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    半掛牽引車車架的疲勞分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

    2023-03-08 13:56:02唐公明馬洪鋒陸永能耿磊耿德晴
    汽車零部件 2023年2期
    關(guān)鍵詞:有限元分析模型

    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(jī)械研究院有限公司結(jié)構(gòu)所,江蘇徐州 221004;3.徐工集團(tuán)高端工程機(jī)械智能制造國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,江蘇徐州 221004

    0 引言

    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(qiáng)度和剛度以承受卡車各總成的質(zhì)量,并承受車輛行駛時(shí)所產(chǎn)生的各種力和力矩以及由路面的不平而導(dǎo)致的載荷與沖擊,車架設(shè)計(jì)時(shí)的強(qiáng)度指標(biāo)滿足了對(duì)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(xué)分析及長時(shí)間的試驗(yàn)證明,在受到小于材料強(qiáng)度極限的動(dòng)載荷作用情況下依然會(huì)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(jìn)步及普及,車架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及疲勞分析越來越精準(zhǔn)。韓魯明[3]通過有限元軟件建立了車架模型,校核車架強(qiáng)度,利用多體動(dòng)力學(xué)軟件得到了車架的動(dòng)態(tài)載荷,并基于振動(dòng)疲勞的分析方法預(yù)測(cè)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(dòng)力學(xué)軟件中進(jìn)行了B級(jí)隨機(jī)路面仿真得到了車身的載荷譜,通過慣性釋放法對(duì)車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行了靜強(qiáng)度分析,采用名義應(yīng)力法中實(shí)現(xiàn)了車身結(jié)構(gòu)的疲勞壽命預(yù)估;劉艷偉[5]建立了車架有限元模型,進(jìn)行了彎曲和扭轉(zhuǎn)等工況的靜強(qiáng)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(dòng)力學(xué)整車模型,仿真得到了車架的動(dòng)態(tài)載荷譜,對(duì)車架的最小壽命進(jìn)行了計(jì)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(duì)試驗(yàn)場(chǎng)全路況進(jìn)行研究,而對(duì)于試驗(yàn)場(chǎng)故障結(jié)構(gòu)件進(jìn)行單一路況的靜態(tài)及疲勞分析時(shí)則需甄別損傷較大的主要路況。本文基于試驗(yàn)場(chǎng)故障結(jié)構(gòu)件的特點(diǎn),確認(rèn)了扭曲路況的研究對(duì)象,提出了改進(jìn)方案并進(jìn)行了車架靜強(qiáng)度、基于扭曲路面的虛擬壽命和基于扭曲路面的臺(tái)架試驗(yàn)等,驗(yàn)證了改進(jìn)方案的有效性。

    1 車架靜強(qiáng)度分析

    1.1 有限元模型的建立

    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(shí)體(solid)單元模擬,螺栓連接采用Beam+RB2單元簡(jiǎn)化,點(diǎn)焊和縫焊均采用Solid+RB3組合單元簡(jiǎn)化,集中質(zhì)量采用CONM2單元簡(jiǎn)化。

    車架整體采用10 mm網(wǎng)格劃分,重點(diǎn)考察的第四橫梁采用二階四面體3 mm單元進(jìn)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(jìn)行網(wǎng)格劃分。

    考慮到駕駛室總成對(duì)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(shí)際總重,并保證在滿載靜止工況下各軸荷和實(shí)車實(shí)測(cè)的誤差控制在2%以內(nèi),所建立的車架靜強(qiáng)度分析有限元模型如圖1所示。

    圖1 車架靜強(qiáng)度分析有限元模型

    1.2 試驗(yàn)場(chǎng)扭曲路況應(yīng)力對(duì)標(biāo)

    選取試驗(yàn)場(chǎng)扭曲路面對(duì)應(yīng)的靜態(tài)工況作為仿真試驗(yàn)對(duì)標(biāo)的測(cè)試工況,整車車輪上凸臺(tái)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(tái)

    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(yàn)對(duì)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(duì)應(yīng)的縱梁位置應(yīng)力值較高,這與實(shí)際相符,各測(cè)點(diǎn)仿真與試驗(yàn)數(shù)值趨勢(shì)一致,數(shù)據(jù)吻合度較高,因此該仿真模型和計(jì)算方法可用作結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)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(yàn)對(duì)比結(jié)果

    1.3 邊界定義及計(jì)算

    根據(jù)企業(yè)分析規(guī)范,靜態(tài)強(qiáng)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(jì)算發(fā)現(xiàn),在上述6種工況強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果中,試驗(yàn)場(chǎng)扭曲路面對(duì)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(shí)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(shí)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(qiáng)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(kuò)展為整段裂紋,計(jì)算結(jié)果與部件失效模式基本吻合。

    1.4 優(yōu)化方案

    針對(duì)扭曲路況特點(diǎn)及結(jié)構(gòu)件失效模式,基于部件受力特點(diǎn),提出了一種有效改進(jìn)方案,將原開裂的放水孔位置向橫梁兩端移動(dòng),并對(duì)開孔位置進(jìn)行凸臺(tái)化處理,改進(jìn)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(jìn)方案結(jié)構(gòu)形式

    圖8 改進(jìn)方案在扭曲工況下的應(yīng)力云圖

    由圖8可以看到,改進(jìn)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(jìn)效果明顯。

    2 車架疲勞分析

    為了驗(yàn)證改進(jìn)方案在扭曲路面下疲勞性能的改進(jìn)效果,通過整車動(dòng)力學(xué)及試驗(yàn)場(chǎng)扭曲路面建模,提取車架連接處載荷譜進(jìn)行車架疲勞壽命計(jì)算。

    2.1 整車剛?cè)狁詈夏P偷慕?/h3>

    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(dòng)力學(xué)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>

    2.2 扭曲路面的建立

    試驗(yàn)場(chǎng)扭曲路面如圖10所示。

    圖10 試驗(yàn)場(chǎng)扭曲路面

    參照扭曲路面特點(diǎn),建立了扭曲路面的網(wǎng)格模型,如圖11所示,其節(jié)點(diǎn)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

    2.3 載荷分解

    驅(qū)動(dòng)剛?cè)狁詈险噭?dòng)力學(xué)模型以可靠性試驗(yàn)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(gè)連接點(diǎn)(因左右對(duì)稱,圖中僅標(biāo)出左側(cè)6個(gè)位置),共計(jì)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(dòng)力學(xué)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

    2.4 單位載荷應(yīng)力分析

    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(gè)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

    2.5 疲勞分析

    將應(yīng)力分析結(jié)果op2文件、36通道載荷譜等導(dǎo)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(duì)應(yīng)的分析載荷步,根據(jù)材料的抗拉強(qiáng)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(jìn)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(jìn)方案的最大累積損傷約為9.337×10-8,即改進(jìn)方案疲勞壽命提升為原方案的23.9倍,改進(jìn)效果較好。

    圖17 原方案第四橫梁損傷云圖

    圖18 改進(jìn)方案第四橫梁損傷云圖

    3 車架扭轉(zhuǎn)疲勞臺(tái)架試驗(yàn)

    為進(jìn)一步驗(yàn)證車架結(jié)構(gòu)的抗扭轉(zhuǎn)疲勞性能,對(duì)車架總成進(jìn)行了扭轉(zhuǎn)疲勞臺(tái)架試驗(yàn)[8],如圖19所示。

    圖19 車架扭轉(zhuǎn)疲勞臺(tái)架試驗(yàn)

    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(dòng)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(gè)樣件平均循環(huán)約16萬次時(shí),出現(xiàn)類似于試驗(yàn)場(chǎng)的開裂情況,如圖21所示。

    圖20 作動(dòng)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(yàn)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行試驗(yàn),3個(gè)樣件的扭轉(zhuǎn)循環(huán)次數(shù)均達(dá)到30萬次,橫梁未出現(xiàn)開裂問題,達(dá)到企業(yè)試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn),證明改進(jìn)方案能夠滿足試驗(yàn)要求。

    4 結(jié)論

    (1)通過數(shù)值模擬的方法可以快速進(jìn)行車架結(jié)構(gòu)的靜態(tài)強(qiáng)度、疲勞性能計(jì)算及結(jié)構(gòu)優(yōu)化,能夠在產(chǎn)品設(shè)計(jì)初期及解決可靠性問題時(shí)提供有效依據(jù)。

    (2)剛?cè)狁詈险噭?dòng)力學(xué)模型和典型虛擬路面相結(jié)合提取車架疲勞載荷譜進(jìn)行疲勞計(jì)算的方法,可用于不同車架結(jié)構(gòu)疲勞性能的對(duì)比。

    (3)車架扭曲路面的疲勞性能可通過扭轉(zhuǎn)疲勞臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證,兩者故障模式類似,臺(tái)架代替可靠性路試可以節(jié)約試驗(yàn)資源及縮短試驗(yàn)周期。

    由于試驗(yàn)資源限制,改進(jìn)方案和原方案的可靠性路試?yán)锍碳芭_(tái)架試驗(yàn)循環(huán)次數(shù)未進(jìn)行對(duì)比,虛擬疲勞分析的結(jié)果未實(shí)現(xiàn)實(shí)物對(duì)標(biāo),僅有趨勢(shì)性對(duì)比的意義,后期還需進(jìn)行量化的疲勞仿真與試驗(yàn)的對(duì)比研究工作,進(jìn)一步提升疲勞分析工程應(yīng)用精度。

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