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

隨著使用時間的延長，汽車的疲勞斷裂問題也越來越容易發(fā)生，疲勞可靠性成為了評價汽車重要的指標(biāo)。傳統(tǒng)的疲勞分析[1-3]基本上是通過臺架疲勞試驗或者道路測試的方法來完成的，然而這些方法不僅費時費力，而且不能及時得到疲勞分析結(jié)果。隨著CAE技術(shù)的發(fā)展，通過CAE軟件進行疲勞仿真分析，能夠?qū)崿F(xiàn)短時間、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行疲勞分析的主流方法。陳書聰[4]利用虛擬道路譜對汽車轉(zhuǎn)向節(jié)進行疲勞分析，得到了轉(zhuǎn)向節(jié)的疲勞壽命。張少輝[5]運用虛擬迭代的方法對某商用車駕駛室進行疲勞分析，預(yù)測結(jié)果準(zhǔn)確。黃元毅等[6]通過在某MPV車型上安裝輪心六分力儀[7-8]得到實測載荷譜[9]，對前副車架進行疲勞分析，預(yù)測結(jié)果精準(zhǔn)。周煒等[10]對局部應(yīng)力應(yīng)變法進行了詳細的探索，并在實驗中驗證了該方法在應(yīng)力應(yīng)變疲勞分析中的優(yōu)勢。本文以某重型商用車車架為研究對象，在車輛的3個軸，即6個車輪上安裝共6個六分力儀，在定遠試驗場進行多種路況的試驗，獲得六分力信號。在ADAMS中建立剛?cè)狁詈蟍11-12]多體動力學(xué)模型，將六分力導(dǎo)入模型中，通過仿真獲得車架與鋼板彈簧、減振器接附處的載荷譜。在HyperMesh中進行車架的有限元建模，并通過慣性釋放方法進行單位力作用下的靜力分析。最后，在nCode中運用線性疲勞累計損傷理論和雨流計數(shù)法，并結(jié)合材料的應(yīng)變(ε)-疲勞壽命(N)曲線進行車架的應(yīng)變疲勞壽命分析。

1 輪心六分力采集試驗

由于車架與懸架接附處的載荷無法直接測得，故采用在定遠試驗場試驗采集的輪心六分力與ADAMS剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)模型相結(jié)合的方式，以輪心六分力作為輸入激勵，通過多體動力學(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

為驗證剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)模型的準(zhǔn)確性，在車架上共安裝6處加速度傳感器，將試驗中加速度傳感器測得的加速度信號與仿真得到的該處加速度進行對比。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)測試要求，此次試驗采用全掛式掛車，滿載40 t情況下進行測試，共在9種測試路面上進行測試，每種路面測試3次，全部路面長度之和為7 363 m，如表1所示。

六分力測試系統(tǒng)具有精度高、采集速度快的優(yōu)點，能夠采集輪心處沿X、Y、Z軸三個方向的力和繞X、Y、Z軸的力矩。然后將6個信號通過6個通道傳送至數(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不能直接使用，需要進行重采樣、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

序號路面操作說明長度(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長波路維持油門114405短波路維持油門72406卵石路(小)到達前升擋279407比利時路(甲)到達前制動260158搓板路加速,擋位維持最高擋174609魚鱗坑到達前制動9540

某典型路況六分力系統(tǒng)采集的左前車輪六分力信號如圖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四面體建模，單元屬性為PSOLID。劃分完成的車架有限元模型進行雅可比系數(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，有限元模型與實際車架參數(shù)對比如表2所示。車架質(zhì)量方面，有限元模型與實際質(zhì)量相差38.257 kg,即3.87%，主要是由于有限元模型中沒有螺栓、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三個方向的誤差均不超過25 mm，誤差較小。對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)實測數(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

進行車架疲勞分析時，需要單位載荷下的應(yīng)力分析結(jié)果，但由于車架沒有固定的約束處，為了能得到與實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。

慣性釋放是指在對結(jié)構(gòu)體進行靜力分析時，為了求解器能夠順利計算和提高解算的準(zhǔn)確度，對無固定點的研究構(gòu)件進行約束的一種理論。慣性釋放方法先計算運動構(gòu)件在外力作用下的加速度，然后通過構(gòu)件本身的一系列轉(zhuǎn)動慣性力和平動慣性力來平衡構(gòu)件所受的外部載荷，并構(gòu)建一個自平衡力系，因此，慣性釋放即是達朗貝爾原理在實際中的應(yīng)用。慣性釋放的數(shù)學(xué)表達式為

(1)

懸架系統(tǒng)中鋼板彈簧與車架的連接點、減振器與車架連接點受力較大，連接處作用力是汽車行駛過程中經(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，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、駕駛室及動力總成集中質(zhì)量塊等得到整車的剛?cè)狁詈隙囿w動力學(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

多體動力學(xué)模型中，駕駛室及動力總成以質(zhì)點代替，賦予質(zhì)點與駕駛室及動力總成相同的質(zhì)量和相同的繞X、Y、Z三軸的轉(zhuǎn)動慣量，質(zhì)點的坐標(biāo)與駕駛室及動力總成的質(zhì)心位置相同。駕駛室及動力總成的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量和質(zhì)心位置通過試驗測得。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，對鋼板彈簧進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，實線為作用力F與其作用點(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，該曲線通過試驗測得，試驗條件為：溫度20±2 ℃，行程100 mm，速度0.52 m/s。根據(jù)測得參數(shù)進行減振器的建模，并與鋼板彈簧、橫向穩(wěn)定桿、V字推等進行連接，組成懸架系統(tǒng)。最后建成整車剛?cè)狁詈隙囿w動力學(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動力學(xué)模型Fig.10 Rigid-flexible coupled multi-body model o f the commercial vehicle

為驗證模型仿真的準(zhǔn)確性，將六分力信號導(dǎo)入ADAMS中建立的整車剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)模型中進行仿真，提取出仿真過程中與加速度傳感器實際安裝位置對應(yīng)處的加速度譜，將仿真提取的加速度譜與在定遠試驗場實測加速度信號進行對比，以駕駛室后第3軸左側(cè)輪附近車架上加速度測量點A5點為例，測得石塊路工況下加速度對比如圖11所示。兩條加速度譜參數(shù)對比如表3所示。根據(jù)圖11、表3得出，仿真得到的加速度譜和實測加速度譜吻合度高，仿真效果良好，說明ADAMS整車剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)模型建模準(zhǔn)確。

圖11 A5點處加速度對比Fig.11 Acceleration contrast of point A5

參數(shù)實測加速度信號(mm/s2)仿真加速度信號(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法安裝傳感器，所以該處的載荷譜通過試驗方法無法測得。接附處的載荷譜可以基于整車剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)模型在ADAMS中以輪軸六分力輸入激勵通過仿真求取。由2.2節(jié)可知，車架與懸架接附共8處，通過六分力輸入激勵仿真得到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個過程：裂紋產(chǎn)生、裂紋擴展、斷裂發(fā)生。其中，裂紋產(chǎn)生階段占據(jù)了疲勞破壞過程的大部分時間。

(2)

當(dāng)D累加至1時，構(gòu)件就會發(fā)生疲勞破壞。

3.2 疲勞壽命計算

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，應(yīng)進行應(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，就要進行應(yīng)變分析。由于牽引車通常在大負載情況下運行，運行過程中車架變形較大，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)變法進行疲勞分析。

進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度、拉伸極限強度等特性參數(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：

(3)

式中，E為彈性模量；σ′f為疲勞強度系數(shù)；ε′f為疲勞延性系數(shù)；b為疲勞強度指數(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

通過對比可知，循環(huán)次數(shù)最小點出現(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，試驗場每次循環(huán)全部試驗路面長度為7 363 m，根據(jù)各路況長度占比，計算出對應(yīng)高環(huán)路行駛里程為34 622 km，強化路行駛里程為29 333 km。企業(yè)提供的測試強化路與一般路況間的強化系數(shù)為25，以最小循環(huán)次數(shù)換算，將強化路里程乘以強化系數(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km。該疲勞仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性被委托方企業(yè)的試驗場可靠性測試所證實。

據(jù)《機動車強制報廢標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定》規(guī)定，70萬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家相關(guān)法規(guī)規(guī)定，符合設(shè)計要求。

4 總結(jié)

(1)運用輪心六分力與ADAMS剛?cè)狁詈隙囿w動力學(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)在進行單位載荷應(yīng)力分析時，由于車架并沒有固定點，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，但車輪六分力儀價格昂貴，且試驗測試復(fù)雜。目前，國內(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，運用六分力儀進行重型商用車疲勞分析的實例也不多見，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。