基于實測載荷譜的某全域車懸架下控制臂疲勞壽命研究

鄒喜紅，茍林林，傅 雷，劉俚彤，袁冬梅，凌 龍

(1.重慶理工大學 汽車零部件先進制造技術教育部重點實驗室， 重慶 400054；2.重慶嘉陵全域機動車輛有限公司， 重慶 404100)

1 引言

全域車懸架下控制臂作為懸架機構的主要零部件，實現全域車車身穩定、導向及傳遞各種載荷至車體，下控制臂對全域車正?？煽窟\行、操作穩定性及平順性具有重要作用。全域車行駛時，懸架下控制臂受到不同方向、不同大小的力及力矩，在長時間各種載荷的作用下，懸架下控制臂易發生疲勞失效，進而導致車輛發生故障。近年來，學者們針對控制臂疲勞失效進行了深入研究，如Zhu等采用慣性釋放法和多體動力學理論提取控制臂的載荷時間歷程，對乘用車懸架控制臂進行了疲勞壽命仿真分析。Hafida Kahoul等對控制臂建立邊界約束，并在其襯套部位施加恒定振幅的垂直力，采用應變壽命分析方法完成了控制臂疲勞壽命預測。

Ren基于經驗法對控制臂進行應力分析并獲得了應力結果文件，采用應力-應變法計算了在典型工況下控制臂的疲勞壽命。Sharma運用虛擬迭代法獲得控制臂危險位置載荷時間歷程，使用臨界平面法計算了控制臂危險點的損傷值。劉永臣等通過試驗獲得了控制臂的應變載荷，運用雨流計數法，編制了控制臂載荷譜，采用局部應力應變法，完成了控制臂的疲勞損傷分析與壽命評估，鄭松林等以轎車下擺臂為對象，綜合考慮了控制臂各目標測點載荷譜的特征及結構的低載強化特性，提出了一種具有強化效果載荷的程序載荷譜編制方案，對汽車零部件耐久性失效試驗和模式的精確推斷具有重要意義。王紅民等對控制臂在拉、壓工況下，進行了拉潰力和壓潰力分析，并提取危險部位的應力應變信息作為疲勞損傷參量，采用臨界平面法對控制臂疲勞壽命預測。

全域車相比于乘用車行駛路況通更加惡劣，懸架下控制臂所承載力和力矩更大、所受沖擊載荷更加劇烈，經過長周期的使用后，容易導致全域車懸架下控制臂疲勞失效。采用逆向工程技術和有限元技術建立某全域車懸架下控制臂有限元模型，進行自由模態分析，通過搭建懸架下控制臂模態試驗系統對下控制臂有限元模型進行了模態試驗驗證，驗證了有限元模型的精確性。以某全域車在某試驗場越野路面上測試獲得的力信號載荷譜為輸入，以全域車實際運行工況建立邊界約束，對某全域車懸架下控制臂動力學仿真分析。在此基礎上，結合動力學仿真分析結果中的應力應變信號，局部應力應變法及蘭德格拉夫損傷準則對某全域車懸架下控制臂疲勞壽命進行了分析。

2 有限元模型建立

采用逆向工程技術獲得懸架機構的三維模型，三維模型如圖1所示。綜合考慮單元類型的精確度及網格劃分的難易度，采用高階四面體單元對懸架下控制臂模型進行網格離散，并對容易造成應力集中的部位加密適量的網格，通過檢查網格質量參數如翹曲比、雅可比及坍塌比等，確保網格質量。某全域車懸架下控制臂結構共離散為 1 365 610 個高階四面體單元，268 956 個節點。

1.螺旋彈簧;2.轉向節;3.半軸;4.減震器與下控制臂 連接支架5.襯套孔;6.下控制臂

懸架下控制臂材料為鋁合金6082-T6，其材料力學性能參數如表1所示，懸架下控制臂材料為塑性材料，其材料應力應變曲線如圖2。在螺栓孔部位建立耦合點和局部坐標系，用于施加載荷及建立邊界約束，懸架下控制臂有限元模型如圖3所示。

表1 鋁合金6082-T6材料參數

圖2 應力應變曲線

圖3 下控制臂有限元模型示意圖

3 有限元模態分析及試驗

3.1 計算模態分析

結合Lanczos法與有限元法對下控制臂進行無約束邊界的計算模態分析，前4階計算模態的固有頻率及振型如圖4所示。

圖4 計算模態的固有頻率及振型云圖

3.2 模態試驗

..試驗系統搭建

懸架下控制臂模態試驗系統由激振系統、信號測量系統、數據采集系統、數據分析系統及被測試構件組成，試驗模態系統流程如圖5所示。將懸架下控制臂采用橡膠軟繩懸掛方式模擬無約束自由狀態，采用移動力錘，固定傳感器的方式進行懸架下控制臂模態試驗研究，有關狀態如圖6所示。經過數據采集系統及數據分析系統獲得懸架下控制臂試驗模態的振型及固有頻率。

..激勵點與測點選取

參考懸架下控制臂計算模態結果的固有頻率及振幅較大位置，共選取44個激勵點，3個響應點即在節點2、節點10及節點35號位置布置加速度傳感器作為響應點，三向加速度傳感器采用非對稱方式進行布置，消除加速度傳感器本身質量造成的試驗誤差。參考下控制臂實物及有限元模型，運用LMS-Test.Lab 16A軟件建立懸架下控制臂模態試驗模型，試驗模型如圖7所示。

圖5 試驗模態系統流程框圖

1.橡膠軟繩;2.加速度傳感器;3.激勵點;4.轉接線

圖7 下控制臂模態試驗模型示意圖

..試驗過程與結果

進行懸架下控制臂模態試驗時，依據采樣定理及參考計算模態結果，設定采樣頻率為5 000 Hz。為提高試驗精確性，各激勵點重復敲擊5次，并以每次敲擊產生的激勵信號與響應信號之間的相干性判定試驗信號的精確性，如式(1)所示。懸架下控制臂模態試驗時，由于下控制臂構件中存在阻尼及試驗時外界噪聲的影響可能導致激勵信號與輸出信號之間的相干系數不完全等于1，使得相干系數值偏低。為確保模態試驗結果可靠性，在進行試驗時，須保證各測點大部分相干系數值在0.9以上，某些測點的輸入信號與輸出信號相干函數值如圖8所示。運用最小二乘域法則獲得懸架下控制臂試驗模態的固有頻率、阻尼比和振型，試驗模態結果如表2所示。

圖8 相干函數曲線

表2 固有頻率及振型參數的試驗模態結果

(1)

3.3 模態驗證

分析下控制臂試驗模態與計算模態振型及固有頻率，分析結果如表3所示，懸架下控制臂各階模態振型一致，計算模態與試驗模態固有頻率結果存在相對誤差，產生這一誤差的原因有：1)有限元模型的簡化；2)在進行計算模態分析時未考慮懸架下控制臂材料阻尼比，導致固有頻率存在相對誤差值。最大相對誤差值在8%以內及懸架下控制臂模態振型一致，驗證了下控制臂有限元模型的精確性。

表3 模態分析結果

.

以某全域車懸架下控制臂為試驗研究對象，進行某全域車道路載荷譜采集試驗，試驗現場如圖9所示。

圖9 懸架傳感器布置現場圖

全域車懸架下控制臂所承載力主要由減震器產生，對此，在全域車懸架機構上布置傳感器，獲得了全域車在某試驗場越野路面上行駛時減震器與下控制臂連接處的力信號載荷譜，力載荷譜信號如圖10所示。

圖10 力信號載荷譜曲線

4.2 信號處理及分析

對所采集的力信號載荷譜數據采用幅值門限法、低通濾波及重采樣的方式進行載荷處理。載荷分布規律是疲勞設計的前提，懸架下控制臂載荷即所受力信號是隨機載荷，運用雨流計數法對懸架下控制臂所受的力進行統計分析，雨流計數法反映了材料的應力應變行為，能夠較為全面地反映隨機載荷的全過程。

采用雨流計數矩陣建立懸架下控制臂載荷均值與幅值的二維聯合密度函數，依據工程經驗，運用雨流計數法獲得的汽車道路載荷譜，幅值一般服從威布爾分布，均值服從正態分布，控制臂載荷分析如圖11所示。懸架控制臂載荷服從這一工程經驗，說明下控制臂實測載荷譜數據可靠，可用于懸架下控制臂的疲勞壽命研究。

圖11 懸架控制臂載荷分布圖和載荷雨流計數直方圖

4.3 動力學仿真分析

根據試驗車輛在實際行駛工況，對懸架下控制臂有限元模型建立邊界約束，與減震器連接部位建立耦合點并以實測力信號載荷譜作為輸入，進行動力學仿真分析。采用Mises準則進行應力、應變組合，如式(2)所示，動力學仿真分析結果如圖12所示。

(2)

式中:為某點的等效應力；、、分別為、、軸方向的應力分量；、、分別為作用在懸架下控制臂的切應力分量。

綜合實際載荷譜和全域車實際行駛邊界條件，懸架下控制臂動力學仿真分析結果表明應力和應變最大值發生在軸套孔和擺臂連接處，其Mises應力最大值和應變值分別為321.68 MPa、0.043 5。

圖12 動力學仿真云圖

5 懸架下控制臂疲勞壽命研究

5.1 壽命預測方法

..局部應力應變法及修正

下控制臂受到較大載荷作用時，材料會發生屈服，綜合懸架下控制臂動力學分析結果及下控制臂材料應力應變曲線可得，懸架下控制臂應力最大位置已進入塑性變形階段，下控制臂應力應變關系不再是線性關系。此時，懸架下控制臂疲勞失效主要受塑性應變的影響。對此，本文采用局部應力應變法進行懸架下控制臂疲勞壽命估算，局部應力應變法如式(3)所示。

采用局部應力應變法可以考慮到懸架下控制臂載荷順序的影響及此方法適用于結構承受隨機載荷的疲勞壽命計算。本文根據懸架下控制臂載荷歷程及材料的局部應力應變響應函數，對其進行下控制臂疲勞壽命估算。

(3)

當懸架下控制臂材料處于彈性范圍內時，平均應力對其疲勞壽命影響較大，當材料出現布局塑性變形時，由于應力松弛的作用，平均應力對懸架下控制臂疲勞壽命影響較小，對此采用Manson-Coffin-Baquin的Morrow平均應力修正公式對局部應力應變法中的彈性應變進行修正，修正后的局部應力應變法準則如式(4)所示，

(4)

式中，為平均應力。

蘭德格拉夫損傷準則

蘭德格拉夫損傷準則認為，損傷由塑性應變Δ與彈性應變Δ比值來衡量，每個局部應變為Δ=Δ+Δ的應變循環造成的損傷，損傷計算準則如式(5)所示。

(5)

5.2 下控制臂疲勞壽命分析

根據材料抗拉強度及彈性模量等參數，估算獲得下控制臂材料相關疲勞參數。綜合下控制臂動力學分析結果，通過提取動力學分析結果中的應力應變信號作為疲勞壽命估算的輸入信號，并結合局部應力應變法和蘭德格拉夫損傷準則對懸架下控制臂進行疲勞壽命分析，計算流程如圖13所示。

懸架下控制臂疲勞壽命估算如圖14所示，懸架下控制臂損傷最大位置在襯套孔與長臂連接處，造成較大損傷主要原因為幾何形狀不規則容易造成應力、應變集中，進而導致損傷加劇。懸架下控制臂疲勞損傷最大處即最小疲勞循環壽命次數為1386×10次。

圖13 疲勞壽命計算流程框圖

圖14 懸架下控制臂疲勞壽命估算云圖

依據Miner損傷理論估算可得到懸架下控制臂的總體壽命，總體壽命包括裂紋萌生與失效時的疲勞壽命循環次數。在進行全域車載荷譜采集試驗時，試驗車輛在越野路面上所行駛距離為2.57 km，根據試驗車輛在路面行駛距離及疲勞壽命循環次數，估算得到懸架下控制臂在越野路面上總壽命為3.56×10km，懸架下控制臂疲勞壽命符合設計使用要求。

6 結論

計算模態與試驗模態振型一致，固有頻率誤差在8%以內，驗證了有限元模型的精確性，懸架下控制臂在越野路面使用壽命即最小疲勞循環壽命為3.56×10km。

綜合考慮了懸架下控制臂的沖擊載荷、實際載荷對懸架下控制臂的疲勞壽命的影響，建立了一種基于懸架下控制臂實測力信號載荷譜的疲勞壽命分析方法，可為以后全域車懸架下控制臂設計及疲勞壽命估算提供參考。