CN113343374A - 汽车板簧疲劳测试方法 - Google Patents

汽车板簧疲劳测试方法 Download PDF

Info

Publication number
CN113343374A
CN113343374A CN202110454811.9A CN202110454811A CN113343374A CN 113343374 A CN113343374 A CN 113343374A CN 202110454811 A CN202110454811 A CN 202110454811A CN 113343374 A CN113343374 A CN 113343374A
Authority
CN
China
Prior art keywords
axis direction
load
plate spring
stress
fatigue
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN202110454811.9A
Other languages
English (en)
Other versions
CN113343374B (zh
Inventor
陈为欢
段龙杨
黄晖
余显忠
熊伟
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Jiangling Motors Corp Ltd
Original Assignee
Jiangling Motors Corp Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Jiangling Motors Corp Ltd filed Critical Jiangling Motors Corp Ltd
Priority to CN202110454811.9A priority Critical patent/CN113343374B/zh
Publication of CN113343374A publication Critical patent/CN113343374A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN113343374B publication Critical patent/CN113343374B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F30/00—Computer-aided design [CAD]
    • G06F30/10—Geometric CAD
    • G06F30/17—Mechanical parametric or variational design
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F30/00—Computer-aided design [CAD]
    • G06F30/20—Design optimisation, verification or simulation
    • G06F30/23—Design optimisation, verification or simulation using finite element methods [FEM] or finite difference methods [FDM]
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F2111/00—Details relating to CAD techniques
    • G06F2111/10—Numerical modelling
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F2119/00—Details relating to the type or aim of the analysis or the optimisation
    • G06F2119/04—Ageing analysis or optimisation against ageing
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F2119/00—Details relating to the type or aim of the analysis or the optimisation
    • G06F2119/14—Force analysis or force optimisation, e.g. static or dynamic forces

Abstract

一种汽车板簧疲劳测试方法包括：获取板簧在耐久路试过程中各个时刻所受到的作用力；利用有限元软件建立板簧的有限元模型；获取板簧在z轴方向上的应力随着载荷变化的关系曲线；确定该关系曲线拐点处的z轴方向的载荷，得到拐点载荷；各作用力分别加载至有限元模型中进行强度分析，分别得到对应的结果文件；将结果文件导入疲劳软件中计算板簧在各个载荷作用下的应力的时间历程；通过疲劳软件计算板簧在受到各个力作用下的总应力的时间历程，并根据总应力的时间历程以及板簧的材料疲劳特性曲线计算所述板簧的疲劳寿命。

Description

汽车板簧疲劳测试方法
技术领域
本发明涉及汽车领域，特别是涉及一种汽车板簧疲劳测试方法。
背景技术
板簧具有成本低、结构简单、维修方便等优点，因此广泛应用于各类车型中，为满足舒适性的要求，板簧通常被设计成由主、副板簧构成的具有两级刚度特性形式的板簧，使得汽车板簧应力和载荷之间的关系随着板簧不同的接触状态呈现出非线性。板簧作为悬挂系统的核心部件之一，承受着来自路面的各个方向的载荷激励，其中垂向激励载荷对板簧的疲劳寿命影响最大，而垂向载荷和其引起的应力是非线性关系，所以准确预测其疲劳寿命存在较大困难。
现有的板簧疲劳寿命一般通过强化道路试验确定。此方法完全依赖道路试验，将板簧总成实际装车后，在强化路面上行驶直至断裂，依据行驶里程判断板簧疲劳寿命是否合格。其特点是结论相对准确，但周期长，试验代价昂贵，一次设计参数的更改须在试验场行驶数十万公里，耗时数十天甚至更长的周期，代价高昂。
另外一种方法是计算机辅助设计(CAE)仿真分析方法，由于常规的疲劳分析方法和疲劳分析软件往往都是针对线性系统：在时域中利用线性叠加原理计算损伤，在频域中往往利用模态结果作为疲劳分析的基础，这些方法忽略垂向载荷极其应力间的非线性对板簧仿真结果的影响，分析结果和随机激励下的道路疲劳耐久结果存在较大差异，准确度较低。
发明内容
鉴于上述状况，有必要针对现有技术中汽车板簧的疲劳测试准确率低的问题，提供一种汽车板簧疲劳测试方法。
一种汽车板簧疲劳测试方法，包括：
获取耐久路试过程中各个时刻板簧在板簧座处受到的作用力，所述作用力包括x轴方向的载荷，y轴方向的载荷、z轴方向的载荷、x轴方向的扭矩、y轴方向的扭矩和z轴方向的扭矩；
利用有限元软件建立板簧的有限元模型；
将板簧设计允许的最大垂向载荷加载至所述有限元模型中，根据计算结果分析，取板簧受应力较大部分的网格单元，观察应力和载荷的关系，以获得板簧在z轴方向上的应力随着载荷变化的关系曲线；
确定所述关系曲线拐点处的z轴方向的载荷，得到拐点载荷；
将x轴方向的最大载荷、y轴方向的最大载荷、x轴方向的最大扭矩、y轴方向的最大扭矩、z轴方向的最大扭矩、z轴方向的最小载荷、z轴方向的最大载荷，以及所述拐点载荷分别加载至所述有限元模型中进行强度分析，分别得到对应的结果文件为σFxmax、σFymax、σTxmax、σTymax、σTzmax、σFzmin、σFzmax和σFzdeflection；
将结果文件σFxmax、σFymax、σTxmax、σTymax和σTzmax导入疲劳软件中，并分别与x轴方向的载荷，y轴方向的载荷、x轴方向的扭矩、y轴方向的扭矩和z轴方向的扭矩的时间历程进行关联，分别得到板簧在x轴方向的载荷，y轴方向的载荷、x轴方向的扭矩、y轴方向的扭矩和z轴方向的扭矩的作用下的应力的时间历程；
将结果文件σFzmin、σFzmax和σFzdeflection，以及z轴方向上的载荷为0时刻的应力σFz＝0导入疲劳软件中，并基于插值法计算板簧受到Z轴方向的载荷下对应的应力的时间历程；
通过疲劳软件计算板簧在受到各个所述作用下的总应力的时间历程，并根据所述总应力的时间历程以及所述板簧的材料疲劳特性曲线计算所述板簧的疲劳寿命。
进一步的，上述汽车板簧疲劳测试方法，其中，将结果文件σFzmin、σFzmax和σFzdeflection，以及z轴方向上的载荷为0时刻的应力σFz＝0导入疲劳软件中，并基于插值法计算板簧受到Z轴方向的载荷下对应的应力的时间历程的步骤包括：
针对所述板簧z轴方向上受到的载荷构建4个载荷通道，所述4个载荷通道分别为z轴方向的最小载荷、z轴方向的最大载荷，z轴方向载荷为0，以及所述拐点载荷对应的通道；
根据各个时刻所述板簧受到的载荷的值与各个区间边界载荷Fzmin、Fz＝0、Fzdeflection和Fzmax大小关系确定各个时刻下各个所述载荷通道的系数；
根据结果文件σFzmin、σFzmax和σFzdeflection，以及z轴方向上的载荷为0时刻的应力σFz＝0，以及各个时刻下各个所述载荷通道的系数确定所述板簧在z轴方向上的应力的时间历程。
进一步的，上述汽车板簧疲劳测试方法，其中，所述板簧在z轴方向上的应力的时间历程的表达式为：σz(ti)＝σFzmin*CFzmin(ti)+σFz＝0*CFz＝0(ti)+σFzdeflection*CFzdeflection(ti)+σFzmax*CFzmax(ti)；
其中，Czmin(ti),Cz＝0(ti),Czdeflection(ti),和Czmax(ti)分别为z轴方向的最小载荷、z轴方向的最大载荷，z轴方向载荷为0，以及所述拐点载荷对应的通道下的系数。
进一步的，上述汽车板簧疲劳测试方法，其中，各个所述载荷通道的系数的确定方式如下，
当Fzmin≤F(ti)<Fz＝0时，
Figure BDA0003040094670000031
当Fz＝0≤F(ti)<Fzdeflection时，
Figure BDA0003040094670000032
当Fzdeflection≤F(ti)<Fzmax时，
Figure BDA0003040094670000033
其中，F(ti)为ti时刻z轴方向上的载荷，Fzmin，Fzmax，Fz＝0，Fzdeflection分别表示z轴方向的最小载荷、z轴方向的最大载荷，z轴方向载荷为0，以及所述拐点载荷。
进一步的，上述汽车板簧疲劳测试方法，其中，所述获取板簧在耐久路试过程中各个时刻所受到的作用力的步骤包括：
建立整车的多体动力学模型；
将实际的耐久路试过程中采集的道路载荷谱数据加载至所述多体动力学模型中，并通过多体动力学仿真计算获得板簧在所述耐久路试过程中各个时刻受到的作用力。
进一步的，上述汽车板簧疲劳测试方法，其中，所述利用有限元软件建立板簧的有限元模型的步骤包括：
将基于自由状态的板簧进行CAE网格建模，得到板簧的网格模型；
将建立的网格模型进行分片处理得到多个网格单元，并对各个所述网格单元建立自接触和边界，得到所述板簧的有限元模型。
进一步的，上述汽车板簧疲劳测试方法，其中，所述根据所述总应力的时间历程以及所述板簧的材料疲劳特性曲线计算所述板簧的疲劳寿命的步骤包括：
根据所述总应力时间历程以及所述板簧的材料疲劳特性曲线，计算不同等效应力幅Sami对板簧造成的疲劳损伤，并进行线性叠加获得总损伤D，
Figure BDA0003040094670000041
其中，Ni为等效应力幅为sami作用下，板簧耐久路试中受到的总循环次数，ni表示等效应力幅为sami时，板簧在耐久路试中受到的循环次数，i为等效应力幅的序号；
根据计算得到的总损伤值计算所述板簧的疲劳寿命。
本发明基于有限元法的板簧疲劳耐久寿命CAE仿真分析方法进行板簧的道路耐久试验的疲劳寿命预测，可减少物理样机试验，实现降本、缩短公司产品开发周期，带来巨大的经济效益。并且，本发明考虑道路耐久随机激励引起的扭矩以及汽车行驶过程中制动和加速引起的垂向力对板簧寿命的影响，对Z轴向载荷进行特殊处理，从而实现对板簧的垂向载荷与其引起的应力进行精确描述，从而解决精确计算疲劳寿命的问题。
附图说明
图1为本发明实施例提供的汽车板簧疲劳测试方法的流程图；
图2为板簧示意图；
图3为本发明实施例中板簧上垂向载荷观测点的示意图；
图4为本发明实施例中板簧应力与Z轴方向上载荷的关系示意图。
具体实施方式
下面详细描述本发明的实施例，所述实施例的示例在附图中示出，其中自始至终相同或类似的标号表示相同或类似的元件或具有相同或类似功能的元件。下面通过参考附图描述的实施例是示例性的，仅用于解释本发明，而不能理解为对本发明的限制。
参照下面的描述和附图，将清楚本发明的实施例的这些和其他方面。在这些描述和附图中，具体公开了本发明的实施例中的一些特定实施方式，来表示实施本发明的实施例的原理的一些方式，但是应当理解，本发明的实施例的范围不受此限制。相反，本发明的实施例包括落入所附加权利要求书的精神和内涵范围内的所有变化、修改和等同物。
请参阅图1，为本发明实施例中的汽车板簧疲劳测试方法，包括步骤S11～S18。
步骤S11，获取耐久路试过程中各个时刻板簧在板簧座处受到的作用力，所述作用力包括x轴方向的载荷，y轴方向的载荷、z轴方向的载荷、x轴方向的扭矩、y轴方向的扭矩和z轴方向的扭矩。
本实施例中获取实际道路测试过程的道路载荷谱数据，该道路载荷谱数据包括轮心六分力及板簧(具体为板簧座，即板簧和车桥连接处)相对车身或者车架的相对位移等信息。并基于该道路载荷谱数据以及多体动力学仿真技术，计算板簧座在耐久路试过程中各个时刻的受到的作用力。具体实施时，建立整车的多体动力学模型；将实际的耐久路试过程中采集的道路载荷谱数据加载至该多体动力学模型中，并通过多体动力学仿真计算获得板簧在该耐久路试过程中各个时刻受到的作用力，即x轴方向的载荷Fx，y轴方向的载荷Fy、z轴方向的载荷Fz、x轴方向的扭矩Tx、y轴方向的扭矩Ty和z轴方向的扭矩Tz。通过多体动力学仿真软件输出的耐久路试过程中的作用力如表1所示。
表1
时间(秒) X向载荷(N) Y向载荷(N) Z向载荷(N) X向扭矩(Nmm) Y向扭矩(Nmm) Z向扭矩(Nmm)
0 -336.2351 0.6114445 7467.986 71.80706 -4.54E+04 -47.57793
0.00391 -336.1509 0.6114445 7467.986 71.80706 -4.54E+04 -47.57793
0.00781 -335.8981 0.6114445 7467.986 71.80706 -4.54E+04 -47.57793
0.01172 -335.3082 0.6114445 7467.986 71.80706 -4.53E+04 -47.57793
0.01563 -334.634 0.6114445 7467.986 71.80706 -4.53E+04 -47.57793
0.01953 -333.6228 0.6114445 7467.986 71.80706 -4.52E+04 -47.57793
0.02344 -332.443 0.6114445 7467.986 71.80706 -4.51E+04 -47.57793
0.02734 -331.0104 0.6114445 7788.881 71.80706 -4.50E+04 -47.57793
0.03125 -329.4936 0.6114445 7849.393 71.80706 -4.49E+04 -47.57793
0.03516 -327.6396 0.6114445 7971.027 71.80706 -4.47E+04 -47.57793
0.03906 -325.7015 0.6114445 8128.113 71.80706 -4.46E+04 -47.57793
0.04297 -323.5947 0.6114445 8266.861 71.80706 -4.45E+04 -47.57793
0.04688 -321.3195 0.6114445 8311.787 71.80706 -4.43E+04 -47.57793
0.05078 -318.8756 0.6114445 8213.379 71.80706 -4.41E+04 -47.57793
0.05469 -316.2633 0.6114445 8003.728 71.80706 -4.40E+04 -47.57793
0.05859 -313.5667 0.6114445 7797.744 71.80706 -4.38E+04 -47.57793
步骤S12，利用有限元软件建立板簧的有限元模型。
本实施例基于有限元的板簧CAE耐久寿命分析。具体的，利用有限元软件建立板簧的有限元模型的步骤包括：
将基于自由状态的板簧进行CAE网格建模，得到板簧的网格模型；
对建立的网格模型进行分片处理得到多个网格单元，并对各个所述网格单元建立自接触和边界，得到所述板簧的有限元模型。
进行板簧的有限元建模时，基于自由状态的板簧进行CAE网格建模，并设置网格尺寸3-5mm，实体单元包一层料厚0.001mm的壳单元，板簧厚度方向4层网格，U型螺栓夹紧区域采用共节点连接，得到板簧的网格模型。例如一般的板簧由三个簧片组成，分别对不同的簧片进行网格建模，每个簧片由很多连续的网格构成。
其中，板簧的边界条件处理过程为，将板簧的前卷耳约束除转动以外的自由度，后卷耳不约束沿板簧长度方向移动的自由度(x自由度)和绕其轴线转动的自由度(绕y轴转动的自由度)，约束其他自由度。
步骤S13，将板簧设计允许的最大垂向载荷加载至所述有限元模型中，根据计算结果分析，取板簧受应力较大部分的网格单元，观察应力和载荷的关系，以获得板簧在z轴方向上的应力随着载荷变化的关系曲线。
步骤S14，确定所述关系曲线拐点处的z轴方向的载荷，得到拐点载荷。
通过有限元软件，在板簧座处施加板簧设计允许的Z轴方向上的最大载荷Fz，获得板簧模型单元应力和垂向力的关系，如图2中A处为板簧载荷施加位置，图3示出了应力和Fz关系的观测点，图4为板簧的应力和受到的作用力的关系曲线。从图3可以查看，板簧F-Stress曲线的拐点，拐点的Fz载荷Fzdeflection＝6886N。
步骤S15，将x轴方向的最大载荷、y轴方向的最大载荷、x轴方向的最大扭矩、y轴方向的最大扭矩、z轴方向的最大扭矩、z轴方向的最小载荷、z轴方向的最大载荷，以及所述拐点载荷分别加载至所述有限元模型中进行强度分析，分别得到对应的结果文件。
将x轴方向的最大载荷、y轴方向的最大载荷、x轴方向的最大扭矩、y轴方向的最大扭矩、z轴方向的最大扭矩、z轴方向的最小载荷、z轴方向的最大载荷，以及所述拐点载荷对应的结果文件分别为σFxmax、σFymax、σTxmax、σTymax、σTzmax、σFzmin、σFzmax和σFzdeflection。
具体实施时，将Fxmax施加到B.2.2中完成约束的有限元模型中的板簧座上，进行强度分析，并求解板簧在Fxmax作用下的结果文件σFxmax；
将Fymax施加到步骤S12中完成约束的有限元模型中的板簧座上，进行强度分析，并求解板簧在Fymax作用下的应力和位移结果σFymax；
将TXmax施加到步骤S12中完成约束的有限元模型中的板簧座上，进行强度分析，并求解板簧在Mxmax作用下的应力和位移结果σTxmax；
将Tymax施加到步骤S12中完成约束的有限元模型中的板簧座上，进行强度分析，并求解板簧在Mymax作用下的应力和位移结果σTymax；
将Tzmax施加到步骤S12中完成约束的有限元模型中的板簧座上，进行强度分析，并求解板簧在Tzmax作用下的应力和位移结果σTzmax；
将Tzmin施加到步骤S12中完成约束的有限元模型中的板簧座上，进行强度分析，并求解板簧在Fzmin作用下的应力和位移结果σFzmin；
将Fzmax施加到步骤S12中完成约束的有限元模型中的板簧座上，进行强度分析，并求解板簧在Fzmax作用下的应力和位移结果σFzmax，同时输出Fz＝0时刻的应力σFz＝0。
将Fzdeflection施加到步骤S12中完成约束的有限元模型中的板簧座上，进行强度分析，并求解板簧在Fzdeflection作用下的应力和位移结果σFzdeflection。
步骤S16，将x轴方向的最大载荷、y轴方向的最大载荷、x轴方向的最大扭矩、y轴方向的最大扭矩、z轴方向的最大扭矩对应的结果文件导入疲劳软件中，并分别与x轴方向的载荷，y轴方向的载荷、x轴方向的扭矩、y轴方向的扭矩和z轴方向的扭矩的时间历程进行关联，分别得到板簧在x轴方向的载荷，y轴方向的载荷、x轴方向的扭矩、y轴方向的扭矩和z轴方向的扭矩的作用下的应力的时间历程。
上述各个结果文件中包含有板簧在对应作用力下产生的应力。将结果文件σFxmax、σFymax、σTxmax、σTymax和σTzmax导入疲劳软件中，并分别与x轴方向的载荷，y轴方向的载荷、x轴方向的扭矩、y轴方向的扭矩和z轴方向的扭矩的时间历程进行关联，分别得到板簧在x轴方向的载荷，y轴方向的载荷、x轴方向的扭矩、y轴方向的扭矩和z轴方向的扭矩的作用下的应力的时间历程。
步骤S17，将z轴方向的最小载荷、z轴方向的最大载荷，以及所述拐点载荷对应的结果文件，以及z轴方向上的载荷为0时刻的应力导入疲劳软件中，并基于插值法计算板簧受到z轴方向的载荷下对应的应力的时间历程。
板簧座的垂向载荷Fz与其导致的应力变化量Δσz(t)之间不是线性关系。对于板簧在Z轴方向上的应力，需要进行一些复杂的处理，本专利基于拉格朗日插值法，通过构建多个Z向通道代替单一Z向通道来实现对Δσz(t)的非线性描述。
在任意一个载荷时刻ti，Z轴方向上的载荷F(ti)引起的应力可以根据F(ti)所在的载荷区间根据线性组合来表示，σz(ti)＝σFzmin*CFzmin(ti)+σFz＝0*CFz＝0(ti)+σFzdeflection*CFzdeflection(ti)+σFzmax*CFzmax(ti)，其中Czmin(ti),Cz＝0(ti),Czdeflection(ti),和Czmax(ti)为构建的载荷通道系数，其具体数值根据Fz(ti)大小与区间边界载荷Fzmin、Fz＝0、Fzdeflection和Fzmax大小关系确定，具体如下：
当Fzmin≤F(ti)<Fz＝0时，
Figure BDA0003040094670000091
当Fz＝0≤F(ti)<Fzdeflection时，
Figure BDA0003040094670000092
当Fzdeflection≤F(ti)<Fzmax时，
Figure BDA0003040094670000093
Z轴方向上的载荷历程曲线由各个时刻的载荷F(ti)构成，编制一个程序，根据每个时刻的载荷F(ti)分别计算构建Czmin(ti),Cz＝0(ti),Czdeflection(ti),和Czmax(ti)共四个通道，并保存到csv文件中，则板簧在Z轴方向的载荷下的应力时间历程为σz(ti)＝σFzmin*CFzmin(ti)+σFz＝0*CFz＝0(ti)+σFzdeflection*CFzdeflection(ti)+σFzmax*CFzmax(ti)。通过以上将单个载荷通道通过4个载荷通道的构建来实现了非线性问题的解决。由于Fz＝0时候，板簧应力σFz＝0为0，所以σz(ti)＝σFzmin*CFzmin(ti)+σFzdeflection*CFzdeflection(ti)+σFzmax*CFzmax(ti)。
板簧在Fx，Fy，Fz，Tx，Ty，Tz作用力下的的总的应力描述如下：
Figure BDA0003040094670000094
Fx(ti)，Fy(ti)，Tx(ti)，Ty(ti)，Tz(ti)为多体动力学软件输入的板簧座处随时间变化的作用力。其中，σFxmax表示施加载荷Fxmax引起的应力，则
Figure BDA0003040094670000101
表示Fx作用力下单位力引起的应力结果，再乘以多体动力学输出的载荷，结果即为X方向实际Fx(t)载荷引起的应力增量。六个方向的应力方向叠加则为板簧的实际应力。
步骤S18，通过疲劳软件计算板簧在受到各个所述受力参数下的总应力的时历程，并根据所述总应力的时间历程以及所述板簧的材料疲劳特性曲线计算述板簧的疲劳寿命。
将结果文件σFzmin、σFzmax和σFzdeflection，乘以Czmin(ti),Czdeflection(ti),和Czmax(ti)，将结果文件σFxmax、σFymax、σTxmax、σTymax和σTzmax，分别除以求解应力场的载荷Fxmax，Fymax，Mxmax，Mymax，Mzmax,然后乘以路谱载荷Fx(ti)，Fy(ti)，Tx(ti)，Ty(ti)，Tz(t),得到板簧在耐久路试过程中实际载荷引起的应力时间历程。
针对不同的路试工况，在疲劳软件中指定实际的路试循环次数(新增内容)。在疲劳软件中输入板簧材料的S-N(应力-寿命)曲线参数。
疲劳软件将根据上一步获得的每个单元的应力时间历程进行雨流计数，获得不同应力幅Sa(含均值)的计数次数，对平均应力不为0的应力幅进行幅值修正，等效计算为平均应力为0时的等效应力幅Sami，然后根据材料的S-N曲线，计算不同等效应力幅Sami对板簧造成的疲劳损伤并进行线性叠加获得总损伤D，
Figure BDA0003040094670000102
其中，Ni为等效应力幅为sami作用下，板簧耐久路试中受到的总循环次数，ni表示等效应力幅为sami时，板簧在耐久路试中受到的循环次数，i为等效应力幅的序号。最后计算疲劳寿命，疲劳寿命L为总损伤值的倒数，即L＝1/D。
本实施例基于有限元法的板簧疲劳耐久寿命CAE仿真分析方法进行板簧的道路耐久试验的疲劳寿命预测，可减少物理样机试验，实现降本、缩短公司产品开发周期，带来巨大的经济效益。并且，本实施例考虑道路耐久随机激励引起的扭矩以及汽车行驶过程中制动和加速引起的垂向力对板簧寿命的影响，对Z轴向载荷进行特殊处理，从而实现对板簧的垂向载荷与其引起的应力进行精确描述，从而解决精确计算疲劳寿命的问题。
在本说明书的描述中，参考术语“一个实施例”、“一些实施例”、“示例”、“具体示例”、或“一些示例”等的描述意指结合该实施例或示例描述的具体特征、结构、材料或者特点包含于本发明的至少一个实施例或示例中。在本说明书中，对上述术语的示意性表述不一定指的是相同的实施例或示例。而且，描述的具体特征、结构、材料或者特点可以在任何的一个或多个实施例或示例中以合适的方式结合。
以上所述实施例仅表达了本发明的几种实施方式，其描述较为具体和详细，但并不能因此而理解为对本发明专利范围的限制。应当指出的是，对于本领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明构思的前提下，还可以做出若干变形和改进，这些都属于本发明的保护范围。因此，本发明专利的保护范围应以所附权利要求为准。

Claims (7)

1.一种汽车板簧疲劳测试方法，其特征在于，包括：
获取耐久路试过程中各个时刻板簧在板簧座处受到的作用力，所述作用力包括x轴方向的载荷，y轴方向的载荷、z轴方向的载荷、x轴方向的扭矩、y轴方向的扭矩和z轴方向的扭矩；
利用有限元软件建立板簧的有限元模型；
将板簧设计允许的最大垂向载荷加载至所述有限元模型中，根据计算结果分析，取板簧受应力较大部分的网格单元，观察应力和载荷的关系，以获得板簧在z轴方向上的应力随着载荷变化的关系曲线；
确定所述关系曲线拐点处的z轴方向的载荷，得到拐点载荷；
将x轴方向的最大载荷、y轴方向的最大载荷、x轴方向的最大扭矩、y轴方向的最大扭矩、z轴方向的最大扭矩、z轴方向的最小载荷、z轴方向的最大载荷，以及所述拐点载荷分别加载至所述有限元模型中进行强度分析，分别得到对应的结果文件为σFxmax、σFymax、σTxmax、σTymax、σTzmax、σFzmin、σFzmax和σFzdeflection；
将结果文件σFxmax、σFymax、σTxmax、σTymax和σTzmax导入疲劳软件中，并分别与x轴方向的载荷，y轴方向的载荷、x轴方向的扭矩、y轴方向的扭矩和z轴方向的扭矩的时间历程进行关联，分别得到板簧在x轴方向的载荷，y轴方向的载荷、x轴方向的扭矩、y轴方向的扭矩和z轴方向的扭矩的作用下的应力的时间历程；
将结果文件σFzmin、σFzmax和σFzdeflection，以及z轴方向上的载荷为0时刻的应力σFz＝0导入疲劳软件中，并基于插值法计算板簧受到Z轴方向的载荷下对应的应力的时间历程；
通过疲劳软件计算板簧在受到各个所述作用下的总应力的时间历程，并根据所述总应力的时间历程以及所述板簧的材料疲劳特性曲线计算所述板簧的疲劳寿命。
2.如权利要求1所述的汽车板簧疲劳测试方法，其特征在于，将结果文件σFzmin、σFzmax和σFzdeflection，以及z轴方向上的载荷为0时刻的应力σFz＝0导入疲劳软件中，并基于插值法计算板簧受到Z轴方向的载荷下对应的应力的时间历程的步骤包括：
针对所述板簧z轴方向上受到的载荷构建4个载荷通道，所述4个载荷通道分别为z轴方向的最小载荷、z轴方向的最大载荷，z轴方向载荷为0，以及所述拐点载荷对应的通道；
根据各个时刻所述板簧受到的载荷的值与各个区间边界载荷Fzmin、Fz＝0、Fzdeflection和Fzmax大小关系确定各个时刻下各个所述载荷通道的系数；
根据结果文件σFzmin、σFzmax和σFzdeflection，以及z轴方向上的载荷为0时刻的应力σFz＝0，以及各个时刻下各个所述载荷通道的系数确定所述板簧在z轴方向上的应力的时间历程。
3.如权利要求2所述的汽车板簧疲劳测试方法，其特征在于，所述板簧在z轴方向上的应力的时间历程的表达式为：σz(ti)＝σFzmin*CFzmin(ti)+σFz＝0*CFz＝0(ti)+σFzdeflection*CFzdeflection(ti)+σFzmax*CFzmax(ti)；
其中，Czmin(ti),Cz＝0(ti),Czdeflection(ti),和Czmax(ti)分别为z轴方向的最小载荷、z轴方向的最大载荷，z轴方向载荷为0，以及所述拐点载荷对应的通道下的系数。
4.如权利要求3所述的汽车板簧疲劳测试方法，其特征在于，各个所述载荷通道的系数的确定方式如下，
当Fzmin≤F(ti)<Fz＝0时，
Figure FDA0003040094660000021
CFzdeflectioii=0，CFzmax=0；
max＝0≤F(ti)<Fzdeflection时，
CFzmin＝0，
Figure FDA0003040094660000022
CFzmax＝0；
当Fzdeflection≤F(ti)<Fzmax时，
cFzmin＝0，CFz＝0＝0，
Figure FDA0003040094660000023
其中，F(ti)为ti时刻z轴方向上的载荷，Fzmin，Fzmax，Fz＝0，Fzdeflection分别表示z轴方向的最小载荷、z轴方向的最大载荷，z轴方向载荷为0，以及所述拐点载荷。
5.如权利要求1所述的汽车板簧疲劳测试方法，其特征在于，所述获取板簧在耐久路试过程中各个时刻所受到的作用力的步骤包括：
建立整车的多体动力学模型；
将实际的耐久路试过程中采集的道路载荷谱数据加载至所述多体动力学模型中，并通过多体动力学仿真计算获得板簧在所述耐久路试过程中各个时刻受到的作用力。
6.如权利要求1所述的汽车板簧疲劳测试方法，其特征在于，所述利用有限元软件建立板簧的有限元模型的步骤包括：
将基于自由状态的板簧进行CAE网格建模，得到板簧的网格模型；
对建立的网格模型建立自接触和边界，得到所述板簧的有限元模型。
7.如权利要求1所述的汽车板簧疲劳测试方法，其特征在于，所述根据所述总应力的时间历程以及所述板簧的材料疲劳特性曲线计算所述板簧的疲劳寿命的步骤包括：
根据所述总应力时间历程以及所述板簧的材料疲劳特性曲线，计算不同等效应力幅Sami对板簧造成的疲劳损伤，并进行线性叠加获得总损伤D，
Figure FDA0003040094660000031
其中，Ni为等效应力幅为sami作用下，板簧耐久路试中受到的总循环次数，ni表示等效应力幅为sami时，板簧在耐久路试中受到的循环次数，i为等效应力幅的序号；
根据计算得到的总损伤值计算所述板簧的疲劳寿命。
CN202110454811.9A 2021-04-26 2021-04-26 汽车板簧疲劳测试方法 Active CN113343374B (zh)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202110454811.9A CN113343374B (zh) 2021-04-26 2021-04-26 汽车板簧疲劳测试方法

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202110454811.9A CN113343374B (zh) 2021-04-26 2021-04-26 汽车板簧疲劳测试方法

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN113343374A true CN113343374A (zh) 2021-09-03
CN113343374B CN113343374B (zh) 2022-04-22

Family

ID=77468677

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN202110454811.9A Active CN113343374B (zh) 2021-04-26 2021-04-26 汽车板簧疲劳测试方法

Country Status (1)

Country Link
CN (1) CN113343374B (zh)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN116090111A (zh) * 2023-04-10 2023-05-09 华东交通大学 一种基于深度学习模型的汽车钢板弹簧疲劳寿命预测方法
CN116842663A (zh) * 2023-08-31 2023-10-03 华东交通大学 一种基于机器学习的汽车板簧非线性时变应力值测量方法
CN116839783A (zh) * 2023-09-01 2023-10-03 华东交通大学 一种基于机器学习的汽车板簧受力值及变形量的测量方法

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR20010010575A (ko) * 1999-07-21 2001-02-15 정몽규 차량의 리프 스프링 피로수명 예측 방법
US20120256361A1 (en) * 2009-12-18 2012-10-11 Nhk Spring Co., Ltd. Steel for leaf spring with high fatigue strength, and leaf spring parts
CN105808872A (zh) * 2016-03-15 2016-07-27 合肥工业大学 一种车辆悬架钢板弹簧频域疲劳分析方法
CN109426685A (zh) * 2017-08-28 2019-03-05 长城汽车股份有限公司 零部件疲劳分析方法
WO2020239992A1 (en) * 2019-05-30 2020-12-03 United Kingdom Research And Innovation Mechanism for adjusting the field of a multipole magnet
CN112129504A (zh) * 2020-09-18 2020-12-25 中国纺织科学研究院有限公司 一种纵置复合材料板簧性能测试装置及测试方法

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR20010010575A (ko) * 1999-07-21 2001-02-15 정몽규 차량의 리프 스프링 피로수명 예측 방법
US20120256361A1 (en) * 2009-12-18 2012-10-11 Nhk Spring Co., Ltd. Steel for leaf spring with high fatigue strength, and leaf spring parts
CN105808872A (zh) * 2016-03-15 2016-07-27 合肥工业大学 一种车辆悬架钢板弹簧频域疲劳分析方法
CN109426685A (zh) * 2017-08-28 2019-03-05 长城汽车股份有限公司 零部件疲劳分析方法
WO2020239992A1 (en) * 2019-05-30 2020-12-03 United Kingdom Research And Innovation Mechanism for adjusting the field of a multipole magnet
CN112129504A (zh) * 2020-09-18 2020-12-25 中国纺织科学研究院有限公司 一种纵置复合材料板簧性能测试装置及测试方法

Non-Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
MANJUNATH H.N 等: "Static Analysis and Fatigue Life prediction of Composite Leaf Spring for a Light Commercial Vehicle (TATA ACE)", 《2014INTERNATIONAL JOURNAL OF ENGINEERING RESEARCH》 *
刘辉: "基于有限元的某钢板弹簧疲劳寿命分析与研究", 《中国优秀博硕士学位论文全文数据库(硕士) 工程科技Ⅱ辑》 *
吴唯唯: "基于载荷谱分解技术的轻型汽车钢板弹簧疲劳分析及优化设计", 《中国优秀博硕士学位论文全文数据库(硕士) 工程科技Ⅱ辑》 *
葛文韬 等: "基于实测载荷谱的板簧衬套载荷提取及台架疲劳试验", 《机械强度》 *
韩为铎等: "非线性渐变刚度钢板弹簧疲劳分析载荷谱编制方法", 《振动与冲击》 *

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN116090111A (zh) * 2023-04-10 2023-05-09 华东交通大学 一种基于深度学习模型的汽车钢板弹簧疲劳寿命预测方法
CN116842663A (zh) * 2023-08-31 2023-10-03 华东交通大学 一种基于机器学习的汽车板簧非线性时变应力值测量方法
CN116842663B (zh) * 2023-08-31 2023-12-08 华东交通大学 一种基于机器学习的汽车板簧非线性时变应力值测量方法
CN116839783A (zh) * 2023-09-01 2023-10-03 华东交通大学 一种基于机器学习的汽车板簧受力值及变形量的测量方法
CN116839783B (zh) * 2023-09-01 2023-12-08 华东交通大学 一种基于机器学习的汽车板簧受力值及变形量的测量方法

Also Published As

Publication number Publication date
CN113343374B (zh) 2022-04-22

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN113343374B (zh) 汽车板簧疲劳测试方法
JP3224089B2 (ja) ホイールのドラム耐久評価方法
CN109426685B (zh) 零部件疲劳分析方法
CN109214078B (zh) 一种转向节疲劳寿命分析方法
Kocabicak et al. Numerical analysis of wheel cornering fatigue tests
US20020014114A1 (en) Model-based method for determining the road handling performance of a tyre of a wheel for a vehicle
CN111950170B (zh) 获得高精度麦弗逊式前悬架转向节台架试验载荷的方法
CN116090111B (zh) 一种基于深度学习模型的汽车钢板弹簧疲劳寿命预测方法
CN115270296A (zh) 一种商用车驾驶室疲劳耐久性分析方法及系统
CN115169167A (zh) 汽车板簧运动行程参数优化匹配方法及系统
CN110955933B (zh) 一种基于响应面法的机械结构模糊疲劳可靠度计算方法
CN113190915B (zh) 车辆强度评价方法及系统
CN116362074A (zh) 一种随机载荷下汽车橡胶悬置疲劳寿命计算方法
CN111090959A (zh) 车辆载荷谱获取方法和系统
CN113704872A (zh) 一种提高汽车板簧疲劳仿真分析效率的方法
Gao et al. Programmed load spectrum for fatigue bench test of a vehicle body
CN114970237A (zh) 一种提升稳定杆系统疲劳耐久仿真精度的方法
Hamidian et al. Fatigue life enhancement of automobile wheel disc considering multi-axial stresses based on critical plane approach
KR20010010576A (ko) 차체의 내구력 평가 해석 방법
Gawande et al. Recreation of service loads using strain gauges of speed shifting lever
Shankar et al. Methodology to study the effect of variation of suspension characteristics on body durability
Ensor et al. Optimising simulation and test techniques for efficient vehicle durability design and development
CN112446087B (zh) 一种基于盲数理论的机械结构区间多目标优化方法
Bhosale et al. Development of Load Reconstruction Technique and Application on Commercial Vehicle Suspension
Yu et al. Design of the Lower Control Arm of an Electric SUV Front Suspension Based on Multi-Disciplinary Optimization Technology.

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant