)新型客車開(kāi)發(fā)項(xiàng)目，單獨(dú)對(duì)前、后車輪測(cè)取六分力信號(hào)，采用前、后懸架動(dòng)力學(xué)模型提取車身連接點(diǎn)載荷，并對(duì)方法準(zhǔn)確性進(jìn)行了驗(yàn)證。

2 道路載荷譜采集

對(duì)開(kāi)發(fā)過(guò)程中的某輕型客車進(jìn)行道路耐久性試驗(yàn)，分別在該客車前輪和后輪輪心處安裝六分力傳感器和加速度傳感器，測(cè)量車輛在各種路面行駛時(shí)輪心 3 個(gè)方向承受的力（Fx、Fy、Fz）、力矩（Mx、My、Mz）和轉(zhuǎn)向節(jié)頂部加速度（Ax、Ay、Az）數(shù)據(jù)，其中左前輪六分力傳感器如圖1所示。

試驗(yàn)在國(guó)內(nèi)某試車場(chǎng)進(jìn)行，分別在車輛空載和滿載狀態(tài)下測(cè)試，試驗(yàn)路面包括強(qiáng)化壞路、高速跑道、鄉(xiāng)村壞路等9類，強(qiáng)化壞路又分為卵石路、條石路、搓板路等11種。通過(guò)GPS衛(wèi)星測(cè)取的試驗(yàn)車輛一般公路路面行駛路線如圖2所示，此段公路為加積鎮(zhèn)至博鰲鎮(zhèn)連接路段，瀝青路面，該路段路面寬闊，較為平直，符合A級(jí)路面試驗(yàn)要求。

強(qiáng)化壞路下通過(guò)數(shù)據(jù)采集儀獲取的右前輪六分力垂向力信號(hào)如圖3所示。

3 白車身疲勞壽命計(jì)算

白車身疲勞壽命計(jì)算需要獲取結(jié)構(gòu)單位載荷應(yīng)力場(chǎng)、車身連接點(diǎn)載荷譜和材料疲勞性能曲線3個(gè)輸入條件。采用局部應(yīng)變法，即應(yīng)用材料的應(yīng)變-壽命曲線（ε-N曲線）進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算是目前廣泛應(yīng)用的方法，該方法能有效計(jì)入缺口、焊縫、應(yīng)力集中等現(xiàn)象所產(chǎn)生的局部循環(huán)塑性變形效應(yīng)。

局部應(yīng)變法表達(dá)式為：

式中，εa為應(yīng)變幅值；σa為應(yīng)力幅值；E為彈性模量；K為循環(huán)強(qiáng)度系數(shù)；n為循環(huán)應(yīng)變硬化指數(shù)。

1945年Miner提出的Palmgren-Miner線形累計(jì)損傷法則是應(yīng)用最廣泛的疲勞損傷理論[4]，該理論假設(shè)試樣所吸收的能量達(dá)到極限值W時(shí)產(chǎn)生破壞，在此假設(shè)下，若作用在試樣上的加載歷史由m個(gè)不同應(yīng)力水平構(gòu)成，各應(yīng)力水平下的循環(huán)次數(shù)為n1、n2、…、nm，疲勞壽命為 N1、N2、…、Nm，則線形疊加總損傷為：

當(dāng)D=1時(shí)，試樣吸收的能量達(dá)到極限值W，試樣破壞。

基于式（1）、式（2），并結(jié)合循環(huán)應(yīng)力-應(yīng)變曲線和材料ε-N曲線，便可計(jì)算隨機(jī)載荷作用下的構(gòu)件疲勞壽命[5～7]。

4 車身連接點(diǎn)載荷譜提取

對(duì)車身進(jìn)行疲勞壽命分析時(shí)需要提供鋼板彈簧、扭桿、減振器等10處懸架與車身連接點(diǎn)載荷譜，由于耐久性試驗(yàn)中前、后車輪六分力并非同時(shí)提取，若在整車多體動(dòng)力學(xué)模型中將此作為輸入，會(huì)由于靜態(tài)不平衡導(dǎo)致仿真失敗。本文通過(guò)MSC.Adams軟件建立試驗(yàn)車輛前、后懸架多體動(dòng)力學(xué)模型如圖4、圖5所示，其中穩(wěn)定桿和多片鋼板彈簧采用梁?jiǎn)卧M，調(diào)整前、后懸架剛度和阻尼與實(shí)車一致。單獨(dú)對(duì)前、后車輪進(jìn)行六分力加載，獲取車身連接點(diǎn)載荷。

為驗(yàn)證仿真結(jié)果準(zhǔn)確性，分別比較了前懸架模型添加/不添加輪胎、車身連接點(diǎn)固定和施加簧載質(zhì)量4種分析方法。車身疲勞破壞大多發(fā)生在滿載狀態(tài)下強(qiáng)化壞路和鄉(xiāng)村壞路兩種路面，為加快疲勞分析，只用此兩種路面下滿載狀態(tài)測(cè)取的六分力數(shù)據(jù)進(jìn)行加載，輸出車身連接點(diǎn)3個(gè)方向的力和力矩，同時(shí)輸出與試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)向節(jié)頂部加速度，以方便與試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證。

以鄉(xiāng)村壞路測(cè)取的兩前輪六分力數(shù)據(jù)作為輸入，得出轉(zhuǎn)向節(jié)頂部垂直Z向加速度仿真結(jié)果如圖6a所示，從圖6a中可以看出，不添加輪胎時(shí)加速度響應(yīng)明顯偏大，10 s內(nèi)的加速度均方根值為6.913 m/s2，比添加輪胎的加速度均方根值4.603 m/s2大33.42%。在相同輸入條件下分別對(duì)添加輪胎、車身連接點(diǎn)固定前懸架模型和添加輪胎、車身連接點(diǎn)施加簧載質(zhì)量前懸架模型進(jìn)行分析，轉(zhuǎn)向節(jié)頂部垂直Z向加速度仿真結(jié)果如圖6b所示，從圖6b中可以看出，兩者結(jié)果基本一致，連接點(diǎn)固定模型10 s內(nèi)加速度均方根值為4.603 m/s2，施加簧載質(zhì)量模型10 s內(nèi)均方根值為4.947 m/s2，頻域內(nèi)最大峰值都出現(xiàn)在0.5 Hz，說(shuō)明將車身連接點(diǎn)固定進(jìn)行載荷提取對(duì)分析結(jié)果影響不大。將車身連接點(diǎn)固定模型得出的轉(zhuǎn)向節(jié)頂部垂向加速度分析結(jié)果與相應(yīng)試驗(yàn)結(jié)果比較，10 s內(nèi)時(shí)域數(shù)據(jù)如圖7所示，加速度均方根值試驗(yàn)結(jié)果為4.155 m/s2，加速度均方根值仿真結(jié)果為4.603 m/s2，兩者相差9.7%。頻域數(shù)據(jù)如圖8所示，峰值頻率均在0.5 Hz，說(shuō)明利用添加輪胎的前懸架模型進(jìn)行疲勞載荷提取，將車身連接點(diǎn)固定，無(wú)須考慮簧載質(zhì)量即能夠取得與試驗(yàn)一致的分析結(jié)果。利用該模型仿真提取的左前懸架車身連接點(diǎn)垂向載荷與試驗(yàn)測(cè)取的左前車輪六分力垂向輸入力比較，截取1 s內(nèi)時(shí)域數(shù)據(jù)如圖9所示，實(shí)線表示仿真結(jié)果，為疲勞計(jì)算所需載荷譜，虛線為試驗(yàn)數(shù)據(jù)，可以看出兩者幅值大小基本一致，傳遞至車身連接點(diǎn)的垂向力稍大于輪心作用力，且存在一定時(shí)間延遲。

5 結(jié)束語(yǔ)

在新車型開(kāi)發(fā)期間，以道路試驗(yàn)測(cè)取的車輪六分力數(shù)據(jù)作為輸入進(jìn)行車身疲勞耐久性仿真分析，通過(guò)前、后道路試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比確定結(jié)構(gòu)優(yōu)化修改對(duì)車身疲勞特性的影響，可節(jié)省研發(fā)時(shí)間和費(fèi)用，而準(zhǔn)確獲取車身連接點(diǎn)載荷是分析結(jié)果可信的關(guān)鍵。本文以開(kāi)發(fā)中的某輕型客車為平臺(tái)，研究了利用懸架模型進(jìn)行車身連接點(diǎn)載荷提取的方法，分析了多種懸架模型方案及其仿真結(jié)果并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，得到一種能夠準(zhǔn)確提取車身連接點(diǎn)載荷的懸架多體動(dòng)力學(xué)仿真方法。該方法只需對(duì)前、后車輪六分力分別測(cè)量，對(duì)降低試驗(yàn)成本、提高車身疲勞分析結(jié)果可信度具有重要意義。

1 Payer E.Simulation Techniques for Fatigue and NVH Optimization of Motor Sport Engines.SAE Paper，962501.

2 David Ensor， Chris Cook， Marc Birties.Optimizing Simulation and Test Techniques for Efficient Vehicle Durability Design and Development.SAE Paper，2005-26-042.

3 朱濤，宋健，李亮.基于實(shí)測(cè)載荷譜的白車身疲勞壽命計(jì)算.汽車技術(shù)， 2009（5）：8～11.

4 楊王玥.材料力學(xué)行為.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2009.

5 Rupp A.Computer Aided Dimensioning of Spot-welded Automotive Structures.SAE Paper 950711.

6 王攀.SC6350白車身疲勞壽命臺(tái)架試驗(yàn)方法的研究：[學(xué)位論文].重慶：重慶大學(xué)，2004.

7 翠玲，高云凱，李翠，高冬.燃料電池大客車車身疲勞壽命仿真分析.汽車工程，2010（32）：7～12.