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)時的強(qiáng)度指標(biāo)滿足了對整車靜態(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)分析及長時間的試驗(yàn)證明，在受到小于材料強(qiáng)度極限的動載荷作用情況下依然會造成結(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，利用多體動力學(xué)軟件得到了車架的動態(tài)載荷，并基于振動疲勞的分析方法預(yù)測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，在動力學(xué)軟件中進(jìn)行了B級隨機(jī)路面仿真得到了車身的載荷譜，通過慣性釋放法對車身結(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動力學(xué)整車模型，仿真得到了車架的動態(tài)載荷譜，對車架的最小壽命進(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試驗(yàn)場全路況進(jìn)行研究，而對于試驗(yàn)場故障結(jié)構(gòu)件進(jìn)行單一路況的靜態(tài)及疲勞分析時則需甄別損傷較大的主要路況。本文基于試驗(yàn)場故障結(jié)構(gòu)件的特點(diǎn)，確認(rèn)了扭曲路況的研究對象，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單元簡化，點(diǎn)焊和縫焊均采用Solid+RB3組合單元簡化，集中質(zhì)量采用CONM2單元簡化。

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)場扭曲路況應(yīng)力對標(biāo)

選取試驗(yàn)場扭曲路面對應(yīng)的靜態(tài)工況作為仿真試驗(yàn)對標(biāo)的測試工況，整車車輪上凸臺如圖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

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)對應(yīng)的縱梁位置應(yīng)力值較高，這與實(shí)際相符，各測點(diǎn)仿真與試驗(yàn)數(shù)值趨勢一致，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)場扭曲路面對應(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，并對開孔位置進(jìn)行凸臺化處理，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，通過整車動力學(xué)及試驗(yàn)場扭曲路面建模，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)場扭曲路面如圖10所示。

圖10 試驗(yàn)場扭曲路面

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)動剛?cè)狁詈险噭恿W(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個連接點(diǎn)(因左右對稱，圖中僅標(biāo)出左側(cè)6個位置)，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，對車架總成進(jìn)行了扭轉(zhuǎn)疲勞臺架試驗(yàn)[8]，如圖19所示。

圖19 車架扭轉(zhuǎn)疲勞臺架試驗(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個樣件平均循環(huán)約16萬次時，出現(xiàn)類似于試驗(yàn)場的開裂情況，如圖21所示。

圖20 作動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提供有效依據(jù)。

(2)剛?cè)狁詈险噭恿W(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)疲勞性能的對比。

(3)車架扭曲路面的疲勞性能可通過扭轉(zhuǎn)疲勞臺架試驗(yàn)驗(yàn)證，兩者故障模式類似，臺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_架試驗(yàn)循環(huán)次數(shù)未進(jìn)行對比，虛擬疲勞分析的結(jié)果未實(shí)現(xiàn)實(shí)物對標(biāo)，僅有趨勢性對比的意義，后期還需進(jìn)行量化的疲勞仿真與試驗(yàn)的對比研究工作，進(jìn)一步提升疲勞分析工程應(yīng)用精度。