實測道路載荷譜在新開發車型車身疲勞分析中的應用

宋自力，徐余平

（安徽江淮汽車股份集團有限公司 技術中心，合肥 230601）

汽車各系統耐久性是客戶最為關心的性能之一，直接影響并決定著客戶對產品的評價和銷售，其中車身疲勞耐久性能的好壞對整車品質具有重要影響。更多地發現開發過程中車身結構隱患和失效模式并改進消除，是耐久開發的核心和關鍵工作，手段包括虛擬分析試驗、臺架試驗和道路耐久試驗[1]。隨著市場競爭的加劇，新車研發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，通過對設計方案耐久性的前期評估和改進提升，減少了后期實物驗證輪次和結構返修率。道路試驗能夠真實模擬客戶使用環境，準確發現產品隱患，是車輛上市前的最后有效檢驗。整車不同系統的耐久性需要不同類型道路試驗考核，車身一般進行強化路試驗考核，其路況惡劣強化系數達到10，是車身耐久的開發目標[2]。

準確可靠的道路載荷數據是早期進行虛擬耐久試驗的基礎，而這時并沒有全新試制樣車用于載荷測量。使用騾車進行載荷采集耗時費力，并且因為狀態差距問題，載荷可能無法反映設計車的實際情況。結合虛擬路面和輪胎模型進行虛擬載荷分析需要車企前期進行較大投入和技術積累，不是每個企業都具有這樣的能力。基于平臺化底盤系統設計出滿足不同客戶需求的新產品，是目前車企產品開發的主流方式，根據這一特點，可以利用現有車型的道路載荷譜為新研發車虛擬耐久試驗提供輸入[3]。本文以某前麥弗遜-后扭力梁汽車為例，介紹了如何將現有車型的試驗場道路載荷應用于新車車身載荷預測，以及如何分析評估車身結構耐久性。

1 應用方法

多數情況下，開發的新車型和現有車型具有很大相似性，一般基于相同底盤系統平臺以及相同耐久目標，鑒于這一特點可以不重新采集道路載荷，利用現車已有的載荷數據快速進行耐久分析。本文研究的新車是在現有車型上改動車身結構而成，加長軸距、增大空間使車重增加，整個懸架和底盤系統不變。對于現車的輪心道路載荷（縱向力Fx，側向力Fy，垂向力Fz， 翻轉力矩Mx，滾動力矩My，回正力矩Mz）， 一種方法是根據新老車型軸荷比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）驅動模型（圖2）。Dp不是由測量得到，而是由現車反求獲得，它實質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 是該方法的具體應用過程。新車多體模型在現車基礎上調整參數得到，由于軸距的加長，新車型后軸輸入的載荷譜相位應該后移，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，因為懸架不受驅動力矩作用，但對于含有制動操作的工況，My應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為主，方法1 認為動載荷幅值與車重是線性關系，是簡化的處理方式，不夠精確。此外，直接使用力、力矩驅動模型會不穩定，所以車身必須約束，這樣無法考慮車身運動姿態對載荷的影響，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能準確再現新車受力狀態，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 使用現車道路載荷進行新車車身載荷分析的方法

2 模型加載方式

通過現車多體模型和道路載荷數據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的關系為：Zp=Zspindle+δtire，可知Zspindle不僅與路面不平有關還與輪胎變形情況有關，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，不適合驅動模型預測車身載荷，而應該使用Zp。

多體模型中，輪胎特性不需要極其復雜的參數模型去模擬（例如F-tire、MF-Swift），只需包含垂向非線性剛度K和阻尼C參數（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+輪胎預載。當輪胎脫離地面，接觸力為0，可以通過IF 函數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 的動態慣性力[8]。或者WFT_outer 的質量和慣量調整至很小，使其慣性力很微弱。由于新車和現車的輪胎一致，模型中WFT_outer 的質量和慣量數值均設為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 測量設備

3 新車車身載荷預測比較

對上文兩種方法預測的新車車身載荷進行比較，提取載荷的位置包括前副車架安裝點、擺臂安裝點、前穩定桿安裝點、后減振器和彈簧安裝點。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構疲勞損傷貢獻的差別。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 之間可認為兩載荷基本一致。圖6 是不同位置的載荷對比結果，可見兩種方法預測的縱向力和側向力結果差距很小，但垂向力差異明顯。圖7是載荷時域對比，可見WFT 直接加載的載荷幅值明顯較大。前期研究發現[4]，車身自由狀態下的載荷預測結果與實際更接近[9]，因此，WFT 直接加載會導致后期損傷分析結果過于保守，不利于結構輕量化設計。

圖6 不同位置載荷的相對損傷

圖7 載荷時域對比

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，一種是基于準靜態理論的單位應力疊加法；另一種是基于瞬態理論的模態應力疊加法。當激勵載荷頻率小于所分析結構的自然頻率時，結構不具有動力響應，其應力狀態可通過線性縮放，多通道通過線性疊加的方法進行準靜態法求解。反之，載荷頻率接近結構的固有頻率，結構產生動力響應，各載荷作用相互耦合，宜選擇瞬態法求解[10]。圖8是準靜態和瞬態疲勞分析流程，區別在于不同的應力響應獲取方式。對于準靜態法應力響應僅與載荷幅值有關，而瞬態法應力響應還與載荷頻率、結構阻尼有關。車身結構頻率確認需要使用模態分析，車身模型有很多種類型，包括BIW、BIP 和TB，但只有TB 模態結果代表實際車身頻率，因此，載荷頻率必須與TB 模態對比，以判斷車身結構是否有動力響應。經過分析，新車TB 整體模態扭轉28 Hz、彎曲32 Hz，路面激勵經過懸架衰減，能量集中在20 Hz 以下，因此，認為車身結構沒有共振產生，可以采用準靜態法進行疲勞分析。但對于如后扭梁一階彈性模態較低，與路面激勵頻率接近這樣的情況，必須采用瞬態疲勞分析。

圖8 準靜態和瞬態疲勞分析流程

疲勞理論認為損傷累積達到1 就會產生疲勞失效，但疲勞分析是在理想狀態下進行的，忽略了工藝、材料等缺陷的影響，實際情況損傷不到1 就會導致失效，所以有車企規定疲勞評估標準為0.1，也有的認為是0.3。圖9 是新車白車身鈑金和焊點疲勞分析結果，鈑金最大損傷0.225，焊點損傷22.036。需注意的是，風險位置的損傷評價不僅要跟絕對指標對比，還應與現車結果作對比，因為現車經過道路耐久試驗考核，只有相比新車結果較小，才能有效確保其結構耐久驗證不會出現問題。但這樣評判的依據前提是兩次疲勞分析方法和流程是一致的，新車型和現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疲勞損傷相對現車均增加，主要是因為新車后軸荷增大導致后減振器安裝位置載荷變大。經過對輪包加強板改進和焊點位置移動，最終損傷均小于現有車型的結果。對于新車損傷較小區域（10-2數量級以下），雖然略高于現車，但因為數值小，可以不必優化加強。最終的耐久道路試驗也未出現新車車身疲勞失效的問題。應用現有車型道路載荷進行新車車身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果

圖10 基于現有車型道路載荷的新車車身疲勞分析流程

5 結論

針對平臺化底盤系統的新產品開發，介紹了一種利用現有車型的道路載荷對新車型的車身耐久性能進行快速評估的CAE 分析方法和流程。通過載荷放大、混合驅動和準確加載多體模型，預測出新車車身的邊界載荷譜。針對車身結構的動力響應特點，選用準靜態進行疲勞損傷預測，結果反映出結構在前期開發中存在的風險，并進行相應的合理化改進。最終的驗證結果體現了該方法的有效性，對降低研發成本和周期，提高產品耐久開發的效率具有重要意義。