李成林，宋莎莎，韓振南

（太原理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，山西 太原 030024）

汽車工業(yè)發(fā)展到目前，全國半掛車保有量已達(dá)200萬輛，成為公路貨運(yùn)的主力車型[1]。由于半掛牽引車長期處于滿載運(yùn)行，其車架不僅承受行駛中的路面載荷和發(fā)動(dòng)激勵(lì)，而且還要承受車身和貨物的龐大重量，因此對(duì)其車架的疲勞可靠性分析成為了現(xiàn)代商用汽車設(shè)計(jì)的關(guān)鍵內(nèi)容之一。近年來，國內(nèi)外研究工作人員對(duì)汽車車架的疲勞分析做了大量的研究，通過采用疲勞分析軟件MSC.Fatigue和不同的疲勞設(shè)計(jì)方法相結(jié)合對(duì)車架進(jìn)行疲勞分析[2-6]。而本文對(duì)某型半掛牽引車的實(shí)際運(yùn)行工況進(jìn)行了分析并確定了該車架的疲勞類型為高周疲勞，通過對(duì)該車架的載荷分析采用了S-N疲勞設(shè)計(jì)和靜態(tài)疲勞分析方法。用ANSYS軟件對(duì)其進(jìn)行有限元靜態(tài)分析，利用nCode Design-Life疲勞分析軟件對(duì)其進(jìn)行了疲勞可靠性分析，確定了該車架容易發(fā)生疲勞破壞的位置和各節(jié)點(diǎn)的疲勞壽命，為該車架的進(jìn)一步結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)，為汽車車架的疲勞分析提供了一種新的分析路徑和方法，并為車架疲勞分析理論奠定了一定的基礎(chǔ)。

1 該車架有限元模型的建立

某型半掛牽引車車架總質(zhì)量約為0.7t，驅(qū)動(dòng)方式4×2，車架長為5500mm，寬為850mm，高為290mm，材料為16Mn鋼。首先利用Pro/E軟件繪制了該車架的各零部件，之后裝配成車架整體，再將車架裝配模型導(dǎo)入到ANSYS中，將半徑較小的倒圓角進(jìn)行剔除，因?yàn)樗鼈儠?huì)白白增加車架模型在 ANSYS中的節(jié)點(diǎn)和單元，簡(jiǎn)化處理后進(jìn)行單元設(shè)置和網(wǎng)格劃分，該車架結(jié)構(gòu)主要是由鉚釘和螺栓連接而成，采用shell63號(hào)板殼單元來模擬車架結(jié)構(gòu)，用MPC184單元來模擬鉚釘和螺栓，用combin14號(hào)單元、mass21單元和beam4單元來模擬懸架和輪胎，共有92651個(gè)單元。該車架的有限元模型如圖1所示。

圖1 該車架有限元模型

2 該車架的有限元靜態(tài)分析

利用nCode Design-Life軟件進(jìn)行疲勞分析時(shí)，首先應(yīng)該讀入有限元分析結(jié)果（rst格式）文件，之后再進(jìn)行疲勞分析。本文主要研究車架在靜態(tài)特性中的疲勞分析，靜態(tài)分析主要是用來計(jì)算在約束和靜載荷作用下使結(jié)構(gòu)所引起的應(yīng)力、位移和應(yīng)變情況，能得到結(jié)構(gòu)的位移、應(yīng)力和應(yīng)變的最大值和分布情況。本文以該半掛牽引車在滿載彎曲工況下進(jìn)行了應(yīng)力、位移和應(yīng)變分析計(jì)算，并以計(jì)算結(jié)果作為校核該車架強(qiáng)度和剛度的依據(jù)。首先需要確定動(dòng)載系數(shù)，用該車架上的靜載荷乘以確定的動(dòng)載系數(shù)來校核該車架強(qiáng)度和剛度，因?yàn)樵摪霋鞝恳囋诼访嫘旭倳r(shí)其承載系統(tǒng)有6個(gè)自由度方向的運(yùn)動(dòng)，而且系統(tǒng)不是剛體，所以各點(diǎn)的位移和加速度都不同，因此如果不加動(dòng)載系數(shù)對(duì)該車架校核會(huì)存在較大的誤差。由于該車主要運(yùn)行于高速公路上，根據(jù)路況條件，同時(shí)結(jié)合理論經(jīng)驗(yàn)確定了動(dòng)載系數(shù)為1.5。在進(jìn)行位移約束時(shí)選擇約束了前板簧的3個(gè)平動(dòng)自由度UX、UY、UZ，釋放了其3個(gè)旋轉(zhuǎn)自由ROTX、ROTY、ROTZ；約束了后板簧豎直方向平動(dòng)自由度UY。在進(jìn)行加載載荷時(shí)根據(jù)該車架各結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的主要參數(shù)：牽引總質(zhì)量為18.6t、駕駛室總成及成員總重量為6400N、動(dòng)力總成7400N，將牽引總重量約為182280N用集中載荷Force的方式平均加載到牽引座附近的車架兩個(gè)縱梁上，駕駛室總成及成員總重量均分四份也采用集中載荷Force方式加載到前懸架板簧座上方對(duì)應(yīng)的縱梁上，車架承受來自動(dòng)力總成的力采用均布載荷Pressure方式加載到對(duì)應(yīng)車架位置。

根據(jù)四大強(qiáng)度理論的應(yīng)用范圍，選用第四強(qiáng)度理論校核該車架結(jié)構(gòu)的靜強(qiáng)度，即：

式中：σ—主方向的主應(yīng)力

σ1、σ2、σ3—3個(gè)方向的主應(yīng)力

[σ]—材料的許用應(yīng)力

經(jīng)過有限元計(jì)算后得出車架靜態(tài)分析結(jié)果，在nCode DesignLife軟件中輸入該有限元靜態(tài)分析結(jié)果，如圖2、圖3 所示。

圖2 該車架靜態(tài)分析位移分布圖

圖3 該車架靜態(tài)分析應(yīng)力分布圖

根據(jù)有限元結(jié)果位移云圖可知，該車架后部（靠近掛車）位移變化較大（紅色區(qū)域），約為14.36mm，而駕駛室底部的車架位移變化較小，約為6.39mm。根據(jù)應(yīng)力云圖可知，該車架絕大部分應(yīng)力和應(yīng)變（藍(lán)色區(qū)域）符合要求，而與牽引座相連的縱梁附近應(yīng)力和應(yīng)變均相對(duì)較大。因?yàn)榇颂幊惺艿氖菭恳庉d荷，來自后部掛車和貨物的巨大重量，靜載荷相對(duì)較大。

3 該車架的疲勞可靠性分析

3.1 定義時(shí)間載荷序列

載荷數(shù)據(jù)定義了汽車的使用環(huán)境，也決定了疲勞分析的結(jié)果，時(shí)間載荷的獲取一般是通過實(shí)驗(yàn)來實(shí)測(cè)獲取的，而由于本文實(shí)驗(yàn)條件有限，故假設(shè)該車架的時(shí)間載荷輸入為理想等幅載荷，采用峰谷值法的載荷譜簡(jiǎn)化處理方式，如圖4所示。

圖4 該車架時(shí)間載荷情況

3.2 定義材料參數(shù)

高精度的疲勞壽命預(yù)測(cè)離不開真實(shí)的材料參數(shù)輸入。根據(jù)該車架的主要材料為16Mn鋼，彈性模量為210000MPa，泊松比為0.3，抗拉強(qiáng)度為560-660MPa，屈服極限為350MPa，得出了該材料理論S-N曲線。同時(shí)根據(jù)車架表面處理方式和加工工藝要求對(duì)16Mn鋼的S-N 曲線采用Goodman 法修正，最后獲得該車架的修正S-N曲線如圖5所示。

圖5 該車架修正后的S-N曲線

3.3 疲勞破壞類型和疲勞設(shè)計(jì)方法的選擇

疲勞壽命指的是疲勞失效時(shí)所經(jīng)受的應(yīng)力或應(yīng)變的循環(huán)次數(shù)[7]。通常把疲勞破壞類型分為高周疲勞和低周疲勞。高周疲勞應(yīng)力較高，應(yīng)變較低，一般采用應(yīng)力S-N曲線（只需測(cè)試相對(duì)簡(jiǎn)單的S-N曲線）。而低周疲勞應(yīng)變較高，應(yīng)力較低，一般采用應(yīng)變E-N曲線（需測(cè)試相對(duì)復(fù)雜的E-N曲線）。根據(jù)實(shí)際情況，確定了該車架屬于高周疲勞類型。名義應(yīng)力疲勞設(shè)計(jì)法（S-N法）是以名義應(yīng)力為基本設(shè)計(jì)參數(shù)、以S-N曲線為主要設(shè)計(jì)依據(jù)的高周疲勞設(shè)計(jì)方法。用S-N 法進(jìn)行疲勞壽命分析主要基于疲勞累積損傷理論，疲勞累積損傷理論是假定疲勞損傷和破壞是不斷累積的，最終達(dá)到破壞極限值，導(dǎo)致疲勞破壞。故本文選擇S-N法作為該車架的疲勞設(shè)計(jì)方法[8]。由于對(duì)該車架定義的理想等幅載荷頻率遠(yuǎn)低于車架的固有頻率（6~15Hz），故本文采用靜態(tài)疲勞分析的方法。

3.4 疲勞可靠性分析

在ncode軟件中設(shè)置新的分析流程，如圖6所示。

圖6 該車架疲勞可靠性分析界面

將各個(gè)參數(shù)設(shè)定好后進(jìn)行該流程的運(yùn)行分析，分析結(jié)束后得到疲勞分析結(jié)果云圖（如圖7～圖11所示）和壽命結(jié)果列表。

圖7 該車架疲勞損傷云圖

圖8 該車架主應(yīng)力方向分布云圖

圖9 該車架非對(duì)稱性分布云圖

圖10 該車架雙軸比例分布云圖

圖11 該車架疲勞壽命云圖

由于本文只考慮車架的疲勞損傷和壽命，故只對(duì)疲勞損傷云圖和疲勞壽命云圖做相應(yīng)分析。分析疲勞損傷云圖，得出了該車架各部位的疲勞損傷程度，紅色區(qū)為薄弱區(qū)域，該紅色區(qū)域位于各個(gè)板簧座和牽引座的縱梁附近，說明這些部位容易產(chǎn)生裂紋和破壞。疲勞損傷比較嚴(yán)重的部位為該車架受到靜應(yīng)力較集中部位，即牽引座與縱梁連接位置。

根據(jù)該車架疲勞壽命云圖，可以看出該車架絕大部位的壽命大于251300，循環(huán)次數(shù)約為25萬次，符合安全壽命（105）要求，而紅色區(qū)域的疲勞壽命遠(yuǎn)未達(dá)到安全要求，此處屬于壽命較短位置。查看疲勞壽命列表（表1）結(jié)果，發(fā)現(xiàn)出現(xiàn)疲勞損傷的節(jié)點(diǎn)大部分都集中在牽引座兩側(cè)的縱梁上。

表1 該車架部分節(jié)點(diǎn)疲勞壽命

結(jié)合該車架的疲勞分析結(jié)果云圖可知，該車架的疲勞破壞首先會(huì)發(fā)生在牽引座（鞍座）與縱梁的連接部位，在半掛牽引車的運(yùn)行中此處極有可能發(fā)生累積損傷，進(jìn)而產(chǎn)生裂紋和破壞。故在進(jìn)一步的改進(jìn)方案中，通過改進(jìn)車架結(jié)構(gòu)增大牽引座與縱梁連接處的強(qiáng)度和剛度或者轉(zhuǎn)移此處承受的載荷。這種方法不僅減小了整車優(yōu)化的盲目性，更能節(jié)省材料，同時(shí)縮短汽車企業(yè)開發(fā)新車的周期，降低了企業(yè)成本。

4 疲勞破壞實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

對(duì)該樣車進(jìn)行滿載（牽引總質(zhì)量約為20t）高速路況運(yùn)行實(shí)驗(yàn)，當(dāng)該樣車運(yùn)行一定的里程時(shí)，發(fā)現(xiàn)在牽引座（鞍座）與左縱梁連接附近出現(xiàn)不太明顯的微小裂紋。

樣車實(shí)驗(yàn)出現(xiàn)的裂紋位置正好與本文疲勞仿真計(jì)算結(jié)果相符合，驗(yàn)證了本文有限元分析和疲勞計(jì)算的合理性。

5 結(jié) 論

采用ANSYS和nCode DesignLife軟件相結(jié)合，對(duì)車架進(jìn)行了疲勞可靠性分析、計(jì)算和研究，得出了車架的疲勞壽命，同時(shí)確定了半掛牽引車車架在設(shè)計(jì)和制造過程中容易發(fā)生疲勞破壞和損傷的位置是在牽引座與縱梁連接位置處，之后利用樣車進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)，對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，最終發(fā)現(xiàn)實(shí)驗(yàn)結(jié)果與有限元分析和疲勞計(jì)算結(jié)果相符合，為車架的結(jié)構(gòu)優(yōu)化和設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)，為未來汽車車架的疲勞分析提供了一種新的分析路徑和方法，并為車架疲勞理論分析奠定了一定的基礎(chǔ)。

[1]黃 裕.半掛車市場(chǎng)隨政策起舞[N].商用汽車新聞,2011-7-11(24).

[2]闞 萍, 李源源, 吳道俊, 錢立軍.基于頻率響應(yīng)分析的越野車車架疲勞壽命預(yù)估[J].車輛與動(dòng)力技術(shù),2011, 122(2): 9-13.

[3]孫凌玉, 呂振華.利用計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)預(yù)測(cè)車身零件疲勞壽命[J].汽車工程, 2001, 23(6): 389-391.

[4]Sigmund K A.Fatigue assessment of aluminum automotive structure [D].Norwegian: Norwegian University of Science and Technology, 2002.

[5]朱才朝, 張偉敏, 喬 莉, 李旭東.摩托車車架系統(tǒng)疲勞強(qiáng)度分析及壽命預(yù)估[J].汽車工程, 2007,29(10): 900-904.

[6]匡 霞.CA612OU22DI型客車車架的隨機(jī)振動(dòng)和疲勞分析[D].哈爾濱: 哈爾濱工程大學(xué), 2009.

[7]劉學(xué)新.循環(huán)荷載作用下混凝土破裂機(jī)理研究[D].天津: 河北工業(yè)大學(xué), 2008.

[8]陳 科, 王 峰.結(jié)構(gòu)有限壽命設(shè)計(jì)法——名義應(yīng)力法[J].中國重型裝備, 2010, (2): 1-3.