北京航空航天大學(xué)交通科學(xué)與工程學(xué)院 王得長(zhǎng) 李 強(qiáng)

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(jī)械機(jī)構(gòu)失效的主要原因之一，其危險(xiǎn)性表現(xiàn)在結(jié)構(gòu)到達(dá)疲勞壽命時(shí)無明顯征兆（顯著變形）就會(huì)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(guān)重要[1]。傳統(tǒng)的分析方法采用對(duì)汽車零部件進(jìn)行大量的臺(tái)架試驗(yàn)和整車耐久性試驗(yàn)，不僅成本高、周期長(zhǎng)，而且只能在樣車制造出以后進(jìn)行，對(duì)設(shè)計(jì)更改帶來一定的難度[2]。

與基于試驗(yàn)的傳統(tǒng)方法相比較，有限元疲勞仿真可以在設(shè)計(jì)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(xiǎn)點(diǎn)，進(jìn)而對(duì)產(chǎn)品進(jìn)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(dān)連接汽車的各零部件，并承受來自車內(nèi)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(qiáng)度和適當(dāng)?shù)膭偠惹屹|(zhì)量小。

本文以某中型雙軸載貨汽車為研究對(duì)象，綜合利用ADAMS和Hypermesn軟件，分別建立其多體動(dòng)力學(xué)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(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

2.整車多體動(dòng)力學(xué)模型的建立及載荷譜獲取

本文以北京汽車集團(tuán)有限公司生產(chǎn)的某中型載貨汽車為研究對(duì)象，該車滿載試驗(yàn)質(zhì)量為9360kg，長(zhǎng)、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(dòng)載荷，在ADAMS中建立整車多體動(dòng)力學(xué)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(zhì)量部分，車輪系，前后懸架，路面等。該模型共有11個(gè)自由度，分別為四個(gè)車輪的垂向運(yùn)動(dòng)，四個(gè)鋼板彈簧的俯仰運(yùn)動(dòng)，車身的垂向、側(cè)傾、俯仰運(yùn)動(dòng)。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(duì)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(jiǎn)化為線性彈簧元件[3]，輪胎的剛度由其尺寸計(jì)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(jí)道路上進(jìn)行仿真，在各級(jí)道路行駛里程所占比例按照我國(guó)相應(yīng)道路所占總里程的比例確定[4]，對(duì)應(yīng)車速按公司經(jīng)調(diào)研后給出的推薦值。總里程取1km，則各等級(jí)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(shí)間進(jìn)行仿真，得到汽車在不同等級(jí)道路上行駛時(shí)懸架對(duì)車架的動(dòng)載輸入。將采集到的數(shù)據(jù)點(diǎn)進(jìn)行合并，得到整個(gè)仿真路況的載荷譜，其中前懸架左側(cè)鋼板彈簧和后懸架右側(cè)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(qiáng)度分析

3.1 建立有限元模型

在Hyperwork平臺(tái)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(diǎn)，對(duì)板件選取平均尺寸為10mm的殼單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，對(duì)于鑄件用四面體單元模擬，駕駛室、發(fā)動(dòng)機(jī)等部件均用集中質(zhì)量來描述，并用RBE3單元將其連接到車架上，對(duì)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(gè)節(jié)點(diǎn)，83297個(gè)單元。

為了模擬汽車在不同道路上行駛時(shí)不同路面對(duì)車架的沖擊，動(dòng)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(zhì)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(xué)性能：

表1 各等級(jí)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(dòng)力學(xué)模型

圖2 前懸左側(cè)鋼板彈簧安裝位置動(dòng)載

圖3 后懸右側(cè)鋼板彈簧安裝位置動(dòng)載

圖4 車架有限元模型

圖5 局部放大圖

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

3.2 靜強(qiáng)度分析

圖6 最大動(dòng)載下應(yīng)力分布圖

圖7 雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)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(gè)自由度約束。對(duì)上述有限元模型進(jìn)行計(jì)算，模型的總體應(yīng)力分布云圖如圖6所示。由圖6可知：整個(gè)車架的總體應(yīng)力較小，只是在部分區(qū)域存在應(yīng)力較集中現(xiàn)象，大應(yīng)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(qiáng)度指標(biāo)符合設(shè)計(jì)要求。

4.車架疲勞壽命仿真

該車架材料采用16Mn鋼，在《機(jī)械工程材料性能數(shù)據(jù)手冊(cè)》[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(gè)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(zhì)量系數(shù)，對(duì)車架材料的S-N曲線進(jìn)行修正[8]。在Hypermesh軟件中進(jìn)行自定義生成16Mn的S-N曲線如圖7所示。

采用Goodman圖對(duì)平均應(yīng)力的影響進(jìn)行修正[9]。求得的車架疲勞壽命云圖如圖8所示。結(jié)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(xiǎn)點(diǎn)的疲勞壽命是約為70萬km，超過了國(guó)家經(jīng)濟(jì)貿(mào)易委員會(huì)、國(guó)家發(fā)展計(jì)劃委員會(huì)、公安部、國(guó)家環(huán)境保護(hù)總局1998年修改后的中型載貨汽車報(bào)廢標(biāo)準(zhǔn)——行駛40萬km里程，可以對(duì)該貨車進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)。

5.結(jié)論

建立了汽車的多體動(dòng)力學(xué)模型，并根據(jù)中國(guó)的路況進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)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(jìn)行車架的靜強(qiáng)度分析，綜合有限元模型和車架受到的載荷歷程進(jìn)行車架的疲勞壽命預(yù)估，有限元仿真結(jié)果表明，車架的靜強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)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(dá)到中型貨車報(bào)廢標(biāo)準(zhǔn)，并且存在一定的富裕情況，可以為該貨車進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)。

[1]熊峻江.疲勞斷裂可靠性[M].北京:國(guó)防工業(yè)出版社,2008.

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