攪拌車副車架疲勞強度優化

高耀東,胡欣欣

(內蒙古科技大學機械工程學院，內蒙古包頭 014010)

攪拌車副車架疲勞強度優化

高耀東,胡欣欣

(內蒙古科技大學機械工程學院，內蒙古包頭 014010)

摘要：以CAE技術為基礎，對13方混凝土攪拌運輸車副車架進行結構分析、疲勞壽命分析，并提出優化方案。應用CATIA軟件建立副車架實體模型，將模型導入ANSYS Workbench15.0中，得到有限元模型；考慮攪拌車典型工況進行靜力學分析，獲得副車架在各工況下的應力應變情況；在靜力學分析基礎上，使用Fatigue Tool對其疲勞壽命進行分析評估，找出應力集中點和容易產生疲勞失效的部位，得到疲勞分析結果。用解析法驗證有限元分析的正確性。針對車架疲勞壽命分析反映出來的問題，建議主要在材料、結構和工藝三方面對車架進行優化，提出優化方案。

關鍵詞：有限元；副車架；疲勞分析；優化

0　引言

疲勞是材料或零件在循環載荷作用下，經過一段時間發生突然脆性斷裂的現象[1]。汽車零部件大多是在隨機載荷循環作用下工作，它們承受的應力水平較高，工作一定時間后，經常會突然發生疲勞破壞，從而造成嚴重的后果。因此，汽車結構與部件的疲勞分析已成為汽車產業主要考慮的設計因素。由于副車架是主要承載部件，在工作中承受著不同程度和不同工況的交變載荷，極易產生裂紋并進一步造成疲勞失效，因此對其疲勞特性進行研究十分重要。

1　有限元模型

應用CATIA軟件對副車架幾何模型進行實體建模，將建立好的模型導入ANSYS Workbench15.0中。副車架主要尺寸如圖1所示。

選擇8節點的3D實體單元SOLID185劃分副車架結構。副車架材料為低合金高強度結構鋼Q345B。材料參數如表1所示。

Relevance設置為50，Relevance Center設置為Medium，進行自由網格劃分。最終副車架的有限元模型共有節點64 634個，單元38 878個。副車架的有限元模型如圖2所示。

2　靜力學分析

2.1典型工況

根據載荷形式，結合實際工作情況，選取以下典型工況對副車架進行分析。

(1)純彎曲工況

滿載靜止或者水平好路滿載勻速行駛情況下的工況，這是副車架最基本的變形形式，在任何工況下都會存在。動載系數為1.5。

(2)扭轉工況

滿載在崎嶇的不平路面行駛，右后輪抬高80 mm，其余各輪位于同一水平面的工況。動載系數為1。

(3)彎扭聯合工況

滿載在崎嶇的不平路面上行駛，多個車輪被抬高或下陷的工況。這是對車架強度要求最高的工況。動載系數為1.5。

(4)制動工況

滿載在水平好路緊急制動的工況，取制動加速度為4 m/s2。

2.2邊界條件

車架計算的成敗很大程度上取決于邊界條件的處理，不同的分析工況決定著模型的載荷與約束形式[2]。

基本載荷：駕駛室及成員總成為0.6 t，減速器為0.4 t，水箱450 L。均按實際安裝位置加載。滿載時混凝土質量為3.6×105t，上裝部分質量取1.2×104t。通過前后支撐加載到副車架上。

約束：副車架的變形情況主體上是順應主車架的變形規律，故副車架的約束處理方式和主車架的約束基本一致[3]。在主車架上對應懸架位置設置約束。副車架的約束情況如表2所示。

2.3載荷計算

G為混凝土的重力，m為混凝土的質量，a為加速度，FV、FH為前支撐對罐體的豎直作用力和水平作用力，FN為后支撐對罐體的支撐力,由靜力學計算出FV、FH、FN的值。罐體的受力分析圖如圖3所示。

平衡方程如下：

∑MO=0； -FN·L2/cosθ=KV·G·L1

(1)

∑FY=0； FV+FN·cosθ=KV·G

(2)

∑FX=0；FH-ma-FN·sinθ=0

(3)

由罐體的平衡方程聯立計算，可得到罐體所受支反力：

FN=207 618.848 N；FV=263 537 N；FH=36 042.63 N；

FH=160 842.63 N(制動)。

已知縱梁與前、后支撐的接觸面積為S前=0.004 445 m2，S后=0.003 922 m2，計算出副車架所承受的均布載荷，施加在縱梁與前、后支撐接觸面上，方向由坐標系確定。

2.4結果分析

由分析結果可知，惡劣的路面狀況和極限承重載荷的作用成為車架失效的主要原因。如表3所示。

副車架在勻速行駛時的純彎曲、緊急剎車制動和某輪駛上凸臺的扭轉工況下，所受最大應力值均遠小于許用應力值，說明這些工況下副車架是安全的，副車架最后端變形相對前段更為嚴重[4]，最大應力值出現在兩縱梁與主車架的連接處。

在彎扭工況中，其最大應力值達364.5 MPa，超過許用應力。長期反復作用，極易造成車架的疲勞破壞，所以應對此工況進行疲勞分析。

3　疲勞分析

3.1估算材料的S-N曲線

材料的S-N曲線，只能夠代表該材料標準光滑試樣的疲勞性能[5]。在確定副車架的S-N曲線時，需考慮應力集中、形狀尺寸、表面狀況、載荷類型這些影響疲勞強度的因素。

副車架疲勞試驗所采用的應力壽命曲線，可采用最小二乘法來確定最佳擬合，其擬合方程為：

lgN=a+blgσ-1

(4)

式中：a，b是待定常數，副車架材料為Q345，該材料的屈服極限為345 MPa，強度極限為586 MPa，當可靠度取95%時，可得a=31.928 5和b=-10.510。查閱《機械設計手冊》并進行理論計算，計算得出不同N時對應的疲勞極限σ-1N，并繪出S-N曲線，如圖4所示。

以S-N曲線為基礎，在考慮平均應力的影響時，應采用Goodman方法進行修正。

3.2參數設置

在Fatigue Tool中添加壽命life、安全系數Safety Factor、損傷Damage、疲勞敏感系數Fatigue Sensitivity。副車架振動為高周疲勞，應選擇應力疲勞分析。疲勞強度因子0.8，設計壽命大于1×105，疲勞敏感性最小50%、最大200%。

3.3結果分析

圖5顯示由于疲勞作用直到失效的循環次數，可知：最大壽命是107次循環，最小壽命為59 731次循環。并給出最低壽命位置。圖5顯示的壽命與廠家給出的車架發生疲勞破壞時間相符。

損傷為設計壽命與可用壽命的比值，最大損傷的位置也就是壽命最低的位置[6]。副車架最大損傷

αDamage=Life設/Life用=1×105÷59731=1.674

最大損傷位置發生在中間位置橫梁與縱梁銜接處，容易發生疲勞破壞，應著重加強此位置的強度與剛度。副車架損傷云圖如圖6所示。

4　理論檢驗

鑒于有限元結果無法驗證自身正確性，故使用解析法對車架進行強度校核。實際使用狀況下車架的受力比較復雜，在車架初始設計時，一般將車架強度校核簡化為對車架縱梁進行彎曲強度校核。

4.1基本假設

縱梁是支撐在懸架支座上的簡支梁；所有作用力均通過車架縱梁斷面的彎曲中心；空車簧載質量均勻分布在汽車左、右縱梁上；滿載時有效質量為集中載荷；主、副車架為剛性連接[7]。

4.2車架受力分析及計算

車架受力分析如圖7所示。

(1)由車架平衡條件計算可得：

Ff=[Gs(L/2-a)+Ge(b+l-f-n)]/b=320 842.53 N

Fr=[Gs(L/2-l)+Ge(f+n-l)]/b=104 037.75 N

式中：Ff、Fr為前、后軸對車架的支反力，Gs為空車簧載質量，取Gs=2m0g/3(m0為汽車整備質量)。

(2)由上裝平衡條件計算可得：

Gef=Ge(f+n/2)/(d/2+e+f+n/2)=163 798.32 N

Ger=Ge-Gef=Ge(e+d/2)/(d/2+e+f+n/2)=154 701.68 N

式中：Gef、Ger分別為前、后支架所承受的有效載質量。

4.3車架縱梁彎矩計算

由受力分析和計算結果，可計算每側車架縱梁各段的彎矩，由此可求得車架縱梁的最大彎矩。

M4=-GsX2/(2L)+Ff(X-a)-Gef(X-a-c-d)

a+c+d

當X=a+b=6.251 1時，M最大。

Mmax=M4=664 251.15 N·m

4.4主、副車架縱梁的截面慣性矩計算

式中：Jz、Jf分別為主、副車架縱梁的截面慣性矩，其余各變量含義詳見圖8。

4.5副車架縱梁強度校核

副車架縱梁最大動彎曲應力：

σfd=HfMmax/2(Jz+Jf)<[σfs]

σfd=194.76 MPa<[σfs]

式中：Hf為副車架縱梁高度；[σfs]為副車架縱梁材料許用應力。

副車架在彎曲工況下的有限元分析結果為197 MPa，與理論校核結果相差不大，證明邊界條件處理合理，可提供參考價值。疲勞分析結果最小疲勞壽命59 731個循環，按每天8 h工作折算約為150天。廠方資料顯示：攪拌車長期超載使用，半年左右副車架開始出現疲勞破壞，疲勞壽命預測可靠。

5　優化建議

高值殘余應力和高值結構局部應力的疊加是車架產生疲勞破壞的主要原因。因此降低殘余應力和結構局部應力、減小應力集中是優化車架疲勞特性的主要思路。

針對車架疲勞壽命分析反映出來的問題，建議主要在材料、結構和工藝三方面對車架進行優化。材料方面建議采用熱軋H型鋼；對車架結構設計進行了改進，如圖9所示；制造工藝方面建議采用振動時效消應力工藝和表面噴丸工藝。對優化后的車架進行靜力學分析及疲勞壽命預測，結果顯示在最惡劣的彎扭工況下最大應力值僅222.42 MPa，小于許用應力，優化后的車架壽命也符合要求。證明該優化模型可提供參考價值，達到優化目的。

6　結論

副車架作為混凝土攪拌車底盤的重要組成部分，其結構和性能直接影響攪拌車產品的性能。文中結合有限元分析法和疲勞理論兩個方面對副車架進行分析，應用CATIA軟件建立副車架實體模型，利用ANSYS Workbench15.0軟件對副車架進行靜力學分析，確定應力應變集中位置。在此基礎上以修正的名義應力法對副車架進行疲勞分析，并輔以解析解驗證計算結果，結合靜力學及疲勞分析結果提出優化建議。

參考文獻:

【1】尚德廣,王德俊.多軸疲勞強度[M].北京:科學出版社,2007.

【2】肖文生,劉忠硯,劉健.基于ANSYS WORKBENCH的壓裂車主副車架有限元靜態分析[J].專用汽車,2012(4):81-83.

【3】司景萍,田鳳霞,韓璐,等.有限元法在自卸車副車架強度分析中的應用[J].煤礦機械, 2010,31(8):112-115.

【4】吳磊,肖文生,劉忠硯,等.重載壓裂泵車車架構型分析及改進[J].計算機仿真,2014,31(7):103-106.

【5】王次安,王挺.基于ANSYS Workbench的ZL50型裝載機前車架疲勞壽命分析[J].北京汽車,2011(6):40-43.

【6】李先鋒,楊建偉,賈志絢.基于Workbench車輛減振器彈簧盤的疲勞分析[J].北京建筑工程學院學報,2012,28(2):50-55.

【7】何永輝.混凝土攪拌運輸車主、副車架的設計[J].專用汽車,2007(8):51-52.

Fatigue Strength Optimization for Concrete Mixer Sub-frame

GAO Yaodong,HU Xinxin

(Institute of Mechanical Engineering, Inner Mongolia University of Science and Technology,

Baotou Inner Mongolia 014010, China)

Abstract:Based on the CAE technology, the structure and fatigue life of 13 square concrete mixer’s sub-frame were analyzed and improvement program was proposed. The physical model of the sub-frame was established by using CATIA software and this model was imported into ANSYS Workbench 15.0, then the finite model was gotten. According to the practical condition, statics analysis was made, then the changes of stress and strain of sub-frame under different working conditions were obtained. On the basis of statics analysis, the fatigue life was evaluated through Fatigue Tool and the parts of stress concentration and fatigue failure were found out, then the result of fatigue analysis was gotten. For the problem of the fatigue life analysis, it was suggested that more improvements should be done on the material, structure and craftwork of the frame and an optimization scheme was proposed.

Keywords:Finite element analysis; Sub-frame; Fatigue analysis; Optimization

收稿日期：2014-12-22

作者簡介：高耀東(1966—)，男，教授，碩士生導師，研究方向為制造業信息化：CAD、CAE技術的研究應用。E-mail：jxxgyd@126.com。

------------------------------