某液壓模塊式組合掛車懸架結構件的強度及疲勞損傷分析

摘要: 某液壓模塊式組合掛車的懸架擺臂部件在使用中出現局部斷裂，對車輛的行駛安全造成嚴重影響。為了研究這一問題，建立某液壓模塊式組合掛車懸架系統模型，應用ANSYS對液壓懸架擺臂部分進行有限元分析，計算了擺臂的應力、變形等特性，并在此基礎上計算了擺臂的疲勞強度。

關鍵詞: 液壓模塊式組合掛車； 液壓懸架； 有限元分析； 疲勞強度

中圖分類號：U469.5＋3.02文獻標志碼：A 文章編號：1005-2550（2011）03-0054-04

Strength and Fatigue Analysis on the Hydraulic

Modular Assembled Trailers Suspension Structure

TU Qi-yang，DONG Da-wei，YAN Bing，HUANG Guan-xin，SANG Shuai-jun，

（Institution of Vehicle Engineering，Southwest Jiao tong University，Chengdu 610031，China）

Abstract：The swinging arm of a hydraulic modular assembled trailers suspension is broken and it causes a serious impact on security.In order to solve the problem，it builts the CAD model on the platform of ANSYS and analyzes the hydraulic suspension.shows the stress and distortion characteristics of the swinging arm，and illustrate the fatigue strength.

Key words：hydraulic modular；assembled trailer；hydraulic suspension；FEA；fatigue strength

近年來隨著我國國民經濟持續高速發展，水利、油電、道路等基礎設施建設投入力度不斷加大，因此重型超長、超寬、超重物件日益增多，重型設備及重型結構的運輸安裝任務的需求量增大。最突出的是液壓模塊式組合掛車（Hydraulic Modular Assembled Trailers，以下簡稱HMAT），由于其具有全方位擺動整體式車軸、機械液壓全輪轉向、貨臺高度可調、根據載貨量進行縱橫兩向任意拼接等眾多優點，在現代物流中顯示出更加強大的優勢［1-3］。

HMAT采用的是液壓平衡獨立懸架，這是由于液壓懸架具有承載能力大、均載性能好等優點。然而，對于液壓懸架系統的主要構件懸臂和擺臂，因為采用的是鑄造工藝，所以結構笨重，成本較高，特別是擺臂部件在使用中常出現局部斷裂，對車輛的行駛安全造成嚴重影響。某公司生產的組合掛車液壓懸架的擺臂，它在運行過程中發生了斷裂，圖1即為擺臂發生斷裂的實拍圖。本文為了研究其斷裂問題，建立了此HMAT液壓懸架系統模型，對懸架擺臂構件進行了有限元強度分析，找出擺臂構件的應力集中部位，并在此基礎上進行疲勞壽命分析，為產品的改進設計提出了建議。

1 懸架有限元強度分析

HMAT的液壓懸架系統主要由懸臂、擺臂和懸架油缸等組成。懸掛立軸用螺栓和螺釘及定位銷固定在車架支撐梁上，懸臂安裝在懸掛立軸上，懸臂下方與擺臂鉸接，二者之間安裝著懸架液壓油缸，一組兩對車輪的軸套裝在擺臂的軸頭處。懸架系統三維模型如圖2所示。

1.1建立懸架擺臂構件有限元模型

對液壓懸架懸臂進行受力分析（僅考慮平板車在靜態情況下的受力情況），滿載時液壓系統的最大工作壓力決定于液壓懸架所受的壓力。滿載時（滿載軸線荷為40.2 T），車架處于最高位置時，液壓油缸受力最大［４］。下面先對液壓懸架的懸臂進行靜力分析，車輛滿載時，每個懸架受力為13.4 T（每軸線有3個懸架），車架處于最高位置時，液壓缸受力最大。其受力如圖3所示。

懸臂是在三個不平行的力（懸臂自重忽略）作用下處于平衡的狀態，由三力平衡定理可知，三力必交于一點。由正弦定理可以計算出液壓油缸作用力F和鉸鏈約束反力N分別為218 kN和100 kN。

而由擺臂和懸臂的連接方式可以看出，擺臂所受的液壓油缸作用力F′及鉸鏈約束反力N′分別與懸臂的液壓油缸作用力F和鉸鏈約束反力N大小相等，方向相反。由此可知，擺臂在工作中受到液壓油缸的最大作用力為218 kN，根據液壓油缸和擺臂接觸面積的大小換算成面載荷為16.83 MPa。

對懸架擺臂進行單元網格劃分，單元選擇Solid45三維實體單元，分別定義彈性模量、泊松比和密度，采用自由劃分的方式，擺臂給定單元長度12 mm為參考劃分單元，得到的有限元模型如圖4所示，整個模型有97 415個單元，22 474個節點數。

針對上面的受力分析，得到以下約束加載［5，6］：擺動臂與液壓油缸連接的接觸面上施加面載荷16.83 MPa；擺臂軸頭及擺臂與懸臂的連接處均施加全約束。

1.2 擺臂結構強度計算結果分析

對結構的強度分析的判定主要依據構件材料力學性能和所選用的強度準則。本懸架采用的是QT450-10球墨鑄鐵，材料抗拉強度σb為450 MPa，屈服強度σs是310 MPa。本文中根據懸架特性選擇密息斯（Mises）屈服準則，其表達式如下所示：

式中，σ1、σ2、σ3表示任意一點的三個主應力，σi為等效應力。材料的屈服極限σs除以安全因子，得到材料的許用應力［σ］。按此理論建立的強度條件是σi≤［σ］。

上面的強度條件也叫第四強度理論。該理論假設不論材料處于何種應力狀態，只要單元體中的形狀改變能密度νd達到材料在單向拉伸試驗下發生屈服時的極限形狀改變能密度值νdu，材料就會發生屈服破壞。由于選擇了第四強度理論作為準則，則設置ANSYS強度計算輸出結果為等效應力Vom Mises。得到擺臂應力云圖及變形圖如圖5和圖6所示。

不考慮由于對構件加載而引起的加載附近區域的應力集中，從計算結果中可以看出，擺臂在兩個側板與懸臂連接處，即圖5中顯示的A區所受的應力最大，應力也最集中，與前面圖1中顯示的擺臂斷裂處正好相符，最大應力為179 MPa。雖然小于材料的屈服強度310 MPa，但是在長期的交變動載荷作用下仍然會產生疲勞損傷。

2 懸架擺臂的疲勞分析

按照作用的循環應力的大小，把疲勞分為應力疲勞和應變疲勞。若最大循環應力Smax小于屈服應力Sy，則稱之為應力疲勞；因為作用的循環應力水平較低，壽命循環次數較高，故也稱為高周疲勞［8］。因此，根據擺臂受力特點，我們運用Nsoft軟件對擺臂進行應力疲勞分析。

2.1 疲勞分析前處理過程

2.1.1 文件轉換與設置

把前面ANSYS分析的擺臂應力結果文件導入Nsoft中，運用其文件轉換功能，把ANSYS的后綴為“rst”文件轉換成疲勞分析用的后綴為“fer”文件。

2.1.2 材料特性設置

在Nsoft軟件中包含150種鋼和鋁合金的材料數據。并且有專門的數據管理系統mdm，可以進行數據的加載、編輯、創建、刪除以及繪圖等的操作。材料數據庫中所給出的材料的S-N曲線數據是根據標準的光滑試件在對稱橫幅循環載荷下得到的。但在實際的結構中很難找到和標準試件完全相同的形狀和使用環境的情況。如果要在實際的結構中使用材料的S-N曲線，就必須進行這些修正。對于有些材料沒有可用的S-N曲線，則進行疲勞壽命的計算時，一般通過靜強度的材料參數來估算S-N曲線。Nsoft軟件的近似S-N曲線的產生僅僅依賴于材料極限拉伸強度（UTS）。產生的方式如表1所示。

在軟件的操作中只需要輸入兩個參數：材料的類型（鋼、鋁、鈦、其他）和材料的拉伸強度極限，就可以得到材料的S-N曲線數據。

2.1.3 疲勞載荷設置

Nsoft軟件具有對載荷信號的產生和處理功能，可以在軟件中直接給需要進行疲勞分析的有限元計算結果加正弦、余弦、三角形波等比較標準的載荷形式，也可以對載荷信號進行包括雨流計等多種計數處理。對于擺臂的載荷，設置為恒幅交變載荷，載荷的極大值為1，極小值為-1。這里定義的載荷是個相對量，即相對于有限元分析中施加載荷的倍數。1表示疲勞載荷的大小等于有限元分析中施加的載荷，-1表示疲勞載荷的大小等于有限元分析中施加的載荷但方向相反。

2.2 疲勞分析過程

設置完成以上各種參數后，選擇S-N Analysis進行疲勞分析。運用軟件的后處理功能查看疲勞損傷云圖，如圖7所示。從結果中可以看出49 831號單元疲勞損傷最大，疲勞壽命為72 320 Repeats，最大損傷處也是擺臂在兩個側板與懸臂連接處。

由于是在靜強度分析基礎上進行的疲勞損傷分析，因此在載荷譜的設置上存在平均應力的確定不是很合理的缺點，但一定程度上仍然可以反映結構的設計壽命。

3 結束語

本文為了研究某液壓懸架擺臂構件的斷裂，建立了懸架的三維模型，對擺臂構件進行了有限元靜力分析，確定了擺臂的薄弱環節，并在此基礎上進行了疲勞壽命計算，從而得出擺臂疲勞損傷結果。這種方法對結構的設計有一定的指導意義，也為懸架構件的結構優化提供了初步的數據。

參考文獻：

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