基于實測載荷譜的車架結構仿真優化方法及應用

金紅杰，周忠勝，臧利國，王星宇

(1.南京理工大學 機械工程學院，南京 210094；2.東風越野車有限公司，武漢 430058；3.南京工程學院 汽車與軌道交通學院，南京 211167)

車架是支撐所有簧上質量的結構件，承受來自發動機振動、路面不平度引起的簧下變形以及承載質量等復雜因素耦合激勵[1]。在新型特種車輛整車輕量化和承載質量要求越來越高的趨勢下[2]，如何有效開展車架結構優化分析以滿足實際使用需求，是目前亟需攻克的難題。

目前，車輛結構設計中采用分級的隨機路面[3]對車輛零部件仿真研究較多，或采用重構或模擬的隨機路面對車輛載荷譜進行仿真分析[4]，基于仿真結果開展疲勞壽命預測[5-8]。這些研究從方法上探討了簡單有限工況下的可行性，但還存在很多無法確定的參數和因素，不能直接指導設計面向實際使用。路面對車輛的激勵來自于輪胎，為了計算分析整車動力學機理，學者們開展了輪胎載荷傳遞特性、輪胎模型及相關參數的研究[9-13]，ADAMAS軟件,ABAQUS軟件,ANSYS軟件等商用軟件已具備多種標準的輪胎模型可供直接應用于仿真分析，但輪胎的耦合機理非常復雜，涉及接觸、熱力、氣壓、速度、胎紋、材料等非線性參數，相關研究工作難以直接應用于路面對車輛的分析，同時還有很多矛盾問題尚需解決。為了盡可能避免路面對車輛激勵導致設計開發的不確定性，輪式車輛直接采用六分力傳感器采集軸頭載荷譜[14-15]作為整車的輸入邊界條件，再用比較成熟的動力學模型開展各部件的仿真分析[16-17]。為尋求輕量化，車架設計時主要在材料、尺寸、結構上進行有限元分析和優化，以保證強度、剛度和模態特性[18-19]。對于多體動力學動態工況仿真，零部件質量、轉動慣量對結果影響較大，另外由于實際車輛的非線性特征，在模型中也要反映到各彈性件的非線性剛度和阻尼系數上，甚至柔性體的結構阻尼，會影響仿真結果[20]。對于有限元動態工況仿真，邊界條件的動態特性，本構模型，計算參數的選取對仿真結果影響較大。實踐中，如果沒有試驗數據支撐，難以保證模型的有效性和合理性。因此，本文針對某型車輛在試驗中發生車架開裂的問題，提出一種基于實測載荷譜的車架結構優化分析方法，主要分為故障原因分析、載荷譜采集及分析、仿真優化改進、實車臺架試驗、試驗驗證等過程，通過試驗實踐證明解決了設計時存在的問題，確保優化后的車架達到要求，提高可靠性水平。

1 存在問題

新研發的兩輛某型車輛在可靠性行駛試驗過程中，車架發生了嚴重故障，其中一輛分別在車架左右縱梁和加強筋位置發現4處裂紋。另一輛被試品分別在車架右縱梁和加強筋處發現3處裂紋，典型裂紋故障現場圖如圖1所示、設計圖如圖2所示。縱梁裂紋故障現場圖如圖3所示。

從兩輛車發生故障的里程相近、故障發生位置的一致性特點推出，縱梁及加強筋開裂屬于系統性故障，需要重新設計并更換車架。在前期已完成的在平整路面工況下以考核高速度高轉速為主的高速環道行駛試驗和以考核轉向制動為主的山路行駛試驗過程中均未出現車架故障，而在后期復雜激勵路面工況的凹凸不平路和不規則越野路行駛試驗過程初期陸續發現縱梁裂紋、加強筋裂紋，所以車架結構還并未涉及到疲勞失效的階段，考慮到疲勞斷裂與過載斷裂所產生裂面的差異性，同時結合實際車架的裂紋面結構和特征，裂紋結構特征圖見圖1、圖3，經定性分析初步認為造成縱梁和加強筋裂紋的主要原因在于設計強度不夠。

圖1 車架加強筋裂紋故障圖Fig.1 Fault diagram of frame reinforcement crack

圖2 車架加強筋裂紋結構圖Fig.2 Structural diagram of frame reinforcement crack

圖3 車架縱梁裂紋故障圖Fig.3 Fault diagram of frame longitudinal beam crack

在設計階段此車架雖通過車架臺架試驗和仿真分析的方法開展了相關驗證工作，可實際試驗結果表明，因缺乏實際試驗條件下整體受力特性分析，未考慮真實載荷譜的車架仿真分析和零部件臺架試驗方法還存在很大風險。為明確故障機理，測量試驗應力水平來分析設計強度缺陷，以指導進一步優化設計，確保改進有效，提出了以實測試驗載荷數據為基礎的仿真優化方案，避免無實測數據支撐的仿真結果帶來的不確定性。

2 載荷譜采集及分析

現階段采用仿真方法不適用于獲取復雜路面的車架載荷譜，掌握試驗條件下的車架載荷譜，是準確把握分析設計存在的缺陷最直接的基礎數據。載荷譜采集及分析思路如下：根據試驗中發生的故障，經原因分析后，在試驗道路上開展車架載荷譜采集工作，獲取真實試驗行駛載荷數據。利用六分力傳感器采集輪胎軸頭的載荷譜數據，加速度傳感器采集懸上、懸下加速度，位移傳感器采集懸架間位移，為臺架驗證試驗提供依據。按照試驗道路載荷譜編輯的臺架試驗激勵盡可能在垂直方向上等效于實際試驗[21]，期間可能暴露其他故障，應盡可能在臺架試驗期間分析解決。為車架改進設計提供準確的載荷譜數據，結合車架結構力傳遞關系，選擇采集多通道的加速度信號和應變信號，把以上各類傳感器信號集成到多通道數據采集器，通過軟件同步全部通道，同時采集各類數據。主要測點位置加速度見表1、應變見表2，傳感器安裝見圖4、圖5，載荷譜采集系統構建見圖6。

表1 加速度(單向)測點位置Tab.1 Location of acceleration (unidirectional) measuring point

表2 應變(應變花)測點位置Tab.2 Position of strain (strain rosette) measuring point

按照試驗規范要求，開展了試驗路面的行駛試驗，同步采集了各通道載荷譜實時原始數據。為減少數據采集過程中存在信號干擾因素，利用零點漂移、去趨勢項、去噪等信號處理技術得出載荷譜分析數據，右后輪車架(測點7)載荷譜在不規則越野路面上原始數據和處理后分析數據見圖7(a)，右后車架(測點10)在復雜激勵路面工況的凹凸不平路行駛試驗載荷譜實時曲線見圖7(b)。對采集的載荷譜信號進行最大應力分析，可得到應力載荷幅值見表3。

(a) 六分力傳感器安裝圖

圖5 右后車架(測點10)的應變傳感器安裝圖Fig.5 Installation diagram of strain sensor of right frame (measuring point 10)

圖6 載荷譜采集系統構建圖Fig.6 Construction diagram of load spectrum acquisition system

(a) 右后輪車架(測點7)載荷譜原始和分析數據

表3 應力載荷最大值Tab.3 Maximum stress load MPa

試驗過程中，復雜路面對車架損壞較為嚴重，裂紋集中發生在車架后面部位。這與采集的載荷譜數據基本一致，第3、7、8、10測點的主應力已經接近或超過了最低屈服強度355.0 MPa，尤其集中在后車架，而且出現大應力是整個時間段的普遍現象，比如測點7的應力載荷譜(見圖8)，準確地解釋了故障發生原因。因此，在試驗過程中發生開裂故障，此故障屬于設計缺陷，后續會引起車架斷裂的致命故障，導致整個車輛功能喪失。

3 車架設計改進

通過實測數據準確獲取了因設計強度不足導致故障的原因，為數值仿真提供了有效保證。采用載荷譜采集的數據，利用數值仿真方法，進行設計改進，解決車架縱梁及加強筋開裂的問題是可行有效的。考慮到某型特種車輛整體結構布局已確定，無法重新設計，所以只有在不影響原有設計結構的基礎上對車架進行優化，改進受力工況下的力學特性，降低應力水平，以解決系統性故障。上述分析已提出，薄弱環節應力值與屈服強度接近或超出數據不多，通過優化設計，把應力值水平下降到一定水平，可以滿足試驗要求。由于車架開裂的主要原因在于車架的強度不足，優化的結構僅采用車架局部增加少量支撐板、隔板、加強板等零件，并局部加厚處理的方式，盡可能減少對整車性能的影響。增加的結構對整車質量影響幾乎可忽略不計。由高強度結構必然伴隨高固有頻率，且優化前的車架結構固有頻率遠高于共振頻率區域，因此優化后車架的模態特性必然符合要求。

圖8 右后輪車架減震彈簧旁(測點7)載荷譜Fig.8 Side load spectrum of damping spring of right rear wheel frame (measuring point 7)

為了對車輛進行準靜態載荷分析，結合采集的懸上質量加速度載荷譜(最大幅值見表4)，分析行駛過程中的受力工況。

表4 懸上加速度最大值Tab.4 Maximum acceleration on suspension 單位：g

車輛行駛準靜態受力分析，可以分解為以下六種工況：垂直跳動工況、驅動和垂直跳動工況、制動工況、驅動和轉向工況、轉向工況和大扭轉工況。其中，對車架影響最直接的工況有垂直跳動工況和大扭矩工況，因此針對車架特性，對兩種工況進行分析：

(1) 垂直跳動工況：汽車在直線行駛過程中遇到不平路面，懸上質量產生了3.5g加速度的工況；

(2) 大扭轉工況：汽車在后懸架左側施加3.5g加速度工況。

車架材料采用DL510，厚度為4 mm，相應材料屈服強度為355.0 MPa，結合工程實踐經驗，準靜態計算期望值為450.0 MPa。計算結果表明：垂直跳動工況7處車架后部超過屈服強度，計算結果各為590.1 MPa、593.7 MPa、478.6 MPa、513.5 MPa、635.3 MPa、487.6 MPa、550.3 MPa，大扭矩工況6處車架后部超過屈服強度，計算結果各為376.1 MPa、485.3 MPa、623.6 MPa、504.7 MPa、458.7 MPa、572.1 MPa，與試驗發生的故障吻合，說明計算模型有效，邊界條件給定合理，可適用于仿真優化分析，計算分析結果見圖9、圖10。

根據仿真分析結果，開展了車架結構優化。考慮某型車輛結構整體布局，為不影響整體結構，采取了局部修改優化方案。首先提出了方案1模型(見圖11)。主要改進思路為：兩腹板間增加支撐板，增加隔板，套管焊在外片上，隔板焊在內片上，提高縱梁局部剛度；更改縱梁結構，優化應力集中區域縱梁與車體搭接關系；縱梁前后與車體連接區域增加加強板，減震器支架處增加加強板提高局部剛度。

圖9 垂直跳動工況有限元計算受力分析Fig.9 Stress analysis of finite element calculation under vertical runout condition

圖10 大扭矩工況有限元計算受力分析Fig.10 Stress analysis of finite element calculation under large torque condition

仿真結果表明：垂直跳動工況3處車架后部接近屈服強度，計算結果各為454.3 MPa、457.0 MPa、454.9 MPa，大扭矩工況2處車架后部接近屈服強度，計算結果為449.1 MPa和454.9 MPa，計算分析結果見圖12、圖13。通過分析得知，此方案還不夠托底，還需進一步優化。

圖11 方案1優化模型Fig.11 Scheme 1 optimization model

圖12 垂直跳動工況有限元計算受力分析(方案1)Fig.12 Stress analysis of finite element calculation under vertical runout condition (scheme 1)

圖13 大扭矩工況有限元計算受力分析(方案1)Fig.13 Stress analysis of finite element calculation under large torque condition (scheme 1)

因整車布局已確定，無法重新設計，而只能在原設計基礎上局部優化的前提下，針對方案1，提出了方案2，對后部車架部分料厚為4 mm的零件增加料厚至5 mm，分析是否滿足試驗要求。

仿真結果表明：垂直跳動工況2處車架后部應力最大值為251.7 MPa、362.6 MPa、大扭矩工況1處車架后部應力最大值為419.4 MPa，計算分析結果見圖14、圖15。從分析結果可以看出，方案2選取各點應力值已小于相應材料屈服強度值，滿足目標要求，選取的車架應力值較大工況垂直跳動工況和大扭矩工況進行結果分析，逐步優化計算結果對比結果見表5、表6。

圖14 垂直跳動工況有限元計算受力分析(方案2)Fig.14 Stress analysis of finite element calculation under vertical runout condition (scheme 2)

圖15 大扭矩工況有限元計算受力分析(方案2)Fig.15 Stress analysis of finite element calculation under large torque condition (scheme 2)

表5 垂直跳動工況仿真對比Tab.5 Simulation comparison of vertical runout condition

表6 大扭矩工況仿真對比Tab.6 Simulation comparison of large torque condition

4 臺架試驗與可靠性驗證

為了在短時間內準確評估改進優化后的新產品可靠性，首先進行了道路模擬臺架試驗。依據真實試驗條件試驗采集的六分力、加速度、位移等載荷譜數據，越野路可靠性行駛載荷譜數據見圖16，通過RPC迭代技術，應用于整車道路模擬試驗臺。

臺架試驗激勵源采用試驗路面鑒定考核的里程條件，主要考核車架和車身強度。為便于分析，測點布置與試驗實測方案一致。主要步驟為：

(1) 道路載荷譜利用：每個測試工況應至少有2次，并對比兩次采集結果；

(2) 載荷譜分析與編制：對所采集道路譜各通道數據進行檢查，去除奇異值和異常數據點。對存在零點漂移、溫度漂移等可修正的異常數據進行必要處理。根據各工況起始時間，對道路譜中所有通道響應數據進行分段裁剪，去除各工況間的過渡路段數據，并保存為可用于道路模擬測試系統路譜迭代的數據格式；

(3) 道路模擬試驗車輛準備：將測試車輛安裝至道路模擬試驗臺架上，并安裝所需傳感器、數據采集、冷卻裝置等配套設備；

(4) 載荷譜迭代：設置控制參數，計算系統傳遞函數，迭代收斂后，保存此時的測試系統控制信號作為該工況的最終驅動信號，越野路面上右后輪減震器上支架加速度原始信號和迭代后驅動信號見圖17，每個工況都需進行；

(5) 臺架試驗：根據可靠性試驗規范，得到的各工況迭代后的驅動信號進行拼接，添加必要的過渡段，得到道路模擬試驗系統所用循環驅動信號。設置必要的監控和保護參數后，播放循環驅動信號，進行道路模擬試驗。車輛道路模擬臺架試驗主要計算步驟見圖18。

圖16 右后輪相關載荷譜歷程圖Fig.16 Right rear wheel related load spectrum history diagram

圖17 加速度原始信號和迭代后驅動信號對比圖Fig.17 Comparison diagram of acceleration original signal and iterative driving signal

圖18 車輛道路模擬試驗方法主要計算步驟Fig.18 Main calculation steps of road simulation test method

臺架試驗期間，發生了13個一般故障，基本屬于工藝裝配引起松脫、漏油、異響等，車架在試驗期間未發生故障，故障機理分析準確，設計改進有效。

對改進后的該型整車按照試驗要求重新進行了可靠性行駛試驗。車架改進后的車輛按照規定里程和路面分配進行可靠性行駛試驗后，統計得出，未發生車架故障，發生其他系統的一般故障20次，試驗過程中未出現車架故障，并且大大提高了可靠性指標。

5 結 論

針對某型車輛在可靠性行駛試驗過程中出現的車架開裂的嚴重故障，進行了故障模式機理分析，采集試驗載荷譜，根據實測載荷譜數據分析結果，對車架進行了設計改進及仿真分析，進一步通過臺架試驗驗證改進其有效性，最后按照完整的試驗方案進行了可靠性試驗驗證，滿足試驗要求，可投入生產使用。

(1) 針對某型車輛出現的車架開裂問題，從裂紋結構和特征通過定性分析，初步確定故障原因為設計強度不夠，并針對性地進行了試驗載荷譜采集工作。主要對出現故障因素的極限工況采集應變和加速度數據，為改進設計提供準確輸入。

(2) 依據實測載荷譜數據分析結果，定量分析得出確定故障原因，并建立車架有限元仿真模型，找出原設計存在的缺陷。對車架結構進行優化，分析優化后的車架在準靜態工況下的懸上加速度、屈服強度、最大應力等參數，使車架結構受力工況滿足試驗要求。

(3) 進行了臺架試驗驗證，以確定改進方案有效。采集真實試驗環境下改進車架的六分力、加速度、位移等原始載荷譜數據，通過RPC迭代技術，應用于整車道路模擬試驗臺，模擬車輛可靠性試驗過程應力環境，驗證車架改進的有效性和可靠性。最后開展了試驗道路可靠性行駛試驗驗證。試驗結果表明：某型車輛采用基于實測載荷譜的車架結構優化分析方法后，車架再未出現故障，符合要求。