重型自卸車疲勞壽命分析*

馮博 賈素梅 馮國勝

（1，河北建投交通投資有限責(zé)任公司；2，石家莊鐵道大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院）

重型自卸車主要用于鐵路和公路修建、農(nóng)田建設(shè)、水利建設(shè)等，且使用量逐年增加，作為露天施工所必需的專用車輛，由于路況較差、超載現(xiàn)象嚴(yán)重和仿真分析工作的欠缺等原因，國產(chǎn)的多軸重型自卸車（推力桿）不同程度地發(fā)生裂紋、彎曲甚至斷裂的故障[1-3]，為改進(jìn)產(chǎn)品設(shè)計(jì)，很有必要進(jìn)行重型自卸車疲勞壽命分析。

文獻(xiàn)[4]建立了車架三維有限元模型，通過傳感器獲取板簧處的載荷譜，對車架進(jìn)行了振動疲勞壽命分析。文獻(xiàn)[5]根據(jù)自卸車的實(shí)際情況，采用C級路譜作為輸入，得到車架的載荷譜，預(yù)測了SF33900型電動輪礦用自卸車及其焊縫的疲勞壽命。文獻(xiàn)[6]針對某型半掛牽引車車架局部出現(xiàn)裂紋或者斷裂現(xiàn)象，首先對該車架進(jìn)行了建模和有限元靜態(tài)特性分析，然后定義了特定的時(shí)間載荷序列數(shù)據(jù)和材料參數(shù)，選用了S-N疲勞設(shè)計(jì)和靜態(tài)疲勞分析方法，利用疲勞分析軟件nCode Design-Life對該車架進(jìn)行疲勞可靠性分析。目前大多數(shù)文獻(xiàn)對車架的壽命分析都沒考慮鋼板彈簧和減振器的非線性因素的影響，且忽略了在實(shí)際使用中極易破壞的多軸重型自卸車車架的傳力部件推力桿。

1 車架力學(xué)特性分析

某三軸重型自卸車的主要參數(shù)如表1所示，使用Ansys軟件建立的車架有限元分析模型如圖1所示，該模型考慮了鋼板彈簧的非線性及易損部件推力桿。其中車架采用殼單元而鋼板彈簧及推力桿采用實(shí)體單元建模。貨物、發(fā)動機(jī)、駕駛室的質(zhì)量在相應(yīng)位置建立質(zhì)量單元。

表1 整車參數(shù)表

圖1 整車車架有限元模型

1.1 鋼板彈簧遲滯特性

為了合理利用計(jì)算資源，建立鋼板彈簧的1/4模型。實(shí)體單元采用solid45單元，接觸單元采用TARGE170（三維目標(biāo)單元）與CONTA173（三維8節(jié)點(diǎn)面接觸單元），建立的有限元模型如圖2所示。

圖2 鋼板彈簧有限元模型

建模時(shí)，首先給螺栓中心孔施加豎直向下10 mm的位移載荷，使各板簧處于接觸狀態(tài)來模擬板簧裝配，寫入載荷步文件；在頂部板簧端部施加幅值為3 mm頻率為3 Hz豎直向下的正弦位移激勵，為了便于收斂及節(jié)約計(jì)算資源，打開自動時(shí)間步，控制子步數(shù)[7]。采用JMZX-30X綜合測試儀測試板簧遲滯特性，如圖3所示。對實(shí)際鋼板彈簧施加相同激勵得到位移載荷曲線與仿真所得位移載荷曲線，如圖4所示。鋼板彈簧在垂向加載、卸載時(shí)，沿著縱向方向滑動，片與片之間產(chǎn)生黏性摩擦力，剛度特性曲線基本是兩條斜率不同的直線，可知鋼板彈簧存在遲滯非線性，計(jì)算剛度約6 335 N/cm，與廠家所給參數(shù)基本相符。

圖3 板簧遲滯特性測試

圖4 板簧遲滯特性曲線

1.2 整車靜力學(xué)分析

自卸車的工作狀況主要有：水平彎曲工況、扭轉(zhuǎn)組合工況、舉升工況、上下坡工況、制動工況等。其中水平彎曲工況為最常見工況，而彎扭組合工況為工作最惡劣工況，因此文章著重分析扭轉(zhuǎn)組合工況下的車架強(qiáng)度。這里用一輪懸空來模擬彎扭工況。在彎扭組合工況下，通過分析計(jì)算的車架應(yīng)力云圖如圖5所示，最大應(yīng)力值為381 MPa，位于車架前板簧與吊耳連接處及推力桿處。

圖5 彎扭工況車架應(yīng)力云圖

1.3 車架模態(tài)分析

為建立車架的剛-柔混合仿真模型，需要進(jìn)行模態(tài)分析，求得自卸車的各階固有頻率和模態(tài)振型，以便生成車架的MNF文件（模態(tài)中性文件）。表2示出固有頻率。

表2 整車模態(tài)頻率

從表2可以看出，車架的1階模態(tài)頻率-3階模態(tài)頻率（4.8～2.9 Hz），與路面對汽車的激振頻率范圍比較接近，有可能發(fā)生整體共振現(xiàn)象，加劇推力桿的損壞。

2 整車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)分析

2.1 三維路面模型

三維虛擬路面譜的建立采用諧波疊加法，當(dāng)自卸車的常用車速為10 km/h時(shí)，將其轉(zhuǎn)化為時(shí)域內(nèi)路面不平度信號，使用welch算法計(jì)算其功率譜密度，如圖6所示。從圖6中可知仿真出的三維路面與標(biāo)準(zhǔn)路面譜功率譜有較好的吻合度，可以較好地模擬C級路面的實(shí)際狀況[8]。

圖6 C級路面仿真譜與標(biāo)準(zhǔn)譜對比

2.2 整車動力學(xué)模型

在ADAMS/CAR中建立整車動力學(xué)模型，其包括前懸架總成、平衡懸架總成、車體總成、輪胎總成、駕駛室總成、發(fā)動機(jī)總成、轉(zhuǎn)向系總成。其中鋼板彈簧、減震器、輪胎均為非線性部件，并且車架的剛?cè)嵝问綄嚰茌d荷時(shí)程曲線獲取影響較大。

該自卸車后懸架采用的是平衡懸架，通過離散梁法構(gòu)建鋼板彈簧模型，將其與懸架組合生成平衡懸架，如圖7所示。前懸架中的減震器阻尼具有非線性，采用弘達(dá)HT-911型動態(tài)材料實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)測試減震器特性如圖8所示，對其施加振幅為5 mm，頻率為2 Hz的正弦位移激勵，測試得到其特性曲線如圖9所示。

圖7 平衡懸架模型

圖8 減震器阻尼特性測試

圖9 減震器阻尼特性曲線

輪胎采用PAC2002輪胎模型，適用于輪胎的耐久性分析。在adams/car中，將ansys得到的車架MNF文件替換原來的剛性車架，將前面生成的C級三維路譜編程生成ADAMS/CAR的路譜文件，最終得到車路模型如圖10。使用ADAMS/CAR仿真軟件，通過計(jì)算導(dǎo)出前、后懸架處的載荷時(shí)程的DAC文件，前懸架滿載時(shí)的載荷時(shí)間歷程如圖11所示。

圖10 整車道路模型

圖11 前懸架滿載時(shí)載荷時(shí)程曲線

3 疲勞壽命分析

通過有限元分析可知礦用自卸車的應(yīng)力較高，應(yīng)變較低，屬于高周疲勞類型。疲勞分析采用應(yīng)力疲勞分析，即S-N分析法。

3.1 材料參數(shù)

該車架的主要材料為16 Mn鋼，其彈性模量2.1E5 MPa，泊松比0.3，抗拉強(qiáng)度560～660 MPa，屈服極限350 MPa，可以得出該材料理論S-N曲線。同時(shí)基于車架加工工藝和表面處理方式的要求，采用Goodman法對其S-N曲線進(jìn)行修正，最后得到該車架的修正S-N曲線。

3.2 疲勞壽命分析

把計(jì)算出的有限元結(jié)果和幾何模型文件導(dǎo)入到MSC.Fatigue中，將載荷譜與有限元載荷工況(load case)建立關(guān)聯(lián)，經(jīng)求解得到的自卸車車架及推力桿疲勞壽命云圖如圖12所示，最小壽命的節(jié)點(diǎn)編號及最小壽命循環(huán)次數(shù)如表3所示。由表3可知推力桿所對應(yīng)的循環(huán)次數(shù)最小，這與推力桿早期斷裂故障是吻合的。

圖12 自卸車車架和推力桿疲勞壽命圖

表3 部分節(jié)點(diǎn)及最小壽命循環(huán)次數(shù)

4 結(jié)論

1）平衡懸架(鋼板彈簧)有限元模型計(jì)算的遲滯特性曲線與實(shí)驗(yàn)曲線有較好的一致性，可用于重型自卸車疲勞壽命分析。

2）以三軸重型自卸車為研究對象，建立了考慮鋼板彈簧非線性、減震器及易損件推力桿的整車多體動力學(xué)模型，提出了三維路面路譜生成方法，得到了車架路面隨機(jī)激勵時(shí)間歷程和懸架載荷時(shí)程曲線。

3）推力桿所對應(yīng)的循環(huán)次數(shù)最小，這與重型自卸車使用過程中發(fā)生的推力桿早期斷裂故障是吻合的，為車架的結(jié)構(gòu)優(yōu)化和設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。