某城市客車減振器支座斷裂疲勞仿真及優(yōu)化

唐明忠,朱紅軍,周 莉,熊 樂

(中車時代電動汽車股份有限公司,湖南 株洲 412007)

為保證車輛的正常使用,減振器支座需具有足夠的疲勞壽命[1-4]。某城市客車為提高標準化和通用化水平,將減振器支座與板簧托板做成一體結構。在隨后的使用中發(fā)現(xiàn),該批車輛在使用2年后陸續(xù)出現(xiàn)減振器支座斷裂的現(xiàn)象。為避免重復發(fā)生此類問題,本文對該減振器支座進行疲勞仿真分析,并進行結構改進。

1 減振器支座建模

1.1 受力分析

圖1中的減振器支座通過2個U型螺栓將板簧壓緊在支座上,每個安裝孔處的預緊扭矩均為535 N·m。減振器的阻尼力通過銷軸傳遞到支座上,支座受到減振器在0.52 m/s下的復原和壓縮阻尼力分別為4 500 N和1 000 N。

圖1 減振器支座安裝示意圖

從圖2減振器支座的斷裂位置來看,裂紋貫穿了減振器所在一側的安裝孔,不排除裂紋由安裝孔邊緣進行萌生和擴展,并最終導致斷裂的可能性。考慮到預緊扭矩對安裝孔局部應力有明顯影響,因此預緊扭矩在分析中不可忽略。

圖2 減振器支座斷裂

1.2 有限元模型建立

建模過程中截取橋殼和板簧的部分模型,將懸架橋殼處理成剛體,并用5 mm的2D三角形單元進行網(wǎng)格離散[5];U型螺栓使用5 mm的3D六面體單元進行建模;其余結構(如橋殼蓋板、板簧、減振器支座、擰緊螺栓和銷軸等)使用5 mm的3D四面體單元進行模擬[6];銷軸與減振器支座通過1D剛性連接單元進行連接[7]。

仿真過程首先模擬通過螺栓預緊將安裝板固定在車輛上,充分考慮過程中板簧、減振器支座及擰緊螺栓之間接觸條件的非線性,并在接觸面間建立接觸單元。最終得到的有限元模型如圖3所示,整個模型包含135 988個單元和36 762個節(jié)點。

圖3 減振器支座有限元模型

約束圖3模型中橋殼分別沿X、Y、Z方向的3個平動自由度和3個轉動自由度,并定義3個載荷：載荷1—預緊載荷,預緊扭矩為535 N·m;載荷2—拉伸載荷,為4 500 N,沿減振器軸線方向向上;載荷3—壓縮載荷,為1 000 N,沿減振器軸線方向向下。由于載荷2和載荷3是在已經(jīng)完成預緊載荷1的基礎上進行加載,所以后面分析的工況2及工況3中都包含了預緊載荷1的影響。

2 疲勞壽命仿真

2.1 疲勞仿真參數(shù)確定

車輛在行駛過程中時刻處于上下顛簸狀態(tài),這種顛簸作用經(jīng)減振器傳遞至減振器支座,進而產(chǎn)生材料的疲勞損傷[8-9]。為準確描述減振器支座在使用過程中的交變行為,將完成預緊后的減振器支座的一次向上拉伸(工況2)和一次向下壓縮(工況3)定義為一個工況循環(huán)。

該減振器支座所使用的材料為ZG270-500,經(jīng)查詢可知,該材料為中碳鑄鋼,其抗拉強度不低于500 MPa。對于高周疲勞而言,在無準確材料S-N曲線的情況下,使用抗拉強度進行S-N曲線估算是行業(yè)內的通用做法[10]。對于鋼材,可使用式(1)進行材料S-N曲線的估算[11]：

ΔS=SRI1·Nfb1

(1)

式中：ΔS為交變載荷作用下的應力幅值;Nf為一定應力幅值下的材料循環(huán)次數(shù);SRI1為應力幅值的截距量,其值由式(2)確定：

SRI1 = 2×0.357σb/Nc1b1

(2)

式中：σb為抗拉強度;bl為第一疲勞強度指數(shù),由式(3)測算：

b1=[log(0.357σb)-log(0.9σb)]/(logNc1-3)

(3)

式中：Ncl為疲勞轉換點,對于鋼材可取值為1e6。

通過計算得到ZG270-500鋼材的SRI1 值為2 270 MPa,bl值為-0.033 9。由上述參數(shù)所確定的材料S-N曲線如圖4所示。

圖4 減振器支座材料S-N曲線

此外,由于上述工況2和工況3確定的載荷循環(huán)過程在減振器支座中會產(chǎn)生非零的平均應力,該平均應力將使圖4中標準的S-N曲線發(fā)生偏移,從而對疲勞壽命的預測產(chǎn)生影響。因此考慮采用Goodman平均應力修正法對上文得到的S-N曲線在軟件中進行修正,對于平均應力為拉應力的部位,其疲勞壽命將會降低;而對于平均應力為壓應力的部位,其疲勞壽命將會有一定程度的提高。同時,S-N曲線滿足一定的統(tǒng)計規(guī)律,為避免車輛在實際使用中因統(tǒng)計離散誤差造成不可預知的失效,將疲勞仿真計算的存活率設置為90%。

2.2 減振器支座疲勞分析

完成上述設置后即可對上述定義的工況二+工況三組成的循環(huán)工況進行疲勞仿真分析,結果如圖5所示。

圖5 減振器支座疲勞分析結果

從圖中結果來看,減振器支座在靠近減振器一側的安裝孔邊緣出現(xiàn)疲勞壽命薄弱點,局部最低壽命為6 008次,疲勞壽命薄弱點所在位置與圖1中斷裂位置高度吻合,因此判定減振器支座在減振器交變載荷作用下,沿外側安裝孔邊緣產(chǎn)生裂紋并擴展,最終貫穿安裝孔,導致減振器支座斷裂失效。

3 結構改進

針對減振器支座在疲勞仿真分析中出現(xiàn)的壽命薄弱點,同時采取以下4個措施進行改進。措施1：將減振器支座兩側的凹坑填平;措施2：將該處位置抬高5 mm,增大局部抗彎剛度;措施3：在拐角處補料,提高減振器支座頸部剛度;措施4：在圖示位置增加起筋結構。4個措施的實施位置如圖6所示。

圖6 減振器支座改進措施實施位置

對改進后的減振器支座重新進行疲勞壽命分析,優(yōu)化結果如圖7所示。

圖7 減振器支座優(yōu)化方案疲勞仿真

從優(yōu)化后的結果來看,減振器支座的疲勞壽命薄弱點同樣位于靠近減振器一側的安裝孔邊緣,但局部最低壽命已由原狀態(tài)的6 008次提高至10.46萬次。而原狀態(tài)的減振器支座在使用2年后出現(xiàn)斷裂失效問題,據(jù)此測算,優(yōu)化后的減振器支座在整車服役期內能夠滿足可靠性要求。

4 結束語

本文使用工況循環(huán)的疲勞分析方法對某城市客車減振器支座的斷裂現(xiàn)象進行了研究和原因復現(xiàn),優(yōu)化后的減振器支座具有較高的局部疲勞壽命,能滿足結構設計和產(chǎn)品使用要求。文中所采用的疲勞仿真分析方法為同類問題的解決提供了參考。