基于虚拟迭代及有限元理论的某中型货车 驾驶室疲劳寿命研究

刘 俊 刘亚军 张少辉 杨建森 董强强

1

1

1

2

2

1.合肥工业大学汽车与交通工程学院，合肥， 230009 2.中国汽车技术研究中心汽车工程研究院，天津， 300300

摘要：以某中型货车的驾驶室为研究对象，通过整车典型强化路面试验测量得到驾驶室悬置位置及车架上相应位置的加速度响应信号，并基于K&C试验台和MTS试验台分别测量得到驾驶室质心、转动惯量和衬套刚度阻尼等参数。采用ADAMS建立驾驶室和车架的刚柔耦合多体动力学模型；采用Fem⁃ fat.lab软件使用虚拟迭代的方法计算驾驶室悬置处和翻转机构处的载荷谱；最后运用Miner线性疲劳累积损伤理论在疲劳仿真软件nCode中进行疲劳分析。通过台架试验验证了疲劳仿真的结果，并通过结构尺寸参数的重新设计使驾驶室前围板的疲劳寿命满足了设计要求。

关键词：惯性释放；刚柔耦合多体模型；虚拟迭代；疲劳分析；参数重设计

中图分类号： U463.81

DOI：10.3969/j.issn.1004⁃132X.2018.13.012 开放科学(资源服务)标识码(OSID) ：

Fatigue Analysis of a Medium Truck Cab Based on Virtual Iteration and

Finite Element Theory

LIU Jun1 LIU Yajun1 ZHANG Shaohui1 YANG Jiansen2 DONG Qiangqiang2

1.Institute of Automobile and Traffic Engineering，Hefei University of Technology，Hefei，230009 2.Automotive Engineering Research Institute，China Automotive Technology and Research Center，

Tianjin，300300

Abstract ： Taking the cab of a medium truck as the research object，the acceleration response signals of the cab mounting positions and the corresponding positions on the frame were obtained through the typical reinforced road tests. The center of mass，moment of inertia of the cab and stiffness and damping of the bushing were measured based on the K&C test bench and the MTS test rig. The rigid⁃flexible cou⁃ pling multi ⁃ body dynamics model of the cab and frame was established in ADAMS software. The load spectrums of the cab suspension and flipping mechanisms were calculated by the method of virtual itera⁃ tion in Femfat. lab software. Finally，fatigue analysis was carried out in the fatigue simulation software nCode with the Miner linear ⁃ cumulation fatigue damage theory. The results of fatigue simulation were validated by bench tests and the fatigue life of cab front panel was satisfied by redesign of the structural parameters.

Key words ： inertial release；rigid⁃flexible coupled multi⁃body model；virtual iteration；fatigue anal⁃ ysis；parameter redesign

0 引言

机械零件大多数的破坏是由疲劳引起的，根

据疲劳损伤机理进行零部件疲劳寿命的分析预测

是工程师们面临的一项重要课题。目前机械零件

疲劳寿命分析预测方法主要有名义应力法、应力

场强法、临界距离法等。崔泗鹏等 在进行振动载

［］ 1

荷下连接件疲劳寿命分析计算时使用了名义应力 法，并综合考虑连接件孔边的应力均方根集中程度、孔表面状况和填充系数的影响。该方法在疲劳寿命计算中用到的关键参数缺口系数为估算值，并且孔的填充系数为经验值，而孔的变化对填充系数影响较大。李玉春等 针对缺口件运用应

［］ 2力场强法进行构件的多轴疲劳下的寿命预测，综合考虑了缺口效应、尺寸效应、不同加载方式及多轴效应的影响。该方法考虑影响因素较多，在进行计算时所需参数较多，计算复杂。辛朋朋等 针

［］ 3

对TC4合金缺口试样运用临界距离法进行疲劳寿命的分析预测，指出临界距离法分析结果精度的提高需同时考虑临界距离与疲劳寿命、载荷比以及应力集中系数等因素的相关性。现阶段采用临界距离法进行疲劳寿命预测分析仍不成熟，需做进一步研究。周炜等 采用局部应力 应变法预测

［］ 4疲劳寿命的过程，并通过试验验证了该方法在低周疲劳寿命预测中的优势。

获取疲劳载荷谱是进行疲劳分析的关键步骤，目前获取商用车驾驶室疲劳分析载荷谱的常用方法有： ①利用六分力传感器测量整车轮心处六分力 ，以轮心六分力激励整车多体动力学模

［］ 5⁃6型进行仿真分析，分解得到驾驶室悬置处疲劳分析激励载荷谱。该方法分析思路简单，测试分析方便，但是六分力传感器设备昂贵，试验成本高，且以轮心六分力直接激励时需建立包含悬架、衬套等非线性部件的整车模型，模型复杂且精度难以保证。②建立驾驶室 车架多体动力学模型，测量整车在典型强化路面下驾驶室悬置附近和对应车架位置的加速度信号，基于虚拟迭代技术求得车架位移激励谱，通过多体动力学仿真分解得到驾驶室悬置处载荷谱 。虚拟迭代方法建模简

［］ 7⁃8单，只需驾驶室及车架部分，避开了悬架等非线性部件的建模，提高了模型精度，且试验成本低 。

［］ 9本文为分析某中型货车驾驶室的疲劳开裂问题，分别建立驾驶室和车架的有限元模型，使用Hyperworks 软件中的 Optistruct求解器进行驾驶室惯性释放 分析，得到驾驶室疲劳载荷激励位

［］ 10置在单位载荷作用下的应力场分布；为简化整车模型以减小计算量，将整车车架进行截取处理，生成截取后柔性体车架，以刚性球代替驾驶室建立驾驶室 车架刚柔耦合多体动力学模型；基于虚拟迭代技术，结合驾驶室 车架刚柔耦合多体动力学模型进行虚拟迭代，求取驾驶室疲劳分析所需载荷谱；最后基于局部应力 应变法和Miner线性疲劳累积损伤理论 进行驾驶室疲劳仿真分析，根

［］ 11据驾驶室疲劳寿命云图分布进行相应结构参数重设计，以延长驾驶室整体疲劳寿命。

1 理论基础

1.1 虚拟迭代原理

虚拟迭代技术本质上是求解非线性系统的逆问题，即已知结构系统的响应结果来求解引起该响应的输入。虚拟迭代求解计算时，根据输入输出响应信号的类型生成相应的初次激励，即初始白噪声信号un ，以此来驱动分析对象多体动力学 模型并得到初始响应信号yn ，根据f ( s )= yn / un 求得结构系统逆传递函数f ( s )，然后以实际测量得

-1

到的响应信号yd ( s )作为迭代目标信号，结合系统逆传递函数f ( s )得到初始激励信号u1 ( s ) 。

-1 ［ 12⁃13 ］初始激励u1 ( s )= f ( s ) yd ( s ) （ 1）

-1实际分析结构的传递函数f0 ( s )通常是非线性的，与迭代计算得到的传递函数有一定的误差，故以初始激励信号u1 ( s )激励结构动力学模型得到的迭代响应结果y1 ( s )不等于目标信号yd ( s )。由此，使用修正的牛顿 拉斐逊算法，固定f ( s )，通

-1过下式反复迭代计算得到满足精度的激励载荷： u ( s )= uk ( s )+ f ( s )( y ( s )- yk ( s )) （ 2）

-1 k +1 d

k = 1，2，…， n -1

式中， yk ( s )为第k次激励信号uk ( s )迭代得到的响应信号； n为迭代次数。

计算yk ( s )与迭代目标信号yd ( s )的相对误差均方根（ RMS）值 eRMS。当迭代收敛时，则迭代响应与实际响应会最大限度逼近，即当RMS值 eRMS趋近于0时，说明迭代趋于收敛，结合迭代响应信号与实际测量响应信号时域比较，可在保证迭代收敛精度前提下获得最终的驱动信号。

本文在建立驾驶室 车架刚柔耦合多体模型的基础上，测量驾驶室悬置附近及对应车架附近的加速度信号，并作为迭代目标响应信号，基于虚拟迭代技术反求车架上的等效位移谱激励，以位移谱激励驾驶室 车架刚柔耦合多体动力学模型，分解得到驾驶室疲劳分析载荷谱。疲劳分析载荷谱求解流程见图1。

图1 虚拟迭代法求取驾驶室载荷谱流程图

Fig.1 The flowchart of obtaining the load spectrum of

truck cab based on the virtual iteration

1.2 惯性释放理论

惯性释放分析时，外部载荷和结构产生的一系列平动与转动惯性力平衡，这些惯性力组成结构的体载荷分布在整个构件上，因此惯性释放分析实质上是达朗贝尔原理的应用。有限元惯性释放分析中建立的平衡方程为

F += Mσ̈ 0 （ 3）式中， F为模型节点外载荷矩阵； σ̈为模型节点加速度矩阵； M为模型质量矩阵。

有限元分析应力分布结果文件是进行疲劳分析时的必要文件，在进行驾驶室静力分析求解应力场分布时，无法找到准确合适的外部约束位置进行约束来模拟驾驶室实际约束状态，为使仿真分析时驾驶室外部约束状态尽可能与实际相符，本文采用惯性释放的方法求解驾驶室静力分析应力分布。

1.3 疲劳损伤理论

疲劳损伤是一个不断累积的过程，根据线性累积损伤理论，构件在各个应力水平循环作用下的疲劳损伤是相互独立的，构件整体的总损伤是各应力水平循环产生的损伤线性累加的结果。

Miner提出的单线性累积损伤理论认为：若构件在应力水平σi作用下，循环Ni次发生破坏，则每一次应力循环产生的疲劳损伤Di = 1/ Ni ，如果该应力幅作用的循环次数为n1 ，那么该循环次数产生的损伤D1 = n1 / Ni ；如果构件载荷循环中包含的应力循环水平有σ1、σ2、…、σn ，各应力水平对应的循环次数为n1、n2、…、nn ，则各应力水平循环产生的损伤分别为 D1 = n1 / N1 ， D2 = n2 / N2 ，… ， Dn = nn / Nn。

根据线性叠加原理，全部载荷循环作用下构件产生的总损伤为

ni n

D = Di = （ 4）

Ni

=1 =1

那么，当总损伤D =1时构件发生疲劳破坏。

2 建立模型

2.1 驾驶室车架刚柔耦合多体模型建立

基于虚拟迭代技术求取疲劳分析载荷谱时，需建立分析对象的多体动力学模型。由于本次分析的商用车车架的尺寸较大，而且对驾驶室动力学响应特性影响较大的是车架的前半部分，因此在进行车架有限元建模时可进行相应的简化处理，对车架进行截取并只保留与驾驶室相连的车架前半部分。为保证车架模型参数的准确性，在进行车架质量参数测量时按照模型中截取位置对测试车架进行截取，使模型与实际车架结构保持一致。路面激励由车架传递至驾驶室，因此，车架模型的准确性对驾驶室的动力学响应有着至关重要的影响。为进一步提高车架模型的准确性，采用柔性体车架，建立驾驶室 车架刚柔耦合多体动力学模型。简化后的驾驶室 车架刚柔耦合多体动力学模型的主要构件包括截取后的柔性体车架、橡胶悬置衬套、刚性体驾驶室和驾驶室翻转机构四部分。

· ·

n 2.1.1 驾驶室参数测量

为保证多体动力学模型的精度，在K&C试验台上测量驾驶室质心与转动惯量，驾驶室在K&C试验台测试安装情况见图2。驾驶室通过底座夹具固定到试验台上，为模拟驾驶室乘坐载荷，在主驾驶座椅及对应脚底位置分别放置60 kg和20 kg的沙袋；副驾驶座椅及对应脚底位置放置50 kg和10 kg的沙袋；后排中间放置10 kg的沙袋。测试结果中包含了驾驶室底座安装夹具质量参数的影响，为消除误差，去除底座夹具的质心位置和转动惯量，计算出驾驶室实际质心位置和转动惯量参数。计算得驾驶室（含沙袋配重）质量为727.6 kg，质心位置为（ -351.77 mm，-8.4 mm，699.2 mm）。驾驶室转动惯量参数见表1。

图2 驾驶室质心转动惯量测量试验

Fig.2 Cab’s centroid moment of inertia

ΣΣ measurement test

i

表1 驾驶室（含配重）转动惯量

Tab.1 Moment of inertia of the cab

（ containing counterweight） kg · m2 Ixx Iyy Izz Ixy Ixz Iyz 516.83 355.00 604.16 8.74 31.67 2.91 2.1.2 悬置刚度阻尼特性测量

驾驶室通过橡胶衬套与车架相连，橡胶衬套悬置的刚度阻尼特性对驾驶室在路面激励下的动态响应影响较大，衬套特性参数的准确性对建立精确的驾驶室 车架刚柔耦合多体动力学模型至关重要。利用MTS试验振动台（图3）测试橡胶衬套特性参数。测试基本原理是：对衬套施加一个力或力矩，测量衬套相应的变形位移，将施加载荷数值与实际衬套变形值得到的曲线进行拟合，即可计算得到衬套刚度阻尼值。

驾驶室左前衬套的Z向静态线刚度特性曲线见图4，其中线性的刚度曲线由衬套力 位移曲线拟合得到，迟滞回线所围成的区域表示在一个测试循环过程中的能量损耗，即衬套的阻尼。本次试验在MTS试验振动台上测出衬套3个方向的线（角）刚度和3个方向的线（角）阻尼，见表2。

图3 橡胶衬套悬置参数测量试验

Fig.3 Measurement of suspension parameters of

rubber bushing

图4 衬套静态线刚度特性曲线

Fig.4 Static linear stiffness curve of bushing

表2 衬套刚度阻尼特性参数表

Tab.2 Bushing stiffness and damping characteristics

线刚度（ N/mm）线阻尼（ N · s/mm）

X Y Z X Y Z前衬套2 348.45 2 326.3 550.7 40 40 10后衬套781.7 875.5 243.5 10 15 5角刚度（ N · mm/（°））角阻尼（ N · mm · s /（°））

X Y Z X Y Z前衬套11 226 11 082 11 014 600 600 500后衬套4 012 3 788 1 901 250 200 120 2.1.3 驾驶室车架刚柔耦合多体模型

为了更真实地模拟驾驶室的受力情况，使模型更加准确，在HyperMesh中建立车架的有限元模型，车架网格单元类型为四边形壳单元，网格大小为8 mm，网格数为147 253，生成车架mnf模态中性文件，然后输出该模态中性文件，并在AD⁃ AMS中建立柔性体车架。为简化模型，驾驶室采用刚性小球进行模拟，驾驶室的质心和转动惯量参数与通过2.1.1节试验测量得出数值保持一致。在ADAMS中建立4个 Bushing衬套将驾驶室与车架相连，将2.1.2节中试验测量的刚度阻尼值赋给该衬套。为了驾驶室维修的方便，驾驶室底部 设计了翻转机构，翻转机构主要由扭杆弹簧和支撑臂组成。扭杆弹簧在ADAMS中采用转动副进行模拟，扭杆弹簧的扭转力用等效扭矩来模拟，支撑臂与滚筒通过滑动副相连，滚筒固定在驾驶室上，支撑臂可以沿着滚筒滑动。驾驶室和车架的刚柔耦合多体动力学模型见图5。此模型垂向及水平方向的7处位移输入激励信号，在ADAMS中用7个振动试验激励装置来模拟，另外，该模型还包含9个加速度输出响应信号（模型中响应位置与试验时加速度传感器安装位置相同）。其中位移驱动作为载荷谱虚拟迭代的输入信号，加速度响应作为虚拟迭代输出信号。

图5 驾驶室 车架刚柔耦合多体动力学模型

Fig.5 The rigid-flexible coupled multi-body dynamics

model of cab and frame

2.2 驾驶室有限元建模

全内饰驾驶室有限元模型是进行疲劳寿命分析的基础，全内饰驾驶室主要由顶盖、底板、前围、后围、侧围以及驾驶室内外的各种附件组成。为了更准确地模拟驾驶室满载的疲劳寿命，需同时考虑整车路试试验时车内乘员、行李的重量（乘客150 kg，行李20 kg）。在 HyperMesh 软件中进行全内饰驾驶室有限元网格划分和焊接处理，其结构体网格类型为四边形壳单元，网格大小为8 mm，结构体网格单元数为869 535，节点数为859 523。点焊类型为acm实体单元，焊点直径为6 mm，焊点个数为3 035，焊缝采用壳单元进行模拟，螺栓连接采用rigid刚性单元进行模拟，驾驶室内饰和乘员采用集中质量的方式进行模拟。全内饰驾驶室有限元模型见图6。

图6 全内饰驾驶室有限元模型

Fig.6 Finite element model of the trimed-body cab

根据1.2节所述，基于惯性释放的方法得到驾驶室疲劳仿真分析所需有限元静力分析结果。惯性释放分析时建立6个载荷工况，每个工况中包含一个单位载荷输入，分析工况中载荷输入位置分别对应驾驶室6个疲劳载荷激励位置（ 4个悬置位置Z向载荷力， 2个翻转支撑位置Z向载荷力），有限元建立的6个载荷工况分别与虚拟迭代计算载荷分解得到的6个载荷谱对应。在HyperMesh软件中进行惯性释放后，输出OP2格式的分析结果文件作为nCode软件中疲劳分析输入文件。

3 载荷谱求取

3.1 加速度信号采集

在定远试验场典型强化路面进行实车满载工况下的路试试验，测试典型强化路面种类有卵石路、水泥路、异形坑、搓板路、比利时路、石块路、长波路、短波路等。由于各种类型路面之间存在较长的过渡路面，故将采集得到的信号按照测试过程中设定的信号标记进行裁剪，得到所有典型强化路面下信号总时长，约为650 s，对应强化路面路程约为6.2 km，试验测试信号采样频率为512 Hz。试验时分别在驾驶室的4个悬置点附近（驾驶室和车架对应位置）安装8个加速度传感器（目标信号），驾驶室车顶安装1个加速度传感器（参考信号），用以测量9处典型强化路面实车响应的加速度信号。驾驶室左前悬置处加速度的传感器安装位置见图7。测试得到的加速度信号经滤波、去零漂和单位转换等处理后为虚拟迭代提供数据基础。经信号处理后，石块路工况下采集得到的驾驶室左前悬置处Z向加速度谱见图8。

图7 左前悬置处加速度传感器的安装位置

Fig.7 Acceleration sensor installation location of left

front suspension

3.2 虚拟迭代提取载荷谱

在 Femfat. lab软件调用2.1节中建立的驾驶室 车架刚柔耦合多体动力学模型，以3.1节实测加速度谱作为迭代目标信号，生成白噪声信号作为

图8 石块路况驾驶室左前悬置处 向加速度谱

Fig.8 direction accleration spectrum of left front

suspension under rock road初始驱动信号进行虚拟迭代，求取驾驶室 车架刚柔耦合多体动力学模型中建立的车架7个驱动位置位移谱。

虚拟迭代计算是否收敛直接影响最终求取载荷谱精度，目前迭代收敛的判断主要从时域信号对比和迭代过程中RMS值变化趋势两个方面进行。时域信号对比主要是人工观察判断每次迭代响应信号与实测目标信号随时间变化的趋势及各处峰值是否吻合，如果时间域吻合度较高则进一步观察RMS值曲线随迭代变化的趋势。如果随着迭代的进行， RMS值不断减小并趋向于0，表明迭代趋近收敛，由于多体动力学模型与实际结构间存在一定的误差，故虚拟迭代时RMS值常不会等于0，一般当RMS值小于 0.1并稳定收敛时即可。选取迭代收敛时位移驱动信号作为最终迭代结果。图9所示为石块路工况下第12次迭代的加速度响应信号与实测加速度信号对比。从图9中可以看出，迭代加速度信号与实测加速度信号的整体趋势及各处峰值较为吻合。选取驾驶室前部及车顶位置加速度响应在迭代过程中RMS值变化曲线，见图10，由曲线变化可以看出，迭代过程中各通道RMS值不断减小，且在第8次迭代后逐渐趋于平稳，经过12次迭代后各通道RMS值趋近于0，表明虚拟迭代趋近收敛。

为进一步验证位移谱精度，以该位移信号驱动驾驶室 车架刚柔耦合多体动力学模型进行仿真，并提取驾驶室顶盖加速度传感器安装位置的加速度信号，将多体动力学仿真响应加速度信号与实测车顶加速度参考信号进行时域对比，对比结果见图11，由图可以看出，多体动力学仿真响应

图9 驾驶室左前位置Z向加速度比较图

Fig.9 Z- direction accleration spectrum compare of left

front suspension

图10 迭代过程各通道仿真与实际信号相对误差值曲线Fig.10 The RMS value curve of the simulation and real

signal of each channel during iteration

图11 驾驶室车顶位置仿真与实测Z向加速度对比Fig.11 Comparison of simulated signal and real signal

of Z- direction acceleration at the cab roof加速度信号与实测加速度信号的变化趋势及各处峰值均比较吻合，进一步验证了迭代结果的准确性。

将全部路试工况下迭代得到的驱动位移谱按照路面测试顺序进行拼接，将其作为驾驶室 车架刚柔耦合多体动力学模型的驱动激励进行仿真分析，进行载荷分解得到驾驶室疲劳分析载荷谱。整车行驶过程中，在路面激励下驾驶室发生振动，且以Z向振动最为剧烈，故驾驶室底板部位受到的Z向冲击载荷最大，由于疲劳破坏主要是大幅值载荷循环引起的，因此多体动力学仿真结果中主要提取作用在驾驶室上的Z向力。仿真得到的驾驶各位置载荷谱见图12~图。17

4 驾驶室疲劳寿命分析基于全内饰驾驶室单位载荷惯性释放分析结

图12 左前衬套Z向载荷谱

Fig.12 Z- direction load spectrum at the left

front bushing

图13 右前衬套Z向载荷谱

Fig.13 Z- direction load spectrum at the right

front bushing

图14 左后衬套Z向载荷谱

Fig.14 Z- direction load spectrum at the left

rear bushing

图15 右后衬套Z向载荷谱

Fig.15 Z- direction load spectrum at the right

rear bushing

图16 左支撑处Z向载荷谱

Fig.16 Z- direction load spectrum at the

left bushing

图17 右支撑处Z向载荷谱

Fig.17 Z- direction load spectrum at the right bushing果和驾驶室疲劳载荷谱进行驾驶室的疲劳仿真分析。驾驶室在整车行驶过程中承受较大载荷，且驾驶室地板结构多为钣金件，变形较大，因此采用局部应变疲劳分析的方法。驾驶室由多种不同材料不同厚度的钣金件组成，图18为驾驶室主要材料Spcd的ε⁃N曲线。

图18 材料Spcd的ε-N寿命曲线

Fig.18 The ε-N life curve of spcd

局部应力 应变法 能有效地计入缺口、焊

［ 14⁃15 ］缝、应力集中等因素所产生的局部循环塑性变形效应，利用幂函数形式描述材料应力 应变曲线，表达式为

σ

′ εα = ( 2Ni) + ε ( 2Ni ) （ 5）

b c

式中， εα为应变幅； E为弹性模量； σ 为疲劳强度系数； ε 为

′ f

疲劳延性系数； b为疲劳强度指数；为疲劳延性指数。c

在nCode软件中调用驾驶室单位载荷下惯性释放有限元分析结果文件、材料的ε⁃N曲线以及虚拟迭代提取的驾驶室疲劳分析载荷谱进行疲劳分析，得到的驾驶室疲劳寿命云图分布及寿命结果，见图19。由图19可以看出，驾驶室疲劳破坏的部位主要集中在驾驶室前围板。中型货车驾驶室设计里程为强化路面行驶1.2万公里，试验场强化路面测试单循环里程为6.2 km，由仿真结果可以看出最短寿命出现在A处，循环次数为94.21，折合强化路面行驶里程584 km，此外， BCDE、、、 等4处寿命也不符合要求。对该驾驶室进行台架强化试验，上述5处附近出现裂纹。5个位置对应的仿真疲劳寿命和台架试验结果对比见表3。

图19 驾驶室疲劳寿命云图

Fig.19 Life results of the cab fatigue Analysis由表3对比结果可知，驾驶室仿真寿命与台架强化试验寿命相对误差不超过28.1%，该误差在合理误差范围内，进一步验证了疲劳仿真分析结果的正确性。为了使驾驶室的前围板满足疲劳寿命，对危险位置处采用加厚处理，厚度增大0.5 mm，对尺寸修改后的驾驶室前围板模型进行上述疲劳仿真分析，修改前后的对比见图20和图21。

· ·

表3 疲劳开裂处仿真寿命和试验值的比较表

Tab.3 Comparison of simulation and thetest life

results of cab fatigue cracking

疲劳开裂仿真寿命仿真寿命台架试验相对误差

部位循环次数里程（ km）寿命（ km） （ %）前围板A处94.21 584 748 28.1前围板B处254.81 1 580 1 802 14.1前围板C处562.90 3 490 4 303 23.3前围板D处905.30 5 613 4 802 14.4前围板E处1 186.10 7 354 8 123 10.5

图20 前围板尺寸修改前

Fig.20 Front panel life results before size modification

图21 前围板尺寸修改后

Fig.21 Front panel life results after size modification

经过加厚处理后，驾驶室前围板的最短寿命为2 482次，折合成路程约为1.5万公里，大于1.2万公里，满足了设计寿命要求。驾驶室前围板加厚处理后在强化路面上行驶1.2万公里后没有出现开裂现象，驾驶室疲劳问题得到解决。

5 结论

（ 1）利用K&C试验台和MTS试验台分别测试了驾驶室质心转动惯量和衬套刚度阻尼，建立柔性体车架以提高驾驶室 车架多体动力学模型的精度，为虚拟迭代的收敛提供基础。

（ 2）通过驾驶室台架强化试验及整车道路强化疲劳试验的验证，驾驶室疲劳仿真结果在允许的误差范围内，验证了基于虚拟迭代技术提取疲劳分析载荷谱进行构件疲劳分析流程的有效性。

（ 3）此方法不仅可用于中型货车驾驶室疲劳寿命分析中，也可以广泛应用于其他汽车及机械零部件的疲劳分析研究中。

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（编辑 袁兴玲） 作者简介：刘俊，男， 1972年生，博士、副教授。研究方向为汽车CAE、汽车疲劳可靠性分析、车辆动力学控制等。E ⁃ mail：ljun_vip@ 163.com。