基于虛擬試驗場的混凝土攪拌運輸車結(jié)構(gòu)件疲勞仿真分析

夏學(xué)文，王承凱，雷新軍

（1.三一汽車制造有限公司，湖南 長沙 410000；2.諾世創(chuàng)(北京)技術(shù)服務(wù)有限公司，北京 100000）

引言

混凝土攪拌運輸車（以下簡稱攪拌車）承載重，運行工況復(fù)雜，新車型量產(chǎn)前進(jìn)行至少兩個月規(guī)定里程試驗場的強(qiáng)化路試驗。強(qiáng)化路環(huán)形試驗場包括扭曲路、魚鱗坑路和搓衣板路，扭曲路為試驗場典型路況，對車架結(jié)構(gòu)件損傷最大，結(jié)構(gòu)件開裂發(fā)生在該疲勞扭轉(zhuǎn)工況。

為了減少強(qiáng)化路試驗時間和在設(shè)計階段發(fā)現(xiàn)欠設(shè)計結(jié)構(gòu)件，很有必要進(jìn)行攪拌車結(jié)構(gòu)件疲勞仿真分析，本文以某四軸攪拌車為研究對象，使用 MSC軟件公司仿真工具搭建整車多體動力學(xué)模型進(jìn)行虛擬試驗場仿真分析，同時進(jìn)行應(yīng)力和振動試驗驗證，進(jìn)一步進(jìn)行疲勞仿真計算，預(yù)警結(jié)構(gòu)件欠設(shè)計區(qū)域，技術(shù)路線如圖1。

1 整車多體動力學(xué)建模

1.1 結(jié)構(gòu)件模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)理論

攪拌車大型結(jié)構(gòu)件包括主車架、副車架、前臺、后臺和扶梯，如果采用常規(guī)有限元方法模擬結(jié)構(gòu)件的變形，會使得結(jié)構(gòu)件自由度多，方程階數(shù)高，計算成本巨大，且結(jié)構(gòu)的響應(yīng)由低級模態(tài)控制，不必為少數(shù)低階模態(tài)去求解整個結(jié)構(gòu)的高階動力學(xué)方程，因此本文選擇模態(tài)綜合法模擬結(jié)構(gòu)件的變形，而 Craig-Bampton方法是固定界面模態(tài)綜合法中最具代表性的一種方法。

圖1 疲勞仿真分析技術(shù)路線

柔性結(jié)構(gòu)部件運動邊界可描述為P自由模態(tài)即S約束模態(tài)的綜合，柔性體含內(nèi)部自由度I和邊界自由度B，其運動方程描述如式：

進(jìn)行靜平衡分析，假設(shè)內(nèi)部載荷為0，上述方程變?yōu)椋?/p>

提取約束模態(tài)矩陣和自由模態(tài)矩陣后，計算的物理坐標(biāo)為模態(tài)振型的線性組合，其中{x}為物理位移向量，{q}為模態(tài)坐標(biāo)，為模態(tài)矩陣：

則應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系可以由模態(tài)坐標(biāo)和模態(tài)矩陣表示，如式，其中{x}為應(yīng)變向量，{σ}為應(yīng)力向量，[B]為幾何函數(shù)矩陣，表示應(yīng)變與位移的關(guān)系，[E]為應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系：

圖2 模態(tài)疊加方法及模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)

本文采用MSC Nastran進(jìn)行主車架、副車架、前臺、后臺和扶梯自由模態(tài)分析，生成一個 MNF文件導(dǎo)入至 MSC Adams生成柔性車架，如圖3。

圖3 Adams柔性車架

1.2 整車建模

本文采用MSC Adams動力學(xué)仿真分析軟件搭建整車模型，Adams是 CAE領(lǐng)域中使用范圍最廣、應(yīng)用行業(yè)最多的機(jī)械系統(tǒng)動力學(xué)仿真工具，廣泛應(yīng)用于汽車、航空、航天、鐵道、兵器、工程設(shè)備及重型機(jī)械等行業(yè)，能幫助設(shè)計人員對系統(tǒng)的各種動力學(xué)性能進(jìn)行有效的評估，提高產(chǎn)品性能和減少昂貴耗時的物理樣機(jī)試驗[1]。

Adams提供專門針對客車、卡車的動力學(xué)模型庫，其中，卡車模型庫有成熟的三橋車模型，本文正是基于此成熟模型庫搭建攪拌車整車動力學(xué)模型，步驟如下：

（1）輸入?yún)?shù)：包括整車參數(shù)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，前懸架，前板簧，后板簧，車架，駕駛室，攪拌筒，動力系統(tǒng)和輪胎參數(shù)，總體而言，含硬點參數(shù)提取，部件質(zhì)量轉(zhuǎn)動慣量提取，襯套特性獲取，其他參數(shù)等；

（2）搭建攪拌車模型框架：基于成熟三橋車模型搭建四橋攪拌車模型框架，包括新增二橋和攪拌筒子系統(tǒng)；

（3）子系統(tǒng)建模：基于輸入?yún)?shù)，修改已有模板子系統(tǒng)，建立攪拌車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、前懸架系統(tǒng)、后懸架系統(tǒng)、車架系統(tǒng)，駕駛室系統(tǒng)、動力系統(tǒng)、制動系統(tǒng)和輪胎系統(tǒng)；新建前板簧系統(tǒng)、后板簧模型和攪拌筒系統(tǒng)。其中，板簧模型采用Adams插件Leaf Spring創(chuàng)建；輪胎型號12R22.5 18PR，輸入輪胎穩(wěn)態(tài)側(cè)偏、穩(wěn)態(tài)側(cè)傾、縱滑、垂直剛度等試驗數(shù)據(jù)至Adams輪胎擬合工具箱，生成PAC2002輪胎模型[2-3]；

（4）整車建模：替換攪拌車模型框架中子系統(tǒng)，生成整車模型，如圖4。

圖4 攪拌車剛?cè)狁詈险嚹Ｐ?/p>

1.3 虛擬試驗場建模

采用Adams 3D shell路面方法建立三段特殊虛擬路面和整圈試驗場，特殊路面用于動力學(xué)模型驗證，整圈路面用于提取疲勞載荷文件，步驟如下：

（1）虛擬試驗場CAD模型：參考試驗場施工圖，在3D軟件中建立真實3維路面，包括：路面寬度、坡度、寬度方向的傾斜程度、特征路面，含魚鱗路、搓衣板路、扭曲路、波形路、減速帶等；

（2）有限元建模：將 CAD模型導(dǎo)出幾何文件（igs格式），導(dǎo)入有限元前處理軟件進(jìn)行三角形網(wǎng)格劃分，特殊路面需細(xì)化網(wǎng)格，且要進(jìn)行節(jié)點、網(wǎng)格重排序，確保ID編號從1開始；

（3）3D Shell路面模型搭建：編輯3D Shell路面rdf文件，替換Nodes和Elements字符段，生成試驗場路面，如圖5。

圖5 虛擬試驗場模型

2 多體動力學(xué)仿真分析

2.1 模型調(diào)試

四橋攪拌車共有3對鋼板彈簧，每片采用離散梁建模，整車剛?cè)狁詈夏Ｐ偷淖杂啥冗_(dá)到將近800個，模型相當(dāng)復(fù)雜，模型調(diào)試需依次完成懸架調(diào)試、整車平路轉(zhuǎn)向調(diào)試。

懸架調(diào)試包括前懸架和后懸架調(diào)試，前懸架進(jìn)行輪跳分析和轉(zhuǎn)向分析，確保板簧運動合理，轉(zhuǎn)向合理，后懸架進(jìn)行輪跳分析，確保板簧垂向和側(cè)向運動合理。

整車平路轉(zhuǎn)向調(diào)試前需進(jìn)行整車質(zhì)量、質(zhì)心和慣量調(diào)試，然后使用Adams Car中標(biāo)準(zhǔn)工況（Step轉(zhuǎn)向和穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)）進(jìn)行整車調(diào)試，確保整車能靜平衡，能合理轉(zhuǎn)向，如圖6。

圖6 攪拌車模型調(diào)試

2.2 虛擬路面仿真分析

整車扭曲路、搓板路和魚鱗路動力學(xué)仿真分析均需從靜平衡開始，可適當(dāng)放大誤差和降低求解穩(wěn)定性達(dá)到整車靜平衡，例如，Adams Equilibrium參數(shù)ERROR=10，IMBALANCE=0.001，MAXIT=100，STABILITY=0.01。

扭曲路車速5km/h，Dynamic Error設(shè)置為0.001，步長設(shè)置為0.1；搓板路和魚鱗路車速50km/h，Dynamic Error設(shè)置為0.01，其它參數(shù)一致，INTEGRATOR/GSTIFF，HMIN =1.0E-08，CORRECTOR = MODIFIED。

整車調(diào)試最重要的工作是進(jìn)行參數(shù)靈敏度分析，基于扭曲路進(jìn)行了影響應(yīng)力的關(guān)鍵參數(shù)靈敏度分析，包括扭曲路橫向坡道、輪胎胎壓、整車偏心、一二橋板簧限位塊、攪拌筒與減速機(jī)連接襯套剛度；基于搓板路進(jìn)行了影響振動的關(guān)鍵參數(shù)靈敏度分析，包括輪胎阻尼和板簧阻尼比。

經(jīng)分析，應(yīng)力影響因素重要程度排序為限位塊間隙>減速機(jī)襯套剛度>偏心>坡道>胎壓，振動影響因素輪胎阻尼和板簧阻尼比基本呈現(xiàn)阻尼或阻尼比越小，幅值越大趨勢。

3 應(yīng)力振動試驗驗證

3.1 應(yīng)力振動試驗

在試驗場嚴(yán)格按照試驗大綱進(jìn)行整車應(yīng)力和振動測試，應(yīng)力共24個測點，左右對稱布置，其中，8個應(yīng)力片測試主應(yīng)力，16個應(yīng)變花測試Von Misses應(yīng)力；振動共13個測點，測量垂直方向振動加速度，如圖7。

圖7 應(yīng)力、振動試驗

3.2 仿真試驗對標(biāo)

圖8 應(yīng)力振動仿真試驗對標(biāo)

扭曲路整車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)仿真分析對標(biāo)應(yīng)力幅值，根據(jù)應(yīng)力靈敏度影響因素排序，輸入準(zhǔn)確胎壓對應(yīng)的輪胎剛度、一二橋限位塊距離、整車偏心和扭曲路橫向坡道，著重調(diào)整攪拌筒與減速機(jī)襯套連接剛度，采用Adams模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)方法提取對應(yīng)試驗測點的仿真應(yīng)力進(jìn)行比較，如圖8a；魚鱗路剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)仿真分析對標(biāo)加速度主頻和幅值，著重調(diào)整輪胎阻尼和板簧阻尼比，提取柔性車架對應(yīng)適應(yīng)測點的仿真加速度主頻和幅值進(jìn)行比較，如圖8b。

前5個最大應(yīng)力點的幅值均大于200MPa，仿真與試驗幅值最大誤差為 13%，應(yīng)力幅值均大于 100MPa，平均誤差為17%，仿真僅有7號點應(yīng)力趨勢與試驗不一致，趨勢仿真誤差為 9%；11個測點的仿真與試驗振動加速度幅值大于0.2g，誤差平均值為18%；主頻誤差平均值為2%，仿真僅有8號點振動加速度趨勢與試驗不一致，趨勢仿真誤差為9%。

4 疲勞仿真分析

4.1 虛擬試驗場仿真分析

Adams具備機(jī)器駕駛功能，通過編寫事件控制程序，指定轉(zhuǎn)向、油門、制動、擋位和離合信號，試驗臺通過內(nèi)置程序控制車輛繞虛擬試驗場行駛，通過Adams Durability模塊可直接輸出載荷文件至MSC Fatigue進(jìn)行疲勞計算[4-5]。

疲勞計算采用名義應(yīng)力應(yīng)變方法進(jìn)行疲勞計算，通過MTS材料拉伸試驗機(jī)進(jìn)行材料疲勞試驗，材料S-N曲線采用Basquin關(guān)系曲線擬合，公式如下[6]：

疲勞應(yīng)力幅值采用goodman疲勞修正經(jīng)典理論公式進(jìn)行修正[6]：

4.2 疲勞計算

圖9 goodman應(yīng)力幅值修正曲線

MSC疲勞計算有三個輸入條件，有限元模型，Adams加載條件和材料信息，有限元模型為Nastran模態(tài)計算的bdf文件，Adams加載條件為整圈試驗場輸出的柔性車架dac文件，材料信息為主副車架B610L S-N曲線和扶梯Q235 S-N曲線，噴丸處理，車架整體結(jié)構(gòu)采用應(yīng)力壽命方法，計算得到車架壽命云圖如圖10。

通過疲勞計算，車架疲勞強(qiáng)化里程最低29609km，副車架最低22010公里，遠(yuǎn)大于1萬公里強(qiáng)化里程數(shù)要求。通過試驗場強(qiáng)化試驗驗證，車架、前后臺結(jié)構(gòu)均未出現(xiàn)疲勞開裂故障。

圖10 結(jié)構(gòu)件疲勞壽命圖

5 結(jié)論

本文以四橋攪拌車為研究對象，基于模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)理論，采用 MSC剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)疲勞壽命方法計算了車架疲勞壽命，通過應(yīng)力振動試驗驗證應(yīng)力振動誤差小于17%，仿真與試驗結(jié)果趨勢一致性達(dá)90%以上，試驗場可靠性結(jié)果驗證了結(jié)構(gòu)件疲勞壽命，表明整車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)建模、和疲勞計算方法的合理性，整套方法可以用于新車型結(jié)構(gòu)件疲勞壽命評估以及拓展至基于客戶路譜的車輛壽命研究，一定程度上可減少試驗場強(qiáng)化路里程，降低產(chǎn)品開發(fā)成本，縮短樣機(jī)試驗時間。