基于靜載荷下應(yīng)變數(shù)據(jù)的汽車前軸輕量化設(shè)計(jì)

陳長波，馮美波，高洋，范偉勇，劉新榮

（262200 山東省 諸城市 諸城市義和車橋有限公司）

0 引言

載貨車作為重要的貨運(yùn)交通工具，在總承載質(zhì)量不變的前提下，實(shí)現(xiàn)自身減重可以多承載貨物。汽車前軸作為重要的底盤結(jié)構(gòu)件，在保證滿足使用強(qiáng)度的前提下，汽車前軸輕量化設(shè)計(jì)是汽車工程師一直進(jìn)行的重要研究[1-2]。電阻應(yīng)變片是公認(rèn)最通用的應(yīng)變測量方法之一，應(yīng)變片是利用試驗(yàn)方法評估物體承受載荷或發(fā)生應(yīng)變的電阻裝置[3]。本文以某載貨車前軸為研究對象，利用ANSYS Workbench軟件進(jìn)行強(qiáng)度分析，借助六通道疲勞試驗(yàn)機(jī)及應(yīng)變片數(shù)據(jù)采集方法進(jìn)行前軸階梯載荷下的應(yīng)變采集，參照前軸有限元分析結(jié)果及在最大試驗(yàn)載荷時(shí)的關(guān)鍵截面處應(yīng)變極值換算所得應(yīng)力值，對前軸工字梁截面的尺寸進(jìn)行優(yōu)化，實(shí)現(xiàn)前軸的輕量化設(shè)計(jì)。

1 前軸有限元建模及靜力分析

前橋臺架疲勞試驗(yàn)評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，按前橋靜滿載荷的0.5～3.5 倍循環(huán)加載。結(jié)合前軸分析經(jīng)驗(yàn)及參考文獻(xiàn)，在3.5 倍疲勞載荷工況下，前軸最大應(yīng)力出現(xiàn)在板簧座與中間工字梁變截面處[4]，因此本文只考慮該工況，并結(jié)合前橋臺架疲勞試驗(yàn)方法搭建有限元分析模型并進(jìn)行靜力分析。

1.1 三維建模

前橋額定載荷2 850 kg，主銷距1 530 mm，輪距1 730 mm，輪胎半徑360 mm。用三維建模軟件按照1∶1 的比例繪制前軸三維模型。前軸材料參數(shù)見表1。

表1 前軸材料參數(shù)Tab.1 Front axle material parameters

1.2 網(wǎng)格劃分

由于前軸零部件曲面較多，采用自動樣式劃分網(wǎng)格，前軸網(wǎng)格大小5 mm，如圖1 所示。

圖1 前軸有限元模型Fig.1 Finite element model of front axle

1.3 載荷及約束

以單個(gè)前軸為基礎(chǔ)進(jìn)行分析，在前軸主銷孔位置建立局部坐標(biāo)系，添加Remote Displacement 約束，作用點(diǎn)位置為輪胎著地點(diǎn)。一側(cè)約束X、Y、Z三個(gè)方向的移動以及X、Y方向的轉(zhuǎn)動，另一側(cè)約束Y、Z兩個(gè)方向的移動以及X、Y方向的轉(zhuǎn)動。如圖2所示。

圖2 遠(yuǎn)程位移約束Fig.2 Remote displacement constraint

按3.5 倍載荷在板簧座面分別添加垂直向下的力，力的大小為49 875 N。載荷及約束如圖3 所示。

圖3 約束及載荷Fig.3 Constraints and loads

1.4 前軸有限元分析結(jié)果

基礎(chǔ)狀態(tài)前軸3.5 倍靜滿載荷下前軸有限元分析結(jié)果見圖4，最大應(yīng)力出現(xiàn)在前軸下表面的板簧座與工字梁變截面處，最大應(yīng)力值為578.45 MPa，安全系數(shù)為1.35。

圖4 基礎(chǔ)狀態(tài)前軸3.5 倍靜滿載Von-Mises 應(yīng)力分析結(jié)果Fig.4 Results of 3.5x static full load Von-Mises stress analysis of front axle under base condition

2 前軸應(yīng)變采集

2.1 確定應(yīng)變采集位置

按照前軸垂向載荷下的強(qiáng)度分析結(jié)果，選取前軸板簧托內(nèi)外側(cè)上、下表面及拳頭部位上下表面進(jìn)行標(biāo)識，按常規(guī)電阻式應(yīng)變計(jì)粘貼方法，進(jìn)行應(yīng)變片的粘貼并編號，利用三坐標(biāo)測量各應(yīng)變片的相對位置。如圖5 所示。

圖5 前軸應(yīng)變測點(diǎn)標(biāo)記Fig.5 Front axle strain measuring point marking

2.2 前軸階梯載荷下的應(yīng)變采集

根據(jù)各應(yīng)變片位置建立對應(yīng)通道，各通道調(diào)整好以后開始測試并進(jìn)行數(shù)據(jù)的記錄。先在前軸兩板簧座位置分別施加5 000 N，并依次遞增5 000 N增加至30 000 N。如圖6 所示。

圖6 六通道疲勞試驗(yàn)機(jī)及數(shù)據(jù)采集現(xiàn)場Fig.6 Six-channel fatigue testing machine and data acquisition site

以通道L00（拳頭下端面）、通道L01（拳頭上端面）為例，采集到的載荷數(shù)據(jù)如圖7 所示。選取工字梁底面板簧座內(nèi)側(cè)通道L05 應(yīng)變數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，獲得試驗(yàn)加載力與應(yīng)變數(shù)據(jù)的線性關(guān)系方程，符合材料在彈性階段的力學(xué)性能。

圖7 試驗(yàn)加載力與應(yīng)變數(shù)據(jù)Fig.7 Test loading force and strain data

2.3 應(yīng)變數(shù)據(jù)處理與分析

在前軸左右兩端板簧座表面分別添加30 000 N的垂向力，計(jì)算在該載荷下各通道對應(yīng)位置的應(yīng)力情況，應(yīng)力結(jié)果如圖8 所示。根據(jù)前軸疲勞試驗(yàn)狀態(tài)可知，在垂向加載下，前軸上表面以承受壓應(yīng)力為主，下表面以承受拉應(yīng)力為主。分別計(jì)算出前軸Von-Mises 應(yīng)力、Maximum Principal Stress（最大主應(yīng)力）及Minimum Principal Stress（最小主應(yīng)力）。

圖8 前軸應(yīng)力結(jié)果Fig.8 Front axle stress results

參照前軸臺架疲勞試驗(yàn)及前軸受力分析可知，前軸在承受垂向載荷工況下，左右板簧座中間的工字梁位置受力最大，應(yīng)力最大點(diǎn)出現(xiàn)在變截面處，即通道編號L02、L03、L04、L05、R02、R03、R04、R05，所以，重點(diǎn)關(guān)注板簧座中間位置的應(yīng)變數(shù)據(jù)。

各通道在施加單側(cè)最大載荷30 000 N 時(shí)均有一個(gè)應(yīng)變極值，根據(jù)σ=E·ε，按前軸材質(zhì)40Cr 彈性模量取值211 GPa，換算出各測點(diǎn)應(yīng)力。各通道應(yīng)變極值、換算應(yīng)力值及對應(yīng)測點(diǎn)位置有限元分析應(yīng)力值整理后見表2。

表2 關(guān)鍵通道應(yīng)變、應(yīng)力值Tab.2 Critical channel strain and stress values

實(shí)采應(yīng)力值與分析應(yīng)力值對比如圖9 所示。

圖9 實(shí)采應(yīng)力值與分析應(yīng)力值對比Fig.9 Comparison of actual mining stress value and analysis stress value

由表2 及圖9 可知，各通道采集應(yīng)變換算所得應(yīng)力值與有限元靜力分析所得測點(diǎn)位置應(yīng)力值高度吻合，證明了參照前軸疲勞臺架試驗(yàn)搭建的采集前軸應(yīng)變數(shù)據(jù)與有限元分析建模的符合性。

3 前軸輕量化設(shè)計(jì)

3.1 輕量化方案

參照前軸單倍載荷下安全系數(shù)設(shè)計(jì)取值范圍3～5，結(jié)合3.5 倍疲勞載荷下基礎(chǔ)狀態(tài)前軸的安全系數(shù)及Von-Mises 應(yīng)力圖（圖10），認(rèn)為前軸中間工字梁截面、板簧座截面存在輕量化設(shè)計(jì)空間。

圖10 前軸應(yīng)力圖Fig.10 Front axle stress diagram

在輕量化前軸強(qiáng)度、剛度滿足設(shè)計(jì)要求的前提下，結(jié)合現(xiàn)有鍛造車間的前軸工字梁截面成型工藝能力，最大限度地對前軸工字梁截面進(jìn)行縮減，最終獲得以下輕量化方案[5-6]。工字梁截面尺寸示意圖見圖11，表3 是前軸基礎(chǔ)狀態(tài)及輕量化狀態(tài)的截面尺寸統(tǒng)計(jì)。

表3 前軸基礎(chǔ)狀態(tài)與輕量化狀態(tài)截面尺寸Tab.3 Front axle base state and lightweight state section dimensions

圖11 前軸工字梁截面示意圖Fig.11 Cross section diagram of front axle I beam

3.2 輕量化設(shè)計(jì)方案有限元分析結(jié)果

按相同約束及載荷，對輕量化前軸進(jìn)行3.5 倍靜滿載荷的強(qiáng)度分析。前軸Von-Mises 應(yīng)力分析結(jié)果如圖12 所示。表4 對前軸基礎(chǔ)狀態(tài)及輕量化狀態(tài)的毛坯及成品狀態(tài)分別進(jìn)行質(zhì)量比對。

圖12 輕量化狀態(tài)前軸3.5 倍靜滿載Von-Mises 應(yīng)力分析結(jié)果Fig.12 Results of 3.5x static full load Von Mises stress analysis of front axle under lightweight condition

表4 前軸基礎(chǔ)狀態(tài)與輕量化狀態(tài)降重對比Tab.4 Comparison of weight reduction between front axle base state and lightweight state

與基礎(chǔ)狀態(tài)前軸對比可見，輕量化前軸成品實(shí)現(xiàn)降重4.9 kg，在3.5 倍靜滿載荷下的Von-Mises應(yīng)力最大值為549.76 MPa，安全系數(shù)為1.42，并且安全系數(shù)高于基礎(chǔ)狀態(tài)，可以滿足強(qiáng)度要求。

目前，該輕量化前軸已批量生產(chǎn)并完成切換，按2020 年該前軸用量90 000 件計(jì)算，預(yù)計(jì)每年可節(jié)約材料500 t 左右，將有效地降低生產(chǎn)成本，節(jié)約資源。

4 結(jié)語

本文通過采用應(yīng)變片采集應(yīng)變方法，獲得前軸在階梯加載力的作用下，關(guān)鍵截面處的前軸表面應(yīng)力極值，將試驗(yàn)采集所得應(yīng)力值與有限元分析應(yīng)力結(jié)果進(jìn)行比較，校驗(yàn)兩者之間的符合性。以此應(yīng)力值為參考，在保證前軸強(qiáng)度及安全系數(shù)滿足要求的前提下，對前軸工字梁截面進(jìn)行尺寸優(yōu)化，實(shí)現(xiàn)前軸輕量化設(shè)計(jì)。