礦用汽車縱臂斷裂失效分析與結構改進

王 輝(成都大學 機械工程學院， 四川 成都 610106)

0 引 言

汽車懸架系統的主要作用是用來緩和車輛在行駛中所受路面的沖擊與振動，保證車輛具有良好的行駛平順性和操縱穩定性[1].礦用汽車的自重比較大，滿載時其質量可達千噸，由于其經常工作在崎嶇不平的路面上，長期受到外部載荷的沖擊，一旦其前橋結構件因選材、設計、制造等方面的不足，就會導致懸架的變形甚至斷裂失效，將極大地影響到車輛行駛的安全.目前，利用ABAQUS有限元分析軟件不僅能夠計算懸架結構件的靜力學性能，還可以精確地模擬汽車前橋零部件在轉動的過程中所產生的動態力學性能.基于此，本研究針對某單縱臂懸架礦用汽車的試驗樣車縱臂斷裂失效的情況，利用ABAQUS有限元分析軟件對處于動態沖擊下的礦用汽車前橋單縱臂的受力變形情況進行了分析，并對其結構進行了相應改進.

1 前橋縱臂斷裂失效分析

某礦用汽車單縱臂懸架前橋的結構如圖1所示.圖1中，主銷4的中間部位與縱臂2的圓柱筒通過錐面過盈配合，主銷內傾角由縱臂2的圓柱筒來保證，縱臂2可以繞著與車架固聯的銷軸3上下轉動；懸掛缸1的一端通過鉸鏈與車架連接，另一端通過鉸鏈與主銷4上面的端蓋連接；主銷4的上下端與轉向節6相連，轉向節6可以繞著主銷4的中心線旋轉，從而帶動轉向節6上的車輪5左右轉動.由于單縱臂懸架前橋結構左右對稱，因此，本研究取其左邊1/2作為分析對象.

圖1 單縱臂懸架前橋結構示意圖

作為分析對象的某單縱臂懸架礦用汽車樣車前橋的左縱臂實拍如圖2所示.其結構是由縱臂鑄件和縱臂鋼板焊接件兩部分組成，中間折彎的地方是焊接的分界線.

圖2 礦用汽車縱臂部位實拍圖

該礦用汽車樣車在行駛試驗的過程中出現縱臂斷裂的情況，斷裂位置發生在縱臂鑄件上(見圖3)，縱臂鑄件在與主銷的連接處斷成了兩半.從圖3(a)可以明顯的看出其鑄造質量較差，斷口面不僅有較大的不規則的氣孔，還含有絲線類的雜質.其中，氣孔的存在減小了金屬的有效承載面積，使得應力集中，增大了缺口的敏感性，造成了金屬材料的強度下降和抗疲勞能力的降低，成為零件斷裂的裂紋源[2]；而絲線類等雜質的存在則極大地破壞了金屬材料的連續性，降低了材料原本的強度和塑性.一般來說，金屬材料的斷裂失效可以分為韌性斷裂失效、低溫脆性斷裂失效、疲勞斷裂失效、蠕變斷裂失效和環境破裂失效等[3-5].從圖3(b)可以看到，失效的縱臂鑄件斷口較為平齊，斷裂方向與正應力的方向垂直，斷裂面處較為光亮，經判定為金屬材料的脆性斷裂.通常，金屬材料脆性斷裂失效的原因一般不是因為過載而是因為沖擊所造成的[6].

圖3 縱臂斷口圖

2 改進前模型的建立及有限元分析

2.1 改進前單縱臂懸架三維模型的建立

本研究利用Solidworks軟件，建立起單縱臂懸架的實體模型如圖4所示.

圖4 懸架縱臂的模型結構示意圖

圖4中，縱臂模型是由縱臂鑄件圖4(a)和縱臂鋼板焊接件圖4(b)焊接而成.為了在有限元軟件中進行有效地分析，對模型做了必要的簡化：忽略了焊接縫隙的大小和銷軸軸套的影響，以及倒角、倒圓等特征，以避免在進行有限元網格劃分時，因小特征產生過多的有限元分析單元，使得結構分析精度降低.所建立的單縱臂懸架三維模型如圖5所示.

圖5 單縱臂懸架三維模型示意圖

2.2 材料選擇與網格劃分

2.2.1 材料選擇.

通常，對于要給焊接在一起的零部件賦予不同的屬性，需要先把焊接后的部件作為一個整體導入，在焊接的部位進行分割，然后再對分割的部分分別賦予不同的材料屬性，繼而才能做進一步的處理.本模型中，懸架的縱臂鑄件選用35#鋼，鋼板焊接件選用Q345A鋼，所選材料具體的參數如表1所示.

表1 縱臂材料的選擇

在動力學分析中，由于懸架所受到的沖擊載荷比較大，容易出現塑性變形.因此，在ABAQUS中還必須把名義的應力和應變轉換為真實的應力和應變，并據此定義材料的塑性特性數據[7].

2.2.2 網絡劃分.

在選用ABAQUS軟件進行網格劃分時，本研究的生成算法選用在可靠性、幾何通用性和效率上都較好的四面體網格，并在不同的部位對網格的大小進行合理控制.所建立的單縱臂前橋的有限元網格模型如圖6所示.通過Mesh→verify網格檢查高亮顯示，得知網格劃分較好.

圖6 單縱臂前橋的有限元網格劃分模型示意圖

2.3 彈塑性力學分析

2.3.1 滿載沖擊工況.

滿載沖擊工況主要是用來模擬礦用汽車在滿載直線行駛時遇到路面高低不平對縱臂所產生的沖擊情況.路面的不平度可以用脈沖輸入來近似模擬，主要有三角形凸塊和長方形凸塊兩種[8].對于滿載超百噸級的礦用汽車，一般選取長方形凸塊的脈沖輸入，將其長度設定為5 000 mm，高度設定為100 mm.當礦用汽車以50 km/h的速度通過時，所采用的路面不平度可按式(1)計算，

q=(100/2)·sin(pi·x/5 000)

(1)

式中，x為分割的數量，得到在采樣時間為0.01 s時，等距離間隔為36，位移等距離間隔(5 000/36 mm),從而得到每個采樣時間所對應的路面不平度q值的大小.按照等比例變換，就可以得到脈沖應力變化所需要的幅值如圖7所示.

圖7 模擬脈沖變化幅值曲線

研究的礦用自卸汽車在滿載時單個縱臂要承擔的載荷為50 t.在進行外力加載時，需要將該載荷在0.36 s的時間內加載到轉向節臂上，由此分析縱臂的受力變形情況.在路面的沖擊作用下，縱臂的應力值大小隨著時間增加而不斷變化.經過數據處理，得到懸架縱臂所受的最高應力隨沖擊時間的變化曲線如圖8所示.

圖8 縱臂所受的最高應力隨時間的變化曲線

由圖8可以看出，縱臂受到的最大的沖擊應力約為445 MPa.而應力值已大于縱臂鑄件與焊接件的屈服極限，兩種材料均出現了塑性變形.

在0.318 s時，縱臂所受應力的分布情況如圖9所示.此時，其最大應用為445.5 MPa,可見，當礦用汽車處于滿載沖擊工況時，比較危險的區域為縱臂焊接件折彎處以及縱臂與銷軸連接的轉動區域處.前橋零部件最大應力出現的部位則是在與轉向節相連接的縱臂鑄件的上下表面以及轉向節與主銷連接的區域.在實車試驗時，在縱臂鑄件處出現了斷裂.分析結果與縱臂斷裂失效的部位一致.

圖9 t=0.318 s時縱臂應力分布情況

2.3.2 動態左轉向至極限工況.

動態左轉向至極限工況，是用來模擬汽車在滿載直線行駛時，突然向左打方向盤，車輪轉角的變化對縱臂的影響.當礦用汽車向左轉向時，此時前橋的左前輪為內轉向輪，最大轉角為39°.將總的分析時間設定為4 s，第1 s，轉向節不動，將滿載載荷施加在轉向節臂上，剩余的3 s是轉向節開始轉動的加載時間，由此可以得到縱臂所受的最高應力隨時間的變化曲線如圖10所示.

圖10 左轉向時，縱臂所受的最高應力隨轉角變化曲線

由圖10可以看出，縱臂隨車輪轉角的變化所受到的最大應力為456 MPa. 此時，作用力臂最長，作用力矩最大.在縱臂鑄件和縱臂焊接件材料的屈服極限處均出現了突變，說明材料的彈塑性能在縱臂的受力過程中起到了非常重要的作用.

在左轉向至極限的工況中，礦用汽車縱臂最大塑性應變隨轉角的變化曲線如圖11所示.

圖11 縱臂最大塑性應變隨轉角的變化曲線

由圖11可知，當應力值大于縱臂鑄件的屈服極限后，縱臂鑄件和焊接件均發生了較為明顯的塑性變形，在車輪轉角超過36°后，塑性應變不再發生變化，材料開始進入到硬化階段.

當轉角為29°時，縱臂所受的應力的分布情況如圖12所示.

圖12 當轉角為29°時，縱臂應力分布情況

由圖12可知，縱臂所受的最大應力發生的部位同礦用汽車滿載行駛所受到的路面的沖擊情況相類似，因此，在縱臂的設計過程中要重點考慮所涉及的幾個區域的剛度與強度的影響.

2.3.3 動態右轉向至極限工況.

動態右轉向至極限工況，是用來模擬汽車在滿載直線行駛時，突然向右打方向盤，車輪轉角的變化對縱臂的影響.當汽車右轉向時，此時前橋的左前輪為外轉向輪，最大轉角為27°.在進行數據處理時，只需要將左轉向分析時所設定的換算角度改為右轉向時的換算角度，同時改變符號，表明方向不同.其余的約束及加載不發生變化.重新進行分析計算，可以得到縱臂在右轉向時所承受的最高應力隨時間變化的曲線如圖13所示.

圖13 右轉向時，縱臂所受的最高應力隨轉角變化曲線

從圖13可以看出，縱臂隨車輪轉角的變化所受到的最大的應力值為565 MPa.出現這么大的應力集中，主要原因還是在轉向節向右轉動的過程中與縱臂的結構形成了一定的相互干涉，造成了應力的瞬時增加.

在右轉向至極限的工況中，礦用汽車縱臂最大塑性應變隨轉角的變化曲線如圖14所示.

圖14 懸架的最大塑性應變隨轉角的變化曲線

由圖14可知，當應力值大于縱臂鑄件的屈服極限后，縱臂鑄件和焊接件均發生了較為明顯的塑性變形.右轉工況同左轉工況相比，縱臂塑性應變的數值明顯要大很多.

將應力的最小值設定為縱臂鑄件的屈服極限，最大值設定為縱臂焊接件的屈服極限，可以得到縱臂在轉向節轉角為25°時應力的分布情況如圖15所示.

圖15 轉角為25°時，縱臂應力分布情況

從圖15可以看出，在轉向節和縱臂連接的上表面以及縱臂和主銷連接的側面均出現了較大的應力集中，應力集中發生的部位與縱臂斷裂的部位一致.

3 改進后模型的建立及有限元分析

3.1 改進措施

通過對縱臂斷口的宏觀觀測以及ABAQUS軟件對單縱臂懸架的有限元分析可知，礦用汽車前橋結構件的剛強度與選擇的材料、加工的質量以及具體的設計方案密切相關.在實車前橋縱臂發生斷裂失效后，需要對前橋的結構件尤其要對縱臂斷裂的部位加以改進，本研究采取的改進措施包括：

1)在整車允許的范圍內，抬高縱臂的整體高度，提高縱臂的抗彎和抗扭的能力；

2)通過優化分析，找到縱臂焊接件各鋼板的最佳厚度；

3)在縱臂折彎處采用較大的圓弧過渡，避免產生應力集中；

4)將縱臂由縱臂鑄件和縱臂焊接件焊接的方式改為全焊接件焊接，材料改為屈服極限比較大的DB590材料；

5)通過參數化優化設計，將主銷內傾角由原來的6°改為3°.為保證主銷內傾角的度數，將原縱臂鑄件所鑄造的主銷配合孔，用一個專門的圓柱筒來替代，該圓柱筒與其余的縱臂焊接件焊接連接.

3.2 改進后單縱臂懸架有限元模型的建立

將改進后的單縱臂懸架重新在Solidworks軟件中建模，并再次導入到ABAQUS有限元分析軟件中，得到改進后的懸架三維模型如圖16所示.

圖16 改進后的單縱臂懸架三維模型示意圖

3.3 材料的選擇及網格的劃分

改進后的縱臂鋼板焊接件采用的材料是DB590，具體的參數如表2所示.同時賦予該材料的塑性特性數據.

表2 縱臂材料的選擇

對于改進后的前橋模型的網格劃分仍然采用手動布置種子的方法.重新劃分好網格后的前橋模型如圖17所示，經過網格檢查高亮顯示，可知網格的大小、均勻程度及數量都較好，符合計算的要求.

圖17 改進后單縱臂前橋的有限元網格模型

為了便于與改進前的模型進行分析比較，同樣對新建立的前橋模型進行3種工況條件下的應力和應變分析，以觀察前橋縱臂在經過改進后的受力和變形情況.

3.4 改進后縱臂的彈塑性力學分析

3.4.1 滿載沖擊工況.

滿載沖擊工況是將50 t的重力在0.36 s的時間內加載到新的前橋模型的轉向節臂上，其余約束保持不變.此時，縱臂所受的最高應力隨時間變化的曲線如圖18所示.

圖18 改進后縱臂所受的最高應力值隨時間的變化曲線

從圖18可以看出，縱臂所受到的最大應力值為318 MPa，遠小于DB590材料的屈服極限.縱臂所受的最高應力隨時間的變化曲線光滑，過渡平穩.在沖擊過程中，縱臂的塑性變形值始終為零，表明改進后的縱臂處于滿載沖擊工況時，材料始終處于彈性變形階段，未發生塑性變形.

3.4.2 動態左轉向至極限工況.

在車輪向左轉向至最大39°的過程中，改進后的模型其動態加載過程同原模型，縱臂所受到的最高應力值隨時間變化的曲線如圖19所示.

圖19 左轉向時，改進縱臂的最高應力隨轉角變化曲線

從圖19可以看出，該工況最大應力值為490 MPa，小于材料DB590的屈服極限.在左轉向至極限的工況中，改進后的縱臂的塑性變形值始終為零，表明改進后的縱臂在這一工況下，材料始終處于彈性變形階段，未發生塑性變形.

3.4.3 動態右轉向至極限工況.

在車輪向右轉向至最大27°的過程中，改進后的模型其動態加載過程同原模型，縱臂所受到的最高應力值隨時間變化的曲線如圖20所示.

從圖20可以看出，該工況最大應力值為464.2 MPa，小于了材料DB590的屈服極限，同時也小于左轉向時的最高應力，說明該工況下不存在干涉.同時，在右轉向至極限的工況中，改進后的縱臂材料的塑性變形值始終為零，這表明改進后的縱臂在轉向節右轉向至極限的工況下，材料始終是處于彈性變形階段，未發生塑性變形.

圖20 右轉向時，改進縱臂的最高應力隨轉角變化曲線

4 結 語

本研究通過對礦用汽車前橋縱臂的斷口進行宏觀分析和彈塑性能的有限元分析，得出如下結論：在礦用汽車前橋縱臂的結構件設計階段，對材料的選取要保證足夠的安全系數；當縱臂處于不平整路面沖擊和左右瞬時轉向的工況下，在縱臂與轉向節相連接的上下表面、縱臂與主銷的連接側面、縱臂折彎處以及縱臂與銷軸轉動連接處都會出現比較大的沖擊載荷，在設計時候應對這些部位重點加強，以避免應力集中；針對單縱臂懸架所出現的縱臂斷裂情況，在工藝處理上給予改進，還應選用DB590這種屈服強度更大的材料，以保證材料不發生變形.同時，在生產過程中，應加強質量的過程管理，尤其是要對鑄造、焊接等加工工藝進行實時監督，并在試車前對所用零部件進行嚴格的檢測.