基于道路模拟激励的汽车下摆臂多轴疲劳分析

图1 迭代过程与结果
从图 1 可见， 道路模拟技术能够保证轴头位置 测量的响应很好地接近路试得到的目标响应， 即实 现在室内精确模拟汽车在实际道路上的工况 。 迭代 得到试验台立柱对汽车轮胎的激励信号 ， 见图 2 。
X （ t） = X0 （ t） + ΔX （ t） （ 7） 式中： ΔY （ f ） 为响应信号的误差频域值； ΔX （ t ） 为激 励信号的修正量； gain 为增益系数； X （ t） 为修正后的 激励信号。 播放修正后的激励信号， 再一次计算测量响应 信号与目标响应信号的误差， 如式 （ 3 ） 和式 （ 4 ） ， 如 此反复下去。在此过程中， 要不断根据响应误差的 变化情况调整增益系数 gain 值， 当测量的响应信号 与目标响应信号的接近程度达到所预定的误差范围 内， 迭代结束。
图5
左后轴头处的响应对比
分析的六分力载荷谱。例如减振器在连接点处对下 摆臂的垂向载荷谱如图 6 所示。
图3
下摆臂的有限元模型
图6
减振器对下摆臂垂向载荷谱
3 基于惯性释放法的下摆臂有限元分析
图4 整车刚柔耦合模型
对下 摆 臂 进 行 模 态 分 析 得 到 第 一 阶 模 态 为 479Hz， 图 7 为该零件表面一点处测得在路试条件下 的应变功率谱密度曲线， 发现所受载荷集中在 50Hz 以内， 因此下摆臂最低阶模态大于 4 倍的载荷频率， 即可采用准静态法进行有限元分析
［3 ］
2. 2
整车刚柔耦合模型的验证 在 ADAMS / Car Ride 中， 以道路模拟迭代得到
进行刚柔耦合仿真分析， 的轮胎激励信号作为输入， 测量模型中轴头位置的加速度响应， 并与试验场采 集得到的目标响应进行对比， 如图 5 所示。 计算两 种信号的均方根的误差为 3. 069 86% ， 标准偏差误 差为 3. 068 99% 。对比结果说明整车刚柔耦合模型 的精确性较好。 2. 3 下摆臂各连接点的各个方向载荷的确定 在 ADAMS 建模器中建立获取下摆臂各个连接
－1
（ 3）
Y（ f） ］ （ 4） ΔY（ t） = Y s （ t） － FFT ［ 式中： Y（ f） 为测量响应频域信号； ΔY （ t ） 为响应信号 的误差； Y s （ t ） 为目标响应时域信号； FFT 为快速傅 氏变换。 利用响应信号的误差求取试验台对轮胎激励的 修正量， 从而修正激励信号， 即 ΔY（ f） = FFT［ ΔY（ t） ］ －1 X （ t ） = gain · FFT － 1［ Δ ΔY（ f） H （ f） ］ （ 5） （ 6）
前言
* 国家重大技术装备研制和重大产业技术开发专项（ 发改办高技［ 2007］ 2823 号） 资助。 原稿收到日期为 2011 年 4 月 2 日， 修改稿收到日期为 2011 年 5 月 19 日。
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车
工
程
2012 年（ 第 34 卷） 第 3 期
符合汽车实际道路的行驶工况， 通过仿真提取零部 。 件的载荷谱 同时总结了判断多轴载荷状态的二轴 性分析的具体方法。最后利用多轴疲劳理论来解决 某汽车下摆臂在非比例多轴载荷作用下的疲劳寿命 计算问题。
［5 ］ ［4 ］
为另外一个平面的主应力。 二轴比， 即 σ2 与 σ1 的 ， － 1 1 。 比值 可在 到 之间取值 角展度为 σ1 与局部 坐标系 x 轴的夹角。具体的判断原则如下： （ 1 ） 如果二轴比接近于 0 且角展度为常数， 则 处于单轴状态； （ 2 ） 如果二轴比非 0 但恒定并且角展度为常 数， 则存在一个比例载荷状态， 进行疲劳分析须修改 单轴材料特性； （ 3 ） 如果二轴比或者角展度不为常数， 则存在 一个非比例载荷状态， 进行寿命预估必须采用完全 ［6 ］ 的多轴疲劳分析方法 。 二轴比标准偏差可用来确定二轴比变化情况。 图 9 为二轴比标准偏差计算结果， 可以看出， 下摆臂 部分区域的二轴比标准偏差较大， 即二轴比变化较 大， 说明这些区域在时域上两个主应力不成比例 。
*
［ 摘要］ 提出了一种道路模拟试验与 CAE 相结合的汽车耐久性分析方法 。采用道路模拟技术复现实际路面 状况， 迭代得到的轮胎激励信号， 作为 CAE 动力学分析的边界条件 。建立整车刚柔耦合模型， 仿真获取关键零件连 接点的载荷历程。以某汽车的下摆臂作为实例， 采用有限元分析的惯性释放法， 求得其应力。据此进一步对其载荷 状态做二轴性分析， 并选择合适的多轴疲劳损伤模型进行多轴疲劳分析 。分析结果与路试结果对比表明， 该方法可 在设计阶段有效预估汽车关键零部件在非比例载荷作用下的疲劳寿命 。
。
点载荷的请求（ Request） ， 整车仿真后得到用于疲劳
图7
下摆臂表面一点处的应变功率谱密度
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程
2012 年（ 第 34 卷） 第 3 期
由于设计载荷计算方法的限制和数值计算的累 计误差等原因， 要得到一个绝对自平衡的力系极其 。惯性释放法是求解在平衡外力作用下 （ 如 行驶中的汽车， 把惯性力考虑进去后外力是平衡的 ） 困难 但无约束或约束不足的结构静力或动力响应问题的 一种处理方法， 它可以避免不合理的人为约束。 惯性释放法进行静力分析时， 只须对一个节点 进行 6 个自由度的约束 （ 虚支座 ） 。 针对该支座， 程 序首先计算在外力作用下每个节点在每个方向上的 加速度， 然后将加速度转化为惯性力反向施加到每 个节点上， 由此构造一个平衡的力系（ 支座反力等于 零） 。求解得到的位移描述所有节点相对于该支座 的相对运动
图2
强化路面左前轮胎接触面位移激励信号
2012 （ Vol． 34 ） No． 3
钱立军， 等： 基于道路模拟激励的汽车下摆臂多轴疲劳分析
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2. 1
整车刚柔耦合多体动力学仿真
有限元模型和刚柔耦合模型的建立 在 Hyperwoks 中对汽车下摆臂进行网格划分，
得到下摆臂的有限元模型， 见图 3 。 在下摆臂与汽 车其他零部件连接处建立超单元， 调用模态综合法 提交 OptiStruct 计 和设置输出模态中性文件的卡片， 算得到下摆臂的柔性体模型 （ 模态中性文件 ） 。 采 用替换法， 即将多刚体动力学模型中的下摆臂替换 为柔性体， 并以 ADAMS / Car Ride 中的四立柱为试 验台， 建立整车刚柔耦合模型， 见图 4 。
式中： H（ f） 为系统的频率响应函数； X w （ f ） 为白噪声 激励； Y w （ f） 为对应白噪声的响应。 通过 Servotest 道路模拟试验台自带的软件 Pulsar， 可得到该系统的频率响应函数 H（ f） 。 迭代时， 首先利用系统的频率响应函数 H （ f ） 和 目标响应信号， 求取试验台的初始激励， 即 X0 （ f） = Y s （ f） H － 1 （ f） （ 2） 式中： X0 （ f） 为初始激励频域信号； Y s （ f ） 为目标响应 频域信号。 播放初始激励， 比较传感器上测量的响应信号 与目标响应信号， 即 Y（ f） = X0 （ f） H（ f）
School of Mechanical and Automotive Engineering，Hefei University of Technology，Hefei 230009
［ Abstract］ A vehicle durability analysis method combing road simulation test with CAE technique is proposed． Specifically，the real road conditions are reproduced with road simulation technique， and by iteration the tire excitation signals are obtained as boundary conditions for dynamics analysis． A rigidflexible coupling model for complete vehicle is built and the loading histories at the junctions of key components are obtained by simulation． Taking the lower control arm of a vehicle as example， its stresses are evaluated with the method of inertia relief in finite element analysis． Based on this the biaxiality of its loading is analyzed and a multiaxial fatigue analysis is conducted with an appropriate multiaxial fatigue damage model chosen． The comparison between results of analysis and test indicates that the method proposed can effectively predict the fatigue life of vehicle key components under nonproportional loading at early design stage． Keywords： vehicle； road n； lower control arm； multiaxial fatigue 力传感器采集汽车行驶时轴头的六分力响应信号， 但六分力传感器的造价昂贵。 此外， 实际汽车零部 该情况下的结 件常在非比例多轴载荷作用下工作， 随着用户对汽车安全性和可靠性的需求日益增 加， 汽车零部件的疲劳寿命已成为汽车产品品质的 重要因素。采用 CAE （ 计算机辅助工程 ） 的手段， 可 以在产品设计阶段进行疲劳寿命分析， 有效地减小 ［1 ］ 开发周期和降低成本 。而如何获取合理的零部件 载荷谱， 成为制约 CAE 疲劳分析的重要因素。 已有 的道路载荷谱采集方法中， 比较精确的是采用六分 构疲劳行为远不同于单轴或多轴比例疲劳加载特 ［2 ］ 性 ， 以往的单轴疲劳理论已不能满足该情况下汽 车结构疲劳强度设计与分析的需要。 因此， 这些都 是结构件疲劳分析中急需解决的热点问题 。 本文中采用道路模拟与 CAE 相结合的方式， 首 先在道路模拟试验台上迭代得到轮胎接触面的激励 信号， 为 CAE 仿真提供了路面激励， 使 CAE 仿真更