基于虛擬樣機技術的貨車車架疲勞壽命預估

北京航空航天大學交通科學與工程學院 王得長 李 強

北京福田戴姆勒汽車有限公司 王 凌

1.前言

疲勞失效是引起機械機構失效的主要原因之一，其危險性表現(xiàn)在結構到達疲勞壽命時無明顯征兆（顯著變形）就會突然斷裂。

因此，為了保證產(chǎn)品可靠的工作，合理的制定使用壽命至關重要[1]。傳統(tǒng)的分析方法采用對汽車零部件進行大量的臺架試驗和整車耐久性試驗，不僅成本高、周期長，而且只能在樣車制造出以后進行，對設計更改帶來一定的難度[2]。

與基于試驗的傳統(tǒng)方法相比較，有限元疲勞仿真可以在設計階段得到零部件表面的疲勞壽命分布情況，到疲勞壽命危險點，進而對產(chǎn)品進行優(yōu)化，可以縮短產(chǎn)品的研發(fā)周期，降低成本。車架作為汽車零件的重要組成部分，其功用是承擔連接汽車的各零部件，并承受來自車內外的各種載荷。其抗疲勞性能直接影響車輛的安全性和可靠性，要求其具有足夠的強度和適當?shù)膭偠惹屹|量小。

本文以某中型雙軸載貨汽車為研究對象，綜合利用ADAMS和Hypermesn軟件，分別建立其多體動力學模型和有限元模型，在虛擬環(huán)境中得到車架的疲勞壽命，為車輛的輕量化設計提供理論依據(jù)。

2.整車多體動力學模型的建立及載荷譜獲取

本文以北京汽車集團有限公司生產(chǎn)的某中型載貨汽車為研究對象，該車滿載試驗質量為9360kg，長、寬、高依次為6740mm、2128mm和2300mm，軸距為3800mm。為了獲得車架在不同路況下受到的動載荷，在ADAMS中建立整車多體動力學模型如圖1所示，其包括由車身、駕駛室、貨物及其它附件剛性連接到車架上的簧載質量部分，車輪系，前后懸架，路面等。該模型共有11個自由度，分別為四個車輪的垂向運動，四個鋼板彈簧的俯仰運動，車身的垂向、側傾、俯仰運動。前后鋼板彈簧剛度由公司提供，依次為372kN/m和748kN/m，前后減震器阻尼根據(jù)懸架的相對阻尼為0.3算得，依次為6.8kN·s/m和11kN·s/m?？紤]到輪胎的阻尼極小，將其簡化為線性彈簧元件[3]，輪胎的剛度由其尺寸計算得到，前輪為單胎，剛度為1860kN/m，后輪為雙胎，總剛度為3400kN/m。

將整車模型在各級道路上進行仿真，在各級道路行駛里程所占比例按照我國相應道路所占總里程的比例確定[4]，對應車速按公司經(jīng)調研后給出的推薦值?？偫锍倘?km，則各等級道路的仿真里程和車速如表1所示。

將整車模型按表1所示的速度和時間進行仿真，得到汽車在不同等級道路上行駛時懸架對車架的動載輸入。將采集到的數(shù)據(jù)點進行合并，得到整個仿真路況的載荷譜，其中前懸架左側鋼板彈簧和后懸架右側鋼板彈簧與車架相連處載荷歷程分別如圖2、圖3所示。

3.有限元模型的建立及靜強度分析

3.1 建立有限元模型

在Hyperwork平臺中建立車架有限元模型，如圖4、圖5所示，根據(jù)車架縱梁和橫梁的特點，對板件選取平均尺寸為10mm的殼單元進行網(wǎng)格劃分，對于鑄件用四面體單元模擬，駕駛室、發(fā)動機等部件均用集中質量來描述，并用RBE3單元將其連接到車架上，對于螺栓聯(lián)接，用剛性單元處理，車廂及貨物以均布載荷的方式作用在縱梁的上表面，模型共包括90530個節(jié)點，83297個單元。

為了模擬汽車在不同道路上行駛時不同路面對車架的沖擊，動載系數(shù)的范圍一般取1.8-2.5，現(xiàn)取最大值為2.5[5]。根據(jù)汽車廠家提供的參數(shù)，算得汽車的簧載質量為8500kg（其中前軸3453kg，后軸5047kg），于有G=8500×9.8=83300N。因此車架受到的最大沖擊載荷Fmax=2.5×83300=208250N。車架材料選用的是16Mn鋼，其常規(guī)力學性能：

表1 各等級道路行駛仿真里程和車速

表2 16Mn鋼試樣50%存活率下的疲勞壽命

圖1 整車多體動力學模型

圖2 前懸左側鋼板彈簧安裝位置動載

圖3 后懸右側鋼板彈簧安裝位置動載

圖4 車架有限元模型

圖5 局部放大圖

表中：σ為應力，N50為50%存活率下的疲勞壽命。屈服強度為345MPa，泊松比為0.3，彈性模量為20600MPa。

3.2 靜強度分析

圖6 最大動載下應力分布圖

圖7 雙對數(shù)坐標下16Mn鋼的S-N曲線

圖8 車架疲勞壽命云圖

圖9 疲勞壽命最小區(qū)域壽命云圖

將車架受到的最大沖擊載荷按比例作用在車架與懸架相連處，并將這些位置的6個自由度約束。對上述有限元模型進行計算，模型的總體應力分布云圖如圖6所示。由圖6可知：整個車架的總體應力較小，只是在部分區(qū)域存在應力較集中現(xiàn)象，大應力區(qū)域主要集中在第三根橫梁與縱梁相連處以及后懸架支架與縱梁相連的螺紋孔處，約為260MPa，小于材料的屈服極限345MPa，說明該車架的靜強度指標符合設計要求。

4.車架疲勞壽命仿真

該車架材料采用16Mn鋼，在《機械工程材料性能數(shù)據(jù)手冊》[6]中可得到16Mn鋼50%存活率下的疲勞壽命，如表2所示。

另外，16Mn鋼試樣存活率為50%的疲勞極限是327MPa。Hypermesh中采用中，冪指數(shù)方程描述S-N曲線：

式（1）中：SRI是S-N曲線y軸的插值，b是斜率[7]。由表1可得：SRI=792.5MPa，b=－0.06097。利用這兩個參數(shù)，考慮車架零部件疲勞缺口系數(shù)、尺寸系數(shù)、表面質量系數(shù)，對車架材料的S-N曲線進行修正[8]。在Hypermesh軟件中進行自定義生成16Mn的S-N曲線如圖7所示。

采用Goodman圖對平均應力的影響進行修正[9]。求得的車架疲勞壽命云圖如圖8所示。結果顯示，疲勞壽命最小區(qū)域位于后懸架支架與縱梁相連的螺紋孔及其附近的工藝孔處，如圖9所示。危險點的疲勞壽命是約為70萬km，超過了國家經(jīng)濟貿(mào)易委員會、國家發(fā)展計劃委員會、公安部、國家環(huán)境保護總局1998年修改后的中型載貨汽車報廢標準——行駛40萬km里程，可以對該貨車進行輕量化設計。

5.結論

建立了汽車的多體動力學模型，并根據(jù)中國的路況進行多體動力學仿真，獲取了車架受到的來自懸架的載荷歷程；建立了車架的有限元模型，并基于該模型進行車架的靜強度分析，綜合有限元模型和車架受到的載荷歷程進行車架的疲勞壽命預估，有限元仿真結果表明，車架的靜強度符合設計要求，疲勞壽命最小區(qū)域位于后懸架支架與縱梁相連的螺紋孔及其附近的工藝孔處，疲勞壽命最小處的疲勞壽命達到中型貨車報廢標準，并且存在一定的富裕情況，可以為該貨車進行輕量化設計。

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[3]余志生.汽車理論[M].北京:機械工業(yè)出版社,2009.

[4]中華人民共和國國家統(tǒng)計局.中國統(tǒng)計年鑒[M].北京:中國統(tǒng)計出版社,2010.

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[6]《機械工程材料性能數(shù)據(jù)手冊》編委會.機械工程材料性能數(shù)據(jù)手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,1995:101-102.

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[9]劉鴻文.材料力學[M].北京:高等教育出版社,2011.