年 3 月性的后果因此, 在设计初期对其疲劳寿命进行研究显得尤为重要由于车轮形状和所受荷载的比较复杂, 采用实验的方法对其疲劳寿命进行评估费用较高, 因此采用合理高效的仿真方法准确地对车轮的疲劳寿命进行预测无疑是经济的目前, 汽车等行业已逐步将多体系统动力学分析手段引入到产

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洞羸尤
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1 第 13 卷第 3 期 2016 年 3 月 JournalofRailwayScienceandEngineering Volume13 Number3 March2016 考虑轮对柔性的车轮疲劳寿命研究 1 吴正习, 石广田 ( 兰州交通大学机电工程学院, 甘肃兰州 730070) 摘要 : 以 CRH2 型动车组拖车车轮为研究对象, 建立考虑轮对柔性的车辆系统刚柔耦合动力学模型,

1 1 第 13 卷第 3 期 2016 年 3 月 JournalofRailwayScienceandEngineering Volume13 Number3 March2016 考虑轮对柔性的车轮疲劳寿命研究 1 吴正习, 石广田 ( 兰州交通大学机电工程学院, 甘肃兰州 ) 摘要 : 以 CRH2 型动车组拖车车轮为研究对象, 建立考虑轮对柔性的车辆系统刚柔耦合动力学模型, 利用有限元法和 Palmgren-Miner 准则对车轮的疲劳寿命进行研究利用有限元软件 ANSYS 建立轮对的有限元模型并生成轮对子结构模型 ; 利用多体动力学分析软件 SIMAPCK 建立包含柔性轮对的车辆系统刚柔耦合动力学模型, 得到轮对的动力学响应和受到的动荷载时间历程, 并与车辆系统多刚体动力学模型的结果对比 ; 基于名义应力和 Palmgren-Miner 准则对车轮的疲劳寿命进行研究研究结果表明 : 考虑轮对柔性的车辆系统动力学模型能够得到更准确的车轮受到的动载荷时间历程 ; 车轮首先发生疲劳破坏的部位发生在辐板和轮辋以及轮毂过度处, 属非比例多轴疲劳破坏, 并首先在辐板表面形成裂纹并逐渐向内扩展 ; 车轮的疲劳寿命远大于设计要求的使用年限, 大部分未磨耗的到限的车轮经探伤处理后可以回收再利用关键词 : 疲劳寿命 ; 有限元法 ; 柔性轮对 ; 刚柔耦合动力学模型中图分类号 :U ;TP391.9 文献标志码 :A 文章编号 : (2016) Fatiguelifeofrailwaywheelbasedonrigid-flexible couplingdynamicmodelofvehiclesystem WUZhengxi,SHIGuangtian (SchoolofElectromechanicalEngineering,LanzhouJiaotongUniversity,Lanzhou730070,China) Abstract:ThewheelsoftheCRH2traileraretakenastheresearchobject,andavehiclesystemdynamicmodel withflexiblewheelsetswasestablished.thefiniteelementmethodandpalmgren-minerrulewereusedtostudy thefatiguelifeofwheel.first,thefiniteelementmodelofwheelsetanditssubstructuremodelwereobtainedu singfiniteelementsoftwareansys.second,arigid-flexiblecouplingdynamicmodelofvehiclesystem which containsfourflexiblewheelsetswasestablishedusingmulti-bodydynamicssoftwaresimpack,andthetimehis toryofloadsandthedynamicresponseappliedonthewheelsetareobtained.theresultswerecomparedwiththe onesofmulti-rigidvehiclesystem dynamicmodel.finaly,thefatiguelifeofwheelwereanalyzedbasedon nominalstresesandplamgren-minerrule.theresultsshowthatthetimehistoryofdynamicloadsappliedon wheelsobtainedbythevehiclesystemdynamicmodelwithflexiblewheelsetsaremoreaccurate;thefatiguerup tureemergesfirstatthetransitionbetweenrimandwheelhubandisnon-proportionalmulti-axisdestruction. Thefatiguelifeofwheelsarelongerthandesigneddurableyears,somostofwheelswhichdonotreachthelimit ofabrasioncouldberecycledafterflawdisposition. Keywords:fatiguelife;finiteelementmethod;flexiblewheelset;rigid-flexibledynamicmodel 铁道车辆部件当中, 车轮是承载条件最为恶劣的部件之一, 事实证明车轮的疲劳失效会引发灾难收稿日期 : 基金项目 : 甘肃省财政厅基本科研经费资助项目 ; 兰州交通大学青年科学基金资助项目 ( ) 通讯作者 : 石广田 (1962-), 男, 甘肃天水人, 教授, 博士, 从事轨道交通系统动力学 ; shigt@mail.lzjtu.cn

558 2016 年 3 月性的后果因此, 在设计初期对其疲劳寿命进行研究显得尤为重要由于车轮形状和所受荷载的比较复杂, 采用实验的方法对其疲劳寿命进行评估费用较高, 因此采用合理高效的仿真方法准确地对车轮的疲劳寿命进行预测无疑是经济的目前, 汽车等行业已逐步将多体系统动力学分析手段引入到产品结构疲劳设计, 部分代替耐久试验, 取得了显著的成果和经济效益 [1-3] 在动力学仿真分析中,

2 年 3 月性的后果因此, 在设计初期对其疲劳寿命进行研究显得尤为重要由于车轮形状和所受荷载的比较复杂, 采用实验的方法对其疲劳寿命进行评估费用较高, 因此采用合理高效的仿真方法准确地对车轮的疲劳寿命进行预测无疑是经济的目前, 汽车等行业已逐步将多体系统动力学分析手段引入到产品结构疲劳设计, 部分代替耐久试验, 取得了显著的成果和经济效益 [1-3] 在动力学仿真分析中, 是否考虑轮对结构的柔性对其本身的动力学性能和所受荷载分析有显著的影响 [4] 目前, 国内外学者已经在轮轨噪声车辆横向稳定性轮轨接触 [5] 力等方面的研究中考虑轮对的柔性刘韦等研究了考虑轮对柔性对轮轨力和车轮磨耗的影响 ; 缪 [6] 炳荣等提出了结合多体动力学和有限元法对结构进行疲劳寿命仿真的方法并以车体列举了算例 ; [7] 徐传来等选择了 Crosland 准则 DangVan 准则 Sine 准则和 Kakuno-kawada 准则对辐板孔区域的疲劳强度进行了研究在此, 本文首先建立考虑轮对柔性的车辆系统刚柔耦合动力学模型, 以准确地获得车轮所受到的载荷时间历程, 然后采用有限元的方法分析车轮在载荷时间历程作用下的应力分布, 最后利用 Palmgren-Miner 损伤累计规则对其疲劳寿命进行研究, 以缩短轨道车轮的开发周期和成本图 1 轮对有限元模型 Fig.1FEM ofwheelset 在 ANSYS 中对轮对过盈配合引起的应力分布进行分析, 如图 2 所示图 2(a) 为 Von_Mises 应力分布, 最大应力为 MPa, 出现在距轮毂边缘外侧 10mm 处, 小于 RT8 钢材料的弹性极限, 过盈配合能满足连接强度要求图 2(b) 显示过盈装配在轮轴接触面上产生的法向应力为 MPa, 在后文的疲劳强度校核中将按照预应力来处理 [8] 1 车轮疲劳强度校核采用有限元软件 ANSYS 对车轮进行疲劳强度校核 ; 首先考虑轮轴过盈配合对车轮疲劳强度的影响, 确保设计模型符合标准疲劳强度要求其次, 获取车轮应力分布云图 1.1 轮轴过盈配合分析以 CRH2 高速动车组拖车轮对为研究对象其轴重为 12.5t, 车轮采用 UIC 标准材料 R8T 钢, 轮对的材料属性及有限元模型采用的单元类型如表 1 所示, 轮对的有限元模型如图 1 所示表 1 轮对材料和有限元模型单元类型 Table1MaterialandFEM elementtypesofwheelset 材料弹性模量泊松比弹性极限强度极限 Pa MPa 1035MPa FEM 过盈量接触单元实体单元 0.3mm CONTA174,TARGE170 SOLID185 MPa (a)von_mises 应力分布 ;(b) 法向应力分布图 2 0.3mm 过盈配合分析结果 Fig.2Stresdistributionsofwheelwith0.3mm interfer encefit 1.2 疲劳强度校核依照欧洲标准委员会颁布的 EN

第期９吴正习等考虑轮对柔性的车轮疲劳寿命研究２９中规定的车轮强度校核时所需要的载荷参量和加载位置施加载荷如图和表２所示分别按照直线曲线和道岔种工况对车轮进行校核１分析结果如图４所示图４为直线工况下车轮的应力分布结果显示最大ＶＭ应力为１１ＭＰ出现在车轮内侧辐板与轮辋的过渡部位图４为曲线工况下车轮的应力分布

3 第期９吴正习等考虑轮对柔性的车轮疲劳寿命研究２９中规定的车轮强度校核时所需要的载荷参量和加载位置施加载荷如图和表２所示分别按照直线曲线和道岔种工况对车轮进行校核１分析结果如图４所示图４为直线工况下车轮的应力分布结果显示最大ＶＭ应力为１１ＭＰ出现在车轮内侧辐板与轮辋的过渡部位图４为曲线工况下车轮的应力分布结果显示最大ＶＭ应力为９８４ＭＰ出现在车轮外侧辐板与轮毂过渡部位图４为道岔工况下车轮的应力分布结果显示最大ＶＭ应力为６９ＭＰ出现在车轮内侧辐板与轮毂的过渡部位上述种工况的动应力范围均小于车轮许允动应力范围最大ＶＭ应力小于车轮材料的弹性极限说明车轮的设计满足疲劳强度要求单位ＭＰ直线工况下应力分布曲线工况下应力分布道岔工况下应力分布图４种工况下疲劳强度校核图不同工况的加载位置Ｆ４ＦｇｇｋＦＬｐ对的质量矩阵刚度矩阵和自由度以生成轮对子结表２不同工况下施加的载荷Ｔ２Ｌ工况ＦｚＦｙ１直线７８１２曲线７８１２道岔７８１２构模型提取轮对的质量矩阵和刚度矩阵等柔性体ｋＮＦｙ２Ｆｙ７２２信息轮对子结构模型如图所示共１２个主节９６个主自由度点２车辆系统动力学模型建立刚柔耦合车辆动力学模型时首先利用ＡＮＳＹＳ对轮对进行子结构分析以提取柔性体信息然后将轮对的柔性体信息导入多体动力学软件ＳＩＭＰＡＣＫ中１１１２建立柔性轮对的刚柔耦合动力学模型为了体现考虑轮对柔性对车轮所受荷载和动力学响应的影响将建立车辆的多刚体动力图轮对子结构模型ＦＳｍｗ学模型对仿真结果进行对比分析２１轮对子结构分析２２多体动力学建模ＡＮＳＹＳ和ＳＩＭＰＡＣＫ分别用节点和标志点坐根据ＣＲＨ２拖车的动力学参数建立车辆系统ｋｌｚ法缩减轮标表示柔性体形变利用Ｂ动力学模型并将轮对的柔性体信息导入定义轮轨

６２１６年月接触关系柔性轮对与构架通过表示一系悬挂装置的线性弹簧阻尼相互作用１轮对的动力学方程为ＫｑＦ１ＭｑＣｑ式中Ｆ为载荷向量ＭＫ和Ｃ分别为柔性轮对的质量矩阵刚度矩阵和阻尼矩阵将柔性轮对的动力学模型以子结构的方式导入构架模型中然后构架再以子结构方式导入车辆模型中至此就建立了轮对为柔性的车辆系统刚柔耦合动力学模型

车辆系统动力学模型分别为多刚体动力学模型和刚柔耦合动力学模型时轮对的垂向和横向振动加速度从图７可以看出柔性轮对的垂向振动加速度最大值几乎是刚性轮对的２倍柔性轮对的横向振动加速度的最大值也明显大于刚性轮对的这说明考虑轮对的柔性对其自身的动力学响应有显著的影响在分析轮对和车轮的动力学问题时考虑轮对的柔性是非常有必要的也更符合实际情况因此采用考虑轮对柔性

4 ６２１６年月接触关系柔性轮对与构架通过表示一系悬挂装置的线性弹簧阻尼相互作用１轮对的动力学方程为ＫｑＦ１ＭｑＣｑ式中Ｆ为载荷向量ＭＫ和Ｃ分别为柔性轮对的质量矩阵刚度矩阵和阻尼矩阵将柔性轮对的动力学模型以子结构的方式导入构架模型中然后构架再以子结构方式导入车辆模型中至此就建立了轮对为柔性的车辆系统刚柔耦合动力学模型建立的车辆系统刚柔耦合动力学模型如图６所示图６柔性轮对的车辆系统刚柔耦合模型Ｆ６Ｒｇｘｐｇｙｍｍｖｗｘｗ轮对垂向振动加速度轮对横向振动加速度图７轮对振动加速度对比Ｆ７Ｃｍｐｖｗ模拟２种模型以运营速度在设定好的轨道上运行以德国低干扰谱作为轨道激励轮所受的垂向动荷载和横向动荷载时间历程１４１图７是车速为２ｋｍ时车辆系统动力学模型分别为多刚体动力学模型和刚柔耦合动力学模型时轮对的垂向和横向振动加速度从图７可以看出柔性轮对的垂向振动加速度最大值几乎是刚性轮对的２倍柔性轮对的横向振动加速度的最大值也明显大于刚性轮对的这说明考虑轮对的柔性对其自身的动力学响应有显著的影响在分析轮对和车轮的动力学问题时考虑轮对的柔性是非常有必要的也更符合实际情况因此采用考虑轮对柔性的动力学结果研究车轮的疲劳寿命更加符合实际情况２载荷时间历程通过上述建立的车辆系统刚柔耦合动力学模型可以得到车轮受到的垂向动荷载和横向动荷载以用于分析车轮疲劳寿命由于高速动车组在运营过程中多数时间是在直线和常用曲线上行驶所以本文取２种典型工况下车轮受到的动荷载分析车轮的疲劳寿命工况１直线段车辆２ｋｍ的速度运行工况２常用的半径为６ｍ的曲线段包括２ｍ的缓和曲线车辆以以２ｋｍ的速度运行图８给出了２种工况下一位外侧车直线工况曲线工况载图８车轮载荷时间历程Ｆ８Ｔｍｙｐｐｗ

第 3 期吴正习, 等 : 考虑轮对柔性的车轮疲劳寿命研究 561 3 车轮疲劳寿命分析为 4 千万 km 以上采用雨流计数法对车轮受到的载荷时间历程进行循环计数, 以将其不规则的应力或应变的历程转换为等效的常幅循环 [16] ; 然后, 根据图 4 的车轮应力分布云图, 基于名义应力结合 Palmgren-Min er 准则研究车轮的疲劳寿命

5 第 3 期吴正习, 等 : 考虑轮对柔性的车轮疲劳寿命研究车轮疲劳寿命分析为 4 千万 km 以上采用雨流计数法对车轮受到的载荷时间历程进行循环计数, 以将其不规则的应力或应变的历程转换为等效的常幅循环 [16] ; 然后, 根据图 4 的车轮应力分布云图, 基于名义应力结合 Palmgren-Min er 准则研究车轮的疲劳寿命由于车轮的自振频率大于线路激扰频率和车辆系统的固有频率, 在这种情况下可以近似认为车轮上各点的响应振幅动应力放大系数接近 1, 响应的相位差接近 0 这样输入车轮的动载荷与其动应力响应之间是同相位同频率的, 其幅值之比为定值, 即静载荷与静应力应变之间的比例系数因此计算车轮上各点的应力应变响应时可采用线性叠加原理, 整个应力范围的总损伤可以通过每个应力范围的应力产生的损伤求和计算, 计则车轮的损伤的数学公式为 : n s D = [n i /(N f ) i ] (2) i=1 式中 :(N f ) i 是导致车轮结构疲劳失效的循环数 ;n i 是每个应力范围下的循环数 ;n s 是总应力范围循环数根据车轮材料 R8T 钢的 S-N 特性曲线, 用 Goodman 经验公式对其进行修正采用基于有限元应力分析的结构安全因子疲劳寿命分析, 以获得车轮危险点的疲劳寿命计算结果先求得每种工况下车轮的损伤量, 然后将各工况下的损伤量乘以各工况的比重, 求和后再取倒数就得到车轮的疲劳寿命, 可以表达为 : L= 1 P n i (3) D i i=1 式中 :i 为各工况 ;n 为工况总数 ;D i 为第 i 工况运行所产生的损伤量 ;P i 为第 i 工况所占的比重,L 为构件的寿命车轮在的寿命分布云图如图 10 所示, 表 3 为曲线工况和直线工况下下前 10 个危险节点的寿命结果图 10(a) 为曲线工况下车轮寿命分布云图, 图 10(b) 为直线工况下寿命分布云图从图 10 可以看出, 车轮的疲劳破坏首先发生在轮毂和轮辋与辐板过渡区域, 曲线工况下发生破坏的载荷循环数为次, 直线工况下为次假设该车辆运营区间内直线与曲线之比为 1.3 1, 每个工况下损伤最大寿命最短的位置代表了各工况下整个车轮的寿命, 根据每个工况所占的比例按照公式 (3) 得到车轮的总寿命 (a) 曲线工况寿命云图 ;(b) 直线工况寿命云图图 10 车轮疲劳寿命云图 Fig.10Fatiguelifedistributionofwheel 按照 CRH2 型车每年运行 40 万 km, 运营 25a 计算, 车轮的疲劳寿命远大于设计要求的使用年限所以, 在车轮踏面经过磨耗需要镟修时, 采用经济型镟修法能有效增多车轮的镟修次数, 提高车轮的行驶里程另外, 从仿真结果来看, 车轮的设计寿命远大于实际规定的使用年限, 所以, 已经退役的车轮中, 如果不是磨耗到限, 经过探伤后无裂纹的, 其实是可以回收再利用的, 以免资源浪费利用二轴比的标准偏差可以表征车轮的应力载荷是否成比例 ; 当二轴比标准偏差的值较小或接近于 0 时, 代表比例载荷, 否则为非比例载荷从表 3 中名义二轴比的值来看, 车轮大部分区域的名义二轴比接近于 0, 为单轴应力状态在轮辋和辐板过度区域都处在严重的二轴状态, 属于非比例多轴状态在过渡区域的表面上, 二轴比为负, 裂纹

6 年 3 月萌生的最大剪应力平面在初期, 裂纹主要在表面扩展, 随后转化为最大主应力的法线方向, 即 A 型裂纹所以在对车轮进行探伤时, 应该重点关注辐板和轮辋以及轮毂的过度区域表 3 前 10 个危险节点的计算结果 Table3Resultsoffristtendangerousnodes 危险节点号损伤名义二轴比寿命循环数曲线工况直线工况曲线工况直线工况曲线工况直线工况曲线工况直线工况 E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E E+16 4 结论 1) 考虑轮对的柔性, 建立了刚性轮对的刚体系统动力学模型和柔性轮对的刚柔耦合模型通过对比发现, 柔性轮对的振动加速度远大于刚性轮对的, 因此在分析车轮的疲劳寿命时, 建立考虑轮对柔性的车辆系统动力学模型以获取车轮动载荷时间历程, 是非常有必要的 2) 利用有限元法和 Palmgren-Miner 准则, 对车轮的疲劳寿命进行分析, 结果表明车轮的疲劳寿命远大于设计要求的使用年限所以大部分未磨耗的到限的车轮经探伤处理后可以回收再利用建议采用经济型车轮踏面镟修法能有效提高车轮的镟修次数和行驶里程, 避免资源浪费 3) 通过名义二轴比数据分析, 得出车轮首先发生疲劳破坏的部位发生在辐板和轮辋以及轮毂过度处, 该处为车轮的最薄弱部位, 属非比例多轴疲劳破坏, 并首先在辐板表面形成裂纹并逐渐向内扩展参考文献 : [1]LuoRK,GabbitasbL,BrickleBV.Fatiguelifeevalua tionofarailwayvehiclebogieusinganintegrateddynamic simulation[j].proceedingsoftheinstitutionofmechani calengineers,partf:journalofrailandrapidtransit, 1994,208(2): [2]StefanDietz,HelmuthNeter,DelfSachau.Fatiguelife perdictionofarailwaybogieunderdynamicloadsthrough simulation[j]. VehicleSystem Dynamics,1998,29 (6): [3]SUHong.AutomotiveCAEdurabilityanalysisusingran domvibrationapproach[c]//msc2ndworldwideauto motiveconference.dearborn:mi,2000: [4]JurenA,IngiK,GunterS.Simulationofarailwayvehi cle'srunningbehaviour:howelasticwheelsetinfluencethe simulationresults[j].vehiclesystem Dynamics,2004, 41(Suppl1): [5] 刘韦, 马卫华, 罗世辉, 等. 考虑轮对弹性的车轮振动及轮对多边形化对轮轨力影响的研究 [J]. 铁道学报, 2013,35(6): LIUWei,MAWeihua,LUOShihui,etal.Researchon influenceofwheelvibrationandwheelpologonizationon wheel-railforceinconsiderationofwheelsetelasticity [J].JournaloftheChinaRailwaySociety,2013,35 (6): [6] 缪炳荣, 张卫华, 肖守讷, 等. 基于多体动力学和有限元法的车体结构疲劳寿命仿真 [J]. 铁道学报,2007, 29(4): MIAOBingrong,ZHANGWeihua,XIAOShoune,etal. Carbodyfatiguelifesimulationbasedonmultibodydynam icsandfem[j].journalofthechinarailwaysociety, 2007,29(4): [7] 徐传来, 米彩盈. 高速动车组动力轮对车轮疲劳强度研究 [J]. 计算机仿真,2014,31(6): XUChuanlai,MICaiying.Fatiguestrengthofwheelof high-speedemupowerwheelset[j].computersimula tion,2014,31(6):

7 第 3 期吴正习, 等 : 考虑轮对柔性的车轮疲劳寿命研究 563 [8] 胡宝义. 动车组车轮和车轴强度分析 [D]. 北京 : 北京交通大学,2008:1-91. HUBaoyi.Wheelsandaxlesstrengthanalysisofelectric multipleunit[d].beijing:beijingjiaotonguniversity, 2008:1-91. [9]BSEN Railwayapplicationwheelset andbogies-monoblockwheels-technicalapprovalpro ceedure-part1:forgedandroledwheels[s].european CommiteeforStandardization,2003. [10] 梁红琴, 赵永翔, 杨冰, 等. 高速动车组拖车车轮疲劳强度研究 [J]. 机车电传动,2013,2: LIANGHongqin,ZHAOYongxiang,YANGBing,etal. Fatiguestrengthanalysisandcheckofhigh-speedE MUstrailerwheel[J].ElectricDriveforLocomotives, 2013(2): [11] 万鹏. 考虑轮对弹性时车辆系统动力学建模与仿真分析 [D]. 成都 : 西南交通大学,2008:1-85. WANPeng.Modelingandsimulationanalysisofvehicle system dynamicsin consideration oftheelasticityof wheelsets[d].chengdu:southwestjiaotonguniversity, 2008:1-85. [12] 杨亮亮, 傅茂海, 周尚书, 等. 刚柔耦合理论在铁道车辆中的应用 [J]. 内燃机车,2012(10): YANG Liangliang, FU Maohai, ZHOU Shangshu, HUANGXiaocui.TheTheoryofrigid-flexiblecoupling beusedinrailwayvehicle[j].diesellocomotives,2012 (10): [13] 王文静, 孙守光, 李强. 柔性构架的动应力仿真 [J]. 铁道学报,2013,35(6): WANGWenjing,SUNShouguang,LIQiang.Dynamic stressimulationofflexiblebogieframe[j].journalof thechinarailwaysociety,2013,35(6): [14] 丁军君, 李芾, 周张义, 等. 基于车轮磨耗寿命预测的轨道参数研究 [J].,2014,10 (4): DINGJunjun,LIFu,ZHOUZhangyi,etal.Parametric studyoftherailwaybasedonwheelwearlifetimepredi cation[j].journalofrailwayscienceandengineering, 2014,10(4): [15] 高建敏. 高速铁路无砟轨道不平顺谱的比较分析 [J].,2015,12(4): GAOJianmin.Comparativeanalysisofpowerspectrum densityofbalastlestrackiregularitiesofchinesehigh -speedrailway[j].journalofrailwayscienceand Engineering,2015,12(4): [16] 吴光强, 李运超, 盛云. 后悬架多轴疲劳寿命预测 [J]. 同济大学学报 ( 自然科学版 ),2010,3(6): WUGuangqiang,LIYunchao,SHENGYun.Multiaxial fatiguelifepredictionofrearsuspension[j].journalof TongjiUniversity(NaturalScience),2010,3(6): ( 编辑阳丽霞 )

中国公路学报年

中国公路学报年第卷第期年月中国公路学报孟瑾朱平胡志刚根据耐久性试验中常用的整车台架试验方法通过多体动力学模型仿真模拟整车在四轮路面激励下的运动状态提取车身与底盘连接位置的载荷历程采用有限元法分析动载荷作用下的车身结构响应基于传统的应力寿命方法方法寻找车身薄弱环节辨识危险零件应力双轴性并选择多轴疲劳损伤参量预测车身疲劳寿命分析结果表明结合多体动力学与多轴疲劳的寿命