夏學文，王承凱，雷新軍

（1.三一汽車制造有限公司，湖南 長沙 410000；2.諾世創(chuàng)(北京)技術服務有限公司，北京 100000）

引言

混凝土攪拌運輸車（以下簡稱攪拌車）承載重，運行工況復雜，新車型量產(chǎn)前進行至少兩個月規(guī)定里程試驗場的強化路試驗。強化路環(huán)形試驗場包括扭曲路、魚鱗坑路和搓衣板路，扭曲路為試驗場典型路況，對車架結構件損傷最大，結構件開裂發(fā)生在該疲勞扭轉工況。

為了減少強化路試驗時間和在設計階段發(fā)現(xiàn)欠設計結構件，很有必要進行攪拌車結構件疲勞仿真分析，本文以某四軸攪拌車為研究對象，使用 MSC軟件公司仿真工具搭建整車多體動力學模型進行虛擬試驗場仿真分析，同時進行應力和振動試驗驗證，進一步進行疲勞仿真計算，預警結構件欠設計區(qū)域，技術路線如圖1。

1 整車多體動力學建模

1.1 結構件模態(tài)應力恢復理論

攪拌車大型結構件包括主車架、副車架、前臺、后臺和扶梯，如果采用常規(guī)有限元方法模擬結構件的變形，會使得結構件自由度多，方程階數(shù)高，計算成本巨大，且結構的響應由低級模態(tài)控制，不必為少數(shù)低階模態(tài)去求解整個結構的高階動力學方程，因此本文選擇模態(tài)綜合法模擬結構件的變形，而 Craig-Bampton方法是固定界面模態(tài)綜合法中最具代表性的一種方法。

圖1 疲勞仿真分析技術路線

柔性結構部件運動邊界可描述為P自由模態(tài)即S約束模態(tài)的綜合，柔性體含內部自由度I和邊界自由度B，其運動方程描述如式：

進行靜平衡分析，假設內部載荷為0，上述方程變?yōu)椋?/p>

提取約束模態(tài)矩陣和自由模態(tài)矩陣后，計算的物理坐標為模態(tài)振型的線性組合，其中{x}為物理位移向量，{q}為模態(tài)坐標，為模態(tài)矩陣：

則應力應變關系可以由模態(tài)坐標和模態(tài)矩陣表示，如式，其中{x}為應變向量，{σ}為應力向量，[B]為幾何函數(shù)矩陣，表示應變與位移的關系，[E]為應力應變關系：

圖2 模態(tài)疊加方法及模態(tài)應力恢復

本文采用MSC Nastran進行主車架、副車架、前臺、后臺和扶梯自由模態(tài)分析，生成一個 MNF文件導入至 MSC Adams生成柔性車架，如圖3。

圖3 Adams柔性車架

1.2 整車建模

本文采用MSC Adams動力學仿真分析軟件搭建整車模型，Adams是 CAE領域中使用范圍最廣、應用行業(yè)最多的機械系統(tǒng)動力學仿真工具，廣泛應用于汽車、航空、航天、鐵道、兵器、工程設備及重型機械等行業(yè)，能幫助設計人員對系統(tǒng)的各種動力學性能進行有效的評估，提高產(chǎn)品性能和減少昂貴耗時的物理樣機試驗[1]。

Adams提供專門針對客車、卡車的動力學模型庫，其中，卡車模型庫有成熟的三橋車模型，本文正是基于此成熟模型庫搭建攪拌車整車動力學模型，步驟如下：

（1）輸入?yún)?shù)：包括整車參數(shù)，轉向系統(tǒng)，前懸架，前板簧，后板簧，車架，駕駛室，攪拌筒，動力系統(tǒng)和輪胎參數(shù)，總體而言，含硬點參數(shù)提取，部件質量轉動慣量提取，襯套特性獲取，其他參數(shù)等；

（2）搭建攪拌車模型框架：基于成熟三橋車模型搭建四橋攪拌車模型框架，包括新增二橋和攪拌筒子系統(tǒng)；

（3）子系統(tǒng)建模：基于輸入?yún)?shù)，修改已有模板子系統(tǒng)，建立攪拌車轉向系統(tǒng)、前懸架系統(tǒng)、后懸架系統(tǒng)、車架系統(tǒng)，駕駛室系統(tǒng)、動力系統(tǒng)、制動系統(tǒng)和輪胎系統(tǒng)；新建前板簧系統(tǒng)、后板簧模型和攪拌筒系統(tǒng)。其中，板簧模型采用Adams插件Leaf Spring創(chuàng)建；輪胎型號12R22.5 18PR，輸入輪胎穩(wěn)態(tài)側偏、穩(wěn)態(tài)側傾、縱滑、垂直剛度等試驗數(shù)據(jù)至Adams輪胎擬合工具箱，生成PAC2002輪胎模型[2-3]；

（4）整車建模：替換攪拌車模型框架中子系統(tǒng)，生成整車模型，如圖4。

圖4 攪拌車剛柔耦合整車模型

1.3 虛擬試驗場建模

采用Adams 3D shell路面方法建立三段特殊虛擬路面和整圈試驗場，特殊路面用于動力學模型驗證，整圈路面用于提取疲勞載荷文件，步驟如下：

（1）虛擬試驗場CAD模型：參考試驗場施工圖，在3D軟件中建立真實3維路面，包括：路面寬度、坡度、寬度方向的傾斜程度、特征路面，含魚鱗路、搓衣板路、扭曲路、波形路、減速帶等；

（2）有限元建模：將 CAD模型導出幾何文件（igs格式），導入有限元前處理軟件進行三角形網(wǎng)格劃分，特殊路面需細化網(wǎng)格，且要進行節(jié)點、網(wǎng)格重排序，確保ID編號從1開始；

（3）3D Shell路面模型搭建：編輯3D Shell路面rdf文件，替換Nodes和Elements字符段，生成試驗場路面，如圖5。

圖5 虛擬試驗場模型

2 多體動力學仿真分析

2.1 模型調試

四橋攪拌車共有3對鋼板彈簧，每片采用離散梁建模，整車剛柔耦合模型的自由度達到將近800個，模型相當復雜，模型調試需依次完成懸架調試、整車平路轉向調試。

懸架調試包括前懸架和后懸架調試，前懸架進行輪跳分析和轉向分析，確保板簧運動合理，轉向合理，后懸架進行輪跳分析，確保板簧垂向和側向運動合理。

整車平路轉向調試前需進行整車質量、質心和慣量調試，然后使用Adams Car中標準工況（Step轉向和穩(wěn)態(tài)回轉）進行整車調試，確保整車能靜平衡，能合理轉向，如圖6。

圖6 攪拌車模型調試

2.2 虛擬路面仿真分析

整車扭曲路、搓板路和魚鱗路動力學仿真分析均需從靜平衡開始，可適當放大誤差和降低求解穩(wěn)定性達到整車靜平衡，例如，Adams Equilibrium參數(shù)ERROR=10，IMBALANCE=0.001，MAXIT=100，STABILITY=0.01。

扭曲路車速5km/h，Dynamic Error設置為0.001，步長設置為0.1；搓板路和魚鱗路車速50km/h，Dynamic Error設置為0.01，其它參數(shù)一致，INTEGRATOR/GSTIFF，HMIN =1.0E-08，CORRECTOR = MODIFIED。

整車調試最重要的工作是進行參數(shù)靈敏度分析，基于扭曲路進行了影響應力的關鍵參數(shù)靈敏度分析，包括扭曲路橫向坡道、輪胎胎壓、整車偏心、一二橋板簧限位塊、攪拌筒與減速機連接襯套剛度；基于搓板路進行了影響振動的關鍵參數(shù)靈敏度分析，包括輪胎阻尼和板簧阻尼比。

經(jīng)分析，應力影響因素重要程度排序為限位塊間隙>減速機襯套剛度>偏心>坡道>胎壓，振動影響因素輪胎阻尼和板簧阻尼比基本呈現(xiàn)阻尼或阻尼比越小，幅值越大趨勢。

3 應力振動試驗驗證

3.1 應力振動試驗

在試驗場嚴格按照試驗大綱進行整車應力和振動測試，應力共24個測點，左右對稱布置，其中，8個應力片測試主應力，16個應變花測試Von Misses應力；振動共13個測點，測量垂直方向振動加速度，如圖7。

圖7 應力、振動試驗

3.2 仿真試驗對標

圖8 應力振動仿真試驗對標

扭曲路整車剛柔耦合動力學仿真分析對標應力幅值，根據(jù)應力靈敏度影響因素排序，輸入準確胎壓對應的輪胎剛度、一二橋限位塊距離、整車偏心和扭曲路橫向坡道，著重調整攪拌筒與減速機襯套連接剛度，采用Adams模態(tài)應力恢復方法提取對應試驗測點的仿真應力進行比較，如圖8a；魚鱗路剛柔耦合動力學仿真分析對標加速度主頻和幅值，著重調整輪胎阻尼和板簧阻尼比，提取柔性車架對應適應測點的仿真加速度主頻和幅值進行比較，如圖8b。

前5個最大應力點的幅值均大于200MPa，仿真與試驗幅值最大誤差為 13%，應力幅值均大于 100MPa，平均誤差為17%，仿真僅有7號點應力趨勢與試驗不一致，趨勢仿真誤差為 9%；11個測點的仿真與試驗振動加速度幅值大于0.2g，誤差平均值為18%；主頻誤差平均值為2%，仿真僅有8號點振動加速度趨勢與試驗不一致，趨勢仿真誤差為9%。

4 疲勞仿真分析

4.1 虛擬試驗場仿真分析

Adams具備機器駕駛功能，通過編寫事件控制程序，指定轉向、油門、制動、擋位和離合信號，試驗臺通過內置程序控制車輛繞虛擬試驗場行駛，通過Adams Durability模塊可直接輸出載荷文件至MSC Fatigue進行疲勞計算[4-5]。

疲勞計算采用名義應力應變方法進行疲勞計算，通過MTS材料拉伸試驗機進行材料疲勞試驗，材料S-N曲線采用Basquin關系曲線擬合，公式如下[6]：

疲勞應力幅值采用goodman疲勞修正經(jīng)典理論公式進行修正[6]：

4.2 疲勞計算

圖9 goodman應力幅值修正曲線

MSC疲勞計算有三個輸入條件，有限元模型，Adams加載條件和材料信息，有限元模型為Nastran模態(tài)計算的bdf文件，Adams加載條件為整圈試驗場輸出的柔性車架dac文件，材料信息為主副車架B610L S-N曲線和扶梯Q235 S-N曲線，噴丸處理，車架整體結構采用應力壽命方法，計算得到車架壽命云圖如圖10。

通過疲勞計算，車架疲勞強化里程最低29609km，副車架最低22010公里，遠大于1萬公里強化里程數(shù)要求。通過試驗場強化試驗驗證，車架、前后臺結構均未出現(xiàn)疲勞開裂故障。

圖10 結構件疲勞壽命圖

5 結論

本文以四橋攪拌車為研究對象，基于模態(tài)應力恢復理論，采用 MSC剛柔耦合動力學疲勞壽命方法計算了車架疲勞壽命，通過應力振動試驗驗證應力振動誤差小于17%，仿真與試驗結果趨勢一致性達90%以上，試驗場可靠性結果驗證了結構件疲勞壽命，表明整車剛柔耦合動力學建模、和疲勞計算方法的合理性，整套方法可以用于新車型結構件疲勞壽命評估以及拓展至基于客戶路譜的車輛壽命研究，一定程度上可減少試驗場強化路里程，降低產(chǎn)品開發(fā)成本，縮短樣機試驗時間。