唐公明,馬洪鋒,陸永能,耿磊 ,耿德晴
1.徐州徐工汽車制造有限公司技術(shù)中心,江蘇徐州 221000;2.江蘇徐工工程機械研究院有限公司結(jié)構(gòu)所,江蘇徐州 221004;3.徐工集團高端工程機械智能制造國家重點實驗室,江蘇徐州 221004
車架是卡車的脊梁,是承載卡車載荷的主要部件。幾乎所有的卡車部件都直接或間接地安裝在車架上[1]。車架必須有足夠的強度和剛度以承受卡車各總成的質(zhì)量,并承受車輛行駛時所產(chǎn)生的各種力和力矩以及由路面的不平而導致的載荷與沖擊,車架設(shè)計時的強度指標滿足了對整車靜態(tài)載荷的承受能力要求,保證車架不發(fā)生破壞,但經(jīng)過材料力學分析及長時間的試驗證明,在受到小于材料強度極限的動載荷作用情況下依然會造成結(jié)構(gòu)的破壞,這就是材料的疲勞[2]。
隨著CAE分析技術(shù)的不斷進步及普及,車架的結(jié)構(gòu)強度及疲勞分析越來越精準。韓魯明[3]通過有限元軟件建立了車架模型,校核車架強度,利用多體動力學軟件得到了車架的動態(tài)載荷,并基于振動疲勞的分析方法預測了車架的疲勞壽命并得到損傷位置;曹萍[4]利用有限元軟件建立了車身的有限元模型,在動力學軟件中進行了B級隨機路面仿真得到了車身的載荷譜,通過慣性釋放法對車身結(jié)構(gòu)進行了靜強度分析,采用名義應(yīng)力法中實現(xiàn)了車身結(jié)構(gòu)的疲勞壽命預估;劉艷偉[5]建立了車架有限元模型,進行了彎曲和扭轉(zhuǎn)等工況的靜強度分析,并建立了車架模態(tài)中性文件,組合為剛?cè)狁詈系亩囿w動力學整車模型,仿真得到了車架的動態(tài)載荷譜,對車架的最小壽命進行了計算,得到車架最小壽命滿足一般道路里程的要求。
大多數(shù)車架的疲勞分析針對試驗場全路況進行研究,而對于試驗場故障結(jié)構(gòu)件進行單一路況的靜態(tài)及疲勞分析時則需甄別損傷較大的主要路況。本文基于試驗場故障結(jié)構(gòu)件的特點,確認了扭曲路況的研究對象,提出了改進方案并進行了車架靜強度、基于扭曲路面的虛擬壽命和基于扭曲路面的臺架試驗等,驗證了改進方案的有效性。
根據(jù)車架CAD模型建立有限元模型:均勻鈑金件采用殼(shell)單元離散,吊耳支座及平衡支架等鑄件類結(jié)構(gòu)采用實體(solid)單元模擬,螺栓連接采用Beam+RB2單元簡化,點焊和縫焊均采用Solid+RB3組合單元簡化,集中質(zhì)量采用CONM2單元簡化。
車架整體采用10 mm網(wǎng)格劃分,重點考察的第四橫梁采用二階四面體3 mm單元進行網(wǎng)格劃分,其余鑄件類部件采用一階四面體5 mm單元進行網(wǎng)格劃分。
考慮到駕駛室總成對車架前端扭轉(zhuǎn)變形的抑制作用,建立車身焊接總成有限元模型并添加配重至實際總重,并保證在滿載靜止工況下各軸荷和實車實測的誤差控制在2%以內(nèi),所建立的車架靜強度分析有限元模型如圖1所示。
圖1 車架靜強度分析有限元模型
選取試驗場扭曲路面對應(yīng)的靜態(tài)工況作為仿真試驗對標的測試工況,整車車輪上凸臺如圖2所示,車架縱梁上應(yīng)變片位置如圖3所示。
圖2 整車車輪上凸臺
圖3 車架縱梁上應(yīng)變片位置
扭曲路況下車架縱梁的仿真和試驗對比結(jié)果如圖4所示。由圖可以看出,車架二橫梁連接板前側(cè)對應(yīng)的縱梁位置應(yīng)力值較高,這與實際相符,各測點仿真與試驗數(shù)值趨勢一致,數(shù)據(jù)吻合度較高,因此該仿真模型和計算方法可用作結(jié)構(gòu)靜強度的仿真及后續(xù)模態(tài)中性文件的提取。
圖4 扭曲路況下車架縱梁的仿真和試驗對比結(jié)果
根據(jù)企業(yè)分析規(guī)范,靜態(tài)強度分析設(shè)置如表1所示的分析工況。
表1 分析工況
經(jīng)過計算發(fā)現(xiàn),在上述6種工況強度計算結(jié)果中,試驗場扭曲路面對應(yīng)的扭曲路況最為惡劣,其應(yīng)力云圖如圖5所示,橫梁實際失效位置如圖6所示。
圖5 扭曲工況應(yīng)力云圖
圖6 橫梁實際失效位置
由圖5可知,該部件的最大應(yīng)力為472.953 MPa,接近QT800-5材料的屈服強度480 MPa。由圖6可知,該部件在扭曲工況下,孔周邊應(yīng)力集中明顯,其高應(yīng)力區(qū)域首先破壞,隨后逐漸擴展為整段裂紋,計算結(jié)果與部件失效模式基本吻合。
針對扭曲路況特點及結(jié)構(gòu)件失效模式,基于部件受力特點,提出了一種有效改進方案,將原開裂的放水孔位置向橫梁兩端移動,并對開孔位置進行凸臺化處理,改進方案結(jié)構(gòu)形式及在扭曲工況下的應(yīng)力云圖如圖7和圖8所示。
圖7 改進方案結(jié)構(gòu)形式
圖8 改進方案在扭曲工況下的應(yīng)力云圖
由圖8可以看到,改進方案在扭曲工況下的最大應(yīng)力降至343.610 MPa,相比于原方案大幅下降,改進效果明顯。
為了驗證改進方案在扭曲路面下疲勞性能的改進效果,通過整車動力學及試驗場扭曲路面建模,提取車架連接處載荷譜進行車架疲勞壽命計算。
在第1.1節(jié)建立的有限元模型的基礎(chǔ)上,生成車架總成、平衡懸架等模態(tài),在動力學軟件ADAMS中將各系統(tǒng)組合為整車剛?cè)狁詈夏P蚚6]。所建立的整車剛?cè)狁詈嫌邢拊P腿鐖D9所示。
圖9 整車剛?cè)狁詈嫌邢拊P?/p>
試驗場扭曲路面如圖10所示。
圖10 試驗場扭曲路面
參照扭曲路面特點,建立了扭曲路面的網(wǎng)格模型,如圖11所示,其節(jié)點和單元的信息將作為路面文件的輸入。
圖11 扭曲路面網(wǎng)格模型
驅(qū)動剛?cè)狁詈险噭恿W模型以可靠性試驗8 km/h的速度通過扭曲路面,如圖12所示。車架載荷譜輸入如圖13所示。提取車架總成12個連接點(因左右對稱,圖中僅標出左側(cè)6個位置),共計36通道的載荷譜作為疲勞分析的載荷輸入,其中通道1的車架連接處載荷譜變化曲線如圖14所示。
圖12 動力學模型及扭曲路面
圖13 車架載荷譜輸入
圖14 通道1的車架連接處載荷譜變化曲線
車架36道通單位載荷的分析模型如圖15所示,通過慣性釋放法[7]可得到車架總成在36個通道單位載荷下的應(yīng)力結(jié)果,輸出為op2文件,作為疲勞分析的載荷輸入。
圖15 車架36通道單位載荷的分析模型
將應(yīng)力分析結(jié)果op2文件、36通道載荷譜等導入疲勞分析軟件Ncode中,將第2.3節(jié)中分解得到的36通道載荷譜映射到第2.4節(jié)中對應(yīng)的分析載荷步,根據(jù)材料的抗拉強度設(shè)置材料S-N曲線,建立的疲勞分析流程如圖16所示。
圖16 疲勞分析流程
原方案第四橫梁損傷云圖如圖17所示,改進方案第四橫梁損傷云圖如圖18所示。在相同的載荷環(huán)境下,原方案一次扭曲路面最大累積損傷約為2.233×10-6,改進方案的最大累積損傷約為9.337×10-8,即改進方案疲勞壽命提升為原方案的23.9倍,改進效果較好。
圖17 原方案第四橫梁損傷云圖
圖18 改進方案第四橫梁損傷云圖
為進一步驗證車架結(jié)構(gòu)的抗扭轉(zhuǎn)疲勞性能,對車架總成進行了扭轉(zhuǎn)疲勞臺架試驗[8],如圖19所示。
圖19 車架扭轉(zhuǎn)疲勞臺架試驗
按照車架總成前端扭轉(zhuǎn)角5°的載荷垂向循環(huán)加載,作動器的載荷和位移變化曲線如圖20所示,車架第四橫梁原方案的3個樣件平均循環(huán)約16萬次時,出現(xiàn)類似于試驗場的開裂情況,如圖21所示。
圖20 作動器的載荷和位移變化曲線
圖21 原方案第四橫梁開裂
更換方案后,按照相同的試驗標準進行試驗,3個樣件的扭轉(zhuǎn)循環(huán)次數(shù)均達到30萬次,橫梁未出現(xiàn)開裂問題,達到企業(yè)試驗標準,證明改進方案能夠滿足試驗要求。
(1)通過數(shù)值模擬的方法可以快速進行車架結(jié)構(gòu)的靜態(tài)強度、疲勞性能計算及結(jié)構(gòu)優(yōu)化,能夠在產(chǎn)品設(shè)計初期及解決可靠性問題時提供有效依據(jù)。
(2)剛?cè)狁詈险噭恿W模型和典型虛擬路面相結(jié)合提取車架疲勞載荷譜進行疲勞計算的方法,可用于不同車架結(jié)構(gòu)疲勞性能的對比。
(3)車架扭曲路面的疲勞性能可通過扭轉(zhuǎn)疲勞臺架試驗驗證,兩者故障模式類似,臺架代替可靠性路試可以節(jié)約試驗資源及縮短試驗周期。
由于試驗資源限制,改進方案和原方案的可靠性路試里程及臺架試驗循環(huán)次數(shù)未進行對比,虛擬疲勞分析的結(jié)果未實現(xiàn)實物對標,僅有趨勢性對比的意義,后期還需進行量化的疲勞仿真與試驗的對比研究工作,進一步提升疲勞分析工程應(yīng)用精度。