馮國(guó)勝, 李 龍, 周 凱2, 王 順, 王?；?/p>

(1.石家莊鐵道大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，河北 石家莊 050043; 2.石家莊中博汽車(chē)有限公司，河北 石家莊 050800)

隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，人民生活水平的提高，汽車(chē)被越來(lái)越多的家庭所用，同時(shí)也帶來(lái)了嚴(yán)重的環(huán)境污染問(wèn)題，因此公共交通就成了鼓勵(lì)人們出行的一種重要方式，電動(dòng)公交客車(chē)應(yīng)運(yùn)而生并得以快速發(fā)展，越來(lái)越多的人選擇并認(rèn)可這種方式，同時(shí)又對(duì)乘車(chē)舒適性提出了更高要求，有必要將空氣懸架應(yīng)用于電動(dòng)客車(chē)中。空氣懸架系統(tǒng)是以空氣彈簧為彈性元件，利用氣體的可壓縮性實(shí)現(xiàn)其彈性作用的。通過(guò)壓縮氣體的氣壓能夠隨載荷和道路條件變化而進(jìn)行自動(dòng)調(diào)節(jié)，不論滿載還是空載，整車(chē)高度不會(huì)變化，可以大大提高乘坐的舒適性。在舒適性提升的同時(shí)，更應(yīng)該保證車(chē)體壽命不受影響，保證乘客安全不受影響。

王濤等[1]結(jié)合AMESim和Hypermesh軟件對(duì)某空氣懸架半承載式客車(chē)整車(chē)進(jìn)行了建模和空氣彈簧的邊界條件模擬，分析得到了車(chē)架的疲勞強(qiáng)度。趙文濤等[2]提出采用等效載荷和輔助約束的方法來(lái)模擬空氣彈簧邊界條件，對(duì)某客車(chē)車(chē)架進(jìn)行了強(qiáng)度分析?；菅硬ǖ萚3]基于MSC.fatigue對(duì)某輕型客車(chē)車(chē)架進(jìn)行了疲勞壽命分析，得到了車(chē)架的疲勞裂紋原因并提出了合理的改進(jìn)方案。蔡加加等[4]應(yīng)用隨機(jī)振動(dòng)理論，得到了車(chē)架的疲勞裂紋原因并提出了合理的改進(jìn)方案。結(jié)合ADAMS/CAR動(dòng)力學(xué)分析軟件與車(chē)架材料的S-N曲線，計(jì)算和優(yōu)化了某客車(chē)車(chē)架疲勞壽命，為提高客車(chē)安全性提供重要依據(jù)。本文將有限元分析理論與疲勞分析理論相結(jié)合，使用有限元軟件ANSYS Workbench和疲勞分析工具Fatigue Tool，進(jìn)行了某款空氣懸架鉸接電動(dòng)客車(chē)車(chē)身骨架的可靠性評(píng)估，對(duì)提高乘車(chē)安全性具有重要意義。

1 整車(chē)車(chē)身骨架有限元模型的建立

1.1 三維建模和有限元模型導(dǎo)入

以某鉸接客車(chē)車(chē)身骨架為例進(jìn)行研究，車(chē)架長(zhǎng)18 000 mm，寬2 550 mm，高1 200 mm，整車(chē)底架材料為Q345，其他部分采用Q235。應(yīng)用SolidWorks三維建模軟件對(duì)各部分分別建模，然后裝配整車(chē)車(chē)身骨架，生成X_T文件，導(dǎo)入Workbench中，得到整車(chē)有限元模型，如圖1所示。整車(chē)車(chē)身前后兩段均為矩形管結(jié)構(gòu)，對(duì)其進(jìn)行抽中面處理，取殼單元形式。殼單元建模具有精度高、可以保留模型的幾何形狀、模擬任何承載部件的優(yōu)點(diǎn)。鉸接盤(pán)部分結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，取實(shí)體單元形式。車(chē)身零件間主要是以焊接工藝連接，對(duì)前后兩段車(chē)身進(jìn)行建模時(shí)，采用共節(jié)點(diǎn)方式對(duì)零件連接處進(jìn)行模擬，對(duì)前后車(chē)身與鉸接盤(pán)連接處采用Node Merge的方式進(jìn)行模擬，如圖2所示，最終得到殼-實(shí)體單元有限元分析模型，模型共包含網(wǎng)格470 203個(gè)，節(jié)點(diǎn)613 478個(gè)。

圖1 整車(chē)車(chē)身骨架有限元模型

圖2 實(shí)體單元與殼單元節(jié)點(diǎn)共享(Node Merge)

1.2 邊界條件設(shè)置

空氣彈簧作為鉸接車(chē)懸架的彈性元件，其剛度是變化的。采用ACT-NonLinear Spring方式模擬空氣彈簧單元[5]，懸架約束作為靜力學(xué)求解的唯一約束，能否真實(shí)模擬實(shí)際運(yùn)行環(huán)境下的約束，將直接影響結(jié)果的準(zhǔn)確性。采用將剛度轉(zhuǎn)化為載荷位移曲線的方式，能夠較為準(zhǔn)確模擬真實(shí)情況，如圖3所示，為空氣彈簧載荷與位移的關(guān)系曲線，邊界條件設(shè)置為約束前懸架左右推力桿支座位置除了垂向Uz和縱向Ux外所有自由度,約束空氣彈簧上節(jié)點(diǎn)除了垂向Uz外的所有自由度及空氣彈簧下節(jié)點(diǎn)的除了縱向Ux的所有自由度[6]，如圖4所示。以滿載彎曲工況為例，求解車(chē)架靜強(qiáng)度并校核其是否滿足要求，為后期疲勞壽命分析奠定基礎(chǔ)。研究的車(chē)身骨架中，電池包主要分布在車(chē)身底架座位板下方位置和后圍橫梁上，如圖5所示，其中1號(hào)電池包質(zhì)量為190 kg，2號(hào)電池包為150 kg，3號(hào)電池包為380 kg。除了電池包外，車(chē)身承受其他載荷如表1所示。

圖3 空氣彈簧載荷位移曲線

圖5 電池包所在位置圖

表1 鉸接車(chē)車(chē)架所受載荷 kg

所受載荷中，全部玻璃質(zhì)量總和為356 kg，包括前圍大玻璃，前段左側(cè)圍5塊和右側(cè)圍4塊，以及后段車(chē)身左側(cè)圍4塊和右側(cè)圍的3塊，所有玻璃均以集中載荷形式施加在玻璃下邊框上，座椅上乘客質(zhì)量(36人)和座椅質(zhì)量施加在座椅下方的矩形管表面上，其余乘客質(zhì)量(111人)則以均布載荷形式分布在地板骨架上。

2 鉸接客車(chē)車(chē)身骨架靜力學(xué)分析

采用第四強(qiáng)度理論校核整車(chē)車(chē)身骨架強(qiáng)度[7]，即

(1)

圖6 整車(chē)骨架應(yīng)力云圖

式中，σr為主方向的主應(yīng)力；σ1、σ2和σ3分別為3個(gè)方向的主應(yīng)力;[σ]為材料的許用應(yīng)力。

通過(guò)有限元分析軟件ANSYS Workbench求解得到整車(chē)應(yīng)力和變形圖如圖6～圖8所示，由圖可見(jiàn)，最大變形位移約為9 mm，滿足設(shè)計(jì)要求。在整車(chē)底架與后圍連接處，鉸接客車(chē)在滿載彎曲工況下最大應(yīng)力是234.09 MPa，在前段車(chē)身車(chē)架門(mén)主橫梁與中輪左側(cè)懸架裙立柱連接處，材料的屈服極限為345 MPa，經(jīng)計(jì)算安全系數(shù)約為1.5，大于一般經(jīng)驗(yàn)安全系數(shù)[8]，滿足強(qiáng)度要求。

圖7 整車(chē)骨架應(yīng)力局部云圖

圖8 整車(chē)骨架位移云圖

3 鉸接客車(chē)車(chē)身骨架疲勞壽命

3.1 材料參數(shù)選取

本研究整車(chē)底架材料為Q345，密度為7 300 kg/m3,彈性模量為206 000 MPa，泊松比為0.28；其他部分材料為Q235，密度為7 850 kg/m3,彈性模量為211 000 MPa，泊松比為0.3。在ANSYS Workbench中有豐富的材料庫(kù)數(shù)據(jù)，經(jīng)查閱參考文獻(xiàn)得到，Q345對(duì)應(yīng)材料庫(kù)中的Structural Steel BS4360 Grade 50D[9]，Q235為默認(rèn)材料Structural Steel。二者的S-N曲線如圖9和圖10所示。

圖9 Q235材料的S-N曲線

圖10 Q345材料的S-N曲線

3.2 疲勞破壞類(lèi)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)。通常把疲勞破壞類(lèi)型分為高周疲勞和低周疲勞。高周疲勞作用于零件、構(gòu)件的應(yīng)力水平較低，破壞循環(huán)次數(shù)一般高于104～105的疲勞。而低周疲勞作用于零件、構(gòu)件的應(yīng)力水平較高，破壞循環(huán)次數(shù)一般低于104～105的疲勞。對(duì)于鉸接式電動(dòng)客車(chē)，根據(jù)上文應(yīng)力求解結(jié)果，各部分應(yīng)力值均小于材料的許用應(yīng)力，屬于高周疲勞范圍[10]。

由于對(duì)該車(chē)身骨架定義的理想等幅載荷頻率遠(yuǎn)低于車(chē)架的固有頻率(6～15 Hz)，故本文采用靜態(tài)疲勞分析的方法[11]。

3.3 鉸接客車(chē)車(chē)身骨架疲勞壽命評(píng)估

結(jié)合上文求解得到的靜力學(xué)結(jié)果，我們對(duì)水平彎曲工況進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算。在ANSYS Workbench中可以直接導(dǎo)入Fatigue Tool中，將有限元分析結(jié)果，材料參數(shù)設(shè)定完成后，求解得到車(chē)架的疲勞分析結(jié)果云圖，如圖11所示。

圖11 整車(chē)車(chē)身骨架疲勞壽命云圖

從疲勞壽命云圖中可以發(fā)現(xiàn)，大部分骨架結(jié)構(gòu)壽命都在2.508E+08次以上，滿足疲勞壽命要求(107)。只有少數(shù)區(qū)域?yàn)閾p傷嚴(yán)重的部位，主要集中在以下幾處，如表2所示。

表2 整車(chē)骨架部分節(jié)點(diǎn)疲勞壽命

根據(jù)數(shù)據(jù)分析可得到，容易發(fā)生疲勞破壞的地方有如下幾處[12]：

(1)左側(cè)中輪前段裙立柱與懸架前橫梁連接處，疲勞計(jì)算壽命最短為1.455E+04次。壽命短的原因?yàn)椋阂环矫嬖撎帪榈准苤卸闻c懸架連接區(qū)域，是應(yīng)力求解結(jié)果最大的位置，另一方面該區(qū)域與懸架約束點(diǎn)位置較為接近，容易產(chǎn)生應(yīng)力集中。

(2)座椅立柱與底架中段斜撐連接處，疲勞計(jì)算壽命為9.628 4E+04次。該處壽命短是因?yàn)樽蜗路桨惭b有3號(hào)電池包，導(dǎo)致該處產(chǎn)生較大應(yīng)力，造成構(gòu)件產(chǎn)生疲勞損傷。

(3)前門(mén)邊梁與前門(mén)前后門(mén)框立柱連接處，疲勞計(jì)算壽命分別為1.051 9E+05次和1.945 9E+05次。分析原因可能是該處破壞了力線封閉，影響了力流傳遞的連續(xù)性，導(dǎo)致構(gòu)件產(chǎn)生疲勞損傷。

在后期改進(jìn)方案中，可采用對(duì)這幾處的矩形管進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)[13]，或者將此處的載荷進(jìn)行轉(zhuǎn)移的方式來(lái)提高車(chē)架的疲勞壽命。

4 結(jié)語(yǔ)

對(duì)某款空氣懸架鉸接式電動(dòng)客車(chē)車(chē)身骨架采用有限元理論與疲勞損傷理論相結(jié)合的方法，使用ANSYS Workbench有限元分析與Fatigue Tool疲勞分析工具，得到了該鉸接客車(chē)整車(chē)骨架疲勞壽命，通過(guò)計(jì)算分析確定了容易發(fā)生疲勞破壞和損傷的位置，為該鉸接式電動(dòng)客車(chē)改進(jìn)設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。