基于輪胎六分力的某商用車車架疲勞分析

劉 俊 張海劍 王 威 劉亞軍 周福庚

1.合肥工業(yè)大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，合肥，2300092.安徽江淮汽車股份有限公司，合肥，230601

0 引言

隨著使用時(shí)間的延長(zhǎng)，汽車的疲勞斷裂問(wèn)題也越來(lái)越容易發(fā)生，疲勞可靠性成為了評(píng)價(jià)汽車重要的指標(biāo)。傳統(tǒng)的疲勞分析[1-3]基本上是通過(guò)臺(tái)架疲勞試驗(yàn)或者道路測(cè)試的方法來(lái)完成的，然而這些方法不僅費(fèi)時(shí)費(fèi)力，而且不能及時(shí)得到疲勞分析結(jié)果。隨著CAE技術(shù)的發(fā)展，通過(guò)CAE軟件進(jìn)行疲勞仿真分析，能夠?qū)崿F(xiàn)短時(shí)間、少投入即可完成疲勞分析的目的，CAE方法也逐漸成為目前進(jìn)行疲勞分析的主流方法。陳書聰[4]利用虛擬道路譜對(duì)汽車轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行疲勞分析，得到了轉(zhuǎn)向節(jié)的疲勞壽命。張少輝[5]運(yùn)用虛擬迭代的方法對(duì)某商用車駕駛室進(jìn)行疲勞分析，預(yù)測(cè)結(jié)果準(zhǔn)確。黃元毅等[6]通過(guò)在某MPV車型上安裝輪心六分力儀[7-8]得到實(shí)測(cè)載荷譜[9]，對(duì)前副車架進(jìn)行疲勞分析，預(yù)測(cè)結(jié)果精準(zhǔn)。周煒等[10]對(duì)局部應(yīng)力應(yīng)變法進(jìn)行了詳細(xì)的探索，并在實(shí)驗(yàn)中驗(yàn)證了該方法在應(yīng)力應(yīng)變疲勞分析中的優(yōu)勢(shì)。本文以某重型商用車車架為研究對(duì)象，在車輛的3個(gè)軸，即6個(gè)車輪上安裝共6個(gè)六分力儀，在定遠(yuǎn)試驗(yàn)場(chǎng)進(jìn)行多種路況的試驗(yàn)，獲得六分力信號(hào)。在ADAMS中建立剛?cè)狁詈蟍11-12]多體動(dòng)力學(xué)模型，將六分力導(dǎo)入模型中，通過(guò)仿真獲得車架與鋼板彈簧、減振器接附處的載荷譜。在HyperMesh中進(jìn)行車架的有限元建模，并通過(guò)慣性釋放方法進(jìn)行單位力作用下的靜力分析。最后，在nCode中運(yùn)用線性疲勞累計(jì)損傷理論和雨流計(jì)數(shù)法，并結(jié)合材料的應(yīng)變(ε)-疲勞壽命(N)曲線進(jìn)行車架的應(yīng)變疲勞壽命分析。

1 輪心六分力采集試驗(yàn)

由于車架與懸架接附處的載荷無(wú)法直接測(cè)得，故采用在定遠(yuǎn)試驗(yàn)場(chǎng)試驗(yàn)采集的輪心六分力與ADAMS剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型相結(jié)合的方式，以輪心六分力作為輸入激勵(lì)，通過(guò)多體動(dòng)力學(xué)仿真獲取車架接附處的載荷譜，并用獲取的接附處載荷譜，進(jìn)行應(yīng)力應(yīng)變疲勞分析。六分力儀安裝位置如圖1所示。

圖1 六分力儀安裝位置Fig.1 Six-dimensional force transducer installation location

為驗(yàn)證剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型的準(zhǔn)確性，在車架上共安裝6處加速度傳感器，將試驗(yàn)中加速度傳感器測(cè)得的加速度信號(hào)與仿真得到的該處加速度進(jìn)行對(duì)比。加速度傳感器分別安裝在一軸后部、二軸前部、三軸后部，車架左右兩側(cè)均安裝。加速度傳感器安裝如圖2所示。數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)選取HBM SoMat數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，如圖3所示。按照相關(guān)測(cè)試要求，此次試驗(yàn)采用全掛式掛車，滿載40 t情況下進(jìn)行測(cè)試，共在9種測(cè)試路面上進(jìn)行測(cè)試，每種路面測(cè)試3次，全部路面長(zhǎng)度之和為7 363 m，如表1所示。

六分力測(cè)試系統(tǒng)具有精度高、采集速度快的優(yōu)點(diǎn)，能夠采集輪心處沿X、Y、Z軸三個(gè)方向的力和繞X、Y、Z軸的力矩。然后將6個(gè)信號(hào)通過(guò)6個(gè)通道傳送至數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。由于受各種外界因素影響，六分力儀采集到的信號(hào)不能直接使用，需要進(jìn)行重采樣、去零漂、去毛刺、去噪聲、去尖峰值等處理。

圖2 加速度傳感器安裝Fig.2 Acceleration sensor installtion location

圖3 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)Fig.3 Data acquisition system

序號(hào)路面操作說(shuō)明長(zhǎng)度(m)車速(km/h)1高速環(huán)路維持油門3 986952石塊路維持油門1 789403砂石路維持油門594204長(zhǎng)波路維持油門114405短波路維持油門72406卵石路(小)到達(dá)前升擋279407比利時(shí)路(甲)到達(dá)前制動(dòng)260158搓板路加速,擋位維持最高擋174609魚鱗坑到達(dá)前制動(dòng)9540

某典型路況六分力系統(tǒng)采集的左前車輪六分力信號(hào)如圖4所示。

2 建模及仿真

2.1 建立車架有限元模型

車架部分主要包括橫梁、縱梁、前后懸架支座。橫梁、縱梁等薄壁板件采用2D單元建模，單元屬性為PSHELL。前后懸架支座等鑄件采用四點(diǎn)四面體建模，單元屬性為PSOLID。劃分完成的車架有限元模型進(jìn)行雅可比系數(shù)、翹曲角、最小尺寸、縱橫比等網(wǎng)格質(zhì)量檢查，車架有限元模型如圖5所示。將材料屬性添加到有限元模型中，有限元模型與實(shí)際車架參數(shù)對(duì)比如表2所示。車架質(zhì)量方面，有限元模型與實(shí)際質(zhì)量相差38.257 kg,即3.87%，主要是由于有限元模型中沒(méi)有螺栓、鉚釘、控制線路和各種液壓管道等部件。車架質(zhì)心坐標(biāo)方面，X、Y、Z三個(gè)方向的誤差均不超過(guò)25 mm，誤差較小。對(duì)比可知有限元建模精度較高。

圖4 某典型路況六分力系統(tǒng)采集的載荷譜圖Fig.4 Load spectrums of a typical road condition collected by six force system

圖5 車架有限元模型Fig.5 Finite element model of frame

質(zhì)量(kg)質(zhì)心X坐標(biāo)(mm)質(zhì)心Y坐標(biāo)(mm)質(zhì)心Z坐標(biāo)(mm)FEM模型數(shù)據(jù)f1949.4542 104.8160.099-204.450企業(yè)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)f2987.7112 127.935-8.037-224.337|f2-f1|38.25723.1198.13619.887

2.2 應(yīng)力分析

進(jìn)行車架疲勞分析時(shí)，需要單位載荷下的應(yīng)力分析結(jié)果，但由于車架沒(méi)有固定的約束處，為了能得到與實(shí)際情況相符的分析結(jié)果，車架單位載荷下的應(yīng)力分析使用慣性釋放的方法。

慣性釋放是指在對(duì)結(jié)構(gòu)體進(jìn)行靜力分析時(shí)，為了求解器能夠順利計(jì)算和提高解算的準(zhǔn)確度，對(duì)無(wú)固定點(diǎn)的研究構(gòu)件進(jìn)行約束的一種理論。慣性釋放方法先計(jì)算運(yùn)動(dòng)構(gòu)件在外力作用下的加速度，然后通過(guò)構(gòu)件本身的一系列轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力和平動(dòng)慣性力來(lái)平衡構(gòu)件所受的外部載荷，并構(gòu)建一個(gè)自平衡力系，因此，慣性釋放即是達(dá)朗貝爾原理在實(shí)際中的應(yīng)用。慣性釋放的數(shù)學(xué)表達(dá)式為

(1)

懸架系統(tǒng)中鋼板彈簧與車架的連接點(diǎn)、減振器與車架連接點(diǎn)受力較大，連接處作用力是汽車行駛過(guò)程中經(jīng)懸架傳遞至車架的作用力，由于車架與懸架系統(tǒng)共存在8處連接，分別為：左側(cè)減振器安裝位置、右側(cè)減振器安裝位置、前鋼板彈簧左側(cè)前部位置、前鋼板彈簧左側(cè)后部位置、前鋼板彈簧右側(cè)前部位置、前鋼板彈簧右側(cè)后部位置、后鋼板彈簧左側(cè)安裝位置、后鋼板彈簧右側(cè)安裝位置，因此上述8個(gè)連接位置即作為單位載荷下的應(yīng)力分析中單位力的加載點(diǎn)，所以分析結(jié)果中共有8種工況。以前鋼板彈簧左側(cè)前部位置慣性釋放結(jié)果為例，結(jié)果如圖6所示。

圖6 前鋼板彈簧左側(cè)前部位置慣性釋放結(jié)果Fig.6 Inertial release results of front leaf spring lef t front position

2.3 建立整車多體動(dòng)力學(xué)模型

在HyperMesh中建立車架有限元模型并提交到Optistruct中求解，得到MNF格式文件。將MNF文件導(dǎo)入至ADAMS中，得到車架的柔性體模型。在車架柔性體模型上，添加前后懸架模型、駕駛室及動(dòng)力總成集中質(zhì)量塊等得到整車的剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型。

圖7 前鋼板彈簧剛度曲線Fig.7 Stiffness curve of front leaf spring

圖8 后鋼板彈簧剛度曲線Fig.8 Stiffness curve of rear leaf spring

多體動(dòng)力學(xué)模型中，駕駛室及動(dòng)力總成以質(zhì)點(diǎn)代替，賦予質(zhì)點(diǎn)與駕駛室及動(dòng)力總成相同的質(zhì)量和相同的繞X、Y、Z三軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，質(zhì)點(diǎn)的坐標(biāo)與駕駛室及動(dòng)力總成的質(zhì)心位置相同。駕駛室及動(dòng)力總成的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和質(zhì)心位置通過(guò)試驗(yàn)測(cè)得。前后懸架建模的關(guān)鍵是鋼板彈簧和減振器的建模。在ADAMS/Car的Leaf_Spring中建立鋼板彈簧模型，設(shè)置鋼板彈簧的摩擦因數(shù)、片數(shù)和弧高曲線。建模完成后，對(duì)鋼板彈簧進(jìn)行剛度分析以校核鋼板彈簧建模精度。鋼板彈簧剛度曲線如圖7、圖8所示。圖中，實(shí)線為作用力F與其作用點(diǎn)(鋼板彈簧中間位置)Z向坐標(biāo)關(guān)系曲線，虛線為鋼板彈簧剛度。從圖7、圖8可以看出，前鋼板彈簧剛度kf=275 N/mm，后鋼板彈簧剛度kr=3 000 N/mm，與車企提供的270 N/mm、3 050±300 N/mm相差較小，模型精度滿足要求。圖9為前懸架中減振器參數(shù)曲線，該曲線通過(guò)試驗(yàn)測(cè)得，試驗(yàn)條件為：溫度20±2 ℃，行程100 mm，速度0.52 m/s。根據(jù)測(cè)得參數(shù)進(jìn)行減振器的建模，并與鋼板彈簧、橫向穩(wěn)定桿、V字推等進(jìn)行連接，組成懸架系統(tǒng)。最后建成整車剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型，如圖10所示。

圖9 減振器阻尼曲線Fig.9 Damping curve of damper

圖10 整車剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型Fig.10 Rigid-flexible coupled multi-body model o f the commercial vehicle

為驗(yàn)證模型仿真的準(zhǔn)確性，將六分力信號(hào)導(dǎo)入ADAMS中建立的整車剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型中進(jìn)行仿真，提取出仿真過(guò)程中與加速度傳感器實(shí)際安裝位置對(duì)應(yīng)處的加速度譜，將仿真提取的加速度譜與在定遠(yuǎn)試驗(yàn)場(chǎng)實(shí)測(cè)加速度信號(hào)進(jìn)行對(duì)比，以駕駛室后第3軸左側(cè)輪附近車架上加速度測(cè)量點(diǎn)A5點(diǎn)為例，測(cè)得石塊路工況下加速度對(duì)比如圖11所示。兩條加速度譜參數(shù)對(duì)比如表3所示。根據(jù)圖11、表3得出，仿真得到的加速度譜和實(shí)測(cè)加速度譜吻合度高，仿真效果良好，說(shuō)明ADAMS整車剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型建模準(zhǔn)確。

圖11 A5點(diǎn)處加速度對(duì)比Fig.11 Acceleration contrast of point A5

參數(shù)實(shí)測(cè)加速度信號(hào)(mm/s2)仿真加速度信號(hào)(mm/s2)誤差(%)標(biāo)準(zhǔn)差887.9822.97.3均方根值895.7850.95.0均值117.7126.57.5最大值7 6398 1176.3最小值-7 208-7 4413.2

2.4 接附處載荷譜求取

車架與懸架接附處無(wú)法安裝傳感器，所以該處的載荷譜通過(guò)試驗(yàn)方法無(wú)法測(cè)得。接附處的載荷譜可以基于整車剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型在ADAMS中以輪軸六分力輸入激勵(lì)通過(guò)仿真求取。由2.2節(jié)可知，車架與懸架接附共8處，通過(guò)六分力輸入激勵(lì)仿真得到9種路況下接附處載荷譜，將載荷譜連接后得到全路況載荷譜。以車架后鋼板彈簧右側(cè)安裝位置和右側(cè)減振器安裝位置為例，載荷譜如圖12、圖13所示。

圖12 車架后鋼板彈簧右側(cè)安裝位置載荷譜Fig.12 Load spectrum of the junction of the righ t rear leaf spring

圖13 右側(cè)減振器安裝位置載荷譜Fig.13 Load spectrum of the junction of the righ t shock absorber

3 車架疲勞分析

3.1 疲勞壽命損傷理論

機(jī)械構(gòu)件的損壞大部分是疲勞損傷累積導(dǎo)致。疲勞破壞具有突發(fā)性，往往造成很嚴(yán)重的后果。疲勞破壞共經(jīng)歷3個(gè)過(guò)程：裂紋產(chǎn)生、裂紋擴(kuò)展、斷裂發(fā)生。其中，裂紋產(chǎn)生階段占據(jù)了疲勞破壞過(guò)程的大部分時(shí)間。

(2)

當(dāng)D累加至1時(shí)，構(gòu)件就會(huì)發(fā)生疲勞破壞。

3.2 疲勞壽命計(jì)算

當(dāng)作用載荷較小、應(yīng)力較小、構(gòu)件未發(fā)生塑性變形時(shí)，應(yīng)進(jìn)行應(yīng)力疲勞分析。當(dāng)作用載荷較大、應(yīng)力較大、構(gòu)件發(fā)生塑性變形時(shí)，就要進(jìn)行應(yīng)變分析。由于牽引車通常在大負(fù)載情況下運(yùn)行，運(yùn)行過(guò)程中車架變形較大，并且車架中存在大量的孔、焊縫、鉚接等結(jié)構(gòu)，因此采用應(yīng)變法進(jìn)行疲勞分析。

進(jìn)行疲勞分析需要材料的ε-N曲線，圖14為nCode軟件中，輸入材料的屈服極限強(qiáng)度、拉伸極限強(qiáng)度等特性參數(shù)，并采用Goodman法修正得到的車架材料的ε-N曲線。ε-N曲線可用冪函數(shù)表達(dá)：

(3)

式中，E為彈性模量；σ′f為疲勞強(qiáng)度系數(shù)；ε′f為疲勞延性系數(shù)；b為疲勞強(qiáng)度指數(shù)；c為疲勞延性指數(shù)；Ni為各應(yīng)變水平下的疲勞壽命。

圖14 車架材料QSTE650的ε-N曲線Fig.14 ε-N cruve of the material QSTE650of the frame

在nCode中搭建對(duì)應(yīng)的疲勞壽命仿真框架。需要提供的數(shù)據(jù)有車架接附處載荷譜文件、單位載荷下應(yīng)力分析結(jié)果文件、材料的ε-N曲線。在單位載荷下應(yīng)力分析結(jié)果的基礎(chǔ)上，導(dǎo)入經(jīng)修正之后的ε-N曲線，通過(guò)分析得到車架的疲勞壽命云圖和車架應(yīng)變疲勞分析壽命的網(wǎng)格單元循環(huán)次數(shù)表，分別如圖15、表4所示。

圖15 車架疲勞壽命云圖Fig.15 Fatigue life cloud chart of frame

單元ID循環(huán)次數(shù)379878 686179048 7244274220 3001789823 100670432 4003782835 0003799440 300670543 3003782343 800

通過(guò)對(duì)比可知，循環(huán)次數(shù)最小點(diǎn)出現(xiàn)在剛性單元模擬螺栓連接處。循環(huán)次數(shù)最少單元為PSHELL單元37987，此單元循環(huán)次數(shù)為8 686，試驗(yàn)場(chǎng)每次循環(huán)全部試驗(yàn)路面長(zhǎng)度為7 363 m，根據(jù)各路況長(zhǎng)度占比，計(jì)算出對(duì)應(yīng)高環(huán)路行駛里程為34 622 km，強(qiáng)化路行駛里程為29 333 km。企業(yè)提供的測(cè)試強(qiáng)化路與一般路況間的強(qiáng)化系數(shù)為25，以最小循環(huán)次數(shù)換算，將強(qiáng)化路里程乘以強(qiáng)化系數(shù)，加上高速環(huán)路行駛里程，可以換算出該車架的疲勞壽命：一般道路行駛里程為76.8萬(wàn)km。該疲勞仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性被委托方企業(yè)的試驗(yàn)場(chǎng)可靠性測(cè)試所證實(shí)。

據(jù)《機(jī)動(dòng)車強(qiáng)制報(bào)廢標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定》規(guī)定，70萬(wàn)km為重型汽車的安全行駛里程。由分析結(jié)果可知，此重型商用車車架的行駛里程大于國(guó)家相關(guān)法規(guī)規(guī)定，符合設(shè)計(jì)要求。

4 總結(jié)

(1)運(yùn)用輪心六分力與ADAMS剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型仿真求出了汽車在滿載情況下車架與鋼板彈簧、減振器等接觸位置的載荷譜。

(2)在進(jìn)行單位載荷應(yīng)力分析時(shí)，由于車架并沒(méi)有固定點(diǎn)，采用了慣性釋放的方式。結(jié)構(gòu)體受到的外力被結(jié)構(gòu)體的慣性力平衡，提高了計(jì)算結(jié)果的精度。

(3)基于六分力的車輛疲勞分析，一般結(jié)果較準(zhǔn)確，但車輪六分力儀價(jià)格昂貴，且試驗(yàn)測(cè)試復(fù)雜。目前，國(guó)內(nèi)應(yīng)用于商用車特別是重型商用車上的車輪六分力儀數(shù)量很少，運(yùn)用六分力儀進(jìn)行重型商用車疲勞分析的實(shí)例也不多見(jiàn)，本文基于輪心六分力方法的重型商用車車架的疲勞分析，在此領(lǐng)域是一種有益的開拓性嘗試。