實(shí)測道路載荷譜在新開發(fā)車型車身疲勞分析中的應(yīng)用

宋自力，徐余平

（安徽江淮汽車股份集團(tuán)有限公司 技術(shù)中心，合肥 230601）

汽車各系統(tǒng)耐久性是客戶最為關(guān)心的性能之一，直接影響并決定著客戶對產(chǎn)品的評價和銷售，其中車身疲勞耐久性能的好壞對整車品質(zhì)具有重要影響。更多地發(fā)現(xiàn)開發(fā)過程中車身結(jié)構(gòu)隱患和失效模式并改進(jìn)消除，是耐久開發(fā)的核心和關(guān)鍵工作，手段包括虛擬分析試驗(yàn)、臺架試驗(yàn)和道路耐久試驗(yàn)[1]。隨著市場競爭的加劇，新車研發(fā)要求減少成本壓縮周期，越來越多的車企開始投入更多精力研究和采取虛擬分析試驗(yàn)，通過對設(shè)計(jì)方案耐久性的前期評估和改進(jìn)提升，減少了后期實(shí)物驗(yàn)證輪次和結(jié)構(gòu)返修率。道路試驗(yàn)?zāi)軌蛘鎸?shí)模擬客戶使用環(huán)境，準(zhǔn)確發(fā)現(xiàn)產(chǎn)品隱患，是車輛上市前的最后有效檢驗(yàn)。整車不同系統(tǒng)的耐久性需要不同類型道路試驗(yàn)考核，車身一般進(jìn)行強(qiáng)化路試驗(yàn)考核，其路況惡劣強(qiáng)化系數(shù)達(dá)到10，是車身耐久的開發(fā)目標(biāo)[2]。

準(zhǔn)確可靠的道路載荷數(shù)據(jù)是早期進(jìn)行虛擬耐久試驗(yàn)的基礎(chǔ)，而這時并沒有全新試制樣車用于載荷測量。使用騾車進(jìn)行載荷采集耗時費(fèi)力，并且因?yàn)闋顟B(tài)差距問題，載荷可能無法反映設(shè)計(jì)車的實(shí)際情況。結(jié)合虛擬路面和輪胎模型進(jìn)行虛擬載荷分析需要車企前期進(jìn)行較大投入和技術(shù)積累，不是每個企業(yè)都具有這樣的能力?；谄脚_化底盤系統(tǒng)設(shè)計(jì)出滿足不同客戶需求的新產(chǎn)品，是目前車企產(chǎn)品開發(fā)的主流方式，根據(jù)這一特點(diǎn)，可以利用現(xiàn)有車型的道路載荷譜為新研發(fā)車虛擬耐久試驗(yàn)提供輸入[3]。本文以某前麥弗遜-后扭力梁汽車為例，介紹了如何將現(xiàn)有車型的試驗(yàn)場道路載荷應(yīng)用于新車車身載荷預(yù)測，以及如何分析評估車身結(jié)構(gòu)耐久性。

1 應(yīng)用方法

多數(shù)情況下，開發(fā)的新車型和現(xiàn)有車型具有很大相似性，一般基于相同底盤系統(tǒng)平臺以及相同耐久目標(biāo)，鑒于這一特點(diǎn)可以不重新采集道路載荷，利用現(xiàn)車已有的載荷數(shù)據(jù)快速進(jìn)行耐久分析。本文研究的新車是在現(xiàn)有車型上改動車身結(jié)構(gòu)而成，加長軸距、增大空間使車重增加，整個懸架和底盤系統(tǒng)不變。對于現(xiàn)車的輪心道路載荷（縱向力Fx，側(cè)向力Fy，垂向力Fz， 翻轉(zhuǎn)力矩Mx，滾動力矩My，回正力矩Mz）， 一種方法是根據(jù)新老車型軸荷比α，放大輪心載荷（αFx，αFy，αFz，αMx，αMz）加載到新車多體模型（圖1），仿真得到車身載荷。第二種方法是垂向激勵改用輪胎接地位移Dp替代，采用混合方式（αFx，αFy，αFz，αMx，αMz）驅(qū)動模型（圖2）。Dp不是由測量得到，而是由現(xiàn)車反求獲得，它實(shí)質(zhì)上反映了路面的幾何垂向不平度特征，屬于不依賴于車型的不變量，圖3 是該方法的具體應(yīng)用過程。新車多體模型在現(xiàn)車基礎(chǔ)上調(diào)整參數(shù)得到，由于軸距的加長，新車型后軸輸入的載荷譜相位應(yīng)該后移，延遲時間為軸距變化與車速的比值。無制動時My來自于動力總成輸出，不必加載多體模型，因?yàn)閼壹懿皇茯?qū)動力矩作用，但對于含有制動操作的工況，My應(yīng)該作為制動力矩激勵加載。車身疲勞損傷主要以垂向力貢獻(xiàn)為主，方法1 認(rèn)為動載荷幅值與車重是線性關(guān)系，是簡化的處理方式，不夠精確。此外，直接使用力、力矩驅(qū)動模型會不穩(wěn)定，所以車身必須約束，這樣無法考慮車身運(yùn)動姿態(tài)對載荷的影響，因此精度受限很大。輪胎接地位移Dp是新老車型共同的不變屬性，垂直方向使用Dp能準(zhǔn)確再現(xiàn)新車受力狀態(tài)，同時釋放車身約束，相對前者方法2 精度明顯更高，這對于精確分析車身壽命極為重要[4]。

圖1 道路載荷直接加載

圖2 混合方式加載

圖3 使用現(xiàn)車道路載荷進(jìn)行新車車身載荷分析的方法

2 模型加載方式

通過現(xiàn)車多體模型和道路載荷數(shù)據(jù)可迭代出輪胎接地位移Zp，也可以是輪心位移Zspindle，這兩種形式的迭代方法和過程不再贅述[5-6]。Zp和Zspindle的關(guān)系為：Zp=Zspindle+δtire，可知Zspindle不僅與路面不平有關(guān)還與輪胎變形情況有關(guān)，Zp是不依賴車型的不變量。新車如果涉及輪胎改動，Zspindle將隨之改變，不適合驅(qū)動模型預(yù)測車身載荷，而應(yīng)該使用Zp。

多體模型中，輪胎特性不需要極其復(fù)雜的參數(shù)模型去模擬（例如F-tire、MF-Swift），只需包含垂向非線性剛度K和阻尼C參數(shù)（圖4），在Adams中可以用Bush 或Sfroce 模擬輪胎與地面間的接觸，接觸力=輪胎變形×K+阻尼力+輪胎預(yù)載。當(dāng)輪胎脫離地面，接觸力為0，可以通過IF 函數(shù)反映輪胎與地面的接觸情況[7]。圖5a 是輪心道路載荷的采集設(shè)備WFT 總成，包括輪胎、輪輞適配器、測力單元WFT、輪轂適配器4 部分。輪轂適配器通過螺栓與車軸固定連接，測力單元WFT 位于輪轂和輪輞適配器之間。圖5b 是WFT 安裝的截面示意圖，為方便說明將裝置分為WFT_inner（輪轂+WFT）和WFT_outer（輪輞+輪胎）兩部分，可知WFT的測量載荷不包含WFT_outer 慣性力部分。模型中垂向位移Dp加載在WFT_outer 接地位置，距離輪心等于滾動半徑，但αFx，αFy，αMx，αMz不能直接加載到WFT_outer 輪心位置，需要修正得到αFxM，αFyM，αMxM，αMzM，使其增加包含WFT_outer 的動態(tài)慣性力[8]?；蛘遅FT_outer 的質(zhì)量和慣量調(diào)整至很小，使其慣性力很微弱。由于新車和現(xiàn)車的輪胎一致，模型中WFT_outer 的質(zhì)量和慣量數(shù)值均設(shè)為0.01，αFx，αFy，αMx，αMz直接加載輪心。

圖4 輪胎與地面接觸示意圖

圖5 輪心道路載荷WFT 測量設(shè)備

3 新車車身載荷預(yù)測比較

對上文兩種方法預(yù)測的新車車身載荷進(jìn)行比較，提取載荷的位置包括前副車架安裝點(diǎn)、擺臂安裝點(diǎn)、前穩(wěn)定桿安裝點(diǎn)、后減振器和彈簧安裝點(diǎn)。對于時域載荷比較，通常使用偽損傷作為比較參量。偽損傷是在給定S-N曲線的前提下計(jì)算得到，因此它不具有絕對意義，僅用于說明兩組載荷對同一結(jié)構(gòu)疲勞損傷貢獻(xiàn)的差別。定義相對損傷D為WFT直接加載與混合加載的載荷偽損傷比率，一般D位于0.5 ～2 之間可認(rèn)為兩載荷基本一致。圖6 是不同位置的載荷對比結(jié)果，可見兩種方法預(yù)測的縱向力和側(cè)向力結(jié)果差距很小，但垂向力差異明顯。圖7是載荷時域?qū)Ρ龋梢奧FT 直接加載的載荷幅值明顯較大。前期研究發(fā)現(xiàn)[4]，車身自由狀態(tài)下的載荷預(yù)測結(jié)果與實(shí)際更接近[9]，因此，WFT 直接加載會導(dǎo)致后期損傷分析結(jié)果過于保守，不利于結(jié)構(gòu)輕量化設(shè)計(jì)。

圖6 不同位置載荷的相對損傷

圖7 載荷時域?qū)Ρ?

4 車身疲勞分析

對于車身的CAE 疲勞損傷分析，目前主要有兩種方法，一種是基于準(zhǔn)靜態(tài)理論的單位應(yīng)力疊加法；另一種是基于瞬態(tài)理論的模態(tài)應(yīng)力疊加法。當(dāng)激勵載荷頻率小于所分析結(jié)構(gòu)的自然頻率時，結(jié)構(gòu)不具有動力響應(yīng)，其應(yīng)力狀態(tài)可通過線性縮放，多通道通過線性疊加的方法進(jìn)行準(zhǔn)靜態(tài)法求解。反之，載荷頻率接近結(jié)構(gòu)的固有頻率，結(jié)構(gòu)產(chǎn)生動力響應(yīng)，各載荷作用相互耦合，宜選擇瞬態(tài)法求解[10]。圖8是準(zhǔn)靜態(tài)和瞬態(tài)疲勞分析流程，區(qū)別在于不同的應(yīng)力響應(yīng)獲取方式。對于準(zhǔn)靜態(tài)法應(yīng)力響應(yīng)僅與載荷幅值有關(guān)，而瞬態(tài)法應(yīng)力響應(yīng)還與載荷頻率、結(jié)構(gòu)阻尼有關(guān)。車身結(jié)構(gòu)頻率確認(rèn)需要使用模態(tài)分析，車身模型有很多種類型，包括BIW、BIP 和TB，但只有TB 模態(tài)結(jié)果代表實(shí)際車身頻率，因此，載荷頻率必須與TB 模態(tài)對比，以判斷車身結(jié)構(gòu)是否有動力響應(yīng)。經(jīng)過分析，新車TB 整體模態(tài)扭轉(zhuǎn)28 Hz、彎曲32 Hz，路面激勵經(jīng)過懸架衰減，能量集中在20 Hz 以下，因此，認(rèn)為車身結(jié)構(gòu)沒有共振產(chǎn)生，可以采用準(zhǔn)靜態(tài)法進(jìn)行疲勞分析。但對于如后扭梁一階彈性模態(tài)較低，與路面激勵頻率接近這樣的情況，必須采用瞬態(tài)疲勞分析。

圖8 準(zhǔn)靜態(tài)和瞬態(tài)疲勞分析流程

疲勞理論認(rèn)為損傷累積達(dá)到1 就會產(chǎn)生疲勞失效，但疲勞分析是在理想狀態(tài)下進(jìn)行的，忽略了工藝、材料等缺陷的影響，實(shí)際情況損傷不到1 就會導(dǎo)致失效，所以有車企規(guī)定疲勞評估標(biāo)準(zhǔn)為0.1，也有的認(rèn)為是0.3。圖9 是新車白車身鈑金和焊點(diǎn)疲勞分析結(jié)果，鈑金最大損傷0.225，焊點(diǎn)損傷22.036。需注意的是，風(fēng)險位置的損傷評價不僅要跟絕對指標(biāo)對比，還應(yīng)與現(xiàn)車結(jié)果作對比，因?yàn)楝F(xiàn)車經(jīng)過道路耐久試驗(yàn)考核，只有相比新車結(jié)果較小，才能有效確保其結(jié)構(gòu)耐久驗(yàn)證不會出現(xiàn)問題。但這樣評判的依據(jù)前提是兩次疲勞分析方法和流程是一致的，新車型和現(xiàn)有車型使用的材料類型和制造工藝條件是基本相似的。后輪包位置的鈑金和焊點(diǎn)疲勞損傷相對現(xiàn)車均增加，主要是因?yàn)樾萝嚭筝S荷增大導(dǎo)致后減振器安裝位置載荷變大。經(jīng)過對輪包加強(qiáng)板改進(jìn)和焊點(diǎn)位置移動，最終損傷均小于現(xiàn)有車型的結(jié)果。對于新車損傷較小區(qū)域（10-2數(shù)量級以下），雖然略高于現(xiàn)車，但因?yàn)閿?shù)值小，可以不必優(yōu)化加強(qiáng)。最終的耐久道路試驗(yàn)也未出現(xiàn)新車車身疲勞失效的問題。應(yīng)用現(xiàn)有車型道路載荷進(jìn)行新車車身CAE 疲勞分析，既解決了新車載荷采集困難的問題，又提高了分析效率，具有較好的有效性（特別對于改款車型），總結(jié)和梳理的分析流程如圖10所示。

圖9 新車車身疲勞損傷分析結(jié)果

圖10 基于現(xiàn)有車型道路載荷的新車車身疲勞分析流程

5 結(jié)論

針對平臺化底盤系統(tǒng)的新產(chǎn)品開發(fā)，介紹了一種利用現(xiàn)有車型的道路載荷對新車型的車身耐久性能進(jìn)行快速評估的CAE 分析方法和流程。通過載荷放大、混合驅(qū)動和準(zhǔn)確加載多體模型，預(yù)測出新車車身的邊界載荷譜。針對車身結(jié)構(gòu)的動力響應(yīng)特點(diǎn)，選用準(zhǔn)靜態(tài)進(jìn)行疲勞損傷預(yù)測，結(jié)果反映出結(jié)構(gòu)在前期開發(fā)中存在的風(fēng)險，并進(jìn)行相應(yīng)的合理化改進(jìn)。最終的驗(yàn)證結(jié)果體現(xiàn)了該方法的有效性，對降低研發(fā)成本和周期，提高產(chǎn)品耐久開發(fā)的效率具有重要意義。