基于ANSYS Workbench的重卡前軸的強度分析及疲勞壽命預測

張 新，王正祥，牛家忠，樊大偉，盧 宇

（1.安徽理工大學 機械工程學院，淮南 232001；2.安徽安凱福田曙光車橋有限公司 技術中心，合肥 230051；3.山東省榮成市曙光齒輪有限責任公司 技術中心，威海 264300）

0 引言

前橋通過懸架與車架或承載式車身相聯，汽車行駛過程中，車橋前軸承受著復雜而繁重的載荷。承受的載荷多為交變載荷，除主要承受彎曲應力外，還要承受越過不平路面帶來的沖擊載荷，緊急制動時，前軸負荷轉移系數可達1.6，尤其下坡緊急緊急剎車時，前軸將承受汽車整車負荷的2/3。在汽車實際行駛中，前軸作為汽車底盤構造中重要的承載部件，其工作環境惡劣，承受了不同路況及程度的交變載荷，易出現疲勞裂紋，以致結構失效，而結構失效輕則零件損壞，重則會出現人身生命危險。因此，對前軸進行強度以及疲勞壽命等進行分析具有很重要的意義[1]。

本文運用有限元分析的方法，在ANSYS Workbench軟件中建立了前軸的有限元模型，分析了前軸在緊急制動，超越不平路面和側滑三種典型工況下靜態受力和變形，得到前軸的應力應變分布云圖，并應用第一強度理論對其進行校核，校核其在各種工況下的強度，并進行了疲勞壽命分析。

1 前軸的受力分析

汽車在行駛過程中，前軸的受力主要有三種典型工況[2]，有緊急制動工況，超越不平路面工況和側滑 工況。

1.1 緊急制動工況

此工況為汽車滿載緊急制動時的工況，前軸受力為垂直作用力和縱向制動力組合作用。此時前軸所承受的垂直方向反力為：

式中：G1為汽車滿載靜止時前軸對水平地面的荷重，N；m1為汽車制動時前軸軸載質量重新分配系數；φ為輪胎與路面的附著系數，此處取0.8；hg為滿載時汽車質心高度，mm；B為前輪輪距，mm；L1為汽車滿載時質心至前軸的水平距離，mm。

前軸所承受的縱向制動力為：

1.2 超越不平路面工況

此工況為汽車越過不平路面時，前軸受力為最大垂直動載荷：

式中：δ為動載荷系數，此例可取2.5。

1.3 側滑工況

汽車側滑時，前軸受力為垂直作用力和側向反作用力的組合。因為受到側向反作用力，汽車前左右輪上的垂直載荷發生轉移，側向滑移附著系數改變，以汽車右滑進行計算。

當汽車承受最大側向力時無縱向力作用，為保證行車安全和穩定，此時側滑附著系數 1φ需滿足，這時左、右輪的垂直作用力和側向反力各不相等，計算如下：

垂直作用力：

側向反力：

式中：Z3l、Z3r為左、右輪垂直作用力；Y3l、Y3r為左、右輪側向反力；φ1為側滑附著系數。

2 前軸強度有限元分析

本文以某9噸級前橋為例，前橋相關參數如表1所示。該重卡前橋的前軸的材料采用42CrMo，其彈性模量E=206000MPa，材料密度ρ=7.9×10-9t/mm3，屈服極限σ0.2=930MPa，強度極限σb=1080MPa，泊松比μ=0.3。由于材料42CrMo屬于塑性材料，所以采用屈服極限σ0.2=930MPa作為該材料的極限應力。

表1 所需參數列表

2.1 模型的簡化

首先在CATIA軟件中建立前軸的三維模型，前軸的基本結構相對比較復雜，考慮到有限元分析的可行性，有必要對其進行適當的簡化，去除一些不影響結果或者對結果影響不大的倒角及小孔等[3]。

2.2 有限元計算模型的建立

在前軸的三維模型簡化后，將模型以.spt文件導入到ANSYS Workbench軟件中建立以Tetrahedrons和Hex Dominant為基本單元的有限元模型。設置材料的相關特性，然后進行網格劃分，主要選用四面體單元，軸頸及軸頸板簧過渡區域應力分布或變形比較復雜，可采用六面體高階單元劃分網格，生成具有222452個節點，627823個單元的有限元計算模型。劃分網格后的前軸有限元模型如圖1所示。

圖1 劃分網格的前軸

根據前橋的實際行駛工況[4]進行載荷施加和約束，垂向載荷施加在板簧面上，側向和縱向載荷施加于車橋上懸架安裝螺栓孔內表面上，對前軸兩主銷孔進行全約束。

2.3 前軸的有限元求解和分析結果

1）緊急制動工況

此工況為汽車滿載緊急制動時的工況，前軸受力為垂直作用力和縱向制動力。該工況下垂直作用力以均布載荷施加于懸架安裝板簧面上，制動力以均布載荷施加于車橋上懸架安裝螺栓孔內表面上，對兩主銷孔進行全約束，此工況下前軸等效應力結果如圖2所示。

圖2 緊急制動工況下前軸的應力圖

2）超越不平路面工況

此工況為汽車越過不平路面時，前軸受力為最大垂直動載荷的單獨作用。垂直作用力以均布載荷施加于懸架安裝板簧面上，對兩主銷孔進行全約束，此工況下前軸等效應力結果如圖3所示。

圖3 超越不平路面工況下前軸的應力圖

3）側滑工況

汽車側滑時，前軸受力為垂直力和側向反作用力。垂直作用力以均布載荷施加于懸架安裝板簧面上，側向反力以均布載荷施加于車橋上懸架安裝螺栓孔內表面上，對兩主銷孔進行全約束，此工況下整體等效應力結果如圖4所示。

圖4 側滑工況下前軸的應力圖

前軸在上述三種典型工況下的最大應力應變如表2所示。

表2 前軸各工況下的最大應力及應變

從前軸的應力云圖和表2可以看出，前軸的最大應力和最大變形量都是出現在緊急制動工況，最大應力為320.4MPa，發生在前軸離主銷孔的拐彎處。最大每米輪距位移為0.95mm，滿足QC/T 483-1999標準[6]的要求。

3 疲勞壽命預測

疲勞是指材料在應力（應變）長期反復作用下發生損傷和斷裂的現象，在變動載荷下造成的稱之為機械疲勞。按照斷裂壽命和應力高低的不同，可分為：高周疲勞、低周疲勞，應力通常比材料的極限強度低，應力疲勞用于高周疲勞。車橋前軸疲勞試驗屬于低應力高周疲勞，本文中采用名義應力法。

名義應力法一般是以有限元靜力分析得到的應力結果為基本參數進行疲勞分析的方法。在分析中綜合各種影響因素，采用Goodman修正，根據前橋前軸的表面處理方式和加工方式對前軸材料的S-N曲線進行修正，最后獲得前軸的S-N曲線如圖5所示，隨后根據修正后的前軸S-N曲線來進行疲勞壽命分析[5]。

圖5 前軸修正的S-N曲線

在有限元軟件ANSYS Workbench中定義好前軸的S-N曲線后，進一步定義前軸承受的載荷及邊界條件，定義的載荷為近似正弦波的交變載荷。根據參考文獻[7]設置最大載荷為滿載的3.5倍，最小載荷為滿載的0.25倍。在Workbench環境下ANSYS Fatigue Module模塊中對前軸的疲勞壽命進行預測分析，得出結果前軸疲勞壽命分布如圖6所示。從結果可以看出，前軸的最低疲勞壽命為98.5萬次，滿足QC/T 483-1999標準[6]的要求。

圖6 前軸疲勞壽命分布

4 結論

由分析結果可以看出，無論哪種工況下，前軸的最大應力與材料42CrMo的屈服極限σ0.2=930MPa相比，均有較大的安全系數。在緊急制動工況下前軸出現最大應力320.4MPa，主要原因是：該緊急工況下，制動力使前軸受到垂直于軸向的剪應力，應力變形增大，不過其安全系數也達到了2.90，滿足強度要求。根據參考文獻[8]，雖然前軸不至于導致斷裂，但安全系數偏小，可要求前軸在生產過程中，把握材料和制造工藝，嚴格控制質量。在市場使用過程中，用戶應避免超載以及在惡劣路面上高速駕駛。前軸的最低疲勞壽命為98.5萬次，滿足疲勞壽命要求。因此，該重卡前軸的設計完全符合汽車設計手冊中的安全要求。

有限元分析法可以相對全面的對汽車的結構進行仿真分析，將靜強度和疲勞分析有效的結合起來指導汽車零部件開發設計，能降低開發設計成本，減少試驗次數，縮短產品的開發周期。

[1] 孔振海,王良模,榮如松,王國林,宋懷蘭. 基于HyperWorks的某輕型汽車前橋有限元分析及疲勞壽命預測[J].機械設計與制造, 2013,(02)：97-100.

[2] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社,2001：415-430.

[3] 朱帥,錢立軍.基于ANSYS的前橋強度分析[J].機械研究與應用, 2007,20(2)：44-45,51.

[4] 霍清.汽車前橋CAE分析和輕量化設計[D].北京.北京工業大學.2010.

[5] 趙甲運.重型卡車車橋計算機輔助分析與設計[D].合肥.合肥工業大學.2011.

[6] QC/483-1999.中華人民共和國汽車行業標準-汽車前軸臺架疲勞壽命極限值[S].

[7] QC/513-1999.中華人民共和國汽車行業標準-汽車前軸臺架疲勞壽命試驗方法[S].

[8] 趙經文,王宏鈺.結構有限元分析[M].北京.科學出版社.2001.