基于ANSYS Workbench的重卡前軸的強度分析及疲勞壽命預(yù)測

張 新，王正祥，牛家忠，樊大偉，盧 宇

（1.安徽理工大學(xué) 機械工程學(xué)院，淮南 232001；2.安徽安凱福田曙光車橋有限公司 技術(shù)中心，合肥 230051；3.山東省榮成市曙光齒輪有限責(zé)任公司 技術(shù)中心，威海 264300）

0 引言

前橋通過懸架與車架或承載式車身相聯(lián)，汽車行駛過程中，車橋前軸承受著復(fù)雜而繁重的載荷。承受的載荷多為交變載荷，除主要承受彎曲應(yīng)力外，還要承受越過不平路面帶來的沖擊載荷，緊急制動時，前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)可達1.6，尤其下坡緊急緊急剎車時，前軸將承受汽車整車負荷的2/3。在汽車實際行駛中，前軸作為汽車底盤構(gòu)造中重要的承載部件，其工作環(huán)境惡劣，承受了不同路況及程度的交變載荷，易出現(xiàn)疲勞裂紋，以致結(jié)構(gòu)失效，而結(jié)構(gòu)失效輕則零件損壞，重則會出現(xiàn)人身生命危險。因此，對前軸進行強度以及疲勞壽命等進行分析具有很重要的意義[1]。

本文運用有限元分析的方法，在ANSYS Workbench軟件中建立了前軸的有限元模型，分析了前軸在緊急制動，超越不平路面和側(cè)滑三種典型工況下靜態(tài)受力和變形，得到前軸的應(yīng)力應(yīng)變分布云圖，并應(yīng)用第一強度理論對其進行校核，校核其在各種工況下的強度，并進行了疲勞壽命分析。

1 前軸的受力分析

汽車在行駛過程中，前軸的受力主要有三種典型工況[2]，有緊急制動工況，超越不平路面工況和側(cè)滑 工況。

1.1 緊急制動工況

此工況為汽車滿載緊急制動時的工況，前軸受力為垂直作用力和縱向制動力組合作用。此時前軸所承受的垂直方向反力為：

式中：G1為汽車滿載靜止時前軸對水平地面的荷重，N；m1為汽車制動時前軸軸載質(zhì)量重新分配系數(shù)；φ為輪胎與路面的附著系數(shù)，此處取0.8；hg為滿載時汽車質(zhì)心高度，mm；B為前輪輪距，mm；L1為汽車滿載時質(zhì)心至前軸的水平距離，mm。

前軸所承受的縱向制動力為：

1.2 超越不平路面工況

此工況為汽車越過不平路面時，前軸受力為最大垂直動載荷：

式中：δ為動載荷系數(shù)，此例可取2.5。

1.3 側(cè)滑工況

汽車側(cè)滑時，前軸受力為垂直作用力和側(cè)向反作用力的組合。因為受到側(cè)向反作用力，汽車前左右輪上的垂直載荷發(fā)生轉(zhuǎn)移，側(cè)向滑移附著系數(shù)改變，以汽車右滑進行計算。

當汽車承受最大側(cè)向力時無縱向力作用，為保證行車安全和穩(wěn)定，此時側(cè)滑附著系數(shù) 1φ需滿足，這時左、右輪的垂直作用力和側(cè)向反力各不相等，計算如下：

垂直作用力：

側(cè)向反力：

式中：Z3l、Z3r為左、右輪垂直作用力；Y3l、Y3r為左、右輪側(cè)向反力；φ1為側(cè)滑附著系數(shù)。

2 前軸強度有限元分析

本文以某9噸級前橋為例，前橋相關(guān)參數(shù)如表1所示。該重卡前橋的前軸的材料采用42CrMo，其彈性模量E=206000MPa，材料密度ρ=7.9×10-9t/mm3，屈服極限σ0.2=930MPa，強度極限σb=1080MPa，泊松比μ=0.3。由于材料42CrMo屬于塑性材料，所以采用屈服極限σ0.2=930MPa作為該材料的極限應(yīng)力。

表1 所需參數(shù)列表

2.1 模型的簡化

首先在CATIA軟件中建立前軸的三維模型，前軸的基本結(jié)構(gòu)相對比較復(fù)雜，考慮到有限元分析的可行性，有必要對其進行適當?shù)暮喕?，去除一些不影響結(jié)果或者對結(jié)果影響不大的倒角及小孔等[3]。

2.2 有限元計算模型的建立

在前軸的三維模型簡化后，將模型以.spt文件導(dǎo)入到ANSYS Workbench軟件中建立以Tetrahedrons和Hex Dominant為基本單元的有限元模型。設(shè)置材料的相關(guān)特性，然后進行網(wǎng)格劃分，主要選用四面體單元，軸頸及軸頸板簧過渡區(qū)域應(yīng)力分布或變形比較復(fù)雜，可采用六面體高階單元劃分網(wǎng)格，生成具有222452個節(jié)點，627823個單元的有限元計算模型。劃分網(wǎng)格后的前軸有限元模型如圖1所示。

圖1 劃分網(wǎng)格的前軸

根據(jù)前橋的實際行駛工況[4]進行載荷施加和約束，垂向載荷施加在板簧面上，側(cè)向和縱向載荷施加于車橋上懸架安裝螺栓孔內(nèi)表面上，對前軸兩主銷孔進行全約束。

2.3 前軸的有限元求解和分析結(jié)果

1）緊急制動工況

此工況為汽車滿載緊急制動時的工況，前軸受力為垂直作用力和縱向制動力。該工況下垂直作用力以均布載荷施加于懸架安裝板簧面上，制動力以均布載荷施加于車橋上懸架安裝螺栓孔內(nèi)表面上，對兩主銷孔進行全約束，此工況下前軸等效應(yīng)力結(jié)果如圖2所示。

圖2 緊急制動工況下前軸的應(yīng)力圖

2）超越不平路面工況

此工況為汽車越過不平路面時，前軸受力為最大垂直動載荷的單獨作用。垂直作用力以均布載荷施加于懸架安裝板簧面上，對兩主銷孔進行全約束，此工況下前軸等效應(yīng)力結(jié)果如圖3所示。

圖3 超越不平路面工況下前軸的應(yīng)力圖

3）側(cè)滑工況

汽車側(cè)滑時，前軸受力為垂直力和側(cè)向反作用力。垂直作用力以均布載荷施加于懸架安裝板簧面上，側(cè)向反力以均布載荷施加于車橋上懸架安裝螺栓孔內(nèi)表面上，對兩主銷孔進行全約束，此工況下整體等效應(yīng)力結(jié)果如圖4所示。

圖4 側(cè)滑工況下前軸的應(yīng)力圖

前軸在上述三種典型工況下的最大應(yīng)力應(yīng)變?nèi)绫?所示。

表2 前軸各工況下的最大應(yīng)力及應(yīng)變

從前軸的應(yīng)力云圖和表2可以看出，前軸的最大應(yīng)力和最大變形量都是出現(xiàn)在緊急制動工況，最大應(yīng)力為320.4MPa，發(fā)生在前軸離主銷孔的拐彎處。最大每米輪距位移為0.95mm，滿足QC/T 483-1999標準[6]的要求。

3 疲勞壽命預(yù)測

疲勞是指材料在應(yīng)力（應(yīng)變）長期反復(fù)作用下發(fā)生損傷和斷裂的現(xiàn)象，在變動載荷下造成的稱之為機械疲勞。按照斷裂壽命和應(yīng)力高低的不同，可分為：高周疲勞、低周疲勞，應(yīng)力通常比材料的極限強度低，應(yīng)力疲勞用于高周疲勞。車橋前軸疲勞試驗屬于低應(yīng)力高周疲勞，本文中采用名義應(yīng)力法。

名義應(yīng)力法一般是以有限元靜力分析得到的應(yīng)力結(jié)果為基本參數(shù)進行疲勞分析的方法。在分析中綜合各種影響因素，采用Goodman修正，根據(jù)前橋前軸的表面處理方式和加工方式對前軸材料的S-N曲線進行修正，最后獲得前軸的S-N曲線如圖5所示，隨后根據(jù)修正后的前軸S-N曲線來進行疲勞壽命分析[5]。

圖5 前軸修正的S-N曲線

在有限元軟件ANSYS Workbench中定義好前軸的S-N曲線后，進一步定義前軸承受的載荷及邊界條件，定義的載荷為近似正弦波的交變載荷。根據(jù)參考文獻[7]設(shè)置最大載荷為滿載的3.5倍，最小載荷為滿載的0.25倍。在Workbench環(huán)境下ANSYS Fatigue Module模塊中對前軸的疲勞壽命進行預(yù)測分析，得出結(jié)果前軸疲勞壽命分布如圖6所示。從結(jié)果可以看出，前軸的最低疲勞壽命為98.5萬次，滿足QC/T 483-1999標準[6]的要求。

圖6 前軸疲勞壽命分布

4 結(jié)論

由分析結(jié)果可以看出，無論哪種工況下，前軸的最大應(yīng)力與材料42CrMo的屈服極限σ0.2=930MPa相比，均有較大的安全系數(shù)。在緊急制動工況下前軸出現(xiàn)最大應(yīng)力320.4MPa，主要原因是：該緊急工況下，制動力使前軸受到垂直于軸向的剪應(yīng)力，應(yīng)力變形增大，不過其安全系數(shù)也達到了2.90，滿足強度要求。根據(jù)參考文獻[8]，雖然前軸不至于導(dǎo)致斷裂，但安全系數(shù)偏小，可要求前軸在生產(chǎn)過程中，把握材料和制造工藝，嚴格控制質(zhì)量。在市場使用過程中，用戶應(yīng)避免超載以及在惡劣路面上高速駕駛。前軸的最低疲勞壽命為98.5萬次，滿足疲勞壽命要求。因此，該重卡前軸的設(shè)計完全符合汽車設(shè)計手冊中的安全要求。

有限元分析法可以相對全面的對汽車的結(jié)構(gòu)進行仿真分析，將靜強度和疲勞分析有效的結(jié)合起來指導(dǎo)汽車零部件開發(fā)設(shè)計，能降低開發(fā)設(shè)計成本，減少試驗次數(shù)，縮短產(chǎn)品的開發(fā)周期。

[1] 孔振海,王良模,榮如松,王國林,宋懷蘭. 基于HyperWorks的某輕型汽車前橋有限元分析及疲勞壽命預(yù)測[J].機械設(shè)計與制造, 2013,(02)：97-100.

[2] 劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京：清華大學(xué)出版社,2001：415-430.

[3] 朱帥,錢立軍.基于ANSYS的前橋強度分析[J].機械研究與應(yīng)用, 2007,20(2)：44-45,51.

[4] 霍清.汽車前橋CAE分析和輕量化設(shè)計[D].北京.北京工業(yè)大學(xué).2010.

[5] 趙甲運.重型卡車車橋計算機輔助分析與設(shè)計[D].合肥.合肥工業(yè)大學(xué).2011.

[6] QC/483-1999.中華人民共和國汽車行業(yè)標準-汽車前軸臺架疲勞壽命極限值[S].

[7] QC/513-1999.中華人民共和國汽車行業(yè)標準-汽車前軸臺架疲勞壽命試驗方法[S].

[8] 趙經(jīng)文,王宏鈺.結(jié)構(gòu)有限元分析[M].北京.科學(xué)出版社.2001.