電動(dòng)非承載式汽車車架作為電動(dòng)汽車的重要部件，由于其在工作時(shí)承受了大部分整車部件的質(zhì)量，因此車架將產(chǎn)生一定程度的彎曲與扭轉(zhuǎn)變形。并且，來自不平路面的激勵(lì)也將通過輪胎、減振器、鋼板彈簧等部件傳遞到車架上。在車輛實(shí)際行駛過程中，車架所需的性能包括模態(tài)性能、剛度性能、強(qiáng)度性能和疲勞性能，這些性能對(duì)整車的安全性、操縱穩(wěn)定性、舒適性和可靠性具有重要影響。因此，車架必須擁有良好的結(jié)構(gòu)性能，其性能的好壞直接影響整車綜合品質(zhì)的優(yōu)劣。本章將基于第 2章建立的有限元模型和多體動(dòng)力學(xué)模型，完成對(duì)電動(dòng)汽車車架各個(gè)性能的有限元分析。分析結(jié)論將為后續(xù)的電動(dòng)汽車車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化工作打下基礎(chǔ)，電動(dòng)汽車車架的各性能仿真值將為優(yōu)化分析提供參考。

注：本文節(jié)選自《新能源汽車車架設(shè)計(jì) 結(jié)構(gòu)性能與多目標(biāo)協(xié)同優(yōu)化研究》，由機(jī)械工業(yè)出版社出版

本書適用于對(duì)新能源汽車結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及優(yōu)化技術(shù)感興趣的讀者，包括開發(fā)人員、設(shè)計(jì)人員、科研工作者等。本書還適用于有相關(guān)知識(shí)背景的從業(yè)人員。 

《新能源汽車車架設(shè)計(jì) 結(jié)構(gòu)性能與多目標(biāo)協(xié)同優(yōu)化研究》目錄

前言

第1章　緒論1

1.1　新能源汽車行業(yè)發(fā)展概述1

1.2　國(guó)內(nèi)外相關(guān)研究現(xiàn)狀4

1.2.1　車架優(yōu)化研究5

1.2.2　車架性能研究6

1.2.3　多目標(biāo)優(yōu)化研究8

1.3　研究?jī)r(jià)值分析11

1.4　主要內(nèi)容概述11

1.4.1　主要研究?jī)?nèi)容11

1.4.2　主要分析內(nèi)容12

第2章　多體動(dòng)力學(xué)模型的建立與驗(yàn)證13

2.1　整車多體動(dòng)力學(xué)模型建立的理論基礎(chǔ)13

2.2　基礎(chǔ)車前懸架多體動(dòng)力學(xué)模型建立與驗(yàn)證15

2.2.1　基礎(chǔ)車前懸架多體動(dòng)力學(xué)模型的建立15

2.2.2　基礎(chǔ)車前懸架多體動(dòng)力學(xué)模型的驗(yàn)證17

2.3　基礎(chǔ)車后懸架多體動(dòng)力學(xué)模型建立與驗(yàn)證20

2.3.1　基礎(chǔ)車后懸架多體動(dòng)力學(xué)模型的建立20

2.3.2　基礎(chǔ)車后懸架多體動(dòng)力學(xué)模型的驗(yàn)證21

2.4　基礎(chǔ)車多體動(dòng)力學(xué)模型建立與驗(yàn)證22

2.4.1　基礎(chǔ)車車架柔性體的建立22

2.4.2　基礎(chǔ)車多體動(dòng)力學(xué)模型的建立28

2.4.3　基礎(chǔ)車多體動(dòng)力學(xué)模型的驗(yàn)證29

2.5　電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型的建立32

2.5.1　電動(dòng)汽車動(dòng)力學(xué)模型的建立32

2.5.2　電動(dòng)汽車強(qiáng)度載荷分解多體動(dòng)力學(xué)模型的建立33

2.5.3　電動(dòng)汽車疲勞載荷分解多體動(dòng)力學(xué)模型的建立34

2.6　本章小結(jié)34

第3章　電動(dòng)汽車車架結(jié)構(gòu)性能的研究35

3.1　電動(dòng)汽車車架模態(tài)性能分析35

3.2　電動(dòng)汽車車架剛度性能分析與對(duì)比36

3.2.1　基礎(chǔ)車車架彎曲剛度分析37

3.2.2　基礎(chǔ)車車架扭轉(zhuǎn)剛度分析38

3.2.3　電動(dòng)汽車車架剛度性能分析40

3.3　電動(dòng)汽車車架強(qiáng)度性能分析40

3.3.1　電動(dòng)汽車車架強(qiáng)度載荷的獲取40

3.3.2　電動(dòng)汽車車架強(qiáng)度分析方法44

3.3.3　電動(dòng)汽車車架靜態(tài)工況強(qiáng)度分析48

3.3.4　電動(dòng)汽車車架制動(dòng)工況強(qiáng)度分析50

3.3.5　電動(dòng)汽車車架上跳工況強(qiáng)度分析52

3.3.6　電動(dòng)汽車車架轉(zhuǎn)彎工況強(qiáng)度分析54

3.3.7　電動(dòng)汽車車架轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況強(qiáng)度分析56

3.3.8　電動(dòng)汽車車架后制動(dòng)工況強(qiáng)度分析58

3.3.9　電動(dòng)汽車車架車輪上抬工況強(qiáng)度分析60

3.4　電動(dòng)汽車車架路譜疲勞性能分析62

3.4.1　疲勞累計(jì)損失理論62

3.4.2　疲勞分析方法63

3.4.3　材料疲勞參數(shù)的確定63

3.4.4　道路譜載荷的采集67

3.4.5　疲勞載荷循環(huán)次數(shù)的確定73

3.4.6　電動(dòng)汽車車架疲勞載荷的獲取78

3.4.7　電動(dòng)汽車車架疲勞性能的分析81

3.5　本章小結(jié)82

第4章　電動(dòng)汽車車架多目標(biāo)優(yōu)化83

4.1　電動(dòng)汽車車架參數(shù)化建模84

4.1.1　網(wǎng)格變形技術(shù)84

4.1.2　參數(shù)化模型的建立84

4.2　電動(dòng)汽車車架多目標(biāo)優(yōu)化91

4.2.1　試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法91

4.2.2　設(shè)計(jì)變量的選擇分析94

4.2.3　優(yōu)化問題的定義101

4.2.4　近似模型的建立方法102

4.2.5　近似模型的誤差分析105

4.2.6　多目標(biāo)優(yōu)化分析108

4.3　電動(dòng)汽車車架優(yōu)化前后性能對(duì)比分析111

4.3.1　模態(tài)性能對(duì)比分析111

4.3.2　剛度性能對(duì)比分析112

4.3.3　強(qiáng)度性能對(duì)比分析113

4.3.4　疲勞性能對(duì)比分析116

4.3.5　質(zhì)量屬性對(duì)比分析117

4.4　本章小結(jié)118

第5章　電動(dòng)汽車車架試驗(yàn)驗(yàn)證119

5.1　車架臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證119

5.1.1　模態(tài)試驗(yàn)119

5.1.2　剛度試驗(yàn)120

5.2　整車道路耐久試驗(yàn)驗(yàn)證123

5.2.1　試驗(yàn)準(zhǔn)備123

5.2.2　試驗(yàn)方法123

5.2.3　試驗(yàn)結(jié)果125

5.3　本章小結(jié)127

第6章　總結(jié)與展望128

6.1　總結(jié)128

6.2　主要研究?jī)r(jià)值129

6.3　研究成果的拓展129

6.4　未來技術(shù)發(fā)展分析130

6.4.1　模塊化車架的設(shè)計(jì)130

6.4.2　新材料的應(yīng)用130

6.4.3　新技術(shù)的融合131

參考文獻(xiàn)133

3.4 電動(dòng)汽車車架路譜疲勞性能分析

3.4.1　疲勞累計(jì)損失理論

若結(jié)構(gòu)件承受的應(yīng)力值超過了其疲勞極限值，則每一次循環(huán)都會(huì)形成損傷，損傷逐漸累積。如果每一次恒幅載荷循環(huán)的損傷為 1/N，則經(jīng)歷 n次循環(huán)的損傷為 C?n/N。變幅載荷循環(huán)的損傷不一樣，每一次損傷累積則為其總損傷 D

式中，k為變幅載荷的應(yīng)力水平；ni為在第 i級(jí)載荷下對(duì)應(yīng)的循環(huán)次數(shù)；Ni為在第 i級(jí)載荷下對(duì)應(yīng)的疲勞壽命。

當(dāng)累積損傷達(dá)到臨界時(shí)，結(jié)構(gòu)件則會(huì)發(fā)生失效。對(duì)于實(shí)際工程中的疲勞問題，通常采用線性疲勞累積 Miner理論進(jìn)行分析 [136]，其基本思想為：在載荷作用下，若結(jié)構(gòu)件吸收的能量達(dá)到上限，則會(huì)發(fā)生疲勞破壞。假設(shè)在某一載荷作用下，結(jié)構(gòu)件發(fā)生疲勞失效時(shí)的總循環(huán)次數(shù)為 N，吸收的能量為 W。結(jié)構(gòu)件在受到 ni次循環(huán)載荷作用時(shí)，其吸收的能量為 Wi，則結(jié)構(gòu)件吸收的能量 Wi與其循環(huán)次數(shù) ni存在一定的線性關(guān)系，即

式（3-33）為 Miner線性累積損傷理論，當(dāng)累積損傷之和達(dá)到 1時(shí)，結(jié)構(gòu)發(fā)生疲勞破壞。ni為在 Si載荷下對(duì)應(yīng)的循環(huán)次數(shù)，其可以通過載荷譜獲??；Ni為在Si載荷下對(duì)應(yīng)的疲勞壽命，其可以通過 S-N曲線或 ε-N曲線獲取。Miner線性累積損傷理論的分析精度較高，目前廣泛應(yīng)用于實(shí)際工程開發(fā)設(shè)計(jì)中 [137]，因此本書采用該理論對(duì)電動(dòng)汽車車架進(jìn)行疲勞性能分析。

3.4.2　疲勞分析方法

基于有限元方法對(duì)壽命進(jìn)行預(yù)測(cè)，在工程中運(yùn)用得越來越廣泛。常見的疲勞預(yù)測(cè)方法很多，按疲勞裂紋形成壽命預(yù)測(cè)的基本假定和控制參數(shù)，可以分名義應(yīng)力法和局部應(yīng)力- 應(yīng)變法、裂紋擴(kuò)展法。裂紋擴(kuò)展法首先假定零部件內(nèi)部存在初始裂紋，應(yīng)用線彈性斷裂力學(xué)方法來估算剩余壽命 [138]。此方法在航空領(lǐng)域應(yīng)用較為廣泛，汽車行業(yè)一般不采用該方法預(yù)測(cè)壽命。名義應(yīng)力法是以結(jié)構(gòu)的名義應(yīng)力為試驗(yàn)和壽命估算的基礎(chǔ)，采用雨流法壓縮出，相互獨(dú)立、互不相關(guān)的應(yīng)力循環(huán)，結(jié)合實(shí)測(cè)的材料的 S-N曲線，按線性累積損傷理論預(yù)測(cè)結(jié)構(gòu)件壽命的方法 [139]。該方法適用于彈性應(yīng)力應(yīng)變的高周疲勞及無缺口結(jié)構(gòu)的應(yīng)力壽命預(yù)算分析。

按疲勞壽命大小，可分為高周疲勞和低周疲勞。根據(jù)疲勞設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)理論，一般以 105次壽命為界限；壽命小于 105次，定義為低周疲勞，壽命大于 105次，定義為高周疲勞。根據(jù)車架的使用壽命，車架疲勞通常不屬于高壽命零部件。同時(shí)車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)復(fù)雜，考慮加工工裝固定、定位及涂裝，以及支架安裝，車架上開孔較多，在車輛運(yùn)動(dòng)過程中，極易在局部缺口處發(fā)生塑性變形，形成損傷。局部應(yīng)力- 應(yīng)變法解決了高應(yīng)變的低周疲勞和帶缺口結(jié)構(gòu)的壽命預(yù)測(cè)問題，所以本書在對(duì)電動(dòng)汽車車架的疲勞分析中，采用局部應(yīng)力- 應(yīng)變法對(duì)車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，估算疲勞壽命。

局部應(yīng)力- 應(yīng)變法利用局部應(yīng)變作為主要疲勞參數(shù)，基于材料的應(yīng)力- 應(yīng)變（?-?）曲線和應(yīng)變- 壽命（ε-N）曲線，考慮缺口處的局部塑性變形的因素，對(duì)照塑性應(yīng)變發(fā)生的情況，結(jié)合疲勞損傷預(yù)測(cè)理論，計(jì)算疲勞壽命的分析方法 [150]。局部應(yīng)力- 應(yīng)變法主要解決了高應(yīng)變的低周疲勞和帶缺口結(jié)構(gòu)的壽命預(yù)測(cè)問題。同時(shí)考慮了加載順序的作用和循環(huán)載荷條件下材料性能的變化，所以可以得到更為合理的壽命預(yù)測(cè)數(shù)據(jù)。

零部件發(fā)生疲勞失效，基本上是局部應(yīng)力集中處進(jìn)入塑性應(yīng)變階段，導(dǎo)致疲勞失效。?-N法是廣泛用于汽車結(jié)構(gòu)件疲勞壽命計(jì)算方法，它能有效地計(jì)入缺口、焊縫、應(yīng)力集中等現(xiàn)象所產(chǎn)生的局部循環(huán)塑性變形效應(yīng)，該效應(yīng)是材料的彈性變形和塑性變形的疊加，其數(shù)學(xué)表達(dá)式為

3.4.3　材料疲勞參數(shù)的確定 

電動(dòng)汽車車架縱梁和橫梁的主要材料為 QSTE460、B510L、B420L、WL440。為保證車架疲勞分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，本書分析所用的材料疲勞曲線均通過試驗(yàn)測(cè)量而得。根據(jù)GB/T15248—2008《金屬材料軸向等幅低循環(huán)疲勞試驗(yàn)方法》板材試樣的要求，對(duì)該材料進(jìn)行低周疲勞試驗(yàn)，加工試樣數(shù)量 15件，試樣的具體尺寸如圖 3-32所示。

圖 3-32疲勞試驗(yàn)試樣尺寸

以 B510L材料為例， 彈性模量的測(cè)定值約為 1.99×105。試驗(yàn)中采用軸向應(yīng)變控制，循環(huán)應(yīng)變比 R??1，頻率為 0.1~1.0Hz（大應(yīng)變時(shí)采用較低的頻率，小應(yīng)變時(shí)采用較高的頻率），疲勞試驗(yàn)加載波形為三角波，試驗(yàn)設(shè)備為 MTS320（±250kN）電液伺服疲勞試驗(yàn)系統(tǒng)，如圖 3-33所示，并采用 10mm軸向引伸計(jì)測(cè)量控制應(yīng)變。試樣失效確定采用載荷下降法，取峰值載荷下降到 50% 或樣品斷裂作為試樣失效判據(jù)，定義為 Nf，并取 1/2疲勞壽命的滯后回線為穩(wěn)定遲滯后回線。試驗(yàn)過程中記錄B510L材料的總應(yīng)變幅，失效循環(huán)次數(shù)與循環(huán)應(yīng)力幅，具體試驗(yàn)結(jié)果見表 3-10。彈性應(yīng)變幅值可以通過式（3-35）中彈性變形部分表達(dá)式計(jì)算，塑性應(yīng)變幅值即總應(yīng)變減輕彈性應(yīng)變。由表3-10試驗(yàn)數(shù)據(jù)，繪制 B510L材料的應(yīng)變 - 壽命曲線如圖3-34所示。

圖 3-33 MTS320（±250kN）電液伺服疲勞試驗(yàn)系統(tǒng)

表 3-10材料 B510L試驗(yàn)結(jié)果

總應(yīng)變幅/（mm/mm）失效循環(huán)次數(shù)循環(huán)應(yīng)力幅/MPa計(jì)算彈性應(yīng)變幅值/（mm/mm）計(jì)算塑性應(yīng)變幅值/（mm/mm）0.002305252880.0014420.0005580.002263162830.0014530.0005470.00350833360.0017030.0012970.00357813230.0016630.0013370.00347623330.0016760.0013240.00420723670.0017650.0022350.00423693570.0018450.0021550.00426513660.0017400.0022600.00513943870.0019140.0030860.00511123900.0018980.0031020.00510373810.0019480.0030520.0067594020.0019400.0040600.0068453960.0019600.0040400.0083334100.0023800.0056200.0084164010.0023500.005650

圖 3-34材料 B510L應(yīng)變 - 壽命曲線示意圖

其中循環(huán)應(yīng)力- 應(yīng)變關(guān)系式為

根據(jù)應(yīng)變疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)及式（3-38）、式（3-39）取對(duì)數(shù)后進(jìn)行擬合，回歸處理得到的其余應(yīng)變疲勞參數(shù)。采用同樣的試驗(yàn)方法得到車架各材料的疲勞參數(shù)見表 3-11。將表中的相關(guān)參數(shù)輸入代入式（3-36）中，可得材料的應(yīng)變疲勞曲線如圖 3-35~圖 3-38所示。

表 3-11車架各材料疲勞參數(shù)

材料疲勞強(qiáng)度系數(shù)疲勞強(qiáng)度指數(shù)疲勞延性系數(shù)疲勞延性指數(shù)循環(huán)強(qiáng)度系數(shù)循環(huán)應(yīng)變硬化指數(shù)B510L1012.9-0.11720.1411-0.4818958.30.1575QSTE4601263.2-0.10160.386-0.5291966.30.1789WL440702.9-0.08990.2513-0.5313966.40.1861B420L832.6-0.08830.1256-0.4937828.940.0931

圖 3-35QSTE460的ε- N曲線

圖 3-36B420L的ε- N曲線

圖 3-37B510L的ε- N曲線

圖 3-38WL440的ε- N曲線

3.4.4　道路譜載荷的采集為了準(zhǔn)確獲取車架耐久載荷，用于電動(dòng)汽車車架疲勞性能分析，需要準(zhǔn)確獲取實(shí)車在道路耐久路面所承受的載荷   [140]。而電動(dòng)汽車基于基礎(chǔ)車開發(fā)，懸架結(jié)構(gòu)相同，車架外聯(lián)點(diǎn)位置相同，因此本書將基礎(chǔ)車作為道路譜數(shù)據(jù)的采集樣車，根據(jù)試驗(yàn)道路耐久路面，利用虛擬迭代的 方法，并結(jié)合基礎(chǔ)車多體動(dòng)力學(xué)模型，將采集的道路譜數(shù)據(jù)推算出多體動(dòng)力學(xué)模型在實(shí)際狀態(tài) 下的路面不平度的激勵(lì)信號(hào)。真實(shí)獲取及分解得到與實(shí)際耐久規(guī)范一致的電動(dòng)汽車車架道路譜 疲勞載荷。在獲取真實(shí)道路譜疲勞載荷的前提下，結(jié)合電動(dòng)汽車車架有限元模型進(jìn)行疲勞壽命 分析。電動(dòng)汽車車架基于道路譜疲勞載荷分解的技術(shù)路線如圖 3-39所示，依據(jù)該技術(shù)路線圖， 首先對(duì)道路載荷譜數(shù)據(jù)的采集展開分析。

圖3-39　電動(dòng)汽車車架基于道路譜疲勞載荷分解的技術(shù)路線圖

 （1）整車道路譜數(shù)據(jù)采集流程整車道路譜的采集需準(zhǔn)確獲取基礎(chǔ)車樣車在不同耐久路面上輪心的六向力、轉(zhuǎn)向節(jié)加速度、懸架位移、減振器力、彈簧力等數(shù)據(jù)。整車道路譜數(shù)據(jù)采集流程如圖 3-40所示。

（2）關(guān)鍵零部件的標(biāo)定 

本節(jié)涉及的耐久載荷分解方法，需要以關(guān)鍵部件路面載荷作為后續(xù)虛擬迭代工作的目標(biāo)信號(hào)，實(shí)車在道路行駛過程中，彈簧、減振器、橫拉桿等各零部件安裝點(diǎn)的受力情況無法通過設(shè)備直接測(cè)量。標(biāo)定技術(shù)根據(jù)力與應(yīng)變之間存在的線性關(guān)系，可以很好地將零部件的應(yīng)變信號(hào)轉(zhuǎn)化為零部件安裝點(diǎn)位置的力信號(hào)，通過采集零部件在不同路面產(chǎn)生的應(yīng)變信號(hào)，并根據(jù)標(biāo)定得到的力與應(yīng)變之間的關(guān)系，從而轉(zhuǎn)化得到安裝點(diǎn)位置的力變化信號(hào)。所以標(biāo)定結(jié)果的好壞直接影響到虛擬迭代過程載荷分解的準(zhǔn)確性。

圖 3-40整車道路譜數(shù)據(jù)采集流程

應(yīng)變的獲得通常使用金屬應(yīng)變片進(jìn)行測(cè)量。應(yīng)變片是變阻式傳感器的一種，其感應(yīng)的基本原理是當(dāng)應(yīng)變片受到機(jī)械應(yīng)力作用時(shí)，其電阻值會(huì)隨器件的應(yīng)變成比例變化。由于金屬應(yīng)變片的電阻變化與其應(yīng)變之間存在近似的線性關(guān)系，因此測(cè)量時(shí)將應(yīng)變片貼于被測(cè)物體上，當(dāng)被測(cè)物體壓縮和拉伸時(shí)，應(yīng)變片將產(chǎn)生與貼片區(qū)域相同的變形，從而引起電阻的變化，進(jìn)而獲得被測(cè)物體的應(yīng)變值。

1）減振器光桿的標(biāo)定。減振器光桿標(biāo)定采用 BF350-3EB型、帶溫度補(bǔ)償?shù)娜珮驊?yīng)變片，應(yīng)變片實(shí)物圖及貼片位置如圖   3-41所示。全橋電路由兩個(gè)泊松應(yīng)變片組成，該橋路測(cè)量拉壓載荷，對(duì)彎曲、扭轉(zhuǎn)和溫度進(jìn)行補(bǔ)償，采集信號(hào)包括減振器應(yīng)變信號(hào)、作動(dòng)缸的加載力及位移 信號(hào)。

圖 3-41應(yīng)變片及其在減振器光桿上的貼片位置示意圖

減振器標(biāo)定過程中，減振器下端固定在臺(tái)架上，與臺(tái)架垂直安裝，作動(dòng)缸在減振器上端加載力，要求作動(dòng)缸及減振器軸線在同一垂直線加載，加載力從 500~2000N加載 3個(gè)循環(huán)，減振器安裝與加載如圖 3-42所示。通過記錄減振器的加載力與應(yīng)變信號(hào)，將二者進(jìn)行擬合，其擬合后的結(jié)果如圖 3-43所示。

圖3-42  減振器安裝與加載示意圖

圖3-43加載力與應(yīng)變擬合曲線

由圖 3-43可知，加載力與應(yīng)變的關(guān)系式為

式中，y表示作用缸加載的力，即減振器受到的力，單位為 N。x表示減振器應(yīng)變，可得標(biāo)定系數(shù)為 30.177，線性擬合度接近 99.4%，線性擬合度較好。線性擬合度越接近 100%，說明線性擬合度越好，標(biāo)定系數(shù)越準(zhǔn)確。如果線性擬合度差，則考慮并檢查夾具是否松動(dòng)。應(yīng)變片是否黏緊、應(yīng)變片與信號(hào)線焊接是否良好等因素。

2）螺旋彈簧的標(biāo)定。螺旋彈簧標(biāo)定采用 BHF350-3HA型半橋應(yīng)變片，應(yīng)變片安裝在螺旋彈簧中間，需考慮實(shí)車位置便于安裝及檢查，盡量保證左右螺旋彈簧安裝位置一致，減少標(biāo)定結(jié)果差異。應(yīng)變片貼片位置如圖 3-44所示。該橋路測(cè)量扭轉(zhuǎn)載荷，對(duì)拉壓、彎曲和溫度進(jìn)行補(bǔ)償。螺旋彈簧的加載如圖 3-45所示，下端固定，上端通過作動(dòng)缸加載力，要求螺旋彈簧與作動(dòng)缸軸線在同一垂直線上，作動(dòng)缸以 7400~19000N的循環(huán)力加載 3個(gè)循環(huán)。

圖3-44  彈簧應(yīng)變片貼片位置示意圖

圖3-45螺旋彈簧加載示意圖

通過采集作動(dòng)缸的作用位移、作用力以及螺旋彈簧的應(yīng)變 3個(gè)信號(hào)，對(duì)螺旋彈簧進(jìn)行標(biāo)定。加載力與螺旋彈簧應(yīng)變以及作用位移與螺旋彈簧應(yīng)變，擬合后的結(jié)果如圖 3-46、圖 3-47所示。

圖3-46  加載力與應(yīng)變擬合曲線

圖3-47位移與應(yīng)變擬合曲線

由圖 3-46可知，加載力與應(yīng)變的關(guān)系式為

式中，y為作動(dòng)缸加載的力，即彈簧受到的力，單位為 N；x為螺旋彈簧應(yīng)變，可得標(biāo)定系數(shù)為

-5.921。線性擬合度為 99.9%，線性擬合度較好，標(biāo)定系數(shù)準(zhǔn)確。

由圖 3-47螺旋彈簧應(yīng)變與位移擬合曲線，可知位移與應(yīng)變的關(guān)系式為

式中，L為作動(dòng)缸加載的位移，即彈簧變形量，單位為 mm；x為螺旋彈簧應(yīng)變，可得標(biāo)定系數(shù)為 -0.02419。線性擬合度為 99.9%，線性擬合度較好，標(biāo)定系數(shù)準(zhǔn)確。

（3）道路譜采集的前期準(zhǔn)備 

為了獲取用于多體動(dòng)力學(xué)道路譜載荷虛擬迭代仿真數(shù)據(jù)，需要通過采集設(shè)備采集道路耐久試驗(yàn)整車的參數(shù)，采集設(shè)備的選取及采集設(shè)備的安裝與布置，對(duì)后期采集數(shù)據(jù)結(jié)果能否準(zhǔn)確反映實(shí)車狀態(tài)非常關(guān)鍵。

1）采集設(shè)備與安裝布置。采集設(shè)備是獲取樣車各性能參數(shù)的必備工具，為了實(shí)現(xiàn)道路譜載荷數(shù)據(jù)的采集，企業(yè)所提供的主要設(shè)備有：LMSSCADAS317S數(shù)據(jù)采集器、CT1010SLFP三軸加速度傳感器、Kistler-S625六分力傳感器等，設(shè)備實(shí)物圖如圖 3-48所示。

圖 3-48道路譜采集設(shè)備實(shí)物圖

六分力傳感器負(fù)責(zé)采集在道路耐久試驗(yàn)過程中輪心 6個(gè)方向的載荷信號(hào)。六分力傳感器的安裝，由企業(yè)提供專門制作的轉(zhuǎn)接件同車輪輪輞進(jìn)行固定連接，如圖 3-49所示。

圖 3-49六分力傳感器的安裝

懸架的實(shí)際位移變化數(shù)據(jù)，本書采用深圳市米朗科技有限公司生產(chǎn)的 WEP-M-R型拉線位移傳感器進(jìn)行采集，位移傳感器安裝在車身端，應(yīng)避免與其他零部件干涉，后懸架左右兩邊位移傳感器的安裝如圖 3-50所示，通過測(cè)量減振器的位移行程來代替懸架的位移行程。

圖 3-50后懸架拉線位移傳感器的安裝

加速度傳感器通常被用來獲取零部件特定位置加速度數(shù)據(jù)，本書采用三軸加速度傳感器進(jìn)行數(shù)據(jù)采集。圖 3-51所示為測(cè)量輪胎轉(zhuǎn)向節(jié)位置加速度信號(hào)的加速度傳感器安裝示意圖。

圖 3-51加速度傳感器安裝

通過 WZX-I型轉(zhuǎn)向盤力矩及角度傳感器測(cè)量轉(zhuǎn)向盤在試驗(yàn)路面過程中轉(zhuǎn)向盤力矩及角度數(shù)據(jù)，以準(zhǔn)確獲取實(shí)車在測(cè)試路面的轉(zhuǎn)向信息。其傳感器安裝如圖 3-52所示。

2）采集通道的確定。根據(jù)以上試驗(yàn)內(nèi)容的介紹，通道信號(hào)主要來自六分力儀及各類加速度傳感器、拉線傳感器及應(yīng)變片信號(hào)等。采集通道的多少，根據(jù)車輛類型及需求確定。道路載荷譜采集通道具體信號(hào)及其通道內(nèi)容見表 3-12。

圖 3-52轉(zhuǎn)向盤力矩及角度傳感器的布置

表 3-12道路載荷譜采集通道列表

信號(hào)名稱通道命名通道類型方 向通道個(gè)數(shù)輪心六分力左前輪輪心六分力六分力通道6 個(gè)方向6右前輪輪心六分力6 個(gè)方向6左后輪輪心六分力6 個(gè)方向6右后輪輪心六分力6 個(gè)方向6輪軸加速度左前輪軸加速度加速度通道Z 向1右前輪軸加速度1左后輪軸加速度1右后輪軸加速度1前懸架測(cè)量通道左側(cè)彈簧應(yīng)片應(yīng)變通道軸向方向1右側(cè)彈簧應(yīng)片1左側(cè)減振器相對(duì)位移位移通道1右側(cè)減振器相對(duì)位移1穩(wěn)定桿左側(cè)拉桿軸向力應(yīng)變通道1穩(wěn)定桿右側(cè)拉桿軸向力1左轉(zhuǎn)向拉桿軸向力1右轉(zhuǎn)向拉桿軸向力1后懸架測(cè)量通道左側(cè)減振器相對(duì)位移位移通道軸向方向1右側(cè)減振器相對(duì)位移1車架加速度車架左前位置加速度加速度通道Z 向1車架右前位置加速度1車架左后位置加速度1車架右后位置加速度1減振器活塞桿應(yīng)變左前減振器活塞桿應(yīng)變通道軸向方向1右前減振器活塞桿1左后減振器活塞桿1右后減振器活塞桿1轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)向盤力矩力通道軸向方向1轉(zhuǎn)向盤角度角度通道軸向方向1

（4）道路譜數(shù)據(jù)的采集 

在完成零部件的標(biāo)定及數(shù)據(jù)采集設(shè)備的安裝，并確認(rèn)采集樣車狀態(tài)可以進(jìn)行采集工作后，進(jìn)行實(shí)車的道路譜數(shù)據(jù)采集。在準(zhǔn)備采集之前，需要對(duì)樣車進(jìn)行加載（加載到耐久實(shí)驗(yàn)規(guī)范載荷）及稱重。同時(shí)，測(cè)試樣車需記錄加載前后限位塊間隙、彈簧安裝長(zhǎng)度等相關(guān)參數(shù)。

車架疲勞損傷主要發(fā)生在壞路行駛過程中，通常進(jìn)行整車道路耐久試驗(yàn)時(shí)為了縮短試驗(yàn)時(shí)間，重點(diǎn)會(huì)在試驗(yàn)場(chǎng)的強(qiáng)化路面上進(jìn)行加速試驗(yàn)。因此，本書依據(jù)企業(yè)的整車道路耐久試驗(yàn)規(guī)范，采集了襄陽試驗(yàn)場(chǎng)強(qiáng)化路面的耐久試驗(yàn)載荷數(shù)據(jù)。采集樣本數(shù)為 3個(gè)，采集一個(gè)循環(huán)，采集頻率為 1024Hz。其采集順序如圖 3-53所示。

圖 3-53整車道路耐久試驗(yàn)路面采集順序

圖 3-54是根據(jù)整車道路耐久試驗(yàn)規(guī)范采集的基礎(chǔ)車在強(qiáng)化路面中左前輪心六分力的時(shí)域載荷數(shù)據(jù)。針對(duì)采集到的數(shù)據(jù)，將通過縮減后用于虛擬迭代工作。其他通道的時(shí)域載荷數(shù)據(jù)由于篇幅有限，本書不再一一展示。

圖 3-54左前輪心六分力的時(shí)域載荷數(shù)據(jù)

3.4.5　疲勞載荷循環(huán)次數(shù)的確定

由于載荷采集的道路路面比較長(zhǎng)，如果通過虛擬迭代對(duì)所有實(shí)際路面載荷開展迭代計(jì)算，將非常耗時(shí)。因此，應(yīng)在保證不影響結(jié)構(gòu)件損傷的同時(shí)，對(duì)采集的道路譜數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，縮短載荷虛擬迭代的時(shí)間。通常采用的縮減技術(shù)有里程縮減、道路縮減及重量縮減，這幾種縮減方法都基于偽損傷值相等的原理進(jìn)行 [141]。本書主要基于里程縮減技術(shù)進(jìn)行道路譜載荷的縮減，從而獲得新的道路譜載荷的循環(huán)次數(shù)，用于電動(dòng)汽車車架疲勞性能的分析。

道路譜載荷縮減的流程由道路譜載荷的截取、損傷值的比較、截取片段的選擇、道路譜載荷縮減及結(jié)果評(píng)價(jià)等步驟組成，如圖 3-55所示。道路譜載荷通常截取一些偽損傷值較高的載荷片段，然后對(duì)選擇的截取片段的縮減結(jié)果進(jìn)行評(píng)價(jià)，如果效果不佳，則重新選擇截取片段，最終得到各片段的循環(huán)次數(shù)。

圖 3-55道路譜載荷縮減的流程圖

（1）偽損傷理論 

在工程應(yīng)用中，如分析汽車底盤及車身部件在壞路路面激勵(lì)下的響應(yīng)特征時(shí)，需要采集很多通道的道路載荷譜數(shù)據(jù)。這些數(shù)據(jù)均為時(shí)域曲線，通過這些時(shí)域曲線無法直接描述載荷的相對(duì)強(qiáng)弱關(guān)系，因此需要用一個(gè)簡(jiǎn)單的數(shù)值來描述載荷譜的嚴(yán)重程度。如果不考慮具體的結(jié)構(gòu)，直接把各種時(shí)域信號(hào)，如力、位移、加速度、應(yīng)變等看作廣義應(yīng)力，使用特定的標(biāo)準(zhǔn) S-N曲線，再按照計(jì)算真實(shí)疲勞損傷相同的方式進(jìn)行損傷累積計(jì)算，這樣得到的損傷值叫作偽損傷（PseudoDamage）。偽損傷很好地反映了信號(hào)本身的特性，非常適用于耐久載荷的對(duì)比和等效關(guān)聯(lián)，在整車及零部件耐久分析中得到了廣泛應(yīng)用。計(jì)算偽損傷值所用的 S-N曲線不是某種材料的實(shí)際曲線，而是一種簡(jiǎn)化的標(biāo)準(zhǔn)曲線，通常采用在雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)系下進(jìn)行表示。偽損傷以 S-N曲線、線性累加損傷準(zhǔn)則和雨流計(jì)數(shù)原理為基礎(chǔ)，首先將時(shí)域曲線通過雨流計(jì)數(shù)換算成雨流矩陣，然后根據(jù)偽損傷 S-N曲線計(jì)算時(shí)域載荷譜的偽損傷值，如圖 3-56所示。后續(xù)的道路縮減處理均是基于偽損傷來進(jìn)行的。

圖 3-56偽損傷計(jì)算流程

不同的時(shí)域信號(hào)根據(jù)同一標(biāo)準(zhǔn)的 S-N曲線進(jìn)行計(jì)算得到偽損傷值，將不規(guī)則的時(shí)域信號(hào)轉(zhuǎn)換成一個(gè)固定值，可以進(jìn)行方便的對(duì)比分析。如圖 3-57所示，時(shí)域信號(hào) 1與時(shí)域信號(hào) 2根據(jù)同一標(biāo)準(zhǔn) S-N曲線計(jì)算得到的偽損傷值分別為 D1和 D2。

圖 3-57根據(jù)同一標(biāo)準(zhǔn)S-N曲線計(jì)算偽損傷值

在同一標(biāo)準(zhǔn)下計(jì)算得到的偽損傷值，以其中一個(gè)信號(hào)偽損傷值為基準(zhǔn)，其他信號(hào)偽損傷值與基準(zhǔn)的比值，稱為相對(duì)損傷值，見式（3-43）。

式中，R為相對(duì)損傷值。相對(duì)損傷越接近 1.0，表示對(duì)比信號(hào)之間的強(qiáng)度越接近。

（2）道路譜載荷的截取 

如圖 3-58所示，為采集比利時(shí)路的基礎(chǔ)車輪心處道路譜載荷數(shù)據(jù)。路面總里程為 2.61km，總時(shí)長(zhǎng)為 387s。依據(jù)均分的原則，將該道路譜載荷數(shù)據(jù)分成 9等份，即每等份時(shí)長(zhǎng)為 43s。后續(xù)將選擇這 9個(gè)載荷片段，采用等損傷原理對(duì)其進(jìn)行縮減，獲取盡可能少的載荷片段進(jìn)行后續(xù)的虛擬迭代工作，以達(dá)到里程縮減的目的，并提高動(dòng)態(tài)仿真計(jì)算的效率。

圖 3-58比利時(shí)路載荷數(shù)據(jù)截取

（3）各載荷片段循環(huán)次數(shù)計(jì)算 

對(duì)各片段組的優(yōu)化主要依據(jù)式（3-44）及式（3-45）來進(jìn)行，Target為比利時(shí)路總偽損傷矩陣，每一行代表每一個(gè)通道的偽損傷值，總偽損傷值是由企業(yè)道路耐久試驗(yàn)規(guī)范中比利時(shí)路的總循環(huán)次數(shù) 648次乘以采集到的單次路譜載荷偽損傷值得到的。以 Section為分割后的比利時(shí)路各載荷片段偽損傷值矩陣，每一列代表每一個(gè)片段各通道的偽損傷值，最終求解得到各載荷片段的總循環(huán)次數(shù)矩陣。

式中，Section為分割后的比利時(shí)路各片段偽損傷值矩陣；Repeats為需要求解的比利時(shí)路各片段的循環(huán)次數(shù)。若循環(huán)次數(shù)為零，則表示該路面片段被縮減掉。根據(jù)式（3-44）及式（3-45），經(jīng)過組合優(yōu)化，最終求解得到各片段的循環(huán)次數(shù)矩陣。

使用最佳擬合方法（BestFitOptimization，BFO）對(duì)各片段進(jìn)行組合優(yōu)化，目標(biāo)函數(shù)為縮減后各通道損傷值與目標(biāo)值之間誤差 E的二次方的最小值，約束條件為每個(gè)片段循環(huán)次數(shù)≥ 0， 其表達(dá)式為

通過修改約束變量的最大值和最小值，以達(dá)到對(duì)載荷譜進(jìn)行縮減的目的，優(yōu)化及計(jì)算過程在 nCode軟件中完成。縮減后比利時(shí)路滿載各路面的循環(huán)次數(shù)見表 3-13。9條比利時(shí)路載荷片段經(jīng)縮減后最終保留了 2段，即片段 2及片段 6。根據(jù)各片段總循環(huán)次數(shù)及比利時(shí)路面的實(shí)際長(zhǎng)度，計(jì)算可得縮減前后比利時(shí)路面單次循環(huán)里程由 2.61km縮減至 0.62km，有效地縮短了路面里程。

表 3-13縮減后比利時(shí)路滿載各路面的循環(huán)次數(shù)

序號(hào)名稱循環(huán)次數(shù)1片段 102片段 231863片段 304片段 405片段 506片段 626597片段 708片段 809片段 90

（4）縮減前后對(duì)比分析 

對(duì)道路譜各通道數(shù)據(jù)縮減前后，原始譜與加速譜吻合程度的對(duì)比判斷，主要從時(shí)域、幅值域及頻率域 3個(gè)方面進(jìn)行分析比較。由于采用里程縮減，因此不作時(shí)域的對(duì)比，對(duì)縮減結(jié)果的評(píng)價(jià)主要從幅值域及頻率域進(jìn)行縮減前后對(duì)比。

針對(duì)幅值域?qū)Ρ?，主要從雨流?jì)數(shù)和穿級(jí)計(jì)數(shù)兩個(gè)方面進(jìn)行對(duì)比分析，將縮減前后的采集數(shù)據(jù)導(dǎo)入軟件 LMStecware中進(jìn)行數(shù)據(jù)處理。其中左前輪輪心垂向力縮減前后雨流計(jì)數(shù)矩陣對(duì)比如圖 3-59所示，從圖 3-59可以看出雨流形狀的分布規(guī)律基本一致。圖 3-60所示為左前輪輪心垂向力縮減前后穿級(jí)計(jì)數(shù)的對(duì)比，從圖 3-60中可以看出縮減前后十分接近。

對(duì)于頻率域?qū)Ρ?，主要通過載荷的功率譜密度（PowerSpectralDensity，PSD）來進(jìn)行。加速譜不僅要滿足縮減前后的損傷等效，也要滿足頻率域上的等效。通過對(duì)比分析原始譜和加速譜前懸架左側(cè)軸頭加速度信號(hào)的 PSD來評(píng)價(jià)兩種載荷譜的頻率域特征是否一致，圖 3-61所示為縮減前后原始譜和加速譜的 PSD分析對(duì)比，由圖 3-61可以看出，加速譜和原始譜的頻帶為0~20Hz，在各個(gè)頻率上縮減前后的 PSD分布趨勢(shì)基本一致，具有相同形狀的 PSD分布曲線。

圖 3-59左前輪輪心垂向力縮減前后雨流計(jì)數(shù)矩陣對(duì)比

圖 3-60左前輪輪心垂向力縮減前后穿級(jí)計(jì)數(shù)對(duì)比

圖 3-61前懸架左側(cè)軸頭垂向加速度縮減前后 PSD對(duì)比

綜上所述，通過幅值域和頻率域兩個(gè)方面的對(duì)比，表明加速譜保留了原始譜的特征，縮減后能夠?qū)崿F(xiàn)對(duì)原始譜的替換，有利于提高車架疲勞分析效率。

根據(jù)企業(yè)的道路耐久試驗(yàn)規(guī)范定義的耐久循環(huán)次數(shù)，并結(jié)合對(duì)比利時(shí)路面道路縮減后的循環(huán)次數(shù)，得到用于疲勞壽命分析各路面載荷的循環(huán)次數(shù)，見表 3-14。

表 3-14用于疲勞壽命分析各路面載荷的循環(huán)次數(shù)

序號(hào)試驗(yàn)路面循環(huán)次數(shù)1長(zhǎng)波路6482扭曲路6483角度搓板路9724直搓板路9725凸塊路3246短波路6487比利時(shí)路片段 23186片段 626598一般公路制動(dòng)6489爬坡路648

3.4.6　電動(dòng)汽車車架疲勞載荷的獲取

本節(jié)將基礎(chǔ)車采集獲得的路譜載荷數(shù)據(jù)和多體動(dòng)力學(xué)仿真分析結(jié)合在一起。利用虛擬迭代的方法，獲取適用于多體動(dòng)力學(xué)模型的外部激勵(lì)載荷。再結(jié)合多體動(dòng)力學(xué)仿真分解，得到電動(dòng)汽車車架的疲勞載荷。

（1）整車多體動(dòng)力學(xué)模型虛擬迭代 

獲得零部件在車輛行駛過程中的載荷歷程，是疲勞分析計(jì)算必備的前提。當(dāng)前，通過多體動(dòng)力學(xué)模型獲取部件內(nèi)部載荷為主要途徑。虛擬迭代方法可以很好地獲取道路譜耐久載荷 [142]。

通過上文采集的基礎(chǔ)車輪心加速度、彈簧減振器位移、球頭載荷等信號(hào)作為目標(biāo)，反向推導(dǎo)多體動(dòng)力學(xué)模型中輪心的載荷輸入，用于驅(qū)動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型的仿真計(jì)算。輪心驅(qū)動(dòng)的反向推導(dǎo)，并不是對(duì)六向力進(jìn)行全部推導(dǎo)，通常只推導(dǎo)出輪心垂向位移用于取代輪心垂向力，而保留其他方向上采集的載荷。通過不斷的迭代推導(dǎo)最終獲得施加在多體動(dòng)力學(xué)模型輪心處的垂向位移，下文將結(jié)合這一技術(shù)原理對(duì)電動(dòng)汽車車架疲勞載荷的獲取展開分析。

通過激勵(lì)產(chǎn)生的系統(tǒng)響應(yīng)與目標(biāo)信號(hào)（采集信號(hào)）的對(duì)比（相對(duì)損傷），根據(jù)其差值及系統(tǒng)傳遞函數(shù)，調(diào)整求解激勵(lì)信號(hào)，直至達(dá)到理想的相對(duì)損傷，此時(shí)求解得到的激勵(lì)信號(hào)即認(rèn)為是接近實(shí)際采集過程中的路面激勵(lì)。

根據(jù)系統(tǒng)激勵(lì)與響應(yīng)的關(guān)系，系統(tǒng)傳遞函數(shù)模型可以簡(jiǎn)化成如圖 3-62所示，即給系統(tǒng)模型一個(gè)隨機(jī)的激勵(lì)信號(hào)，將會(huì)產(chǎn)生對(duì)應(yīng)的響應(yīng)信號(hào)，由此可以計(jì)算得到整車系統(tǒng)傳遞函數(shù)模型。

圖 3-62系統(tǒng)傳遞函數(shù)模型

由圖 3-62可知，可以得到系統(tǒng)的傳遞函數(shù)為

式中，u0(s) 指隨機(jī)產(chǎn)生的系統(tǒng)激勵(lì)信號(hào)；y0(s) 指系統(tǒng)響應(yīng)信號(hào)。由于目標(biāo)信號(hào)通過實(shí)車測(cè)試已經(jīng)獲取，因此由式（3-47）計(jì)算得到的系統(tǒng)函數(shù)，可以反推得到與目標(biāo)信號(hào)對(duì)應(yīng)的激勵(lì)信號(hào)，即

式中，u1(s) 為第一次計(jì)算得到的激勵(lì)信號(hào)；yDesired(s) 為目標(biāo)信號(hào)。根據(jù)計(jì)算得到的激勵(lì)信號(hào)

u1(s) 激勵(lì)系統(tǒng)模型，將得到響應(yīng)信號(hào)與實(shí)測(cè)的目標(biāo)信號(hào)進(jìn)行對(duì)比。 

式中，un+1(s) 為第 n+1次求解得到的激勵(lì)信號(hào)；yn(s) 為計(jì)算得到的第 n次響應(yīng)信號(hào)。若 yn(s) 不滿足要求，則重新計(jì)算激勵(lì)信號(hào) un+1(s)，以此不斷進(jìn)行迭代，直至滿足要求為止。該虛擬迭代原理如圖 3-63所示。

圖 3-63虛擬迭代原理圖

當(dāng)響應(yīng)信號(hào)y(s)與采集的目標(biāo)信號(hào)y(s)接近時(shí)，相對(duì)損傷接近1[143]。在工程應(yīng)用中，響應(yīng)信號(hào)與采集的目標(biāo)信號(hào)相對(duì)損傷在0.5~2.0之間時(shí)，可以判定迭代得到的激勵(lì)信號(hào)結(jié)果比較理想，滿足實(shí)際要求。此時(shí)可以停止迭代，并輸出動(dòng)力學(xué)模型中輪心處的垂向位移，也稱之為路面不平度。通過式（3-43）可比較迭代后載荷的相對(duì)損傷，并根據(jù)迭代后的時(shí)域信號(hào)和采集的時(shí)域信號(hào)進(jìn)行對(duì)比，其中基礎(chǔ)車部分路面迭代結(jié)果的對(duì)比如圖3-64~圖 3-67所示。

圖 3-64長(zhǎng)波路相對(duì)損傷

圖 3-65長(zhǎng)波路目標(biāo)時(shí)域信號(hào)與迭代時(shí)域信號(hào)對(duì)比

圖 3-66比利時(shí)路相對(duì)損傷

圖 3-67比利時(shí)目標(biāo)時(shí)域信號(hào)與迭代時(shí)域信號(hào)對(duì)比

從圖 3-64~圖 3-67的迭代結(jié)果可以看出，各路面相對(duì)損傷值均在 0.5~2之間，迭代信號(hào)與目標(biāo)信號(hào)在時(shí)域吻合度高，迭代結(jié)果比較準(zhǔn)確。迭代獲取的路面不平度可以作為電動(dòng)汽車疲勞載荷分解動(dòng)力學(xué)模型的輸入激勵(lì)。

（2）電動(dòng)汽車車架疲勞載荷的分解 

通過虛擬迭代計(jì)算可以得到基礎(chǔ)車各路面不平度結(jié)果，在保證電動(dòng)汽車底盤外連點(diǎn)及底盤性能參數(shù)與基礎(chǔ)車相同的情況下，可以將基礎(chǔ)車迭代得 到的垂向路面不平度激勵(lì)加載到電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型上 [149]。由于基礎(chǔ)車與電動(dòng)汽車的軸荷不同，即使在相同的路面下，除垂向位移載荷外，基礎(chǔ)車采集的其他方向的輪心力不能直接作用于電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型上。但兩者的輪心在其他方向的力存在線性關(guān)系，這種關(guān)系表現(xiàn)為兩款車的軸荷之比，見式（3-50）。因此，可以對(duì)基礎(chǔ)車采集的輪心五分力信號(hào)進(jìn)行縮放（系數(shù)），從而實(shí)現(xiàn)軸荷轉(zhuǎn)移，作為電動(dòng)汽車的激勵(lì)信號(hào)。利用這種關(guān)系，可以在電動(dòng)汽車樣車還沒試制出來之前，提前預(yù)測(cè)電動(dòng)汽車的疲勞性能，以提高產(chǎn)品研發(fā)效率，縮短研發(fā)周期。這種方法也稱之為軸荷轉(zhuǎn)移法。由于電動(dòng)汽車車架外連點(diǎn)及底盤性能參數(shù)與基礎(chǔ)車相同，因此，可以通過這種方法得到電動(dòng)汽車車架疲勞載荷，用于分析及優(yōu)化電動(dòng)汽車車架耐久性能。

通過虛擬迭代得到的基礎(chǔ)車路面激勵(lì)作為電動(dòng)汽車輪心的 Z向激勵(lì)，電動(dòng)汽車輪心其他方向的五分力可以運(yùn)用基礎(chǔ)車采集的六分力數(shù)據(jù)（Z向力除外），將輪心五分力乘以軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)見表 3-15，即可得到用于驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型中輪心的五分力。

用基礎(chǔ)車迭代得到的各路面激勵(lì)信號(hào)及通過軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)得到的輪心五分力信號(hào)激勵(lì)電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型，基于多體動(dòng)力學(xué)理論，在 ADAMS中進(jìn)行仿真計(jì)算。其中，載荷分解提取得到的電動(dòng)汽車車架鋼板彈簧前卷耳位置的搓板路路譜疲勞載荷如圖 3-68所示，該載荷包含

了車架鋼板彈簧前卷耳位置處 6個(gè)方向的時(shí)域載荷。同理，獲得車架不同外聯(lián)點(diǎn)位置在其他路面行駛中的載荷，以 rsp文件的形式可直接作為電動(dòng)汽車車架疲勞性能分析的載荷輸入。

表 3-15軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)

基礎(chǔ)車電動(dòng)汽車系數(shù)前軸荷 /kg128013521.056后軸荷 /kg154019351.256總質(zhì)量 /kg28203287—

圖 3-68車架鋼板彈簧前卷耳位置搓板路路譜疲勞載荷

3.4.7　電動(dòng)汽車車架疲勞性能的分析

由于獲得的路譜疲勞載荷屬于時(shí)域載荷，因此對(duì)車架進(jìn)行疲勞分析時(shí)，首先需要獲取其在單位載荷作用下的應(yīng)力分布。于是，基于電動(dòng)汽車車架有限元模型對(duì)其各個(gè)外連接點(diǎn)施加單位載荷，即 X、Y和 Z方向分別加載單位載荷（1N和 1N·mm），基于 Nastran求解器并且采用慣性釋放方法對(duì)其進(jìn)行計(jì)算，得到車架在單位載荷作用下的應(yīng)力應(yīng)變分布結(jié)果。圖 3-69所示為左前減振器支架在 X方向加載 1N時(shí)的應(yīng)力分布云圖。由圖 3-69可知，左前減振器支架在單位載荷作用下的最大應(yīng)力為 0.05MPa。圖 3-70所示為左下擺臂前支架在 X方向加載 1N·mm時(shí)的應(yīng)力分布云圖。由圖 3-70  可知，左下擺臂前支架在單位載荷作用下的最大應(yīng)力為 3.66×10?4MPa。以此類推，可以獲得每個(gè)外連點(diǎn) 6個(gè)方向上的單位載荷應(yīng)力分布。

因此，基于上文中獲得的各個(gè)路面的路譜疲勞載荷和定義的各個(gè)路面對(duì)應(yīng)的循環(huán)次數(shù)，再結(jié)合試驗(yàn)獲得的材料曲線和應(yīng)變- 疲勞曲線，采用 Neuber修正法，通過疲勞累積損傷理論，在Ncode軟件中進(jìn)行計(jì)算，可以實(shí)現(xiàn)對(duì)電動(dòng)汽車車架疲勞損傷的預(yù)測(cè)分析。

如圖 3-71所示，為電動(dòng)汽車車架路譜疲勞損傷分布圖。由圖 3-71可知，該電動(dòng)汽車車架路譜疲勞的最大損傷值為 0.42，位于貨廂后左安裝支架處，其第四橫梁與縱梁連接處的損傷值為 0.2，前電池包后安裝支架的損傷值為 0.177，前懸架右上跳限位塊安裝支架的損傷值為0.073，其他部位區(qū)域?yàn)闊o限壽命，車架整體的損傷值均低于實(shí)際工程要求值（1.0）。

圖 3-69左前減振器支架在X方向加載 1N時(shí)的應(yīng)力分布云圖

圖 3-70左下擺臂前支架在X方向加載 1N·mm時(shí)的應(yīng)力分布云圖

圖 3-71電動(dòng)汽車車架路譜疲勞損傷分布圖

因此，該電動(dòng)汽車車架能夠滿足疲勞設(shè)計(jì)要求，具有較高的疲勞安全系數(shù)，發(fā)生道路耐久失效風(fēng)險(xiǎn)概率較低，其疲勞性能滿足實(shí)際工程應(yīng)用要求，并且具有一定的疲勞安全余量和優(yōu)化空間。

本章小結(jié)

本章利用有限元求解軟件 Nastran，對(duì)電動(dòng)汽車車架有限元模型進(jìn)行了模態(tài)性能和剛度性能分析。重點(diǎn)結(jié)合力學(xué)理論推導(dǎo)和多體動(dòng)力學(xué)模型對(duì)電動(dòng)汽車車架的強(qiáng)度載荷獲取展開了研究，基于車架強(qiáng)度載荷和強(qiáng)度分析方法完成了車架多工況強(qiáng)度性能的仿真分析。同時(shí)，對(duì)電動(dòng)汽車車架疲勞載荷的獲取以及疲勞載荷循環(huán)次數(shù)的確定進(jìn)行了分析，并根據(jù)疲勞分析理論及方法，實(shí)現(xiàn)了對(duì)電動(dòng)汽車車架疲勞性能的預(yù)測(cè)分析。通過研究車架性能指標(biāo)對(duì)電動(dòng)汽車車架開發(fā)的影響，發(fā)現(xiàn)電動(dòng)汽車車架模型基本能滿足模態(tài)、剛度以及疲勞性能的要求，但電動(dòng)汽車車架的強(qiáng)度性能，在較為嚴(yán)苛的制動(dòng)工況和轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況中會(huì)存在一定的失效風(fēng)險(xiǎn)，需在后續(xù)的優(yōu)化工作中解決這一問題。

內(nèi)容簡(jiǎn)介：本書以新能源汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展?fàn)顩r為背景，總結(jié)新能源汽車開發(fā)過程中存在的問題，并以車架結(jié)構(gòu)性能為分析目標(biāo)，層層遞進(jìn)引入研究相關(guān)的理論基礎(chǔ)、技術(shù)方案、設(shè)計(jì)方法及其發(fā)展趨勢(shì)。具體來說，本書根據(jù)產(chǎn)品開發(fā)流程介紹了新能源汽車的發(fā)展背景、相關(guān)的軟件、硬件及算法基礎(chǔ)。在此基礎(chǔ)上，本書沿著新能源汽車開發(fā)的技術(shù)路線，結(jié)合多體動(dòng)力學(xué)與有限元法，重點(diǎn)介紹了車架的載荷獲取方法以及結(jié)構(gòu)性能分析方法，并基于車架結(jié)構(gòu)性能的分析，對(duì)車架多性能匹配的優(yōu)化策略進(jìn)行研究，建立了適用于電動(dòng)汽車車架的多目標(biāo)優(yōu)化方法及流程，為電動(dòng)汽車車架的開發(fā)提供技術(shù)支持和理論依據(jù)。另外，本書還介紹了上述開發(fā)及測(cè)試所用的工具及操作流程，幫助讀者進(jìn)行實(shí)踐。最后，本書展望了新能源汽車技術(shù)未來的發(fā)展趨勢(shì)以及需要解決的問題。

本書適用于對(duì)新能源汽車結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及優(yōu)化技術(shù)感興趣的讀者，包括開發(fā)人員、設(shè)計(jì)人員、科研工作者等。本書還適用于有相關(guān)知識(shí)背景的從業(yè)人員。

 

作者簡(jiǎn)介

余禎琦：博士、高級(jí)工程師、九三學(xué)社社員。以第一作者發(fā)表SCI論文1篇，EI論文3篇，以第一發(fā)明人授權(quán)發(fā)明專利2項(xiàng)，參與完成國(guó)家自然科學(xué)基金1項(xiàng)，參與完成多項(xiàng)企業(yè)乘、商用車型開發(fā)，獲得中國(guó)數(shù)字仿真科技卓越應(yīng)用獎(jiǎng)1項(xiàng)、企業(yè)科技進(jìn)步二等獎(jiǎng)2項(xiàng)、三等獎(jiǎng)1項(xiàng)、科技創(chuàng)新大賽優(yōu)勝獎(jiǎng)1項(xiàng)、優(yōu)秀創(chuàng)新團(tuán)隊(duì)稱號(hào)1次。

本書由機(jī)械工業(yè)出版社出版，本文經(jīng)出版方授權(quán)發(fā)布。