李文中，柴冬梅，張偉

某大型城市客車轉(zhuǎn)向機(jī)支架破壞仿真分析

李文中，柴冬梅，張偉

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長春130011）

對某大型城市客車轉(zhuǎn)向機(jī)支架進(jìn)行靜力仿真分析，并在此基礎(chǔ)上，基于Radioss求解器，結(jié)合試驗(yàn)所得的材料S-N曲線，在交變載荷譜的作用下對轉(zhuǎn)向機(jī)支架進(jìn)行疲勞仿真分析，并將仿真分析與材料分析、實(shí)際破壞情況進(jìn)行對比。結(jié)果表明，轉(zhuǎn)向支架的疲勞仿真分析與實(shí)際壽命具有較好的符合性。

轉(zhuǎn)向機(jī)支架；疲勞壽命；城市客車；S-N曲線

大型公路客車的轉(zhuǎn)向系對客車行駛安全有著至關(guān)重要的作用，轉(zhuǎn)向機(jī)的支架也因此作為保安件被尤為重視[1-2]。轉(zhuǎn)向機(jī)支架的疲勞壽命直接影響整個轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的使用壽命[3-4]。大型城市客車的前軸荷較大，在實(shí)際運(yùn)行時進(jìn)出站頻率較高，尤其在出站時，駕駛員通常會選擇原地提前轉(zhuǎn)向。在原地轉(zhuǎn)向過程中，受到的地面反作用力較大，且會出現(xiàn)交變載荷，從而導(dǎo)致轉(zhuǎn)向機(jī)支架受力工況變得尤為惡劣。因此，轉(zhuǎn)向機(jī)支架設(shè)計(jì)的合理與否將在很大程度上影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能[5]。

1 某大型城市客車轉(zhuǎn)向機(jī)支架結(jié)構(gòu)及破壞

1.1 轉(zhuǎn)向機(jī)支架結(jié)構(gòu)

某大型城市客車為發(fā)動機(jī)后置二級踏步，受結(jié)構(gòu)限制，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用角傳動器、側(cè)臥式轉(zhuǎn)向機(jī)的布置形式。由于轉(zhuǎn)向機(jī)安裝平面與車架腹面有一定距離，需要設(shè)計(jì)外伸梁形式的轉(zhuǎn)向機(jī)連接支架，如圖1所示。

轉(zhuǎn)向機(jī)是通過轉(zhuǎn)向機(jī)安裝板安裝于轉(zhuǎn)向機(jī)支架上。轉(zhuǎn)向機(jī)支架是由兩個槽形件焊接而成的，用螺栓安裝在車架縱梁腹面。轉(zhuǎn)向機(jī)支架總成由轉(zhuǎn)向機(jī)支架、連接支架、轉(zhuǎn)向機(jī)安裝板組成。

1.2 轉(zhuǎn)向機(jī)支架破壞形式

車輛行駛約1.2×105km后，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)向沉重并且抖動明顯。經(jīng)過檢查發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)向機(jī)前支架開裂失效。支架失效后強(qiáng)度和剛度嚴(yán)重降低。原地轉(zhuǎn)向試驗(yàn)顯示，支架變形明顯，有嚴(yán)重安全隱患，已無法滿足正常的使用要求。轉(zhuǎn)向機(jī)支架失效形式如圖2所示。

根據(jù)轉(zhuǎn)向機(jī)支架破壞實(shí)物圖，顯示轉(zhuǎn)向機(jī)支架靠近圓角的位置發(fā)生開裂，裂口位置有銹蝕，且銹蝕程度不一，初步判斷為疲勞開裂[6]。支架為鋼板折彎件，折彎位置處圓弧半徑不大，容易產(chǎn)生應(yīng)力集中。在轉(zhuǎn)向載荷反復(fù)施加的情況下[7]，支架材料內(nèi)部有砂眼或缺陷部位會產(chǎn)生較大內(nèi)應(yīng)力，最終出現(xiàn)細(xì)小裂紋，隨著使用期限的延長，小裂紋會逐步擴(kuò)大。擴(kuò)大后的裂紋達(dá)到了宏觀斷裂的水平，最終將支架撕裂，從而產(chǎn)生了裂縫的粗糙區(qū)[8]。

2 仿真及材料分析

2.1 受力分析

該轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的受力如圖3所示。一般情況下，在轉(zhuǎn)向時，地面將地面摩擦力傳遞至輪胎，輪胎再將地面產(chǎn)生的反力傳遞至轉(zhuǎn)向節(jié)臂，轉(zhuǎn)向節(jié)臂通過轉(zhuǎn)向梯形臂傳遞至轉(zhuǎn)向縱拉桿，縱拉桿再將受力反饋至轉(zhuǎn)向搖臂。因此，轉(zhuǎn)向機(jī)支架既承載著轉(zhuǎn)向機(jī)自身的重力，又受到轉(zhuǎn)向搖臂傳遞過來的地面摩擦力。

由前文所述，選取原地轉(zhuǎn)向工況來評價轉(zhuǎn)向機(jī)支架的受力情況，使用如下經(jīng)驗(yàn)公式來計(jì)算地面反作用給輪胎的阻力矩MR[9]：

式中：μ為胎面與地面的摩擦系數(shù)，取0.7；G為前軸載荷，取3.244×104N；p為胎壓，取8.3×105Pa。

代入相關(guān)參數(shù)，計(jì)算得到該車地面反作用給輪胎的阻力矩MR為1 496.5 N·m。

再考慮轉(zhuǎn)向梯形傳動效率及拉桿機(jī)構(gòu)傳動效率，計(jì)算得到傳遞至搖臂的力矩Mρ[5]，即：

式中：IT為轉(zhuǎn)向梯形傳動比，取1；ηT為轉(zhuǎn)向梯形效率值，取0.8；ID為轉(zhuǎn)向拉桿傳動比，取0.85；ηD為轉(zhuǎn)向拉桿效率值，取0.8。

代入相關(guān)參數(shù)，計(jì)算得到該車的轉(zhuǎn)向搖臂受到的力矩MP為4 952 N·m。轉(zhuǎn)向機(jī)的自重力矩相對于該力矩值而言，不處于同一個數(shù)量級，因此考慮到計(jì)算的簡化，此次分析中不考慮轉(zhuǎn)向機(jī)自重的影響，后續(xù)該力矩將用于疲勞分析的載荷輸入。

此外，客車在實(shí)際運(yùn)行過程中可能會出現(xiàn)車輪陷入坑中，導(dǎo)致車輪卡死的惡劣工況，這時轉(zhuǎn)向機(jī)最大輸出力矩會大于傳遞至搖臂的力矩MP。該最大輸出力矩將被用于靜力工況的仿真加載，經(jīng)查該車轉(zhuǎn)向機(jī)最大輸出力矩為6 100 N·m。

2.2 靜力工況仿真

根據(jù)三維模型及上述受力分析進(jìn)行有限元建模，截取縱梁的一部分，將縱梁兩端固定。限制其六個自由度，在轉(zhuǎn)向機(jī)輸出軸位置建立連接螺栓孔的剛性單元，在主節(jié)點(diǎn)位置施加力矩6 100 N·m。轉(zhuǎn)向機(jī)支架總成的有限元模型共有9 858個節(jié)點(diǎn)，9 460個單元，單元主要類型為CTRIA3和CQUAD4，如圖4所示。

轉(zhuǎn)向機(jī)支架總成的材料及部分力學(xué)性能如表1所示，三種材料的彈性模量皆為200～210 GPa，泊松比皆為0.25～0.33，密度皆為7.85×103kg·m-3。

從靜力仿真分析工況下的位移變形云圖及應(yīng)力分布云圖可以看出，轉(zhuǎn)向機(jī)支架最大變形位移為2.06 mm，發(fā)生于轉(zhuǎn)向機(jī)支架端部位置；最大應(yīng)力為337.2 MPa，發(fā)生于槽型連接板折彎圓角處。由分析結(jié)果可知，轉(zhuǎn)向機(jī)支架變形量過大（在正常使用中，認(rèn)為變形量小于1 mm為可靠的），不能滿足轉(zhuǎn)向機(jī)支架的剛度要求；最大應(yīng)力值略小于材料的屈服強(qiáng)度355 MPa，可以滿足使用工況，但出現(xiàn)局部應(yīng)力較大，存在應(yīng)力集中疲勞隱患。

2.3 疲勞工況仿真

車輛正常運(yùn)行過程中，很少會出現(xiàn)靜力工況下的極限力矩6 100 N·m，疲勞分析載荷主要依據(jù)一般工況下轉(zhuǎn)向機(jī)所承受的左右交變循環(huán)載荷，交變載荷譜為幅值4 952 N·m的余弦曲線。將交變載荷按上述加載方式加載到轉(zhuǎn)向機(jī)支架上，模擬仿真交變載荷[9-10]。

疲勞壽命分析針對靜力工況及實(shí)際使用情況下產(chǎn)生應(yīng)力集中的轉(zhuǎn)向機(jī)支架槽型連接板展開。連接板的材料為355L，試驗(yàn)條件為應(yīng)力比R=-1，循環(huán)基數(shù)為5.0× 106，在不同存活率條件下，公司材料部按國家標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行的疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)如表2所示。

對該城市客車實(shí)際運(yùn)行的80輛樣車進(jìn)行調(diào)研，結(jié)果顯示有8輛車轉(zhuǎn)向機(jī)支架發(fā)生開裂，存活概率為90%。疲勞壽命分析根據(jù)實(shí)際情況，采用存活率p=90%的數(shù)據(jù)進(jìn)行。

將上述355L材料的疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)擬合出存活率p=90%情況下的材料S-N曲線，如圖5所示。將該曲線輸入基于Radioss求解器的有限元計(jì)算軟件中，即可對轉(zhuǎn)向機(jī)支架進(jìn)行疲勞壽命的評估計(jì)算。

轉(zhuǎn)向機(jī)支架槽型連接板疲勞壽命仿真計(jì)算結(jié)果如圖6所示。從圖上可以看出，轉(zhuǎn)向機(jī)支架槽型連接板疲勞壽命計(jì)算結(jié)果為6.43×104次，小于設(shè)計(jì)要求的2.688×105次，難以滿足車輛行駛4.8×105km不失效，疲勞壽命不符合要求。疲勞危險(xiǎn)點(diǎn)位置分布于支架圓角折彎處，與靜力工況計(jì)算結(jié)果相吻合，同時對比實(shí)際工況，破壞形式同疲勞壽命分析趨勢一致，6.43×104次疲勞壽命轉(zhuǎn)化為行駛里程約為1.05×105km，與實(shí)際里程1.2×105km相差12.5%，二者較為接近，表明疲勞壽命分析方法可行、有效，可以用來指導(dǎo)設(shè)計(jì)。

2.4 材料分析

為了進(jìn)一步確認(rèn)材料屬性，通過試驗(yàn)對轉(zhuǎn)向機(jī)支架進(jìn)行了4個項(xiàng)目包括元素含量、硬度、金相組織及力學(xué)性能的詳細(xì)分析。從分析結(jié)果可以看出，斷裂支架材質(zhì)、硬度、組織及力學(xué)性能均符合355L材料理化屬性，可以排除材料缺陷造成疲勞破壞的可能。

1）元素含量。元素含量檢驗(yàn)采用QSN750金屬材料元素分析儀，依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)Q/CAM-75-2010檢驗(yàn)，檢驗(yàn)結(jié)果如表3所示。

2）硬度。硬度檢驗(yàn)采用維氏硬度全自動控制和測量系統(tǒng)，依據(jù)GB/T 4340.1-2009[11]檢驗(yàn)，A、B、C三點(diǎn)檢驗(yàn)硬度（HV1）分別為168、173、179，符合材料技術(shù)要求。

3）金相組織。金相組織檢驗(yàn)采用金相顯微鏡，依據(jù)GB/T 13298-2015[12]檢驗(yàn)，檢驗(yàn)結(jié)果為“鐵素體+珠光體”，符合材料技術(shù)要求。

4）力學(xué)性能。力學(xué)性能檢驗(yàn)采用電子萬能材料試驗(yàn)機(jī)，依據(jù)GB/T228.1-2010[13]檢驗(yàn)，檢驗(yàn)樣品為兩份，檢驗(yàn)結(jié)果如表4所示。

3 結(jié)束語

本文采用有限元分析法，基于Radioss求解器對轉(zhuǎn)向機(jī)支架的靜強(qiáng)度和疲勞壽命進(jìn)行了仿真分析，結(jié)果表明仿真分析與實(shí)際壽命具有較好的符合性，真實(shí)可靠地反映了轉(zhuǎn)向機(jī)支架的破壞機(jī)理，可為同類設(shè)計(jì)提供參考。

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修改稿日期：2017-01-05

Simulation Analysis on Failure of Steering Gear Bracket of a Large City Bus

Li Wenzhong,Chai Dongmei,ZhangWei
（China FAWCo.,Ltd,R&DCenter,Changchun 130011,China）

The authors make a static strength simulation analysis on the steering gear bracket of a large city bus. Based on this and the Radioss solver,they finish the fatigue simulation analysis on the steering gear bracket under alternatingload spectrumcombingwith the tested material S-Ncurves,and compare the simulation analysis with the material analysis and the actual damage condition.The results show that the fatigue simulation analysis confirms well tothe practical life ofthe part.

steeringgear bracket;fatigue life;citybus;S-Ncurve

U463.4；U469.1

A

1006-3331（2017）02-0001-03

李文中（1987-），男，底盤工程師；主要從事底盤設(shè)計(jì)工作。