惠延波，王宏曉，馮蘭芳，夏兆義，王 瞧，邢志偉

(河南工業(yè)大學(xué)先進(jìn)制造研究所，河南鄭州450007)

0 引言

車架是連接整個(gè)車身和底盤的基體，對汽車的安全性起著非常重要的作用.在車輛行駛過程中，車架既要承受各總成的質(zhì)量，還要承受來至底盤傳遞的各種力、力矩，服役工況十分復(fù)雜，對車架的疲勞分析就顯得非常重要.

筆者以某汽車公司正在研發(fā)的某款輕型客車的車架為研究對象，基于該公司產(chǎn)品設(shè)計(jì)部門提供的整車CAD模型和動力參數(shù)，針對該輕型客車雜合車在路試5 000 km左右時(shí)車架出現(xiàn)裂紋的現(xiàn)象，綜合利用 Hypermesh，Msc.adams/car，Msc.nastran，Msc.fatigue有限元分析軟件對其進(jìn)行疲勞壽命分析，推測出車架出現(xiàn)裂紋的主要原因，并針對該問題提出合理的優(yōu)化方案，達(dá)到廠家要求.

分析流程如下.

(1)搭建隨機(jī)路面模型，生成時(shí)域路面激勵(lì).建立剛?cè)狁詈夏Ｐ筒⒔Y(jié)合實(shí)車數(shù)據(jù)進(jìn)行充分調(diào)試，在此基礎(chǔ)上建立虛擬樣機(jī)，仿真出后續(xù)分析的載荷時(shí)間歷程.

(2)對部件的幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，建立結(jié)構(gòu)的有限元模型，生成含有單位載荷下的應(yīng)力計(jì)算結(jié)果和用于動力學(xué)仿真分析的柔性體文件.

(3)綜合前面2個(gè)部分的分析結(jié)果，設(shè)置材料參數(shù)，選取疲勞分析方法，進(jìn)行疲勞壽命分析，找出結(jié)構(gòu)出現(xiàn)疲勞破壞的原因，并加以改進(jìn)與對比驗(yàn)證.

1 多體動力學(xué)仿真

1.1 多體動力學(xué)模型的建立

該輕型客車整備質(zhì)量1 435 kg，滿載質(zhì)量2 335 kg，總長 4 085 mm，總寬 1 715 mm，總高1 990 mm，軸距3 050 mm，懸掛系統(tǒng)采用麥弗遜-鋼板彈簧組合.輪胎選用195/70R15C.

應(yīng)用多體系統(tǒng)動力學(xué)理論，在MSC.Adams/Car中調(diào)用現(xiàn)有的麥弗遜式懸掛模板，調(diào)節(jié)硬點(diǎn)位置，建立前懸掛動力學(xué)模型［1］;導(dǎo)入在 MSC.Nastran中計(jì)算的鋼板彈簧模態(tài)中性文件.mnf，輸入后減振器等硬點(diǎn)位置建立后懸掛模型;調(diào)用軟件自帶的車輪模板，修改相關(guān)參數(shù)，建立輪胎模型;設(shè)置連接車身與底盤的共15處的橡膠襯套特性，這15個(gè)連接部位分別是前懸掛減振器(左右對稱)、斜拉桿支架(左右對稱)、橫擺臂(左右對稱)、板簧前吊耳(左右對稱)、板簧后吊耳(左右對稱)、后減振器(左右對稱)、發(fā)動機(jī)懸置支架安裝點(diǎn)(三處);調(diào)整車身各質(zhì)量點(diǎn)的質(zhì)心位置以及轉(zhuǎn)動慣量，對整車進(jìn)行配重，該款輕客的乘員人數(shù)為7～10人，對該車進(jìn)行10人配重(駕駛室2名乘員艙8名).所建的該車多體動力學(xué)模型如圖1所示.

圖1 多體動力學(xué)模型Fig.1 Multi-body dynamic model

1.2 疲勞載荷譜的提取

大量的測量分析結(jié)果發(fā)現(xiàn)路面不平度具有隨機(jī)、平穩(wěn)和各態(tài)歷經(jīng)的特性，可以用平穩(wěn)隨機(jī)過程理論來分析描述［2］.

本次仿真實(shí)驗(yàn)根據(jù)GB/T 7031—1986《車輛振動輸入-路面平度表示方法標(biāo)準(zhǔn)》，采用濾波白噪聲法在Matlab/Simulink仿真軟件中對B級路面進(jìn)行編譜.在MSC.Adams/Car中采用等效容積法用上述所編路譜生成動力學(xué)仿真所需三維路面.針對雜合車路試車速40～100 km/h，本次仿真實(shí)驗(yàn)設(shè)定車輛以16 m/s(57.6 km/h)的車速直線行駛，仿真時(shí)間50 s.仿真完成后，在上述車身與底盤的15個(gè)連接點(diǎn)處分別提取X，Y，Z 3個(gè)方向上的力-時(shí)間、力矩-時(shí)間載荷歷程，共計(jì)15×6=90條載荷歷程.圖2為減振器安裝點(diǎn)的1條載荷信息.

圖2 減振器安裝點(diǎn)處載荷歷程Fig.2 Vertical loads on damper mounting

2 有限元分析

2.1 有限元模型的建立

由于本次仿真試驗(yàn)的輕型貨車車架為半承載式，后續(xù)疲勞分析所用到的應(yīng)力應(yīng)變場分布需要使用慣性釋放方法求取，該方法與慣性力密切相關(guān)，要求模型有比較準(zhǔn)確的質(zhì)量分布，所以本次仿真實(shí)驗(yàn)建立了整車白車身的有限元模型以供后續(xù)使用.

在Hypermesh的Nastran模板下對白車身進(jìn)行網(wǎng)格劃分，為保證仿真精度采用平均尺寸為10 mm的Quad4板橋單元對白車身(包含車架)進(jìn)行單元離散，輔以少量的三角形單元以滿足高質(zhì)量網(wǎng)格的過度需要，但三角形單元要控制在6%以內(nèi).該車的連接方式主要是螺栓連接和焊接.螺栓連接采用與螺栓直徑相同的Bar單元模擬，點(diǎn)焊采用Cweld單元模擬，CO2保護(hù)焊采用Rbe3單元模擬.分析所使用的強(qiáng)度模型按照該車型的滿載質(zhì)量2 335 kg搭建.各總成以集中質(zhì)量CONM2單元模擬，并用Rbe3單元與各安裝點(diǎn)連接.搭建好的該車有限元模型如圖3所示.

圖3 白車身有限元模型Fig.3 The FEM model of BIW

2.2 慣性釋放原理

在靜力學(xué)分析中不允許有限元模型有剛體位移，也就是必須在有限元模型上添加適當(dāng)?shù)募s束，但在現(xiàn)實(shí)情況中汽車是按一定速度行駛在公路上的，是有剛性位移的.如果模型中有剛性位移，則有限元模型就是奇異的，要解決這個(gè)問題，需要用到慣性釋放方法［3］.

慣性釋放方法是在有剛體位移的物體上添加慣性力，用慣性力來抵抗主動力，以保證物體處于平衡中，用有限元方法建立的動靜力平衡方程為

2.3 應(yīng)力應(yīng)變分析

采用慣性釋放方法，在上述有限元模型基礎(chǔ)上，分別在車身與底盤的15處安裝點(diǎn)上沿X，Y，Z3個(gè)方向施加的單位靜態(tài)載荷(力和力矩)，共15×6=90個(gè)工況，在MSC.Nastran中進(jìn)行應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)求解.采用Set卡片輸出車架總成的應(yīng)力應(yīng)變結(jié)果，得出不同方向下車架的應(yīng)力分布情況，圖4為車架左側(cè)一安裝點(diǎn)處Z向應(yīng)變云圖.

圖4 應(yīng)變云圖Fig.4 The nephogram of strain

3 疲勞壽命分析

3.1 疲勞壽命分析方法的選擇

汽車在行駛時(shí)，車身各零部件處于穩(wěn)定載荷作用中，盡管總體處于彈性范圍內(nèi)，其應(yīng)力集中部位已經(jīng)進(jìn)入塑性狀態(tài)，這時(shí)塑性應(yīng)變成為影響其疲勞壽命的主要因素.因此采用以應(yīng)變?yōu)榭刂茀⒘康钠诜治龇椒▉矸治龈蠈?shí)際情況，也大大提高了分析可靠性.

局部應(yīng)力應(yīng)變法是最常用的疲勞壽命分析方法之一，多用于延性較好的鈑金材料，它直接考慮了材料塑性應(yīng)變對疲勞壽命的影響［4-6］.其總應(yīng)變-壽命曲線在數(shù)學(xué)表達(dá)式上可用Basquin方程和Manson-coffin方程的疊加來描述:

式中:εt為應(yīng)變幅值;E為彈性模量;為疲勞強(qiáng)度系數(shù);ε'f為疲勞延性系數(shù);b為疲勞強(qiáng)度指數(shù);c為疲勞延性指數(shù);Ni為各應(yīng)變水平下的疲勞壽命.

3.2 材料應(yīng)變-壽命曲線的獲取

該車架總成由各種不同材料不同厚度的鈑金構(gòu)成，本次設(shè)計(jì)主要選用由寶鋼生產(chǎn)的DC01，DC03，DC06等材料，這些材料都具有較好的塑性，其應(yīng)變-壽命曲線由MSC.fatigue軟件根據(jù)相關(guān)參數(shù)自動生成，圖 5為 DC01的應(yīng)變 -壽命曲線.

3.3 車架疲勞壽命計(jì)算

圖5 材料應(yīng)變-壽命曲線Fig.5 Material strain-life curve

在專業(yè)的疲勞分析軟件MSC.fatigue中導(dǎo)入上述靜力學(xué)分析得到的車架單位載荷下的應(yīng)變響應(yīng)結(jié)果，導(dǎo)入動力學(xué)仿真分析生成的載荷歷程曲線，結(jié)合各材料的應(yīng)力-應(yīng)變曲線轉(zhuǎn)變成局部危險(xiǎn)部位的局部應(yīng)力和應(yīng)變，然后根據(jù)危險(xiǎn)部位的局部應(yīng)力-應(yīng)變歷程進(jìn)行各種修正，同時(shí)根據(jù)Miner疲勞損傷累計(jì)理論［7］，用各種材料的應(yīng)變-壽命曲線估算出危險(xiǎn)部位在存活率為90%的疲勞損傷和疲勞壽命.得到車架的疲勞壽命分布云圖，如圖6所示.車架中疲勞壽命較短的部位有后排座椅安裝點(diǎn)、后懸掛吊耳處、縱梁前段與輪轂包焊接處等，損傷部位與雜合車路試損傷裂紋出現(xiàn)部位比較相符.

圖6 車架壽命云圖Fig.6 Life Contour Plot of the frame

壽命最短的后排座椅安裝點(diǎn)的仿真循環(huán)次數(shù)為11 940次，行駛里程數(shù)為11 940×16×50÷1 000=9 552 km.該雜合車車架的疲勞裂紋是在路試5 000 km左右時(shí)發(fā)現(xiàn)的，該路試的公路為一般城市公路，由于本次仿真試驗(yàn)的疲勞載荷歷程是在自編的B級路面上提取的，該B級路面路況要優(yōu)于雜合車路試時(shí)的一般城市路面，仿真試驗(yàn)中模擬的速度也不一樣，所以計(jì)算出來的疲勞壽命要好于實(shí)際路試結(jié)果，但疲勞損傷部位與路試結(jié)果基本一致，證明分析方案正確.本次算出的疲勞壽命結(jié)果可以作為后續(xù)分析優(yōu)化的對比參考.

4 優(yōu)化方案的提出和驗(yàn)證

經(jīng)綜合分析研究，推測該車架發(fā)生局部裂紋的主要原因是結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不足、局部細(xì)節(jié)設(shè)計(jì)不合理、焊接工藝處理不當(dāng)?shù)?在追求輕量化的同時(shí)，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的安全系數(shù)設(shè)計(jì)得太低.基于上述分析，對后懸掛吊耳的改進(jìn)方法是增加其材料厚度，由原來的3 mm增加至4 mm;后排座椅安裝點(diǎn)的優(yōu)化方案是修改其拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)，在其第七第八橫梁中間增加兩個(gè)板厚為1.2 mm的縱向支撐板，修改后的結(jié)構(gòu)如圖7所示.對于縱梁前段與輪轂包焊接處，比較有效的做法是加寬縱梁寬度以減小受力，但這樣一來其它相關(guān)聯(lián)的零部件都需要重新開模成本太高，最后的處理方式是對其進(jìn)行局部貼加強(qiáng)片，改進(jìn)該處的焊接工藝，把四層焊改成三層.

圖7 改進(jìn)后橫梁結(jié)構(gòu)示意圖Fig.7 Structure diagram of the cross beam after improvements

針對上述修改后的車架模型重新進(jìn)行疲勞壽命分析得到車架疲勞壽命循環(huán)次數(shù)為378 000次，行駛公里數(shù)為302 560 km，滿足廠家要求的在B級路面上行駛300 000 km的要求.

5 結(jié)論

(1)綜合利用動力學(xué)和有限元法結(jié)合疲勞分析理論可以比較準(zhǔn)確地分析出疲勞裂紋發(fā)生部位，推測出產(chǎn)生疲勞裂紋的原因，節(jié)約設(shè)計(jì)成本.

(2)對實(shí)際開裂部位進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化后車架的疲勞循環(huán)壽命提高了31.6倍.

(3)建立了一套系統(tǒng)分析半承載式車架疲勞強(qiáng)度的分析方法，為其他汽車零部件的疲勞強(qiáng)度分析提供了參考.

(4)要想實(shí)現(xiàn)對車架更加準(zhǔn)確的疲勞壽命預(yù)測，必須對路面行駛環(huán)境作出更加準(zhǔn)確的模擬，這方面的工作有待進(jìn)一步研究.

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