基于虛擬樣機的某商用車駕駛室疲勞壽命仿真分析

竇占峰，卞學良，郝博然

（河北工業大學機械工程學院，天津 300131）

基于虛擬樣機的某商用車駕駛室疲勞壽命仿真分析

竇占峰，卞學良，郝博然

（河北工業大學機械工程學院，天津 300131）

針對某商用車駕駛室疲勞壽命問題，基于虛擬樣機技術，將有限元分析與虛擬迭代結合起來，對駕駛室進行疲勞壽命仿真分析。在建立駕駛室有限元模型的基礎上利用慣性釋放法得到激勵響應，將車架模型導入到Adams中并轉換為柔性體，建立駕駛室-車架剛柔耦合多體動力學模型及七通道激勵試驗臺。對試驗場路采信號處理后作為激勵輸入到模型中進行虛擬迭代得到載荷譜。通過對駕駛室進行疲勞壽命仿真，結果表明大多數仿真結果與路試結果吻合，因此在模型正確的前提下，此方法流程可用于汽車各結構或零部件疲勞壽命分析中。

駕駛室模型；有限元分析；虛擬樣機；虛擬迭代；疲勞壽命

Abstract:To solve the problem of fatigue life of a commercial vehicle cab, based on virtual prototyping technology, finite element analysis combined with virtual iteration was used to analyze the fatigue life of a commercial vehicle cab. On the basis of establishing the finite element model of the cab, the inertial release method is used to obtain the excitation response.The frame model is imported into Adams and converted to a flexible body, then the cab-frame rigid-flexible coupling multi-body dynamics model and the seven-channel excitation test stand were established. The signal collected at the test site is processed and input as a stimulus into the model for virtual iteration to obtain the load spectrum. Through the fatigue life simulation of the cab, the results show that most of the simulation results are consistent with the results of road test,therefore, under the premise of the correct model, this method can be used in the structure of the car or parts fatigue life analysis.

Keywords: cab model; finite element analysis; virtual prototyping; virtual iteration; fatigue life

CLC NO.: U467 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)18-143-05

前言

隨著汽車行業的快速發展，各企業對于產品品質的要求也越來越高。疲勞壽命作為衡量產品品質的重要指標之一，逐漸被人們所重視[1-2]。對汽車結構或者零部件進行疲勞壽命預測的傳統方法是在汽車試驗場進行路試試驗，而這種方法雖然可靠性高，但會消耗大量時間和財力[3-5]，因此亟需一種更高效的方法來進行疲勞分析。

虛擬樣機技術基于試驗場采集的路試信號，在Adams中建立汽車結構或者零部件的多體動力學模型，建立相應的試驗臺或激勵，再結合虛擬迭代技術和有限元分析對汽車結構或者零部件進行疲勞壽命分析。這種方法使得開發周期變短、成本降低等優點，所以逐漸被各企業所應用[6]。

本文針對某企業商用車駕駛室疲勞開裂問題，對其進行疲勞壽命分析，重點是建立駕駛室-車架剛柔耦合多體動力學模型及虛擬迭代獲取載荷譜，并在此基礎上對駕駛室進行疲勞壽命分析和預測，分析仿真結果中的疲勞開裂位置，并結合路試實驗結果進行對比，分析試驗與仿真的相符情況，證明此方法流程可適用于汽車結構或者零部件的疲勞壽命分析。

1 駕駛室有限元建模

疲勞壽命分析的準確性取決于各個模型與實際樣機的一致性，而駕駛室有限元模型則是建模的第一步。在建模過程中要確定整體結構和零部件的連接關系，還要考慮實車中的內飾、非金屬件和閉合件等。為使各零部件具有質量和轉動慣量，本文對駕駛室的儀表盤、座椅、后視鏡等部件添加剛性連接并對模型進行調試，使模型與實車相同的質心位置、質量、轉動慣性量等參數相同。

1.1 模型簡化及幾何清理

在駕駛室上有很多細小結構例如：倒角、圓角、凸臺及過渡區面等，將它們進行一些處理后既能提高分析精度又能節省計算時間。直徑小于 5mm的孔直接忽略，直徑介于5mm~10mm之間的孔將其轉化為四邊形或者六邊形，對于橢圓孔可將其分為兩個半圓處理，中間部分作非特征處理，直徑大于10mm的孔，則需在圓周上布置6個以上節點。對于螺栓孔，在其圓周布置至少6個節點和一圈washer。對于圓角，當弦長小于3mm時處理為直角，介于3mm~6mm時處理為一排網格，大于 6mm時處理為至少兩排網格。螺栓孔和圓角的處理方式如圖1-2所示。

圖1 螺栓孔處理

圖2 圓角處理

1.2 質量控制及網格劃分

根據駕駛室的結構特征，選取網格尺寸為8*8mm，對于局部結構復雜或應力集中位置可適當調整網格大小。網格扭曲度最優值為0，長寬比最優值為1，雅可比最優值為1，三角形最大和最小內角的最優值為60°，四邊形最大和最小內角的最優值為90°。除此之外還要檢查網格質量，例如出現自由邊，則需合并周圍節點將其消除；網格法方向不一致則需將方向調整一致，如圖3-4所示。

圖3 網格自由邊

圖4 網格法方向不一致

1.3 材料特性輸入

本文商用車的駕駛室材料為鋼結構，主要參數為：彈性模量為210GPa，泊松比為0.3，密度為7830kg/m3，鋼板厚度為0.8mm-2.5mm之間。

1.4 連接方式定義

采用 ACM 模型模擬焊點，焊點參數為：彈性模量為210GPa，密度為0，泊松比為0.3，直徑為6mm。焊縫采用Rbe2剛性連接，建模時將節點與節點對齊。螺栓采用也采用Rbe2剛性連接，且在周圍至少進行一圈washer。粘膠連接采用粘合劑Adhesive模擬，參數為：彈性模量15,2MPa，密度為1.0e -9 t/mm3，泊松比為0.49。

表1 駕駛室部分內飾項目表

駕駛室車身內飾及模擬方法如表1所示。

建立后的駕駛室有限元模型如圖5所示。

圖5 駕駛室有限元模型

2 駕駛室-車架多體動力學建模

2.1 生成半車架柔性體

為減少分析計算時間，采用含有輸入位置的半車架模擬車架結構，將模型導入至Adams中，然后利用軟件的自動柔化功能將剛體轉換為柔性體，如圖6所示。

圖6 半車架柔性體模型

2.2 懸置動剛度及參數設置

懸置是整個模型中關鍵的力傳遞部件，懸置特性包括靜態特性和動態特性，兩者決定著整個模型的非線性度[7-8]。通過振動臺分別對懸置進行靜剛度和動剛度測試。由于懸置的動態特性與振動頻率和幅值有關，因此，以正弦波為激勵，振幅A分別取0.2、0.6、1.0，動態剛度和對應阻尼通過單軸動態測試得到，相應的力-位移、剛度-頻率、阻尼-頻率曲線如圖7-8所示。

圖7 懸置動態剛度特性

圖8 懸置動態阻尼特性

2.3 駕駛室-車架剛柔耦合多體動力學模型

在Adams中利用質點代替駕駛室，設置質量為208.2kg，創建7通道液壓作動器和柱體間的移動副，在車架扭臂出創建襯套力并將試驗得到剛度和和阻尼值，最后在液壓作動器上建立驅動，以便進行迭代，如圖9所示。

圖9 駕駛室-車架剛柔耦合多體動力學模型

3 信號檢查及處理

由于得到路試信號存在諸如尖峰值、漂移和趨勢項等瑕疵，因此需要利用 FEMFET-LAB軟件對其進行處理以免影響迭代。

3.1 異常信號檢查

在得到路試信號后首先要檢查是否存在異常信號，例如無信號、信號采樣不足、采樣分辨率不足等，如圖10所示，此時需檢查傳感器、者線路連接或采集系統是否存在問題。

圖10 無信號

3.2 信號后處理

（1）重采樣

在虛擬迭代過程中主要使用頻率為1~40Hz，一般設置采樣頻率大于2倍基頻，本文采用12倍基頻即480Hz。

（2）濾波

由于關注頻率為1~40Hz，所以將0~1Hz和大于40Hz的信號過濾掉。

（3）尖峰值、漂移和趨勢項處理

在信號采集過程中可能由于采集環境復雜多變或者傳感器溫度、濕度過高等因素引起的信號瑕疵，此時需用 Ncode進行處理，尖峰值處理前后對比如圖11所示。

圖11 尖峰值處理前后對比

經過以上處理過程后得到較為理想的懸置加速度信號，例如處理后的左前懸置下端Z向加速度比利時路信號如圖12所示。

圖12 左前懸置下端Z向加速度比利時路信號

4 虛擬迭代獲載荷譜

虛擬迭代的原理是將多體動力學模型視為一個整體，通過粉紅噪聲驅動模型得到傳遞函數，再求反傳遞函數，最后反求輸入[9]。先利用處理后的信號和反傳遞函數求得一組初始驅動載荷，再利用驅動載荷激勵多體模型得到響應信號，將相應信號與采集信號進行對比，進而修正參數，反復迭代至收斂[10]。修正公式為，式中為第n+1次迭代信號，為第n此迭代信號，為目標信號，為第n次迭代響應信號。迭代信號與響應信號的時域對比如圖13所示。

圖13 信號時域對比

迭代后部分懸置載荷譜如圖14-15所示。

圖14 左前懸置載荷譜

圖15 右前懸置載荷譜

5 疲勞壽命仿真分析及對比

5.1 道路譜輸入

通過虛擬迭代得到前后四個懸置及兩個扭臂共 30個通道載荷譜，疲勞分析中只需保留懸置上端及扭臂共18個通道載荷譜。根據試驗場測試標準，需要完成12000公里即1805圈測試，各路面歷程即參考車速如表2所示。

表2 道路里程及試驗車速表

5.2 鈑金及焊點疲勞仿真分析

部分鈑金及焊點疲勞仿真危險位置如圖16-18所示。

圖16 左前懸置安裝孔

圖17 右前懸置安裝孔

由圖16-17可知，仿真中，駕駛室左前和右前懸置安裝孔附近出現疲勞破壞損傷值分別為2.112、1.243、1.786、和1.727，意味著這些位置在未到設定歷程12000 km時已發生疲勞破壞，根據線性損傷累積原理，可預測左前、右前懸置安裝孔附近危險位置分別在 5681.81km和 9654.06km、6718.92km、6948.46km時發生疲勞破壞。

圖18 左、右前懸置縱梁與加強板處焊點

由圖18可知，仿真中左、右前懸置縱梁與加強板處焊點在未到設定里程時發生疲勞破壞，損傷值分別為 4.273、2.386、1.513、1.259、1.372、5.692，預計發生破壞時的里程為2808.33 km、5029.33km、7931.26km、9531.37km、8746.35 km、2108.22km。

5.3 仿真對比分析

部分疲勞仿真與試驗場路試試驗結果對比如圖19-20所示。

圖19 駕駛室左前懸置仿真試驗對比圖

圖20 駕駛室左前懸置焊點仿真試驗對比圖

由圖19可知，仿真結果與試驗結果相吻合，疲勞開裂位置均在左前懸置安裝孔附近，此處缺口由于應力集中容易開裂。由圖20可知左前懸置焊點的仿真與試驗除722896處外較吻合，焊點周圍受力較大易開裂，但開裂點并不連續。

6 結論

由以上結果可知通過疲勞仿真得到的結果大部分與試驗場路是結果相吻合，仿真中損傷值較大的地方在試驗中基本都出現破壞，仿真中駕駛室個別位置和焊點未能在試驗中開裂，原因可能是有限元模型和多剛體動力學模型精度有待進一步提高，其次試驗車輛本身的設計和工藝問題也是出現差異的原因。總體來說，本試驗仿真流程可用于現有汽車結構或零部件的疲勞壽命仿真預測，具有一定參考價值。

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Simulation analysis of fatigue life of a commercial vehicle cab based on virtual prototype

Dou Zhanfeng, Bian Xueliang, Hao Boran
（College of Mechanical Engineering, Hebei University of Technology, Tianjin 300131）

U467 文獻標識碼：A 文章編號：1671-7988 (2017)18-143-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.18.049

竇占峰，碩士研究生，就讀于河北工業大學，研究方向汽車系統動力學。卞學良，教授，博士生導師，就職于河北工業大學，研究方向汽車系統動力學。