顏伏伍，鄭 灝，侯獻(xiàn)軍，劉志恩

(1.武漢理工大學(xué)汽車工程學(xué)院，武漢 430070;2.現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，武漢 430070)

前言

據(jù)統(tǒng)計(jì)，汽車零部件損壞中約90%是由于結(jié)構(gòu)疲勞失效引起的［1］。因此在汽車零部件設(shè)計(jì)中，對(duì)零件的結(jié)構(gòu)和功能進(jìn)行耐久性分析十分必要。考慮到汽車前副車架作為重要零部件之一，為擺臂和轉(zhuǎn)向器等部件提供定位基準(zhǔn)和安裝位置，結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜［2－3］;行駛路況對(duì)其工作狀態(tài)有很大影響，變化路況產(chǎn)生的激勵(lì)易造成結(jié)構(gòu)疲勞失效，威脅乘員生命安全。本文中將有限元分析技術(shù)引入某車型前副車架的研發(fā)階段，對(duì)汽車前副車架進(jìn)行耐久性分析與結(jié)構(gòu)改進(jìn)。

1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)概述

汽車前副車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)須兼顧底盤結(jié)構(gòu)空間布置和相關(guān)零部件安裝與定位要求，并須滿足輪距的要求。因此，前副車架結(jié)構(gòu)復(fù)雜，不規(guī)則曲面多，通常采用逆向技術(shù)建立副車架三維模型。圖1為前副車架結(jié)構(gòu)示意圖，圖中點(diǎn)A、A'、G、G'通過橡膠襯套與麥弗遜懸架中三角形擺臂柔性連接;點(diǎn)B、B'、C、C'、D、D'通過螺栓與車體剛性連接;點(diǎn)E、E'與方向轉(zhuǎn)向機(jī)柔性連接;點(diǎn)F與中直梁相連接。

2 耐久性分析方案

2.1 疲勞分析理論

疲勞分析主要采用名義應(yīng)力法，該方法屬于較早形成的疲勞壽命估算方法。名義應(yīng)力法以材料的S-N曲線為基礎(chǔ)，對(duì)照結(jié)構(gòu)疲勞危險(xiǎn)部位的名義應(yīng)力，結(jié)合疲勞累積損傷理論，分析疲勞強(qiáng)度、預(yù)測(cè)疲勞壽命［4］。該方法不嚴(yán)格區(qū)分裂紋產(chǎn)生和擴(kuò)展，而是給出結(jié)構(gòu)發(fā)生失效前的壽命估算。本文中采用名義應(yīng)力法研究前副車架的抗疲勞設(shè)計(jì)問題。

使用名義應(yīng)力法的關(guān)鍵是確定材料的S-N曲線和結(jié)構(gòu)名義應(yīng)力。對(duì)于S-N曲線的獲得通常有兩種方法:一種是通過疲勞試驗(yàn)直接獲取;另一種是基于材料的強(qiáng)度極限和屈服極限，通過經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算獲得［5－6］。但上述方法均須對(duì)S-N曲線進(jìn)行修正，從而獲得零部件的S-N曲線。曲線修正受到實(shí)際情況影響，涉及因素較多，通常包括疲勞缺口系數(shù)Kf、尺寸系數(shù)ε、表面質(zhì)量系數(shù)β和加載系數(shù)CL等，各系數(shù)之間的關(guān)系為

式中:σa為材料的S-N曲線應(yīng)力;Sa為零部件S-N曲線應(yīng)力。對(duì)于名義應(yīng)力的獲取則較為簡(jiǎn)單，常用有限元法對(duì)結(jié)構(gòu)離散，求解彈性力學(xué)方程即可獲得。

2.2 分析方案擬定

前副車架耐久性試驗(yàn)采用單側(cè)校核方式，即只考慮整車行駛狀態(tài)下，點(diǎn)A、G在三角形擺臂作用下，受頻率1Hz、正弦變化載荷時(shí)的耐久性能。根據(jù)前懸架受力方向不同，對(duì)前副車架分前懸架受上下力、前后力和左右力3組工況進(jìn)行分析。參考試驗(yàn)方法和規(guī)范，使用有限元法進(jìn)行耐久性分析，流程如下:

(1)前副車架網(wǎng)格劃分，建立計(jì)算模型;

(2)求解單位載荷下應(yīng)力分布;

(3)材料S-N曲線擬合和載荷歷程編制;

(4)單位載荷應(yīng)力分布與載荷歷程和S-N曲線關(guān)聯(lián)分析疲勞壽命。

圖2為本文中采用的耐久性分析流程。

3 耐久性分析與結(jié)構(gòu)改進(jìn)

3.1 有限元模型的建立

根據(jù)前副車架三維幾何模型，使用Hypermesh建立如圖3所示的有限元模型。模型共約有16萬個(gè)單元。建立有限元模型的原則如下:

(1)板材結(jié)構(gòu)采用殼體單元?jiǎng)澐?

(2)焊縫區(qū)域采用殼單元模擬，厚度取焊縫周圍結(jié)構(gòu)厚度的 2 倍［7－8］;

(3)螺栓連接采用剛性單元模擬;

(4)結(jié)構(gòu)復(fù)雜區(qū)域用三角形殼單元過渡;

(5)網(wǎng)格質(zhì)量滿足雅克比和扭曲角等參數(shù)要求。

在圖3所示模型中，選取圖1中點(diǎn)A、G處橡膠襯套的幾何中心為各方向載荷作用點(diǎn)，并將該作用點(diǎn)通過剛性單元與副車架連接;選取圖1中點(diǎn)B、B'、E、E'、F為約束點(diǎn)，根據(jù)耐久性試驗(yàn)條件，通過剛性單元進(jìn)行全約束處理。

3.2 單位載荷應(yīng)力分析

疲勞耐久性仿真分析需要前副車架單位載荷下的應(yīng)力分布數(shù)據(jù)，以便與載荷歷程和S-N曲線關(guān)聯(lián)。故在有限元分析軟件Patran和Nastran中完成點(diǎn)A、G處單位載荷下的應(yīng)力分析，獲得如圖4所示的應(yīng)力分布云圖。由圖4可見，結(jié)構(gòu)高應(yīng)力水平區(qū)域集中在點(diǎn)A、G的橡膠襯套安裝支架和點(diǎn)B的車身連接支架附近。通常，高應(yīng)力區(qū)域在工作狀態(tài)下易發(fā)生疲勞破壞，因此，上述區(qū)域?qū)⒆鳛槠嚽案避嚰芨倪M(jìn)設(shè)計(jì)的重點(diǎn)區(qū)域。

3.3 S-N曲線擬定

S-N曲線數(shù)據(jù)對(duì)疲勞分析結(jié)果影響顯著，獲取也較為困難。為避免材料疲勞試驗(yàn)的大量時(shí)間投入，本文利用軟件MSC．Fatigue，根據(jù)表1材料特性中的抗拉強(qiáng)度和屈服強(qiáng)度，按照經(jīng)驗(yàn)公式估算得到S-N曲線，如圖5所示。

表1 前副車架中各材料物理屬性

3.4 載荷歷程編制

表2為車輪輪心分別受上下、前后、左右方向峰值載荷時(shí)前副車架點(diǎn)A、G的受力情況。該受力情況由基于耐久性試驗(yàn)測(cè)試標(biāo)準(zhǔn)的樣車運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真獲得。

表2 前副車架點(diǎn)A、G各工況下受力 N

根據(jù)表2數(shù)據(jù)，取各組工況在同方向上最大受力為載荷峰值，最小受力為載荷谷值擬定頻率1Hz的正弦載荷歷程，即每組工況下各位置點(diǎn)處的載荷由X、Y、Z 3個(gè)方向的載荷歷程組成。按上述載荷歷程編制方法，獲得如圖6所示的各組工況下點(diǎn)A、G在X、Y、Z軸方向上的載荷歷程。

3.5 疲勞壽命計(jì)算結(jié)果分析

前副車架單位載荷下的應(yīng)力分布與材料S-N曲線和3組工況下的載荷歷程關(guān)聯(lián)，在軟件MSC．Fatigue中采用名義應(yīng)力法分析，獲得各組工況下前副車架的損傷云圖和疲勞壽命，如圖7所示。由圖可見，前副車架在前懸架受上下力工況下，疲勞壽命為1×1020次，即循環(huán)載荷對(duì)結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料疲勞極限，結(jié)構(gòu)不發(fā)生疲勞破壞，并稱此壽命為無限壽命;前副車架在前懸架受前后載荷和左右載荷的工況下，疲勞壽命分別為1.44×104次和2.23×104次，損傷出現(xiàn)位置基本一致，均在副車架與車身連接的點(diǎn)B處。圖8為點(diǎn)B處車身連接位置損傷區(qū)域示意圖?？梢娫O(shè)計(jì)在點(diǎn)B處存在缺陷，須對(duì)前副車架原設(shè)計(jì)方案進(jìn)行改進(jìn)，以提高疲勞壽命。

3.6 結(jié)構(gòu)改進(jìn)

觀察點(diǎn)B處的車身連接支架結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)中存在尖角和焊接不足現(xiàn)象。采取增大曲面過渡圓角和補(bǔ)充焊接的方式提高結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，圖9為改進(jìn)前后車身連接支架結(jié)構(gòu)示意圖。對(duì)改進(jìn)后設(shè)計(jì)方案分別進(jìn)行前懸架受前后和左右載荷工況下的耐久分析，結(jié)果顯示，損傷區(qū)域范圍縮小，疲勞壽命有顯著提高。表3為結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后的疲勞壽命。由表3可見，改進(jìn)后疲勞壽命分別達(dá)到4.82×104次和6.31×104次，較原方案分別提高2.35倍和1.83倍。

表3 前副車架結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后疲勞壽命

4 臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證

制作前副車架改進(jìn)前后產(chǎn)品樣件，分別進(jìn)行疲勞耐久性驗(yàn)證試驗(yàn)。圖10為前副車架耐久性試驗(yàn)臺(tái)架。

試驗(yàn)結(jié)果顯示，前副車架改進(jìn)前后方案均在前懸架受前后力工況下出現(xiàn)破壞。原設(shè)計(jì)樣件振動(dòng)2.3×105次后，于點(diǎn)B處車身連接支架出現(xiàn)如圖11所示的開裂現(xiàn)象;而改進(jìn)后設(shè)計(jì)樣件疲勞壽命達(dá)到7.7×105次，滿足4.3×105次的測(cè)試要求，結(jié)構(gòu)開裂位置如圖12所示。試驗(yàn)中，結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后樣件破壞位置與仿真分析所得破壞區(qū)域基本一致。結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，前副車架樣件疲勞壽命較原設(shè)計(jì)方案約提高2倍，驗(yàn)證了點(diǎn)B處車身連接支架結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案的可行性。

5 結(jié)論

(1)提出基于有限元法的汽車前副車架結(jié)構(gòu)耐久性仿真方法，并成功應(yīng)用于某車型前副車架的研發(fā)階段。

(2)疲勞耐久性分析工作基于結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布、材料的S-N曲線和外加載荷譜歷程，分析結(jié)果可正確反映前副車架結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后疲勞壽命的變化趨勢(shì)。

(3)基于耐久性分析的前副車架結(jié)構(gòu)改進(jìn)，可實(shí)現(xiàn)結(jié)構(gòu)疲勞壽命的顯著提升，改進(jìn)后疲勞壽命較原方案約提高2倍，并通過汽車前副車架的疲勞耐久性臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。

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