重型自卸車疲勞壽命分析*

馮博 賈素梅 馮國(guó)勝

（1，河北建投交通投資有限責(zé)任公司；2，石家莊鐵道大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院）

重型自卸車主要用于鐵路和公路修建、農(nóng)田建設(shè)、水利建設(shè)等，且使用量逐年增加，作為露天施工所必需的專用車輛，由于路況較差、超載現(xiàn)象嚴(yán)重和仿真分析工作的欠缺等原因，國(guó)產(chǎn)的多軸重型自卸車（推力桿）不同程度地發(fā)生裂紋、彎曲甚至斷裂的故障[1-3]，為改進(jìn)產(chǎn)品設(shè)計(jì)，很有必要進(jìn)行重型自卸車疲勞壽命分析。

文獻(xiàn)[4]建立了車架三維有限元模型，通過(guò)傳感器獲取板簧處的載荷譜，對(duì)車架進(jìn)行了振動(dòng)疲勞壽命分析。文獻(xiàn)[5]根據(jù)自卸車的實(shí)際情況，采用C級(jí)路譜作為輸入，得到車架的載荷譜，預(yù)測(cè)了SF33900型電動(dòng)輪礦用自卸車及其焊縫的疲勞壽命。文獻(xiàn)[6]針對(duì)某型半掛牽引車車架局部出現(xiàn)裂紋或者斷裂現(xiàn)象，首先對(duì)該車架進(jìn)行了建模和有限元靜態(tài)特性分析，然后定義了特定的時(shí)間載荷序列數(shù)據(jù)和材料參數(shù)，選用了S-N疲勞設(shè)計(jì)和靜態(tài)疲勞分析方法，利用疲勞分析軟件nCode Design-Life對(duì)該車架進(jìn)行疲勞可靠性分析。目前大多數(shù)文獻(xiàn)對(duì)車架的壽命分析都沒(méi)考慮鋼板彈簧和減振器的非線性因素的影響，且忽略了在實(shí)際使用中極易破壞的多軸重型自卸車車架的傳力部件推力桿。

1 車架力學(xué)特性分析

某三軸重型自卸車的主要參數(shù)如表1所示，使用Ansys軟件建立的車架有限元分析模型如圖1所示，該模型考慮了鋼板彈簧的非線性及易損部件推力桿。其中車架采用殼單元而鋼板彈簧及推力桿采用實(shí)體單元建模。貨物、發(fā)動(dòng)機(jī)、駕駛室的質(zhì)量在相應(yīng)位置建立質(zhì)量單元。

表1 整車參數(shù)表

圖1 整車車架有限元模型

1.1 鋼板彈簧遲滯特性

為了合理利用計(jì)算資源，建立鋼板彈簧的1/4模型。實(shí)體單元采用solid45單元，接觸單元采用TARGE170（三維目標(biāo)單元）與CONTA173（三維8節(jié)點(diǎn)面接觸單元），建立的有限元模型如圖2所示。

圖2 鋼板彈簧有限元模型

建模時(shí)，首先給螺栓中心孔施加豎直向下10 mm的位移載荷，使各板簧處于接觸狀態(tài)來(lái)模擬板簧裝配，寫入載荷步文件；在頂部板簧端部施加幅值為3 mm頻率為3 Hz豎直向下的正弦位移激勵(lì)，為了便于收斂及節(jié)約計(jì)算資源，打開自動(dòng)時(shí)間步，控制子步數(shù)[7]。采用JMZX-30X綜合測(cè)試儀測(cè)試板簧遲滯特性，如圖3所示。對(duì)實(shí)際鋼板彈簧施加相同激勵(lì)得到位移載荷曲線與仿真所得位移載荷曲線，如圖4所示。鋼板彈簧在垂向加載、卸載時(shí)，沿著縱向方向滑動(dòng)，片與片之間產(chǎn)生黏性摩擦力，剛度特性曲線基本是兩條斜率不同的直線，可知鋼板彈簧存在遲滯非線性，計(jì)算剛度約6 335 N/cm，與廠家所給參數(shù)基本相符。

圖3 板簧遲滯特性測(cè)試

圖4 板簧遲滯特性曲線

1.2 整車靜力學(xué)分析

自卸車的工作狀況主要有：水平彎曲工況、扭轉(zhuǎn)組合工況、舉升工況、上下坡工況、制動(dòng)工況等。其中水平彎曲工況為最常見工況，而彎扭組合工況為工作最惡劣工況，因此文章著重分析扭轉(zhuǎn)組合工況下的車架強(qiáng)度。這里用一輪懸空來(lái)模擬彎扭工況。在彎扭組合工況下，通過(guò)分析計(jì)算的車架應(yīng)力云圖如圖5所示，最大應(yīng)力值為381 MPa，位于車架前板簧與吊耳連接處及推力桿處。

圖5 彎扭工況車架應(yīng)力云圖

1.3 車架模態(tài)分析

為建立車架的剛-柔混合仿真模型，需要進(jìn)行模態(tài)分析，求得自卸車的各階固有頻率和模態(tài)振型，以便生成車架的MNF文件（模態(tài)中性文件）。表2示出固有頻率。

表2 整車模態(tài)頻率

從表2可以看出，車架的1階模態(tài)頻率-3階模態(tài)頻率（4.8～2.9 Hz），與路面對(duì)汽車的激振頻率范圍比較接近，有可能發(fā)生整體共振現(xiàn)象，加劇推力桿的損壞。

2 整車剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)分析

2.1 三維路面模型

三維虛擬路面譜的建立采用諧波疊加法，當(dāng)自卸車的常用車速為10 km/h時(shí)，將其轉(zhuǎn)化為時(shí)域內(nèi)路面不平度信號(hào)，使用welch算法計(jì)算其功率譜密度，如圖6所示。從圖6中可知仿真出的三維路面與標(biāo)準(zhǔn)路面譜功率譜有較好的吻合度，可以較好地模擬C級(jí)路面的實(shí)際狀況[8]。

圖6 C級(jí)路面仿真譜與標(biāo)準(zhǔn)譜對(duì)比

2.2 整車動(dòng)力學(xué)模型

在ADAMS/CAR中建立整車動(dòng)力學(xué)模型，其包括前懸架總成、平衡懸架總成、車體總成、輪胎總成、駕駛室總成、發(fā)動(dòng)機(jī)總成、轉(zhuǎn)向系總成。其中鋼板彈簧、減震器、輪胎均為非線性部件，并且車架的剛?cè)嵝问綄?duì)車架載荷時(shí)程曲線獲取影響較大。

該自卸車后懸架采用的是平衡懸架，通過(guò)離散梁法構(gòu)建鋼板彈簧模型，將其與懸架組合生成平衡懸架，如圖7所示。前懸架中的減震器阻尼具有非線性，采用弘達(dá)HT-911型動(dòng)態(tài)材料實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)測(cè)試減震器特性如圖8所示，對(duì)其施加振幅為5 mm，頻率為2 Hz的正弦位移激勵(lì)，測(cè)試得到其特性曲線如圖9所示。

圖7 平衡懸架模型

圖8 減震器阻尼特性測(cè)試

圖9 減震器阻尼特性曲線

輪胎采用PAC2002輪胎模型，適用于輪胎的耐久性分析。在adams/car中，將ansys得到的車架MNF文件替換原來(lái)的剛性車架，將前面生成的C級(jí)三維路譜編程生成ADAMS/CAR的路譜文件，最終得到車路模型如圖10。使用ADAMS/CAR仿真軟件，通過(guò)計(jì)算導(dǎo)出前、后懸架處的載荷時(shí)程的DAC文件，前懸架滿載時(shí)的載荷時(shí)間歷程如圖11所示。

圖10 整車道路模型

圖11 前懸架滿載時(shí)載荷時(shí)程曲線

3 疲勞壽命分析

通過(guò)有限元分析可知礦用自卸車的應(yīng)力較高，應(yīng)變較低，屬于高周疲勞類型。疲勞分析采用應(yīng)力疲勞分析，即S-N分析法。

3.1 材料參數(shù)

該車架的主要材料為16 Mn鋼，其彈性模量2.1E5 MPa，泊松比0.3，抗拉強(qiáng)度560～660 MPa，屈服極限350 MPa，可以得出該材料理論S-N曲線。同時(shí)基于車架加工工藝和表面處理方式的要求，采用Goodman法對(duì)其S-N曲線進(jìn)行修正，最后得到該車架的修正S-N曲線。

3.2 疲勞壽命分析

把計(jì)算出的有限元結(jié)果和幾何模型文件導(dǎo)入到MSC.Fatigue中，將載荷譜與有限元載荷工況(load case)建立關(guān)聯(lián)，經(jīng)求解得到的自卸車車架及推力桿疲勞壽命云圖如圖12所示，最小壽命的節(jié)點(diǎn)編號(hào)及最小壽命循環(huán)次數(shù)如表3所示。由表3可知推力桿所對(duì)應(yīng)的循環(huán)次數(shù)最小，這與推力桿早期斷裂故障是吻合的。

圖12 自卸車車架和推力桿疲勞壽命圖

表3 部分節(jié)點(diǎn)及最小壽命循環(huán)次數(shù)

4 結(jié)論

1）平衡懸架(鋼板彈簧)有限元模型計(jì)算的遲滯特性曲線與實(shí)驗(yàn)曲線有較好的一致性，可用于重型自卸車疲勞壽命分析。

2）以三軸重型自卸車為研究對(duì)象，建立了考慮鋼板彈簧非線性、減震器及易損件推力桿的整車多體動(dòng)力學(xué)模型，提出了三維路面路譜生成方法，得到了車架路面隨機(jī)激勵(lì)時(shí)間歷程和懸架載荷時(shí)程曲線。

3）推力桿所對(duì)應(yīng)的循環(huán)次數(shù)最小，這與重型自卸車使用過(guò)程中發(fā)生的推力桿早期斷裂故障是吻合的，為車架的結(jié)構(gòu)優(yōu)化和設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。