吉志勇，王 鐵，李國興，湯正浩

（太原理工大學(xué)車輛工程系，山西 太原 030024）

1 引言

自卸車車架是整車的重要承載基體，連接著駕駛室、車廂、液壓機(jī)構(gòu)和懸架系統(tǒng)等部件。準(zhǔn)確預(yù)測車架的疲勞壽命，對早期車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的改進(jìn)和防止疲勞破壞事故的發(fā)生都有著重要的意義[1]。車架疲勞壽命分析的常用方法是通過多體動力學(xué)模型仿真運(yùn)行，提取車架的邊界載荷，并結(jié)合材料屬性和應(yīng)力結(jié)果，對車架的疲勞壽命進(jìn)行分析和預(yù)測[2-3]。一般使用實(shí)測垂向振動加速度信號作為激勵來驅(qū)動動力學(xué)模型時，需要同時給定難以準(zhǔn)確測量的振動初始條件（初始位置和速度）。而且測量振動加速度時，通常會產(chǎn)生漂移，通過積分獲得的輪心垂向位移也存在著一定的偏差，因此使用位移激勵驅(qū)動動力學(xué)模型的方法也并不理想，加之振動加速度信號的單一性，可能導(dǎo)致分析精度降低。

車輪六分力傳感器（Six-Component Wheel Force Transducer，WFT）可以同時采集路面作用于車輪輪心處的各維力（縱向力Fx、側(cè)向力Fy和法向力Fz，以及這些力形成的翻轉(zhuǎn)力矩Mx、扭轉(zhuǎn)力矩My和回正力矩Mz）[4]，彌補(bǔ)振動加速度信號的單一性，且輪心六分力可以直接作為動力學(xué)模型的輸入載荷，避免建立復(fù)雜的路面-輪胎模型，提高分析精度。

目前，利用實(shí)測車輪六分力載荷對車輛結(jié)構(gòu)進(jìn)行疲勞壽命分析的方法，在乘用車領(lǐng)域中得到了廣泛的應(yīng)用，而在商用車中的應(yīng)用還比較少。文獻(xiàn)[5]以某MPV 實(shí)測車輪六分力作為多體動力學(xué)模型輸入，提取底盤部件安裝硬點(diǎn)動態(tài)載荷，作為底盤部件的邊界載荷輸入，分析其應(yīng)力并與實(shí)測應(yīng)力進(jìn)行對比；文獻(xiàn)[6]以車輪六分力傳感器測得的車輪行駛過程中的真實(shí)載荷為加載條件，分析汽車懸架部件受力情況；文獻(xiàn)[7]使用車輪六分力傳感器和振動加速度傳感器，采集了真實(shí)路面中某乘用車主要結(jié)構(gòu)的載荷譜，并對各車輪六分力數(shù)據(jù)進(jìn)行了時域和頻域分析；文獻(xiàn)[8]基于道路試驗(yàn)測取的車輪六分力數(shù)據(jù)，提出利用懸架模型來獲取車身邊界載荷的方法，在降低試驗(yàn)成本時，提高了疲勞壽命分析的可信性。

以某重型自卸車車架的疲勞壽命分析為例。以ADAMS 中創(chuàng)建的自卸車整車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型為載體，分別以典型工地路面測取的車輪六分力和振動加速度為激勵，驅(qū)動動力學(xué)模型仿真，提取車架與懸架鉸接點(diǎn)的載荷；建立車架有限元模型，并通過慣性釋放法獲取其應(yīng)力分布，在nCode 軟件中進(jìn)行車架的疲勞壽命分析。采用輪心載荷加載的半分析方法[5]，對比分析車輪六分力和輪心振動激勵下車架的疲勞壽命情況。分析流程，如圖1 所示。

圖1 疲勞壽命分析流程Fig.1 Fatigue Life Analysis Process

2 整車剛?cè)狁詈夏Ｐ徒?/h2>

2.1 整車模型建立

首先使用UG 建立自卸車車架的三維模型，并將模型導(dǎo)入HyperMesh 軟件中建立車架的有限元模型，通過模態(tài)分析生成模態(tài)中性文件（MNF）和模態(tài)結(jié)果文件（op2）；然后將MNF 文件導(dǎo)入ADAMS View 中生成柔性體車架，并以此為基體，建立駕駛室、車廂、懸架、動力系統(tǒng)等部件；最后依據(jù)實(shí)際連接關(guān)系，采用相應(yīng)的運(yùn)動副來模擬部件與車架的連接，完成整車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型的建立。實(shí)際中自卸車還有許多其他的零部件，由于主要研究的是實(shí)測道路載荷對車架疲勞壽命的影響，并且為了能夠提高仿真運(yùn)行的速度和質(zhì)量，建模時忽略掉了一些影響不大的零部件。

整車模型中建立了6 個簡易的激振臺模型，分別連接于各個車軸的軸心處，用于支撐整車模型和加載位移載荷，取代復(fù)雜的輪胎和路面模型，如圖2 所示。為保證整車模型與測試車輛的一致性，試驗(yàn)前對測試車輛的輪胎載荷、重心位置和懸架高度等參數(shù)進(jìn)行測量，并根據(jù)測量結(jié)果對模型進(jìn)行調(diào)整。

圖2 整車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型Fig.2 Rigid-Flexible Coupling Dynamics Model of Truck

2.2 模型驗(yàn)證

為了驗(yàn)證整車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型及參數(shù)選取的合理性，首先進(jìn)行了整車試車場測試，將實(shí)測車架振動加速度值與模型仿真值進(jìn)行對比。試車場實(shí)車試驗(yàn)的起點(diǎn)為左右起伏路面，車輛通過前3 種不平度較大的路面時，車速不作要求；進(jìn)入平坦路面后，車輛加速并分別保持在20km/h 和30km/h 兩種工況，每種車速工況重復(fù)3 次，并記錄環(huán)道整圈測試數(shù)據(jù)。試車場測試道路示意圖，如圖3 所示。整車測試時，在前后懸架下方車軸處和車架第4 橫梁的Z向?qū)ΨQ布置振動加速度傳感器。車輛右側(cè)加速度傳感器具體位置，如圖4 所示。在ADAMS Vibration 模塊中，通過整車模型前后懸架下方車軸處的輸入通道，輸入試車場測試中采集到的振動加速度信號的功率譜密度（PSD）曲線，并在車架第4 橫梁處建立輸出通道，輸出測量點(diǎn)的振動加速度PSD 曲線。仿真分析與實(shí)車測試中車架第4 橫梁處振動加速度PSD 曲線對比結(jié)果，如圖5所示。圖中，虛線為整車模型仿真分析結(jié)果，實(shí)線為試車場實(shí)車測試結(jié)果。從圖中可知，仿真和實(shí)車測試所得車架振動加速度PSD曲線在頻率上非常接近，且在趨勢上有較好的一致性，從而驗(yàn)證了整車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型的可信性。

圖3 試車場測試道路示意圖Fig.3 Test Road Map of Proving Ground

圖4 單側(cè)加速度傳感器位置Fig.4 Unilateral Acceleration Sensor Location

圖5 整車仿真與試驗(yàn)加速度PSD 曲線對比Fig.5 Vehicle Simulation and Experimental Acceleration PSD Curve Contrast

3 道路載荷數(shù)據(jù)采集

3.1 車輪六分力傳感器

車輪六分力傳感器主要由彈性體和信號傳輸系統(tǒng)兩部分構(gòu)成。傳感器彈性體的外環(huán)和內(nèi)環(huán)分別通過螺栓連接于車輪輪輞和輪轂上。車輛運(yùn)行時，車輪的各維載荷都能夠通過該彈性體準(zhǔn)確測出，并通過信號傳輸系統(tǒng)輸送到數(shù)據(jù)采集儀。傳感器彈性體安裝結(jié)構(gòu)，如圖6 所示。

圖6 傳感器彈性體安裝結(jié)構(gòu)Fig.6 Mounting Structure of Sensor Elastomer

3.2 傳感器布置

為了對比分析車輪六分力和輪心振動激勵下車架的疲勞壽命情況，實(shí)車試驗(yàn)采集數(shù)據(jù)時，在試驗(yàn)車前軸安裝車輪六分力傳感器，懸架下方車軸處、懸架與車架鉸接處以及車架上布置振動加速度傳感器。由于六分力傳感器具有特殊的安裝要求，試驗(yàn)中自卸車中后軸車輪未能安裝六分力傳感器。加速度傳感器布點(diǎn)以紅色三角標(biāo)記，車輪六分力傳感器以藍(lán)色WFT 簡稱標(biāo)注，如圖7所示。

圖7 車輪六分力傳感器與加速度傳感器測點(diǎn)布置Fig.7 Six-Component Wheel Force Transducer and Acceleration Sensor Measuring Point Arrangement

3.3 典型工況路面載荷采集

綜合考慮重型自卸車的使用特點(diǎn)和行駛路況，試驗(yàn)選擇在一段比較典型的工地路面進(jìn)行。試驗(yàn)車速為（15～20）km/h，重復(fù)測量3 次，并記錄車輪六分力傳感器和加速度傳感器采集的數(shù)據(jù)。典型工地路面中的實(shí)車載荷采集試驗(yàn)過程，如圖8 所示。

圖8 典型工地路面中的實(shí)車路面載荷采集Fig.8 Real Road Pavement Load Collection in Typical Site Pavement

3.4 載荷數(shù)據(jù)處理

經(jīng)過對比分析試驗(yàn)采集的各組數(shù)據(jù)，最終選擇第2 組，并截取其中具有代表性的一段數(shù)據(jù)作為動力學(xué)模型仿真分析的輸入載荷。時域振動加速度值經(jīng)過兩次頻域積分轉(zhuǎn)換成相應(yīng)的時域位移值，以位移載荷的形式加載到整車動力學(xué)模型中。試驗(yàn)采集到的左前輪六分力載荷譜以及前中后軸左側(cè)振動加速度載荷譜，如圖9～圖10 所示。前中后軸左側(cè)振動加速度時域值經(jīng)過兩次頻域積分后得到的位移載荷譜，如圖11 所示。

圖9 左前輪輪心六分力數(shù)據(jù)Fig.9 The Six-Component Force Data of Left Front Wheel Center

圖10 前中后軸左側(cè)時域振動加速度數(shù)據(jù)Fig.10 The Left Time-Domain Vibration Acceleration Data of Each Axle

圖11 前中后軸左側(cè)時域位移數(shù)據(jù)Fig.11 The Left Time-Domain Displacement Data of Each Axle

4 動態(tài)載荷提取

經(jīng)過驗(yàn)證的動力學(xué)模型可用于提取動態(tài)載荷。所研究的自卸車為（6×4）后橋平衡軸式，提取載荷的連接點(diǎn)分別為前橋左右鋼板彈簧的4 個吊耳處和平衡軸與車架左右縱梁的2 個連接處。根據(jù)載荷提取點(diǎn)的數(shù)量及位置，在ADAMS 模型中建相應(yīng)的輸出通道。模型載荷輸入分別為以下兩種方式：（1）前軸左右車輪軸心處輸入實(shí)測車輪六分力載荷，中、后軸左右車輪軸頭處輸入實(shí)測振動加速度積分后得到的位移載荷歷程，輸出為各連接點(diǎn)載荷歷程。車架左側(cè)各連接點(diǎn)動態(tài)載荷提取結(jié)果（圖略）。（2）前、中、后軸左右車輪軸頭處輸入均為實(shí)測振動加速度積分后得到的位移載荷歷程，輸出為各連接點(diǎn)載荷歷程。車架左側(cè)各連接點(diǎn)處動態(tài)載荷提取結(jié)果（圖略）。

5 車架疲勞壽命分析與對比

5.1 材料的疲勞特性

疲勞壽命是指部件在疲勞失效發(fā)生前承受的應(yīng)力或應(yīng)變的循環(huán)作用次數(shù)N。由于車架受到的應(yīng)力水平偏低，且屬于高周疲勞，則采用Miner 線性累積損傷理論進(jìn)行疲勞壽命估算[9]。車架材料為WS700 鋼，其性能參數(shù)，如表1 所示。依據(jù)材料性能參數(shù)，在nCode 標(biāo)準(zhǔn)S-N 曲線庫中獲取其S-N 曲線。

表1 WS700 鋼S-N 曲線主要參數(shù)Tab.1 The Main Parameters of WS700 Steel S-N Curve

5.2 車架疲勞壽命仿真分析

在獲得疲勞載荷譜、單位載荷應(yīng)力結(jié)果、材料屬性之后，使用nCode 軟件進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算，分析車輪六分力載荷和振動加速度載荷激勵方法對車架疲勞壽命預(yù)測結(jié)果的影響，并同實(shí)際使用過程中的車架損傷情況進(jìn)行對比，使仿真分析方法的合理性得到驗(yàn)證。

（1）車輪六分力載荷激勵作用下車架疲勞壽命分析

車架疲勞壽命較短的部位發(fā)生在車架第3 橫梁下翼面和縱梁上下翼面，且危險點(diǎn)呈對稱形式分布，最小疲勞壽命為1.241×106次，每次循環(huán)表征的行駛里程為0.44km，故其安全行駛距離為55.1 萬公里。

（2）車軸振動加速度載荷激勵作用下車架疲勞壽命分析

車架疲勞壽命較短的部位發(fā)生在車架第3 橫梁下翼面和縱梁上下翼面，且危險點(diǎn)呈對稱形式分布，最小疲勞壽命為4.236×105次，每次循環(huán)表征的行駛里程為0.44km，故其安全行駛距離為18.8 萬km。

兩種激勵作用下車架疲勞危險區(qū)域一致，且危險區(qū)域的分布情況與廠商提供的實(shí)際使用過程中車架開裂統(tǒng)計(jì)結(jié)果（即車架第3 橫梁附近）一致，表明車架疲勞壽命分析的邊界載荷提取完整，且分析的設(shè)置和結(jié)果合理。整車設(shè)計(jì)要求行駛里程為60 萬公里，車軸振動加速度載荷激勵作用下，車架疲勞壽命預(yù)測的安全行駛距離遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于設(shè)計(jì)里程，而車輪六分力載荷激勵作用下，車架疲勞壽預(yù)測的安全行駛距離接近于設(shè)計(jì)要求。這是因?yàn)槁访孀饔糜谲囕啿鬟f到車架的動載荷包含垂直力、縱向力和側(cè)向力，以及這些力形成的力矩[10]，且載荷的各分量間存在著復(fù)雜的耦合關(guān)系。而垂直載荷只是路面通過輪胎作用于車架的主要激勵，僅以實(shí)測垂直振動表征路面對車輛的激勵作用，會遺失其余載荷分量對車架的作用，導(dǎo)致放大垂直載荷對車架的作用，造成車架疲勞壽命分析結(jié)果的誤差。車輪六分力傳感器可以全面地采集路面作用于車輪上各個維度的力，并將其完整的復(fù)現(xiàn)到動力學(xué)模型中，逼近于真實(shí)路面的邊界載荷，有助于虛擬樣機(jī)重現(xiàn)實(shí)際道路運(yùn)行的過程，提高疲勞壽命分析的精度和可信性。

6 結(jié)論

提出的基于實(shí)測車輪六分力載荷激勵的自卸車車架疲勞壽命分析結(jié)果與該車架的實(shí)際損傷統(tǒng)計(jì)結(jié)果比較吻合，為商用車輛結(jié)構(gòu)更為準(zhǔn)確的疲勞壽命預(yù)測提供借鑒。（1）車輪六分力傳感器可以更加全面地采集路面作用于車輪上各個維度的力，并將其完整的復(fù)現(xiàn)到動力學(xué)模型中。因而采用車輪六分力載荷加載的半分析方法，可提高疲勞壽命預(yù)測的精度和可信性。（2）基于振動加速度激勵的車架疲勞壽命分析方法，可以較為準(zhǔn)確地預(yù)測疲勞危險區(qū)域，但是壽命預(yù)測仍然存在較大的偏差。