貨車車架仿真分析與臺架試驗

□ 陳 韜 □ 張 凱 □ 喻 攀 □ 伍麗娜

中汽研汽車檢驗中心(武漢)有限公司 武漢 430056

1 研究背景

車架作為車輛的核心部件,主要由縱梁、橫梁等部件焊接而成,必須具備較好的剛度和強(qiáng)度性能,才能在作業(yè)時承載車輛的主要載荷及路面產(chǎn)生的振動激勵。車輛在行駛過程中路況多變,車架需要承受彎曲載荷。在通過凹坑時,由于載荷質(zhì)心偏離,車架發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形,會承受較大的扭轉(zhuǎn)載荷。如果車架長期承受較大的扭轉(zhuǎn)載荷,可能導(dǎo)致車架結(jié)構(gòu)產(chǎn)生失效,所以車架的抗扭能力至關(guān)重要,直接影響車架的疲勞耐久性能,同時對整車的性能起關(guān)鍵性作用。筆者采用仿真分析與臺架試驗相結(jié)合的方法,對某輕型貨車車架進(jìn)行扭轉(zhuǎn)疲勞分析,評估車架疲勞性能,快速檢驗車架可靠性,為車架的設(shè)計與優(yōu)化提供參考。

2 車架結(jié)構(gòu)

貨車車架及上裝結(jié)構(gòu)模型如圖1所示。筆者分析的貨車車架為邊梁式結(jié)構(gòu),主要由兩根位于兩側(cè)的縱梁和若干根橫梁組成,用鉚接法或焊接法將縱梁與橫梁連接成堅固的剛性構(gòu)架。貨車上裝為欄板式結(jié)構(gòu),主要用于運(yùn)輸建筑材料和農(nóng)副產(chǎn)品。

▲圖1 貨車車架及上裝結(jié)構(gòu)模型

3 強(qiáng)度分析

對貨車車架及上裝結(jié)構(gòu)建立有限元模型,薄壁板件采用四邊形單元進(jìn)行模擬,單元基本尺寸為10 mm,一些不規(guī)則的鑄造件采用四面體模擬。分析過程中,考慮鋼板彈簧各方向剛度影響,鋼板彈簧片采用六面體實體單元離散。加載鋼梁、前懸吊耳支撐鋼梁分別采用梁單元、剛性單元模擬,并且設(shè)置兩者之間為鉸接關(guān)系。考慮貨物載重影響,采用質(zhì)量點單元對貨物進(jìn)行簡化模擬。為提高仿真精度,并與實際情況保持接近,在分析過程中對扭轉(zhuǎn)變形過渡區(qū)域設(shè)置接觸屬性,同時考慮上裝與車架大梁之間的接觸。

扭轉(zhuǎn)分析考慮車架自身重力和貨物載重,貨物載重質(zhì)量為4 500 kg。約束后懸連接點所有自由度,釋放加載鋼梁中間位置繞軸向自由度,對加載鋼梁端部施加豎直方向強(qiáng)制位移。對車架進(jìn)行加速扭轉(zhuǎn)試驗時,要求強(qiáng)制位移分別為160 mm、180 mm、200 mm、220 mm、240 mm,相當(dāng)于使車架前軸與后軸形成角度依次為11.7°、13.2°、14.6°、15.9°、17.3°,筆者施加的扭轉(zhuǎn)角度比傳統(tǒng)扭轉(zhuǎn)角度大。車架扭轉(zhuǎn)分析有限元模型如圖2所示。車架及上裝材料選用車輛大梁用的LG510L熱軋鋼板,材料力學(xué)性能參數(shù)見表1。

▲圖2 車架扭轉(zhuǎn)分析有限元模型

表1 LG510L熱軋鋼板力學(xué)性能參數(shù)

在車架加載梁端部施加180 mm強(qiáng)制位移,等效應(yīng)力云圖如圖3所示。由圖3可知,車架在扭轉(zhuǎn)工況下最大等效應(yīng)力為493 MPa,出現(xiàn)在車架第五根橫梁與縱梁交接處,已經(jīng)超過材料屈服強(qiáng)度。其它加載位移情況下,車架最大等效應(yīng)力均出現(xiàn)在第五根橫梁附近位置。

▲圖3 強(qiáng)制位移180 mm時車架等效應(yīng)力云圖

4 疲勞分析

車架在實際作業(yè)時承受交變應(yīng)力作用,在周期性載荷作用下,車架會發(fā)生斷裂失效。基于車架強(qiáng)度分析結(jié)果開展疲勞壽命分析,疲勞壽命分析一般需要輸入三方面內(nèi)容:① 材料疲勞性能參數(shù),即應(yīng)力壽命曲線;② 部件的應(yīng)力應(yīng)變分析結(jié)果;③ 載荷時間歷程。由于缺少相關(guān)試驗數(shù)據(jù),因此只能通過材料廠商提供的LG510L熱軋鋼板基本性能參數(shù)估計在對稱循環(huán)下的疲勞極限,得到材料的應(yīng)力壽命曲線。應(yīng)力壽命曲線采用冪函數(shù)可表示為:

SmN=C

(1)

式中:S為疲勞強(qiáng)度;N為疲勞壽命;m、C為待定常數(shù)。

式(1)等號兩側(cè)取對數(shù),得到常用的應(yīng)力壽命曲線方程為:

lgS=A+BlgN

(2)

令A(yù)為lgC/m,B為-1/m,A、B為待定常數(shù),可以通過試驗得到。根據(jù)材料廠商提供的試驗參數(shù),材料試驗機(jī)獲得兩組試驗參數(shù),疲勞壽命次數(shù)分別為104、106,對應(yīng)的疲勞強(qiáng)度為516 MPa、375 MPa,基于以上數(shù)據(jù)可擬合得到材料應(yīng)力壽命曲線,如圖4所示。

▲圖4 材料應(yīng)力壽命曲線

根據(jù)實際載荷情況,應(yīng)用Morrow平均應(yīng)力修正方法和Miner線性累積損傷準(zhǔn)則,通過疲勞分析軟件計算車架的疲勞壽命,車架疲勞壽命云圖如圖5所示。由圖5可知,位移載荷為180 mm時,第五根橫梁處的疲勞壽命次數(shù)為95 000。各加載位移對應(yīng)的車架疲勞壽命預(yù)測情況見表2。

▲圖5 強(qiáng)制位移180 mm時車架疲勞壽命云圖

表2 車架疲勞壽命預(yù)測情況

5 臺架試驗

為進(jìn)一步驗證車架的疲勞耐久性能,筆者搭建車架扭轉(zhuǎn)試驗臺,對車架進(jìn)行實物扭轉(zhuǎn)疲勞試驗。

車架扭轉(zhuǎn)試驗臺如圖6所示。將車架安裝在試驗臺上,結(jié)合計算機(jī)仿真分析結(jié)果,在重點關(guān)注區(qū)域及高應(yīng)力點位置粘貼應(yīng)變片,根據(jù)測量的應(yīng)變值計算車架表面的應(yīng)力。試驗選擇五個樣品,分別對應(yīng)不同的強(qiáng)制位移載荷。具體試驗方法為,通過加載工裝的伺服電機(jī)對前懸加載鋼梁施加位移載荷,加載方式為等幅正弦波,頻率為1.2 Hz,位移幅值分別為160 mm、180 mm、200 mm、220 mm、240 mm,每小時進(jìn)行一次車架狀態(tài)檢查,直至車架出現(xiàn)斷裂,停止試驗。

▲圖6 車架扭轉(zhuǎn)試驗臺

針對五個樣品進(jìn)行扭轉(zhuǎn)試驗,車架在不同循環(huán)次數(shù)下均發(fā)生斷裂,斷裂位置與計算機(jī)仿真分析結(jié)果顯示的高應(yīng)力區(qū)域吻合,都在車架第五根橫梁右側(cè)鉚釘連接處附近位置。車架橫梁斷裂實物如圖7所示,各樣品試驗數(shù)據(jù)見表3。

表3 樣品試驗數(shù)據(jù)

▲圖7 車架橫梁斷裂實物

車架疲勞壽命仿真與試驗結(jié)果對比如圖8所示。由圖8可知,仿真結(jié)果與試驗結(jié)果比較接近,進(jìn)一步驗證了仿真模型的有效性。車架疲勞壽命仿真結(jié)果相比試驗結(jié)果整體偏低,兩者誤差在20%左右,主要原因是仿真分析過程中對相關(guān)修正因數(shù)控制較為嚴(yán)格,以及應(yīng)力壽命曲線與實際存在一定偏差。筆者采用材料疲勞特性應(yīng)力壽命曲線作為輸入,而實際部件的應(yīng)力壽命曲線是在材料應(yīng)力壽命曲線基礎(chǔ)上進(jìn)行一定修正得到的,主要考慮因素有零件表面粗糙度、尺寸因數(shù)、折合因數(shù)等。

▲圖8 車架疲勞壽命對比

6 結(jié)束語

筆者對某輕型貨車車架進(jìn)行扭轉(zhuǎn)工況強(qiáng)度分析和疲勞分析,選取五個車架樣品進(jìn)行臺架扭轉(zhuǎn)試驗。車架扭轉(zhuǎn)工況仿真分析和臺架試驗結(jié)果顯示,在施加不同位移載荷的條件下,車架第五根橫梁與縱梁連接處發(fā)生斷裂,仿真與試驗誤差在可接受范圍內(nèi)。在后期車架研發(fā)過程中,可以結(jié)合仿真與試驗對車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計,快速發(fā)現(xiàn)車架結(jié)構(gòu)的薄弱點,進(jìn)而進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化,縮短研發(fā)周期。