米承繼 谷正氣 蹇海根 張 勇 李文泰 余 冰

1.湖南工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，株洲，412007 2.長(zhǎng)沙理工大學(xué)工程車(chē)輛輕量化與可靠性技術(shù)湖南省高校重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙，410114 3.湖南大學(xué)汽車(chē)車(chē)身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙，410082

0 引言

電動(dòng)輪自卸車(chē)是1 000萬(wàn)噸以上大型露天礦山場(chǎng)所運(yùn)輸?shù)闹髁姡Ｄ暝诘V山坑洼路面行駛，環(huán)境惡劣，工況復(fù)雜。車(chē)架作為最主要承載部件，其疲勞可靠性能是保證車(chē)輛正常作業(yè)和安全運(yùn)行的關(guān)鍵因素。電動(dòng)輪自卸車(chē)車(chē)架大多由高強(qiáng)度低合金調(diào)質(zhì)中厚鋼板拼焊而成，實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中往往在結(jié)構(gòu)薄弱焊趾處發(fā)生開(kāi)裂。由于車(chē)架結(jié)構(gòu)幾何形狀復(fù)雜多變、截面尺寸大小和形式多樣、載荷呈隨機(jī)性且單個(gè)鉸接位置受力達(dá)數(shù)十噸，損傷機(jī)理極其復(fù)雜，顯然難以通過(guò)傳統(tǒng)焊縫疲勞模型進(jìn)行壽命理論計(jì)算或者利用疲勞試驗(yàn)來(lái)研究車(chē)架焊縫失效機(jī)理。因此，結(jié)合焊接接頭微宏觀性能試驗(yàn)和高精度理論模型進(jìn)行數(shù)值模擬來(lái)研究電動(dòng)輪自卸車(chē)車(chē)架焊縫疲勞可靠性問(wèn)題很有必要。

焊縫失效的一種常見(jiàn)類(lèi)型是焊趾處受垂直焊縫方向拉應(yīng)力[1]，使焊趾處的缺陷發(fā)展，并最終導(dǎo)致結(jié)構(gòu)失效。因而，求解焊縫的結(jié)構(gòu)應(yīng)力是進(jìn)行損傷機(jī)理分析和疲勞壽命預(yù)測(cè)的關(guān)鍵因素。文獻(xiàn)[2-4]利用線(xiàn)性外推法將結(jié)構(gòu)應(yīng)力表征為母材橫截面內(nèi)的拉應(yīng)力和剪切應(yīng)力，結(jié)合有限元法計(jì)算焊縫結(jié)構(gòu)名義應(yīng)力或熱點(diǎn)應(yīng)力。然而，對(duì)于復(fù)雜載荷作用下的焊縫結(jié)構(gòu)應(yīng)力數(shù)值計(jì)算大多強(qiáng)調(diào)結(jié)構(gòu)在線(xiàn)彈性階段的力學(xué)行為，這會(huì)忽略焊縫因?yàn)樗苄宰冃味斐傻钠趽p傷。文獻(xiàn)[5]結(jié)合彈塑性力學(xué)理論和工程技術(shù)拓展臨界平面法，提出利用非線(xiàn)性方程來(lái)描述臨界平面內(nèi)拉應(yīng)力和剪切應(yīng)力與拉應(yīng)力疲勞極限和剪切應(yīng)力疲勞極限，該方法能夠預(yù)測(cè)焊縫的多軸比例和非比例循環(huán)加載疲勞壽命，但是對(duì)于復(fù)雜結(jié)構(gòu)的工程實(shí)際問(wèn)題至今仍然沒(méi)有可靠的方法來(lái)高效確定臨界平面的位置。為避開(kāi)這一困擾，文獻(xiàn)[6-8]通過(guò)焊縫結(jié)構(gòu)的彈塑性力學(xué)模型求解應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)，結(jié)合最大局部應(yīng)力應(yīng)變和應(yīng)力應(yīng)變疲勞壽命方程來(lái)評(píng)價(jià)剩余壽命，同時(shí)為保證數(shù)值求解計(jì)算精度，文獻(xiàn)[9]還考慮焊縫的殘余應(yīng)力及熱處理對(duì)焊接接頭疲勞強(qiáng)度的影響，文獻(xiàn)[10]提出利用三維激光掃描技術(shù)來(lái)構(gòu)建焊縫精細(xì)化數(shù)值模型。然而，模型精度的提高并未從根本上解決焊縫壽命高精度預(yù)測(cè)問(wèn)題。進(jìn)而，文獻(xiàn)[11-14]提出將彈塑性應(yīng)變能量密度作為衡量焊縫疲勞損傷的參量，從能量轉(zhuǎn)化角度揭示疲勞失效過(guò)程中焊縫損傷演化機(jī)理。

能量法與其他局部應(yīng)力應(yīng)變方法最大的區(qū)別在于，能量為一標(biāo)量，能夠有效避免矢量損傷參量所涉及的位置與方向問(wèn)題。基于此，本文首先針對(duì)文獻(xiàn)[12]構(gòu)建的應(yīng)變能量密度疲勞損傷模型進(jìn)行改進(jìn)，以拓展該模型對(duì)復(fù)雜載荷作用下材料或結(jié)構(gòu)應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)出現(xiàn)非完全封閉而交叉現(xiàn)象的表征能力。其次，開(kāi)展高強(qiáng)鋼焊接接頭機(jī)械性能和疲勞試驗(yàn)研究，獲取焊縫疲勞性能參數(shù)。再次，在電動(dòng)輪自卸車(chē)車(chē)架有限元模型得到試驗(yàn)驗(yàn)證的基礎(chǔ)上，開(kāi)展多載荷步非線(xiàn)性有限元分析，根據(jù)數(shù)值計(jì)算得到的應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)進(jìn)行應(yīng)變能量法疲勞壽命預(yù)測(cè)，并將預(yù)測(cè)結(jié)果和實(shí)際開(kāi)裂位置進(jìn)行對(duì)比分析。

1 應(yīng)變能量密度法的改進(jìn)

單一載荷循環(huán)作用下的結(jié)構(gòu)應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)一般為一完全封閉的曲線(xiàn)，其相應(yīng)的彈性應(yīng)變能密度和塑性應(yīng)變能密度計(jì)算方法見(jiàn)圖1。

圖1 單一載荷循環(huán)作用下應(yīng)變能密度計(jì)算Fig.1 Strain energy density calculation under single loading

根據(jù)圖1所示，當(dāng)應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)所圍成的是一完全封閉的滯回曲線(xiàn)時(shí)，其拉伸正彈性應(yīng)變能密度ΔWe+可表示為

(1)

為體現(xiàn)平均應(yīng)力的影響，式(1)還可改寫(xiě)為

(2)

式中，σmax為拉伸最大應(yīng)力值；E為彈性模量；Δσ為循環(huán)應(yīng)力范圍；σm為平均應(yīng)力。

當(dāng)材料承受壓縮應(yīng)力時(shí)，不會(huì)對(duì)疲勞損傷起作用，因而，不需要計(jì)算拉伸負(fù)彈性應(yīng)變能密度。

單一載荷循環(huán)作用下的塑性應(yīng)變能密度ΔWp可表示為

(3)

根據(jù)材料的循環(huán)應(yīng)力應(yīng)變本構(gòu)方程，塑性應(yīng)變能密度ΔWp可改寫(xiě)為

(4)

式中，Δεp為塑性應(yīng)變范圍；n′為應(yīng)變硬化指數(shù)。

然而，對(duì)于實(shí)際焊接結(jié)構(gòu)，往往會(huì)承受復(fù)雜的載荷作用，且在其循環(huán)加載作用下，焊縫會(huì)產(chǎn)生循環(huán)軟化或硬化效應(yīng)，使得應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)發(fā)生相應(yīng)的變化，以至于在載荷循環(huán)作用下出現(xiàn)應(yīng)力應(yīng)變曲線(xiàn)相交叉，呈現(xiàn)為一非完全封閉的曲線(xiàn)。為此，本文在已有的應(yīng)變能密度求解方法上進(jìn)行改進(jìn)，將封閉環(huán)以外的部分塑性應(yīng)變能密度也考慮進(jìn)來(lái)，具體求解方法見(jiàn)圖2。

根據(jù)圖2所示，當(dāng)應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)所圍成的是一非完全封閉的滯回曲線(xiàn)時(shí)，其拉伸正彈性應(yīng)變能密度ΔWe+可表示為

(5)

(a)彈性應(yīng)變能密度計(jì)算方法

(b)塑性應(yīng)變能密度計(jì)算方法圖2 復(fù)雜載荷循環(huán)作用下應(yīng)變能密度計(jì)算Fig.2 Strain energy density calculation undercomplex loading cycle

對(duì)于同樣為非閉合的應(yīng)力應(yīng)變滯回曲線(xiàn)，塑性應(yīng)變能密度可以由卸載和再加載所對(duì)應(yīng)的面積組合而成，其具體的關(guān)系式可表示為

(6)

圖2中陰影部分的面積即為塑性應(yīng)變能密度。與單一載荷作用下的塑性應(yīng)變能密度求解相比，復(fù)雜載荷循環(huán)作用下的塑性應(yīng)變能密度還包含封閉環(huán)以外的部分塑性應(yīng)變能密度值，主要體現(xiàn)在式(6)等號(hào)右邊第二項(xiàng)。

總應(yīng)變能密度作為衡量損傷的參數(shù)，可由塑性應(yīng)變能密度和拉伸正彈性應(yīng)變能密度相加得到，即

ΔWt=ΔWp+ΔWe+

(7)

2 焊縫材料參數(shù)獲取

本文主要研究電動(dòng)輪自卸車(chē)車(chē)架對(duì)接接頭疲勞性能，因而設(shè)計(jì)一種厚度為6 mm的焊接接頭，試件的設(shè)計(jì)尺寸圖和實(shí)物見(jiàn)圖3。

2.1 機(jī)械性能參數(shù)

焊接接頭的單調(diào)拉伸試驗(yàn)設(shè)備采用MTS 810型電液伺服萬(wàn)能材料試驗(yàn)機(jī)。基于位移控制，對(duì)試件施加軸向單調(diào)拉伸載荷直至試件被拉斷為止，焊接接頭安裝示意圖見(jiàn)圖4。由于該材料為高應(yīng)變鋼材，為保護(hù)引伸計(jì)不因突發(fā)狀況而遭到破壞，在材料載荷發(fā)生明顯下降幅度時(shí)終止試驗(yàn)。最后通過(guò)數(shù)據(jù)處理得到的焊接接頭工程應(yīng)力應(yīng)變曲線(xiàn)和真實(shí)應(yīng)力應(yīng)變曲線(xiàn)見(jiàn)圖5。

(a)焊接接頭試件尺寸

(b)焊接接頭試件實(shí)物圖3 焊接接頭試件Fig.3 Test specimen of welded joints

圖4 焊接接頭安裝示意圖Fig.4 Experimental schematic diagram of welded joints

圖5 焊接接頭應(yīng)力應(yīng)變曲線(xiàn)Fig.5 Stress-strain curve of welded joints

焊接接頭主要力學(xué)性能參數(shù)見(jiàn)表1。從測(cè)試結(jié)果來(lái)看，焊接接頭的彈性模量參數(shù)略高于母材，這主要是焊縫區(qū)域在焊接過(guò)程材料硬化所致；其他性能參數(shù)與母材比較接近，這間接說(shuō)明，該焊接接頭的機(jī)械力學(xué)性能良好。

2.2 疲勞性能參數(shù)

基于應(yīng)變控制的焊接接頭試件疲勞壽命試驗(yàn)，首先需要確定不同的應(yīng)變水平，通常情況下，初始應(yīng)變水平可以取為略高于屈服極限所對(duì)應(yīng)的應(yīng)變值， 其他應(yīng)變水平可以根據(jù)材料屬性逐漸減小，本文研究的焊接接頭應(yīng)變水平分布為0.45%、0.35%、0.25%、0.15%和0.1%。

表1 焊接接頭機(jī)械性能參數(shù)

根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果，并結(jié)合疲勞壽命所對(duì)應(yīng)的應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)曲線(xiàn)，可以求出相應(yīng)的應(yīng)力幅值、應(yīng)力范圍、彈性應(yīng)變幅值、塑性應(yīng)變幅值，從而得到對(duì)數(shù)彈性應(yīng)變幅值、對(duì)數(shù)塑性應(yīng)變幅值與對(duì)數(shù)疲勞壽命的關(guān)系曲線(xiàn)，見(jiàn)圖6，可以看出，擬合曲線(xiàn)和試驗(yàn)結(jié)果比較接近。

圖6 彈塑性應(yīng)變疲勞壽命試驗(yàn)結(jié)果Fig.6 Elastic and plastic strain and fatigue life test results

借助引伸計(jì)同樣可以得到不同應(yīng)變水平下的周期應(yīng)力應(yīng)變數(shù)據(jù)，其中某一試件的周期應(yīng)力應(yīng)變曲線(xiàn)見(jiàn)圖7，可以看出，焊接接頭試件在應(yīng)變不變的情況下應(yīng)力峰值明顯減小，屬于材料循環(huán)軟化行為。另外， 其次周壽命的滯回曲線(xiàn)面積與半周壽命的滯回曲線(xiàn)面積相差不是太大，說(shuō)明材料

圖7 某試件周期應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)曲線(xiàn)Fig.7 Cyclic stress-strain curve for one specimen

在一定載荷作用后很快達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)。

(8)

式中，εa為應(yīng)變幅值；Δσ/2為應(yīng)力幅值；K′為循環(huán)強(qiáng)化系數(shù)。

結(jié)合車(chē)架焊縫應(yīng)變疲勞壽命試驗(yàn)和Ramberg-Osgood方程，得到的周期應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)見(jiàn)圖8。由圖8可看出，擬合的曲線(xiàn)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合良好，能夠有效模擬車(chē)架焊縫的周期應(yīng)力應(yīng)變行為。式(8)的參數(shù)值在表2給出。

圖8 周期應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)Fig.8 Cyclic stress-strain response

表2 車(chē)架焊縫疲勞材料參數(shù)

要實(shí)現(xiàn)車(chē)架焊縫基于應(yīng)變能量法的疲勞壽命預(yù)測(cè)，還需要得到材料的應(yīng)變能密度和疲勞壽命的關(guān)系。結(jié)合應(yīng)變能密度計(jì)算方法和周期應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)曲線(xiàn)，即可求得不同應(yīng)變水平下的總應(yīng)變能密度，然后找到對(duì)應(yīng)的疲勞壽命值，通過(guò)數(shù)學(xué)方程擬合得到焊縫疲勞材料特性。參考文獻(xiàn)[11]，本文利用冪函數(shù)擬合總應(yīng)變能密度和疲勞壽命的關(guān)系，其一般數(shù)學(xué)方程可表示為

(9)

式中，Nf為疲勞壽命；A為應(yīng)變能密度系數(shù)；B為應(yīng)變能密度指數(shù)。

結(jié)合車(chē)架應(yīng)變疲勞壽命試驗(yàn)數(shù)據(jù)，式(9)的參數(shù)值見(jiàn)表2。其中，車(chē)架焊縫應(yīng)變能密度疲勞壽命曲線(xiàn)見(jiàn)圖9。由圖9可看出，擬合曲線(xiàn)與試驗(yàn)結(jié)果相差不大，冪函數(shù)能夠有效表示兩者的關(guān)系。

圖9 總應(yīng)變能密度疲勞壽命曲線(xiàn)Fig.9 Total strain energy density and fatigue life curve

3 車(chē)架多載荷步非線(xiàn)性有限元分析

3.1 有限元模型建立及驗(yàn)證

考慮到車(chē)架是由各種厚度的鋼板和一部分圓管組合焊接而成，具有薄板結(jié)構(gòu)特性,存在膜應(yīng)力狀態(tài),同時(shí)考慮模型的大型性和計(jì)算硬件的實(shí)際情況等，決定采用殼單元對(duì)車(chē)架進(jìn)行離散。電動(dòng)輪自卸車(chē)車(chē)架上負(fù)載質(zhì)量較大的部件主要有動(dòng)力總成、燃油箱、貨物與車(chē)廂、左、中、右甲板、散熱器以及液壓油箱，其重心位置均通過(guò)其幾何結(jié)構(gòu)的質(zhì)心求得，主要的集中質(zhì)量點(diǎn)利用Mass單元模擬，剛性耦合連接利用Rbe3單元模擬，得到的車(chē)架有限元模型的單元總數(shù)為87 932，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為82 867。最終建立的車(chē)架有限元模型見(jiàn)圖10。

收縮裂縫主要是指混凝土因外界因素所致的體積變化，一般情況下是干縮裂縫與塑性裂縫，其中塑性收縮裂縫的發(fā)生時(shí)間主要在混凝土初凝階段，此時(shí)具有較高的水化反應(yīng)，水分會(huì)出現(xiàn)大量增加的情況，導(dǎo)致混凝土失收縮。干裂裂縫主要在混凝土硬化前后，表層混凝土水分散發(fā)比較快，內(nèi)部結(jié)構(gòu)熱量散發(fā)相對(duì)較慢，直接導(dǎo)致混凝土表面收縮性相大，內(nèi)部收縮性小，致使收縮情況產(chǎn)生一定的不均勻，從而發(fā)生收縮裂縫現(xiàn)象。

圖10 車(chē)架有限元模型Fig.10 Finite element model of frame

車(chē)架在滿(mǎn)載靜止?fàn)顟B(tài)下主要承受各附加裝置以及貨物的重力，重力通過(guò)對(duì)建立的質(zhì)量點(diǎn)單元施加重力加速度來(lái)實(shí)現(xiàn)；然后，對(duì)前后懸架下支點(diǎn)的自由度進(jìn)行約束，釋放車(chē)架前進(jìn)方向的自由度以及3個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度。通過(guò)MSC.Nastran數(shù)值求解計(jì)算，車(chē)架的最大主應(yīng)力云圖和最小主應(yīng)力云圖分別見(jiàn)圖11和圖12。可以看出，在車(chē)架縱梁底板與尾梁內(nèi)側(cè)板拐角處的最大應(yīng)力值達(dá)120 MPa，由于該位置結(jié)構(gòu)幾何形狀較復(fù)雜，且受到貨物重力作用，因此應(yīng)力水平較高。另外，車(chē)架縱梁頂板與尾梁內(nèi)側(cè)板處、前后懸架鉸接位置和后牽引接頭位置，最大主應(yīng)力水平分別在100 MPa、60 MPa和50 MPa左右，其他位置的應(yīng)力水平均較低。

圖11 車(chē)架最大主應(yīng)力云圖Fig.11 Maximum principal stress contour of frame

圖12 車(chē)架最小主應(yīng)力云圖Fig.12 Minimum principal stress contour of frame

為驗(yàn)證電動(dòng)輪自卸車(chē)車(chē)架有限元模型的準(zhǔn)確性，對(duì)車(chē)架滿(mǎn)載靜止工況下的應(yīng)力狀態(tài)進(jìn)行了測(cè)試。主要測(cè)試車(chē)架關(guān)鍵部位的應(yīng)力值，從車(chē)尾往車(chē)頭方向標(biāo)記，左邊定義為A，右邊定義為B，共包括11個(gè)測(cè)點(diǎn)，具體位置的測(cè)點(diǎn)見(jiàn)圖13，應(yīng)變片具體安裝位置見(jiàn)圖14。

圖13 車(chē)架應(yīng)力測(cè)點(diǎn)布置圖Fig.13 Measuring points layout of frame stress

圖14 測(cè)點(diǎn)B4應(yīng)變花安裝示意圖Fig.14 Strain rosette schematic diagram of point B4

將車(chē)架有限元分析應(yīng)力結(jié)果和主要測(cè)點(diǎn)試驗(yàn)應(yīng)力值進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果見(jiàn)表3?？梢钥闯?，測(cè)點(diǎn)7的誤差最大，達(dá)70.5%，主要是因?yàn)闈M(mǎn)載靜態(tài)有限元分析僅考慮了垂直方向的載荷，在靜強(qiáng)度分析時(shí)沒(méi)有施加后橫拉桿鉸接位置處的局部側(cè)向作用力，后橫向穩(wěn)定桿位置處主要傳遞側(cè)向載荷，實(shí)車(chē)結(jié)構(gòu)可能由于貨物偏載造成局部受力不均而產(chǎn)生一定的應(yīng)力，從而使得試驗(yàn)結(jié)果和仿真結(jié)果誤差較大。測(cè)點(diǎn)A3和B3誤差達(dá)55%左右，其主要原因在于車(chē)架有限元模型忽略了車(chē)廂和車(chē)架之間的橡膠墊，將車(chē)廂和貨物重力直接施加于車(chē)架相應(yīng)節(jié)點(diǎn)上，并且由于車(chē)架縱梁頂板和底板與車(chē)架尾梁之間存在幾何過(guò)渡，一定程度上造成該位置局部應(yīng)力集中，從而出現(xiàn)大面積高應(yīng)力區(qū)域，某種程度上造成了高應(yīng)力區(qū)域的轉(zhuǎn)移。除上述測(cè)點(diǎn)誤差較大以外，其他測(cè)點(diǎn)的有限元分析結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果誤差絕大部分在10%以?xún)?nèi)，部分有限元分析結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果非常接近，從而充分驗(yàn)證了本文所建立的車(chē)架有限元模型的準(zhǔn)確性，也為后續(xù)依據(jù)該模型進(jìn)行車(chē)架多載荷步非線(xiàn)性有限元分析奠定基礎(chǔ)。

表3 車(chē)架仿真和試驗(yàn)應(yīng)力結(jié)果對(duì)比

3.2 多載荷步非線(xiàn)性有限元分析

當(dāng)車(chē)架焊縫的材料力學(xué)行為和結(jié)構(gòu)載荷受力情況確定后，借助有限元分析對(duì)其進(jìn)行求解計(jì)算，從而得到循環(huán)載荷作用下不同單元和節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力應(yīng)變信息。根據(jù)試驗(yàn)得到的應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)數(shù)據(jù)，可以求出仿真分析所需要的塑性應(yīng)變和應(yīng)力之間的對(duì)應(yīng)關(guān)系，并將其作為車(chē)架焊縫的非線(xiàn)性材料參數(shù)。然后將車(chē)架焊縫有限元分析分成3個(gè)載荷步，第一個(gè)載荷步為首次加載過(guò)程，模擬車(chē)架焊縫開(kāi)始受到拉伸或壓縮作用；第二個(gè)載荷步為卸載過(guò)程，該過(guò)程是計(jì)算求出車(chē)架焊縫單元應(yīng)力應(yīng)變滯回曲線(xiàn)的必要步驟；第三個(gè)載荷步為再次加載過(guò)程。本文所需要的載荷來(lái)自多體動(dòng)力分析[14]，分別對(duì)車(chē)架滿(mǎn)載水平路面和下坡轉(zhuǎn)彎制動(dòng)路面的主要鉸接點(diǎn)載荷時(shí)間歷程進(jìn)行等效處理。其中，滿(mǎn)載水平路面車(chē)架左前懸架和前橫向穩(wěn)定桿主要受力方向等效載荷分別見(jiàn)圖15和圖16。

圖15 左前懸架y方向等效載荷Fig.15 Direction y equivalent loading at leftfront suspension

圖16 前橫向穩(wěn)定桿x方向等效載荷Fig.16 Direction x equivalent loading at front stabilizer

車(chē)架焊縫在循環(huán)加載作用下進(jìn)行的是有限元靜態(tài)分析計(jì)算，其載荷呈線(xiàn)性關(guān)系施加于有限元模型，考慮到油氣懸架非線(xiàn)性剛度特性對(duì)分析計(jì)算結(jié)果的影響，本文通過(guò)建立彈簧單元來(lái)模擬油氣懸架，并借助inp文件來(lái)定義其剛度與位移之間的非線(xiàn)性特性。通過(guò)計(jì)算得到的前后懸架非線(xiàn)性剛度曲線(xiàn)見(jiàn)圖17和圖18。

圖17 前懸架剛度曲線(xiàn)Fig.17 Stiffness curve of front suspension

圖18 后懸架剛度曲線(xiàn)Fig.18 Stiffness curve of rear suspension

結(jié)合試驗(yàn)得到的車(chē)架焊縫非線(xiàn)性材料行為，將其循環(huán)應(yīng)力和相應(yīng)的塑性應(yīng)變作為材料參量，定義混合的各向同性與運(yùn)動(dòng)硬化法則，選擇半周數(shù)據(jù)類(lèi)型；將建立的彈簧單元與車(chē)架主要鉸接點(diǎn)位置通過(guò)MPC-link方式耦合在一起，并約束彈簧下支點(diǎn)的自由度，將車(chē)架主要受力等效載荷施加于耦合節(jié)點(diǎn)上，就可以對(duì)車(chē)架焊縫有限元模型進(jìn)行求解計(jì)算。本文分別對(duì)滿(mǎn)載水平路面行駛工況和下坡轉(zhuǎn)彎制動(dòng)行駛工況進(jìn)行多載荷步非線(xiàn)性有限元分析計(jì)算，第二次加載完成后利用ABAQUS求解計(jì)算得到的車(chē)架焊縫單元應(yīng)力和塑性應(yīng)變?cè)茍D見(jiàn)圖19～圖22。

圖19 滿(mǎn)載水平路面車(chē)架焊縫應(yīng)力云圖Fig.19 Stress contour of frame weld seams under full loading for horizontal road surface

圖21 下坡轉(zhuǎn)彎制動(dòng)路面車(chē)架焊縫應(yīng)力云圖Fig.21 Stress contour of frame weld seams under full loading for downhill and turning road surface

圖22 下坡轉(zhuǎn)彎制動(dòng)路面車(chē)架焊縫等效塑性應(yīng)變?cè)茍DFig.22 Equivalent plastic strain contour of frame weld seams under full loading for downhill and turning road surface

由圖19可以看出，在滿(mǎn)載水平路面行駛工況下，最大等效應(yīng)力為153 MPa，出現(xiàn)在車(chē)架右側(cè)龍門(mén)梁與右懸架筋板連接處，在該位置存在一定的幾何過(guò)渡，且焊縫結(jié)構(gòu)形式較復(fù)雜，也是主要承載部位，因此出現(xiàn)較大的應(yīng)力值。

由圖21可以看出，在下坡轉(zhuǎn)彎制動(dòng)路面行駛工況下，最大等效應(yīng)力為270 MPa(熱點(diǎn)D)，出現(xiàn)在車(chē)架右后懸架與尾梁筋板連接處，在該位置也存在一定的幾何過(guò)渡，且后懸架位置載荷較大，還受到后橫向穩(wěn)定桿位置處的橫向載荷，屬于復(fù)雜交變載荷，因此出現(xiàn)較大的應(yīng)力值。另外，在車(chē)架左右大梁位置與車(chē)架縱梁連接位置也出現(xiàn)了較大應(yīng)力(熱點(diǎn)B和C)，應(yīng)力值也達(dá)到260 MPa左右，因此這3處位置均為疲勞壽命分析計(jì)算關(guān)注的重要位置。

4 車(chē)架多載荷步非線(xiàn)性有限元分析

4.1 預(yù)測(cè)結(jié)果

對(duì)于滿(mǎn)載水平路面行駛工況，由靜態(tài)分析可知，其塑性應(yīng)變非常小，主要成分為彈性應(yīng)變能密度，只需要求出循環(huán)載荷作用下最大等效應(yīng)力，再根據(jù)式(5) 即可求出相應(yīng)的應(yīng)變能密度。對(duì)于車(chē)架下坡轉(zhuǎn)彎制動(dòng)路面行駛工況，存在一定的塑性變形，因此需要得到其循環(huán)載荷作用下的應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)。不過(guò)，需要指出的是，車(chē)架主要承受垂直方向的載荷作用，因此，其應(yīng)力應(yīng)變量主要集中在主應(yīng)力S11和主塑性應(yīng)變P11上，如圖23a所示(熱點(diǎn)D)，而其他方向的應(yīng)力應(yīng)變值非常小，在此忽略不計(jì)；另外，車(chē)架焊縫單元除了承受拉壓載荷外，還承受其他方向的作用力，因此焊縫危險(xiǎn)單元還具有剪切應(yīng)力和剪切塑性應(yīng)變，如圖23b所示(熱點(diǎn)D)。根據(jù)式(5)和式(6)，即可求出不同危險(xiǎn)節(jié)點(diǎn)的彈性應(yīng)變能密度和塑性應(yīng)變能密度，從而結(jié)合應(yīng)變能密度疲勞壽命曲線(xiàn)實(shí)現(xiàn)車(chē)架焊縫疲勞壽命預(yù)測(cè)，結(jié)果見(jiàn)表4。依據(jù)同樣的方法，可求得熱點(diǎn)B和C的彈性應(yīng)變能密度和塑性應(yīng)變能密度，從而根據(jù)總應(yīng)變能密度確定其相應(yīng)疲勞壽命值。由于熱點(diǎn)B和C與熱點(diǎn)D的應(yīng)力應(yīng)變曲線(xiàn)比較相似，本文不一一給出。

(a)主應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)

(b)剪切應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)圖23 車(chē)架焊縫熱點(diǎn)D應(yīng)力應(yīng)變曲線(xiàn)Fig.23 Stress-strain curve of frame weld seam at point D

表4 應(yīng)變能量法車(chē)架焊縫疲勞壽命預(yù)測(cè)結(jié)果

4.2 對(duì)比分析

為說(shuō)明本文提出的改進(jìn)應(yīng)變能量法的有效性，將其疲勞壽命計(jì)算結(jié)果以及傳統(tǒng)應(yīng)變能量法(不考慮封閉環(huán)以外的應(yīng)變能密度)疲勞壽命計(jì)算結(jié)果與構(gòu)件實(shí)際失效位置進(jìn)行對(duì)比，見(jiàn)圖24和圖25，從裂紋的起始路徑和痕跡信息來(lái)看，屬于疲勞失效。而疲勞壽命預(yù)測(cè)的危險(xiǎn)區(qū)域與實(shí)車(chē)焊縫開(kāi)裂的位置非常接近，熱點(diǎn)B和熱點(diǎn)C對(duì)應(yīng)于車(chē)架焊縫開(kāi)裂位置1和2，這說(shuō)明，基于應(yīng)變能量法的車(chē)架焊縫疲勞壽命預(yù)測(cè)結(jié)果可靠。另外，在發(fā)現(xiàn)車(chē)架焊縫開(kāi)裂位置1和2一個(gè)月之后，實(shí)車(chē)在預(yù)測(cè)的熱點(diǎn)D位置也發(fā)現(xiàn)了微小裂紋，由于礦山考查條件有限，未能給出開(kāi)裂實(shí)物圖。在實(shí)際工作中，熱點(diǎn)D位置附近車(chē)架縱梁位置有橡膠墊緩沖裝置，而數(shù)值模擬計(jì)算中沒(méi)有考慮該因素，因此導(dǎo)致該位置疲勞壽命計(jì)算結(jié)果與實(shí)際失效時(shí)間存在誤差。

圖24 車(chē)架裂紋位置1(熱點(diǎn)B位置)Fig.24 Crack 1 in left frame beam (close to point B)

圖25 車(chē)架裂紋位置2(熱點(diǎn)C位置)Fig.25 Crack 2 in right frame beam (close to point C)

結(jié)合礦山實(shí)際工況考察，電動(dòng)輪自卸車(chē)每天經(jīng)過(guò)該下坡轉(zhuǎn)彎制動(dòng)路面行駛工況的次數(shù)為10左右，同時(shí)考慮滿(mǎn)載水平路面工況造成的損傷(主要是彈性應(yīng)變能密度對(duì)應(yīng)的疲勞損傷)，根據(jù)改進(jìn)應(yīng)變能密度法預(yù)測(cè)得到的車(chē)架焊縫主要熱點(diǎn)B、C、D點(diǎn)疲勞壽命大約為13個(gè)月左右；而根據(jù)傳統(tǒng)應(yīng)變能密度法計(jì)算得到的總應(yīng)變能密度約為0.911 MJ/m3，對(duì)應(yīng)的疲勞壽命大約為6 012周次，考慮滿(mǎn)載水平路面工況造成的損傷，計(jì)算疲勞壽命相當(dāng)于15個(gè)月左右。而車(chē)架焊縫實(shí)際開(kāi)裂時(shí)間為8個(gè)月左右，顯然，基于改進(jìn)應(yīng)變能密度法的預(yù)測(cè)結(jié)果與車(chē)架焊縫實(shí)際開(kāi)裂時(shí)間更加接近，進(jìn)一步說(shuō)明了該方法的有效性?；诟倪M(jìn)應(yīng)變能密度法的預(yù)測(cè)結(jié)果比車(chē)架焊縫實(shí)際開(kāi)裂時(shí)間要保守，這可能是因?yàn)殡妱?dòng)輪自卸車(chē)實(shí)際運(yùn)行路面要比多體動(dòng)力學(xué)仿真分析計(jì)算的路面工況更加惡劣，以至于惡劣工況下車(chē)架承受的實(shí)際載荷更大。

5 結(jié)論

(1)本文針對(duì)復(fù)雜載荷作用下焊接結(jié)構(gòu)應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)出現(xiàn)非完全封閉而交叉的現(xiàn)象，提出了一種改進(jìn)的應(yīng)變能密度計(jì)算方法，為電動(dòng)輪自卸車(chē)車(chē)架焊縫疲勞壽命預(yù)測(cè)提供理論參考。

(2)通過(guò)設(shè)計(jì)焊接接頭試驗(yàn)試件進(jìn)而開(kāi)展試驗(yàn)研究，得到焊縫的機(jī)械性能和疲勞性能參數(shù)，并構(gòu)建應(yīng)變能密度疲勞損傷模型，從而為車(chē)架多載荷步非線(xiàn)性有限元模擬所需要的材料參數(shù)提供可靠而有效的數(shù)據(jù)基礎(chǔ)。

(3)建立電動(dòng)輪自卸車(chē)車(chē)架有限元模型，在其有效性得到驗(yàn)證的基礎(chǔ)上，等效車(chē)架隨機(jī)載荷譜，考慮油氣懸架非線(xiàn)性剛度特性，開(kāi)展多載荷步非線(xiàn)性有限元分析，獲得滿(mǎn)載水平路面和下坡轉(zhuǎn)彎制動(dòng)路面兩種工況下的應(yīng)力應(yīng)變響應(yīng)曲線(xiàn)。進(jìn)而依據(jù)改進(jìn)的應(yīng)變能密度法計(jì)算疲勞損傷參量，并將預(yù)測(cè)結(jié)果與實(shí)際開(kāi)裂位置和失效時(shí)間進(jìn)行對(duì)比，發(fā)現(xiàn)兩者之間吻合較好，證明了本文方法的有效性。這為開(kāi)展復(fù)雜載荷作用下電動(dòng)輪自卸車(chē)車(chē)架焊接結(jié)構(gòu)疲勞壽命預(yù)測(cè)研究提供了可行的新途徑。