董國(guó)疆，顏 峰，韓 杰，郎玉玲

(1. 燕山大學(xué) 河北省特種運(yùn)載裝備重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，河北 秦皇島 066004；2. 中信戴卡股份有限公司工程仿真中心，河北 秦皇島 066004)

懸架零部件CAE(Computer Aided Engineering)疲勞耐久性分析的精度和可靠性是以準(zhǔn)確的強(qiáng)化路面載荷譜為基礎(chǔ)的[1]。懸架系統(tǒng)零部件連接點(diǎn)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，作為疲勞耐久性仿真分析所用的激勵(lì)信號(hào)，即零部件連接點(diǎn)載荷譜，難以通過試驗(yàn)直接測(cè)定，目前較先進(jìn)的解決方案是實(shí)車測(cè)試載荷時(shí)間歷程信號(hào)，再與整車多體動(dòng)力學(xué)仿真運(yùn)算相結(jié)合，獲取零部件連接點(diǎn)載荷譜[2-3]。通過車輛多體動(dòng)力學(xué)仿真獲取懸架零部件載荷譜的方法一般有兩個(gè)途徑[4-5]：①路面位移載荷輸入法；②輪心載荷輸入法。路面位移載荷輸入法是將試驗(yàn)場(chǎng)采集的道路垂向位移信息作為多體模型的輸入，通過多體動(dòng)力學(xué)仿真得到懸架零部件載荷譜。但是路面位移載荷輸入法存在局限性：①部分強(qiáng)化路面建模困難，比如砂石路的垂向位移不明顯且隨機(jī)性較大；②路面位移載荷輸入需要多體模型具有高精度的輪胎子系統(tǒng)，但目前關(guān)于輪胎模型自身以及其與數(shù)字路面的接觸關(guān)系的研究尚有許多不足[6-7]，是車輛疲勞耐久性測(cè)試與分析的主研方向之一。相比之下，輪心載荷輸入法更加便捷且精確，只需采集輪心載荷并作為車輛多體動(dòng)力學(xué)模型輸入激勵(lì)，采集車身和懸架關(guān)鍵點(diǎn)作為監(jiān)測(cè)信號(hào)，從而提取懸架零部件載荷譜，并可評(píng)價(jià)仿真運(yùn)算誤差。然而，應(yīng)用輪心載荷輸入法時(shí)，由于試驗(yàn)車與整車多體動(dòng)力學(xué)模型存在建模誤差，且整車道路實(shí)測(cè)信號(hào)誤差也難以避免[8]，若直接采用實(shí)測(cè)信號(hào)加載仿真大都會(huì)導(dǎo)致數(shù)值奇異或結(jié)果失真。解決此問題通常采用約束加載法或虛擬迭代法。約束加載法是在車身被約束的條件下，用實(shí)測(cè)輪心六分力驅(qū)動(dòng)整車多體動(dòng)力學(xué)模型[9]。Da Cruz等[10]使用比利時(shí)路面試驗(yàn)中測(cè)得的輪心六分力數(shù)據(jù)加載到車身被約束的多體模型中，仿真得到轉(zhuǎn)向拉桿力和減震器位移等數(shù)據(jù)，與試驗(yàn)采集信號(hào)對(duì)比發(fā)現(xiàn)，除初始時(shí)間歷程差別較大，總體上仿真與實(shí)測(cè)吻合度較高；黃元毅等[11]采用試驗(yàn)場(chǎng)強(qiáng)化路面試驗(yàn)中測(cè)得的輪心六分力信號(hào)驅(qū)動(dòng)車身約束模型，提取減震器與車身連接點(diǎn)載荷譜，并與試驗(yàn)采集信號(hào)進(jìn)行偽損傷對(duì)比，結(jié)果顯示，吻合度較高。然而，虛擬迭代法解決仿真奇異問題是以迭代計(jì)算出的輪心垂向位移代替輪心垂向力，加之其它5個(gè)輪心分力，共同驅(qū)動(dòng)仿真模型得到零部件連接點(diǎn)載荷[12-13]。方劍光等[14]以減震器支座垂向加速度和彈簧位移等迭代計(jì)算得出輪心垂向位移和其它5個(gè)輪心分力，然后以迭代結(jié)果驅(qū)動(dòng)模型得到車身與副車架安裝點(diǎn)載荷譜，從仿真獲取的監(jiān)測(cè)信號(hào)與實(shí)測(cè)信號(hào)對(duì)比來看，提取載荷譜的精度較高。周兵等[15]以六分力傳感器在試驗(yàn)場(chǎng)強(qiáng)化路面上采集的輪心垂向力為迭代目標(biāo)，求解得到輪心垂向位移，而后以輪心位移驅(qū)動(dòng)多體模型，得到扭力梁的疲勞載荷譜。綜合來看，輪心載荷輸入法的研究尚有不足之處，主要在于以約束加載法和虛擬迭代法提取載荷譜時(shí)選用的試驗(yàn)工況不夠全面，特別是對(duì)于約束加載法和虛擬迭代法獲取零部件載荷譜技術(shù)路徑的適用性和優(yōu)劣特征尚未全面檢驗(yàn)和評(píng)估。

本文基于實(shí)車強(qiáng)化路面和室內(nèi)振動(dòng)臺(tái)架測(cè)試，以整車多體動(dòng)力學(xué)模型提取懸架零部件載荷譜為線索，探討在多種工況下約束加載和虛擬迭代獲取零部件載荷譜技術(shù)路徑的適用條件和技術(shù)特征，以期為車輛懸架零部件的開發(fā)和測(cè)試提供參考依據(jù)。

1 臺(tái)架與試驗(yàn)場(chǎng)動(dòng)態(tài)載荷譜采集

試驗(yàn)采集信號(hào)包括激勵(lì)信號(hào)和監(jiān)測(cè)信號(hào)，如表1所示。激勵(lì)信號(hào)為四輪輪心六分力，用于整車多體動(dòng)力學(xué)仿真模型的驅(qū)動(dòng)輸入；監(jiān)測(cè)信號(hào)包括軸頭垂向加速度、彈簧位移和減震器上支點(diǎn)加速度等，用于仿真模型對(duì)標(biāo)，以及對(duì)提取載荷譜的精確度評(píng)估。

試驗(yàn)車輛選用某緊湊型SUV(前麥弗遜，后雙橫臂，整備質(zhì)量1 531 kg)和某中級(jí)轎車(前麥弗遜，后多連桿，整備質(zhì)量1 569 kg)，根據(jù)測(cè)試需求設(shè)計(jì)傳感器布置和信號(hào)采集方案，如圖1所示。

表1 數(shù)據(jù)采集傳感器種類表

圖1 傳感器布置圖Fig.1 Sensor layout

信號(hào)采集包括室內(nèi)振動(dòng)臺(tái)與試驗(yàn)場(chǎng)強(qiáng)化路，在每次信號(hào)采集前需校驗(yàn)傳感器且清零處理，如六分力儀信號(hào)清零需將整車支撐使車輪離地，否則會(huì)丟失車重。采集頻率設(shè)為1 000 Hz，每組測(cè)試重復(fù)5次。由于數(shù)采設(shè)備受溫度變化、電波干擾等影響，導(dǎo)致實(shí)測(cè)信號(hào)存在毛刺、雜波和飄移等問題，需將原始信號(hào)進(jìn)行去漂流、去毛刺和濾波等處理。處理后的試驗(yàn)場(chǎng)強(qiáng)化路實(shí)測(cè)信號(hào)如圖2所示。

圖2 試驗(yàn)場(chǎng)工況輪心垂向力FzFig.2 Fz of wheel centers under proving ground

2 建模與載荷譜提取

2.1 整車模型建立

車輛懸架零部件載荷譜提取需借助整車多體模型，建模精度主要取決于整車參數(shù)測(cè)定和部件關(guān)聯(lián)設(shè)置。本文基于ADAMS/car平臺(tái)搭建整車剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，相關(guān)參數(shù)均實(shí)測(cè)獲取。

2.1.1 底盤參數(shù)獲取

多體動(dòng)力學(xué)模型中的基本單元是part(零部件)，其參數(shù)包括質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和質(zhì)心位置等。本文通過3D掃描儀獲取底盤整體和所有零部件的點(diǎn)云，應(yīng)用CATIA軟件逆向建模，并根據(jù)底盤實(shí)際結(jié)構(gòu)和定位點(diǎn)云建立整車懸架裝配模型，以裝配坐標(biāo)為參考測(cè)定零部件的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、質(zhì)心位置和硬點(diǎn)坐標(biāo)，如圖3和圖4所示。幾何參數(shù)測(cè)定完成，將拆裝零部件重新裝配后進(jìn)行四輪定位，并確定車輪定位參數(shù)。

圖3 硬點(diǎn)參數(shù)獲取圖Fig.3 Hard point parameter acquisition graph

圖4 整車懸架模型Fig.4 Vehicle suspension model

2.1.2 襯套參數(shù)獲取

懸架系統(tǒng)中各部件通過各種運(yùn)動(dòng)副與襯套連接，而襯套的剛度特性對(duì)部件間運(yùn)動(dòng)傳遞具有較大的影響。多體動(dòng)力學(xué)模型中襯套參數(shù)設(shè)置包括6條剛度曲線，即三向線剛度和三向扭轉(zhuǎn)剛度，通過MTS試驗(yàn)臺(tái)測(cè)定。測(cè)試基本原理：對(duì)襯套方向軸施加一定的力或力矩，測(cè)量襯套的變形量，繪制力-位移曲線并確定擬合函數(shù)，從而獲取襯套的剛度阻尼曲線。SUV試驗(yàn)車包含42個(gè)襯套，中級(jí)轎車包含34個(gè)襯套，其中擺臂與副車架前連接點(diǎn)襯套剛度曲線，如圖5所示。

圖5 襯套線剛度曲線Fig.5 Bushing stiffness

整車空載和滿載工況質(zhì)心位置和軸荷質(zhì)量分配通過靜態(tài)稱重試驗(yàn)測(cè)定。依據(jù)實(shí)測(cè)整車參數(shù)，基于ADAMS/car軟件創(chuàng)建包括前懸架、后懸架、前穩(wěn)定桿(柔性體)、后穩(wěn)定桿(柔性體)、轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)、動(dòng)力總成和車身等子系統(tǒng)，在標(biāo)準(zhǔn)模式下對(duì)各個(gè)子系統(tǒng)進(jìn)行裝配，生成整車剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型如圖6所示。穩(wěn)定桿為柔性體，采用3D掃描逆向建模后，在HyperMesh中建立有限元模型并生成.mnf模態(tài)中性文件，再引入ADAMS整車模型。仿真激勵(lì)作用在軸頭，因此無(wú)需添加輪胎子系統(tǒng)。模型建立后，在對(duì)整車進(jìn)行靜載仿真檢驗(yàn)，求解輪載與實(shí)測(cè)比對(duì)，從而對(duì)質(zhì)心位置等建模參數(shù)進(jìn)行修正。

圖6 試驗(yàn)車剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)模型Fig.6 Rigid-flexible coupled multi-body dynamic model

2.2 零部件載荷譜提取

2.2.1 虛擬迭代法

虛擬迭代法解決仿真奇異是以輪心垂向位移代替輪心垂向力，加之其它5個(gè)輪心分力，共同驅(qū)動(dòng)模型得到零部件載荷譜。虛擬迭代法提取零部件載荷譜需ADAMS與Femfat.lab聯(lián)合仿真，在Femfat.lab中調(diào)用整車剛?cè)狁詈夏Ｐ偷?adm文件，該文件由ADAMS輸出且包含整車參數(shù)信息。在Femfat.lab中以白噪聲為激勵(lì)信號(hào)驅(qū)動(dòng)模型獲得模型響應(yīng)參量，從而求出模型系統(tǒng)的逆?zhèn)鬟f函數(shù)；而后以實(shí)測(cè)輪心六分力為Output響應(yīng)，迭代求解模型四輪輪心處X，Y，Z向力矩與X，Y向力，以及Z向位移；再以迭代求解的輪心分力和Z向位移驅(qū)動(dòng)模型，獲取監(jiān)測(cè)點(diǎn)響應(yīng)數(shù)據(jù)，及提取零部件連接點(diǎn)載荷。

虛擬迭代是一種已知響應(yīng)反求激勵(lì)的方法。求解首先根據(jù)激勵(lì)與響應(yīng)信號(hào)的類型生成白噪聲，以此白噪聲作為激勵(lì)信號(hào)u0，驅(qū)動(dòng)多體動(dòng)力學(xué)模型得到初始響應(yīng)信號(hào)y0，即求得傳遞函數(shù)f(s)=y0/u0及逆函數(shù)f-1(s)，后以實(shí)測(cè)響應(yīng)信號(hào)yd(s)為迭代運(yùn)算的目標(biāo)信號(hào)，通過f-1(s)可求初始激勵(lì)信號(hào)u1(s)[16-17]，即

u1(s)=f-1(s)yd(s)

(1)

由于動(dòng)力學(xué)模型高度非線性，即傳遞函數(shù)非線性，因此求解的激勵(lì)信號(hào)不唯一，需使用牛頓—拉斐遜算法通過式(2)迭代求解激勵(lì)信號(hào)

uk+1(s)=uk(s)+f-1(s)(yd(s)-yk(s))
k=1,2,3,…,n-1

(2)

式中：yk(s)為第k次激勵(lì)信號(hào)uk(s)迭代得到的響應(yīng)信號(hào)；n為迭代次數(shù)。計(jì)算yk(s)與迭代目標(biāo)信號(hào)yd(s)的均方根值(Root Mean Square，RMS)或偽損傷值Damage，當(dāng)二者RMS值相對(duì)誤差小于0.2或Damage比值趨近于1時(shí)，即迭代運(yùn)算精度可滿足設(shè)計(jì)要求。由于整車系統(tǒng)響應(yīng)過程復(fù)雜，因此迭代計(jì)算比較耗時(shí)。

2.2.2 約束加載法

基本思路是將車身與地面固定約束，以此抑制仿真運(yùn)算出現(xiàn)模型傾覆的發(fā)散性問題。車身與地面固定約束導(dǎo)致簧上質(zhì)量對(duì)懸架振動(dòng)響應(yīng)失效，但減震器上支點(diǎn)對(duì)簧下部分的約束依然存在，所以仿真結(jié)果仍具有一定的適用性。相比虛擬迭代法，應(yīng)用約束加載法提取連接點(diǎn)載荷譜的運(yùn)算成本至少低70%。

約束加載法與虛擬迭代法仿真模型的整車參數(shù)設(shè)置相同，不同在于輪心激勵(lì)方式和車身約束條件，即輪心激勵(lì)設(shè)置為作動(dòng)器施加實(shí)測(cè)六分力信號(hào)，假設(shè)車身與地面連接為固定約束。設(shè)置的作動(dòng)器子系統(tǒng)中包含兩個(gè)無(wú)質(zhì)量part，且采用固定副彼此約束，其中一個(gè)part與車身匹配建立完整的通信器，另一個(gè)僅設(shè)置輸入通信器，無(wú)需匹配輸出通信器，如此，輸入通信器與地面相連間接構(gòu)建車身固定約束。

相對(duì)于虛擬迭代法，約束加載法提取載荷譜要簡(jiǎn)單省時(shí)很多。將實(shí)測(cè)輪心六分力信號(hào)經(jīng)過低通濾波與512 Hz重采樣處理后，分別施加到模型輪心對(duì)應(yīng)位置，運(yùn)算即可求解零件連接點(diǎn)載荷譜。實(shí)測(cè)六分力信號(hào)不可采用帶通或高通濾波，否則會(huì)直接去除車重對(duì)六分力的影響。

3 虛擬迭代法與約束加載法對(duì)比

虛擬迭代法和約束加載法運(yùn)算效果分析主要通過監(jiān)測(cè)信號(hào)的誤差評(píng)估以及載荷譜的對(duì)比。監(jiān)測(cè)信號(hào)包括輪心、減震器上支點(diǎn)和副車架三個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的垂向加速度，以及一個(gè)彈簧位移，監(jiān)測(cè)點(diǎn)實(shí)測(cè)信號(hào)與仿真響應(yīng)信號(hào)一一對(duì)應(yīng)，以此評(píng)判零部件載荷譜的提取精度。本文分別采用虛擬迭代法與約束加載法提取試驗(yàn)車輛轉(zhuǎn)向節(jié)載荷譜，針對(duì)室內(nèi)振動(dòng)臺(tái)和試驗(yàn)場(chǎng)強(qiáng)化路兩類工況進(jìn)行仿真數(shù)據(jù)與實(shí)測(cè)信號(hào)的對(duì)比分析。

3.1 室內(nèi)振動(dòng)臺(tái)工況監(jiān)測(cè)信號(hào)分析

室內(nèi)振動(dòng)臺(tái)試驗(yàn)設(shè)計(jì)了5種典型的振動(dòng)工況，如表2所示。將虛擬迭代法和約束加載法仿真獲取的監(jiān)測(cè)信號(hào)與實(shí)測(cè)值在時(shí)域?qū)Ρ?，如圖7和圖8所示。為便于量化評(píng)估分析，計(jì)算出SUV試驗(yàn)車振動(dòng)臺(tái)工況下兩種仿真結(jié)果和試驗(yàn)采集信號(hào)的RMS值，并給出仿真相對(duì)試驗(yàn)信號(hào)的誤差，如表3所示。

表2 振動(dòng)臺(tái)試驗(yàn)工況匯總表

圖7 振動(dòng)臺(tái)工況SUV左前輪心加速度Fig.7 Acceleration of left front wheel center of SUV

圖8 振動(dòng)臺(tái)工況SUV右前彈簧位移Fig.8 Right front spring displacement of SUV

表3 振動(dòng)臺(tái)工況SUV監(jiān)測(cè)點(diǎn)試驗(yàn)與仿真信號(hào)的RMS值表

在振動(dòng)臺(tái)工況下，虛擬迭代法和約束加載法獲取的監(jiān)測(cè)點(diǎn)仿真與實(shí)測(cè)信號(hào)時(shí)域曲線變化趨勢(shì)基本一致，虛擬迭代與實(shí)測(cè)曲線重合度更高，如圖7和圖8所示。表3統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)表明，6種振動(dòng)臺(tái)工況下SUV試驗(yàn)車左前輪心垂向加速度的虛擬迭代仿真與實(shí)測(cè)信號(hào)誤差小于26.2%；右前彈簧位移仿真誤差小于29.1%；右前副車架垂向加速度和右前減震器上支點(diǎn)垂向加速度的仿真誤差均小于27.3%，即虛擬迭代法對(duì)監(jiān)測(cè)信號(hào)仿真誤差統(tǒng)計(jì)均小于30%，符合工程領(lǐng)域內(nèi)疲勞耐久性分析和試驗(yàn)的基本要求。

約束加載法中車身與地面固定約束，因此減震器上支點(diǎn)和副車架垂向加速度均為0。為了更直觀的分析振動(dòng)臺(tái)各工況下約束加載法的仿真誤差，由表3部分?jǐn)?shù)據(jù)制作了仿真誤差柱狀圖，如圖9所示。從圖9可知，約束加載法對(duì)于高頻低幅工況的仿真較為精確，而對(duì)于低頻高幅工況的仿真誤差均超過了45%。從0.8g白噪聲的仿真結(jié)果也可證明此現(xiàn)象，0.8g白噪聲的功率譜密度是均勻分布在0～30 Hz頻域內(nèi)，幅值有效值約為0.8g，屬于高頻低幅工況，其左前輪心加速度和右前彈簧位移的約束加載法仿真誤差均小于22.2%。同時(shí)，對(duì)中型轎車的臺(tái)架振動(dòng)工況試驗(yàn)和仿真也呈現(xiàn)同樣的現(xiàn)象，如圖10所示。

圖9 SUV左前輪心垂向加速度仿真誤差對(duì)比Fig.9 Comparison of vertical acceleration errors of SUV left front wheel center

圖10 中級(jí)轎車左前輪心垂向加速度仿真誤差對(duì)比Fig.10 Comparison of vertical acceleration errors of middle class left front wheel center

因此，室內(nèi)臺(tái)架振動(dòng)試驗(yàn)和仿真分析表明，約束加載法由于忽略了簧上質(zhì)量對(duì)懸架振動(dòng)的響應(yīng)作用，僅適用于高頻低幅的振動(dòng)工況；相比約束加載法，虛擬迭代法的適用性更寬，對(duì)于各種振動(dòng)工況的仿真精確度均較高。

3.2 試驗(yàn)場(chǎng)強(qiáng)化路工況監(jiān)測(cè)信號(hào)分析

使用虛擬迭代和約束加載兩種方法，對(duì)SUV和中級(jí)轎車的搓板路和長(zhǎng)波路測(cè)試工況進(jìn)行整車剛?cè)狁詈夏Ｐ蛣?dòng)力學(xué)仿真，并與實(shí)測(cè)信號(hào)對(duì)比分析。試驗(yàn)車部分監(jiān)測(cè)信號(hào)仿真與實(shí)測(cè)時(shí)域曲線對(duì)比如圖11和圖12所示。RMS值及其誤差統(tǒng)計(jì)如表4和表5所示。

圖11 試驗(yàn)場(chǎng)工況SUV右前彈簧位移Fig.11 Right front spring displacement of SUV

圖12 試驗(yàn)場(chǎng)工況中級(jí)轎車左前輪心加速度Fig.12 Acceleration of left front wheel center of middle class

表4 SUV強(qiáng)化路監(jiān)測(cè)點(diǎn)試驗(yàn)與仿真信號(hào)RMS值表

表5 轎車強(qiáng)化路監(jiān)測(cè)點(diǎn)試驗(yàn)與仿真信號(hào)RMS值表

搓板路和長(zhǎng)波路是交通部公路交通試驗(yàn)場(chǎng)兩種典型強(qiáng)化路況，其中試驗(yàn)車以標(biāo)準(zhǔn)車速50 km/h通過搓板路時(shí)懸架振動(dòng)的主頻約為22 Hz、彈簧位移約為3 mm，屬于高頻低幅工況；以標(biāo)準(zhǔn)車速50 km/h通過長(zhǎng)波路振動(dòng)的主頻約為1 Hz，彈簧位移約為14 mm，屬于低頻高幅工況。由圖11和圖12可知，在兩種強(qiáng)化路況下虛擬迭代法和約束加載法獲取的監(jiān)測(cè)點(diǎn)仿真與實(shí)測(cè)時(shí)域曲線變化趨勢(shì)相近，虛擬迭代法較約束加載法吻合度更高。表4和表5的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)顯示，虛擬迭代法對(duì)于兩種類型試驗(yàn)車的輪心、副車架和減震器上支點(diǎn)加速度信號(hào)，以及減震彈簧位移信號(hào)，4處監(jiān)測(cè)點(diǎn)的仿真誤差均小于22.3%。然而，約束加載法僅在高頻低幅的搓板路工況中仿真誤差小于30%，對(duì)于低頻高幅的長(zhǎng)波路工況仿真誤差較大；同時(shí)，由于固定約束條件的限制，約束加載法無(wú)法獲取車身監(jiān)測(cè)點(diǎn)的仿真數(shù)值。因此，試驗(yàn)場(chǎng)典型強(qiáng)化路試驗(yàn)與仿真分析顯示，約束加載法僅適用于高頻低幅類型的強(qiáng)化路面仿真，并僅可獲取車輛簧下零部件的動(dòng)力學(xué)仿真信息。

3.3 試驗(yàn)場(chǎng)強(qiáng)化路工況載荷譜分析

底盤零部件載荷譜一般是整車動(dòng)力學(xué)仿真的主要目標(biāo)需求。本文采用兩種方法提取的搓板路和長(zhǎng)波路工況下轉(zhuǎn)向節(jié)與減震器連接點(diǎn)載荷譜進(jìn)行比較分析，其中SUV試驗(yàn)車載荷譜時(shí)域曲線對(duì)比，如圖13所示。中級(jí)轎車轉(zhuǎn)向節(jié)連接點(diǎn)載荷譜時(shí)域曲線對(duì)比，如圖14所示。零部件連接點(diǎn)載荷譜多用于疲勞壽命仿真分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，可通過載荷譜偽損傷量值進(jìn)行對(duì)比分析。偽損傷并非真實(shí)損傷，而是反應(yīng)載荷譜之間相對(duì)損傷效果的強(qiáng)弱，表6和表7分別給出了虛擬迭代和約束加載兩種方法提取強(qiáng)化道路載荷譜的偽損傷量值。

圖13 SUV左前轉(zhuǎn)向節(jié)與減震器連接點(diǎn)FzFig.13 Connection point Fz between left front steering knuckle and shock absorber of SUV

圖14 中級(jí)轎車左前轉(zhuǎn)向節(jié)與減震器連接點(diǎn)FzFig.14 Connection point Fz between left front steering knuckle and shock absorber of middle class

表6 SUV強(qiáng)化路況左前轉(zhuǎn)向節(jié)與減震器連接點(diǎn)載荷譜仿真值的偽損傷統(tǒng)計(jì)表Tab.6 Pseudo-damage of load spectrum of connection point between left front steering knuckle and shock absorber of SUV

表7 中級(jí)轎車強(qiáng)化路況左前轉(zhuǎn)向節(jié)與減震器連接點(diǎn)載荷譜仿真值的偽損傷統(tǒng)計(jì)表Tab.7 Pseudo-damage of load spectrum of connection point between left front steering knuckle and shock absorber of middle class

基于SUV和中型轎車的強(qiáng)化路況仿真結(jié)果來看，高頻低幅類型的搓板路況下虛擬迭代法和約束加載法提取的轉(zhuǎn)向節(jié)載荷譜時(shí)域曲線趨勢(shì)較為吻合，同時(shí)偽損傷值也非常接近；然而，對(duì)于低頻高幅類型的長(zhǎng)波路況，兩種仿真方法提取的載荷譜時(shí)域和偽損傷值均相差較大。整體來看約束加載法提取的載荷譜較虛擬迭代法提取的載荷譜大。通過前文對(duì)兩試驗(yàn)車監(jiān)測(cè)信號(hào)的對(duì)比分析可知，對(duì)于高頻低幅的搓板路況兩種方法的監(jiān)測(cè)點(diǎn)仿真誤差均小于30%，而對(duì)于低頻高幅的長(zhǎng)波路況僅有虛擬迭代法的監(jiān)測(cè)點(diǎn)仿真誤差滿足設(shè)計(jì)要求。由此可以判定，虛擬迭代法提取的兩種車型轉(zhuǎn)向節(jié)載荷譜更接近真實(shí)值。

3.4 載荷譜疲勞分析驗(yàn)證

分別以虛擬迭代法和約束加載法提取的SUV轉(zhuǎn)向節(jié)強(qiáng)化路載荷譜為基礎(chǔ)，在nCode疲勞分析軟件中對(duì)其進(jìn)行耐久性分析，兩種載荷譜計(jì)算得出的轉(zhuǎn)向節(jié)壽命云圖，如圖15所示。從圖15可知，除D區(qū)外約束加載法提取的載荷譜分析得出的轉(zhuǎn)向節(jié)易損區(qū)與虛擬迭代法提取的載荷譜分析得出的易損區(qū)基本重合。兩種載荷譜分析的易損區(qū)中B區(qū)同為最大損傷區(qū)，決定了轉(zhuǎn)向節(jié)的最小疲勞壽命，虛擬迭代法提取的載荷譜分析的轉(zhuǎn)向節(jié)疲勞壽命為試驗(yàn)場(chǎng)強(qiáng)化路循環(huán)1.840×104次，約束加載法提取的載荷譜分析的疲勞壽命為1.227×104次，因此可以說明用約束加載法提取的載荷譜分析零部件疲勞壽命較虛擬迭代法保守。

圖15 SUV轉(zhuǎn)向節(jié)疲勞壽命對(duì)比Fig.15 Fatigue life comparison of SUV steering knuckle

4 結(jié) 論

(1) 基于兩種典型試驗(yàn)車輛，開展室內(nèi)臺(tái)架多工況整車振動(dòng)試驗(yàn)與仿真，分別將虛擬迭代法和約束加載法獲取的車輛監(jiān)測(cè)點(diǎn)加速度、位移等信號(hào)與實(shí)測(cè)值對(duì)比分析表明，約束加載法對(duì)于高頻低幅工況的仿真較為精確，而對(duì)于低頻高幅工況的仿真誤差均大于45%；相比之下，虛擬迭代法對(duì)6種典型振動(dòng)工況的仿真誤差均小于30%，具有更好的適用性和仿真精度，但運(yùn)算成本較高。

(2) 試驗(yàn)場(chǎng)典型強(qiáng)化路況實(shí)車測(cè)試與動(dòng)力學(xué)仿真分析顯示，虛擬迭代法和約束加載法在監(jiān)測(cè)點(diǎn)的仿真數(shù)值與實(shí)測(cè)曲線變化趨勢(shì)基本一致，虛擬迭代法吻合度更高，監(jiān)測(cè)點(diǎn)仿真誤差均小于22.3%；約束加載法僅在高頻低幅的搓板路況仿真誤差小于30%，對(duì)于低頻高幅的長(zhǎng)波路況誤差較大。約束加載法僅適用于高頻低幅強(qiáng)化路的車輛簧下零部件動(dòng)力學(xué)仿真。

(3) 對(duì)于試驗(yàn)場(chǎng)強(qiáng)化路況下兩種試驗(yàn)車轉(zhuǎn)向節(jié)載荷譜對(duì)比分析表明，在高譜低幅的搓板路況下，虛擬迭代法和約束加載法提取的轉(zhuǎn)向節(jié)載荷譜時(shí)域曲線變化趨勢(shì)和偽損傷值均較接近；而在低譜高幅的長(zhǎng)波路況下，兩種方法提取數(shù)值相差較大，且約束加載法提取的載荷譜分析出的轉(zhuǎn)向節(jié)疲勞壽命較虛擬迭代法保守。