宋自力++劉俊紅

摘要： 基于道路譜的半分析載荷對某汽車底盤進行靜強度分析.采集實車在試車場各種惡劣行駛環(huán)境下的道路譜，作為整車動力學分析的載荷條件.建立剛?cè)狁詈系恼嚩囿w動力學模型，基于柔性體模態(tài)應力恢復獲取分析部件連接點的載荷，并作為有限元分析的輸入載荷.應用慣性釋放法進行靜力學強度分析，得到底盤部件的應力分布特征，據(jù)此確定薄弱區(qū)域.相對于全分析載荷，半分析載荷的強度分析能更有效預測底盤部件薄弱區(qū)域.

關鍵詞：

汽車； 底盤； 道路譜； 半分析載荷； 有限元

中圖分類號： U463.1文獻標志碼： B

0前言

底盤零部件是汽車最重要最關鍵的組成部分之一，其強度和疲勞壽命在設計階段必須給予足夠重視.CAE可以在設計階段預測底盤部件存在的局部強度不足、壽命過低以及焊縫和焊點布置不合理等問題.為保證汽車在惡劣的行駛環(huán)境下底盤不會發(fā)生開裂或在規(guī)定使用期限內(nèi)不發(fā)生疲勞破壞，需要進行CAE強度分析和疲勞壽命預測.一般來說，底盤部件應先進行強度分析，當滿足要求后再進行疲勞分析.但是，不論是強度分析還是疲勞分析，獲得研究對象正確的邊界載荷都是準確預測的關鍵.一些載荷獲取技術如車輪力傳感器（六分力傳感器）、時域波形再現(xiàn)、虛擬試驗場等，為獲取底盤部件的邊界載荷提供技術支撐.

底盤強度分析載荷按獲取方式可分為全分析載荷和半分析載荷2種.全分析載荷通常又稱為G載荷，是基于簡單的車輛運動，在多體前（后）懸臺架上模擬各種典型的極限靜載工況，然后獲取連接點載荷.這種方法依據(jù)設計經(jīng)驗，比較容易施行，適合使用在無樣車和概念設計階段，但也存在一定的局限性，即準確性和有效性不能保證.半分析載荷是將實測的輪心和動力系統(tǒng)載荷通過分析模型傳輸?shù)秸嚨母鱾€部分，然后獲取部件載荷.與全分析載荷相比，半分析載荷要更準確可靠.本文詳述半分析載荷的獲取方法和過程，通過與全分析載荷的應力結(jié)果對比，說明半分析載荷對有效預測底盤部件薄弱位置的作用和優(yōu)勢.

1方法和過程

基于道路譜的底盤靜強度分析流程見圖1，包括道路譜采集、分析工況確定、多體動力學仿真和有限元模型靜強度分析過程.道路譜的準確性和多體動力學模型的精度極大地影響最后的應力分析結(jié)果，因此需對其進行驗證.

2道路譜采集

2.1信號采集和處理

采集實車在不同路面和性能道路上行駛的道路譜，包括石塊路、修復路、鵝卵石路和坑洼路等.這些路面嚴重不平整，底盤承受很大的載荷.性能道路上的極限制動、極限轉(zhuǎn)彎、極限轉(zhuǎn)彎+制動等工況，底盤同樣承受很大載荷.這些工況代表用戶使用過程中可能會遇到的惡劣行駛環(huán)境，在設計階段必須保證底盤滿足強度要求.

采集4個輪心載荷的3個方向的力Fx，F(xiàn)y，F(xiàn)z和力矩Mx，My，Mz，六分力傳感器測量方向和建立的整車坐標系關系見圖2， y向測量力、力矩與整車坐標系y向反，其他一致；采集4個軸頭、4個減震器上端的3向加速度，測量坐標系與整車坐標系相同；采集軸頭與車身的相對位移和轉(zhuǎn)向機位移，測量坐標系與整車坐標系相同.

對信號進行處理，包括單位轉(zhuǎn)換、數(shù)據(jù)分割、濾波、去漂移和數(shù)據(jù)壓縮以及信號轉(zhuǎn)換等.數(shù)據(jù)壓縮的目的是減少后期多體動力學仿真時間.信號轉(zhuǎn)換是將無法直接測量的信號用間接測量值轉(zhuǎn)換為目標值，如方向盤轉(zhuǎn)角需要由齒條位移信號轉(zhuǎn)換而來.根據(jù)路面不同特征對數(shù)據(jù)分割，得到實車不同惡劣路況的道路譜見圖3，對位移信號進行低頻濾波去除毛刺后見圖4.

2.2信號驗證

道路譜采集后需要驗證信號準確性，方法包括通道間的相位和幅值關系驗證、靜載荷數(shù)據(jù)驗證、軸頭加速度與位移驗證等.這里用車輪半徑數(shù)據(jù)驗證極限制動工況道路譜是否準確.

制動時無動力輸出，應滿足

My=-FxR+C（1）

式中：My為輪心扭矩；Fx為輪心縱向力；R為車輪滾動半徑；C為常數(shù)項.對4輪My和Fx進行數(shù)據(jù)擬合，得到線性關系式

右前輪：My=-331.001Fx+77 360.9 （2）

左前輪：My=-345.182Fx-34 841.9 （3）

右后輪：My=-359.397Fx+1 033.1 （4）

左后輪：My=-367.332Fx+12 492.9 （5）

得到4輪滾動半徑依次為331，345，359和367 mm.由于載荷分配不可能完全一致，所以4輪滾動半徑有差別，但基本在350 mm左右，說明道路譜準確性較好.

1—窨井路；2—減速坎；3—鐵道口；4—水泥修復路；5—水泥破損路；6—方坑甲；7—鐵餅路；8—方坑乙；9—魚鱗坑；10—多種石塊路；11—卵石路；12—扭曲路；13—搓板路；14—規(guī)則石塊路

3分析工況確定

經(jīng)過數(shù)據(jù)采集和后處理，一共獲得實車20多種惡劣工況的道路譜，從中選取載荷最大的幾種工況.基于所有工況的六分力數(shù)據(jù)中的最大Fx，最大Fy和最大Fz，綜合比較確定5種典型工況，見表1.

4多體動力學仿真

4.1多體動力學仿真輸入

建立多體動力學模型，考慮部件變形對仿真結(jié)果的影響，用柔性體建立副車架、擺臂和轉(zhuǎn)向節(jié)等部件，形成整車剛?cè)狁詈夏Ｐ?，見圖5，車輛坐標系與圖2整車坐標系保持一致.柔性體模型（模態(tài)中性文件MNF）用模態(tài)綜合法在OptiStruct中計算生成.以24個六分力載荷數(shù)據(jù)和1個方向盤轉(zhuǎn)角數(shù)據(jù)，共25個通道輸入多體模型，模擬整車在道路上運動的受力狀態(tài).對于前輪驅(qū)動，前輪My正信號來自于動力總成輸出扭矩，非路面造成，所以My只用負信號輸入.后輪不可能產(chǎn)生向前驅(qū)動的扭矩，My出現(xiàn)正信號可能是誤差所致，也只用負信號輸入.輸入方向盤轉(zhuǎn)角信號修正縱向力和橫向力.

4.2整車剛?cè)狁詈夏Ｐ偷尿炞C

多體動力學模型精確與否直接影響載荷的求解結(jié)果，有必要進行模型校核和參數(shù)修正，先靜態(tài)校核后動態(tài)校核.由于阻尼等參數(shù)有很大的不確定性，造成模型精度不夠，動態(tài)校核就是不斷修正這些參數(shù)，以達到相同激勵下多體動力學和物理樣車的響應一致.工況1道路譜的激勵下，多體動力學仿真的軸頭加速度、位移的響應值見圖6和7，由此可知：仿真計算與實測值一致性較好；位移標準差誤差為11.1%，均方根誤差為0；加速度標準差誤差為12.3%，均方根誤差為12.3%，說明多體模型精確性較好.

4.3連接點的載荷提取

多體仿真可以得到分析部件（以前副車架為例）連接點的載荷譜.工況1下副車架連接點的載荷譜見圖8.對前副車架進行模態(tài)分析得到第1階模態(tài)為150 Hz，表面某測點的應變功率譜密度曲線見圖9.由此可知：載荷主要在30 Hz以內(nèi)，低于最低模態(tài)的1/4，所以可以不考慮載荷譜激勵下的動態(tài)響應，采用靜力學方法分析其強度即可.從連接點載荷譜中提取 “代表性載荷”作為有限元模型的邊界輸入.

模態(tài)中性文件中包含主模態(tài)矩陣和約束模態(tài)矩陣，用模態(tài)矢量和模態(tài)坐標的線性組合表示彈性位移，通過縮減陣型減少自由度，達到減少計算量的目的.為保證一定精度，寫入的模態(tài)數(shù)量不能過少.柔性體的節(jié)點應力可以通過Admas/Durability按照模態(tài)應力恢復（ Modal Stress Recovery，MSR）算法計算得到，但需要在生成模態(tài)中性文件時將模態(tài)應力矩陣也寫入.通過MSR得到的某節(jié)點應力歷程見圖10，顯示應力跟隨載荷激勵而變化.通過Durability/Hotspot找到仿真過程中應力最大的前10個位置及其相應時刻，提取10個時刻的所有連接點載荷，作為“代表性載荷”用于有限元靜強度分析.

模態(tài)綜合法縮減部件有限元模型的自由度數(shù)量，對動力學有限元分析提高仿真效率具有重要作用，但某些情況下模態(tài)應力恢復的精度會因此降低.有限元分析中，獲取準確的應力梯度場通常比獲取準確的位移場和模態(tài)需要更細的網(wǎng)格和更多的自由度 [8]，縮減自由度顯然對應力精確性的影響要大于位移和模態(tài).相對于MSR，運用MSC Nastran對有限元模型進行靜態(tài)應力恢復，因為沒有縮減模型自由度，因而應力精確性更有保證.

5有限元靜力學強度分析

用慣性釋放法對前副車架在5種工況下進行靜強度分析，每個工況都需要在10個“代表性載荷”下考察其應力水平.分析結(jié)果只有在工況1下應力較大，存在2處薄弱區(qū)域需給予關注.工況1在t=10.67 s載荷下的應力分析結(jié)果見圖11a，發(fā)現(xiàn)一處的應力達到452 MPa，超過材料抗拉強度440 MPa，開裂風險很大.工況1在t=7.39 s載荷下的分析結(jié)果見圖11b，顯示焊縫端的應力為1 047 MPa，由于此處出現(xiàn)應力奇異[9]，真實的應力不應該那么大.周圍單元的名義應力[10]顯示為467 MPa，所以焊縫處的材料強度仍然不足，開裂風險也很大.前副車架在路試后的開裂照片見圖12，開裂部位與圖11所預測位置吻合.

制動1g全分析載荷下的應力分析結(jié)果見圖13，與半分析載荷應力相比，薄弱位置與圖11a相同，只是結(jié)果偏大，但焊縫處應力顯示為290 MPa，表明該處存在的薄弱問題未從此結(jié)果中反映出來.

緊急右轉(zhuǎn)彎+制動工況下的右前轉(zhuǎn)向節(jié)應力分析結(jié)果見圖14.半分析載荷下的最大應力位于圖14a所示區(qū)域，達到399 MPa，小于材料抗拉強度500 MPa，說明能滿足使用要求.全分析載荷下相同位置的應力達到577 MPa，超過材料抗拉強度，說明不能滿足要求.最終路試結(jié)果未見轉(zhuǎn)向節(jié)破壞，與半分析載荷分析結(jié)果吻合.表明基于道路譜半分析載荷的強度分析對底盤部件應力預估、薄弱區(qū)域預測更全面準確，而基于全分析載荷的分析方法具有明顯局限性.

6結(jié)論

1）通過在試車場實車采集，獲得各種惡劣工況下的道路譜，從中選取載荷較大的5種典型工況，用以考察底盤強度.

2）建立精度較好的整車剛?cè)狁詈隙囿w動力學模型，以道路譜為邊界載荷，基于柔性體模態(tài)應力恢復，提取前副車架在每個工況下的10個代表性載荷.

3）用慣性釋放法對前副車架、轉(zhuǎn)向節(jié)進行有限元強度分析，分析結(jié)果預測的2處薄弱位置與路試結(jié)果一致.通過比較，基于道路譜半分析載荷的底盤靜強度分析比基于全分析載荷更能有效預估應力和預測薄弱區(qū)域.

參考文獻：

[1]方劍光， 高云凱， 徐成民. 車身疲勞載荷譜的位移反求法[J]. 同濟大學學報（自然科學版）， 2013， 41（6）： 895899.

FANG Jianguang， GAO Yunkai， XU Chengmin. Displacement backcalculation of body fatigue loading spectrum[J]. J Tongji Univ （Nat Sci）， 2013， 41（6）： 895899.

[2]劉新田， 姚頌氫， 黃虎， 等. 后雙橫臂獨立懸架的下控制臂有限元分析[J]. 上海工程技術大學報， 2009， 23（3）： 191193.

LIU Xintian， YAO Songqing， HUANG Hu， et al. FEA of lower control arm for rear double wishbone independent suspension[J]. J Shanghai Univ Eng Sci， 2009， 23（3）： 191193.

[3]趙曉鵬， 馮樹興， 張強， 等. 越野汽車試驗場載荷信號的采集和及預處理技術[J]. 汽車技術， 2010（9）： 3841.

ZHAO Xiaopeng， FENG Shuxin， ZHANG qiang， et al. Acquisition and pretreatment of load signals of an off road vehicle from a proving ground[J]. Automobile Technol， 2010（9）： 3841.

[4]毛顯紅， 肖攀， 陳建華， 等. 基于道路譜的汽車車身疲勞分析[J]. 計算機輔助工程， 2011， 20（2）： 7578.

MAO Xianhong XIAO Pan， CHEN Jianhua， et al . Automobile body fatigue analysis based on road spectrum[J]. Comput Aided Eng， 2011， 20（2）： 7578.

[5]馮海星， 劉海立， 張松波， 等. 模態(tài)綜合法在車身結(jié)構(gòu)動力學計算中的應用[J]. 汽車工程， 2012， 34（9）： 811815.

FENG Haixing， LIU Haili， ZHANG Songbo， et al. Application of component mode synthesis on dynamic analysis of automotive body

structure[J]. Automotive Eng， 2012， 34（9）： 811815.

[6]劉獻棟， 曾小芳， 單穎春. 基于試驗場實測應變的車輛下擺臂疲勞壽命分析[J]. 農(nóng)業(yè)機械學報， 2009， 40（5）： 3438.

LIU Xiandong， ZENG Xiaofang， SHAN Yingchun. Fatigue life analysis of vehicles lower suspension arm based on strain signal measured in proving ground[J]. Trans Chin Soc Agriculture Machinery， 2009， 40（5）： 3438.

[7]王勖成. 有限單元法[M]. 北京： 清華大學出版社， 2004： 512517.

[8]COOK R D ， MALKBUS D S ， PLESHA M E， 等. 有限元分析的概念和應用[M]. 4版. 程耿東，譯. 西安： 西安交通大學出版社， 2007： 369374.

[9]SINCLAIR G B . Stress singularities in classical elasticity1： Removal， interpretation， and analysis[J]. Appl Mech Rev， 2004， 57（4）： 251297.

[10]梁樹林， 聶春戈， 王悅東， 等. 焊接疲勞壽命預測新方法及其在焊接構(gòu)架上的應用[J]. 大連交通大學學報， 2010， 31（6）： 2934.

LIANG Shulin， NIE Chunge， WANG Yuedong ， et al. New method on predicting fatigue life of weld and its application in welded frame[J]. J Dalian Jiaotong Univ， 2010， 31（6）： 2934.

（編輯武曉英）