某輕型貨車車架強度及疲勞耐久仿真

摘要：針對某型號輕卡開發設計要求，基于強度和疲勞耐久分析對貨車車架輕量化及優化方案進行研究。根據相似車型路譜數據采集分析結果，采用彎扭組合工況替代多體動力學迭代過程，進行車架疲勞耐久分析，并根據相關路段損傷比確定彎扭組合工況中垂向沖擊工況和扭轉工況之間的比例系數為1∶1。分別對輕量化和優化后的車架進行強度和疲勞分析，輕量化車架強度與疲勞耐久均不滿足要求，在垂向沖擊工況下，車架開裂風險部位位于車架縱梁與車廂前端搭接部位；車架疲勞耐久風險部位位于車廂副梁與縱梁銜接處，縱梁下翼面折彎處的孔位附近。經過優化后，車架強度與疲勞耐久均滿足要求。

關鍵詞：彎扭組合工況；輕量化；強度分析；疲勞耐久分析

中圖分類號：U463 收稿日期：2024-03-20

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2024.09.009

1 前言

載貨汽車是公路貨運的主要力量。車架作為輕卡的承載基體，安裝有發動機、駕駛室、傳動系、貨箱等相關部件和總成，并承受來自路面以及汽車內部的各種力和力矩[1]，理想的車架設計能有效改善整車動力、經濟、安全等性能指標。早期汽車設計師在從事相關結構設計時，通常是依據現有車型和研究者的經驗，對相關結構作改進設計并試制樣品，然后對樣品反復進行各類靜態、動態加載測試，逐步發現不合理區域，并有針對性地改善后繼續進行測試，這樣重復數次后，設計結果才能達到比較滿意的要求[2]。因此，常規的車架設計過程周期較長，大量的實物測試同樣給企業造成了高昂的研發費用，并且車架結構、工藝的不合理因素還會造成后期生產質量的不穩定。

面對激烈的市場競爭，相關企業迫切需要運用現代先進的設計手段，以達到提高產品質量，縮短設計周期，降低設計成本的目的。研究表明，有限元法對解決上述問題具有明顯優勢[3-4]。通過有限元方法，可以分析所設計的結構中各個零部件的缺陷，在設計初始階段對其基本力學性能進行預測，可以揚長避短，使結構滿足各方面要求。

2 疲勞耐久分析方法

2.1 Miner線性累計損傷理論

本文采用Miner線性疲勞累積損傷理論進行分析。由于疲勞線性損傷累積準則原理簡單、計算方便，至今在實際結構疲勞分析和抗疲勞設計中仍然廣泛采用。

Miner線性累計損傷理論認為，在一定載荷的反復加載下，損傷與應力循環次數存在線性累計關系，當疲勞損傷積累超過一定程度時會對結構造成疲勞破壞。線性累計損傷公式為：

式中，D為疲勞閾值，在工程應用中D一般取值為1，在各類循環載荷作用下，結構損傷累計超過疲勞閾值時，結構發生破壞。

2.2 應變信號采集與處理

根據輕型貨車耐久試驗規范，車輛道路試驗由比利時路、扭曲路、長波路、二環路等路面按一定比例組合而成，一個循環為12.5 km。各裝載工況耐久試驗分配里程如表1所示。

對試驗車輛縱梁及橫梁相關點位安裝應變傳感器，車架縱梁上選取后懸架前吊耳、前懸架后吊耳兩個安裝點，橫梁選取車架第五橫梁進行布置，傳感器布置圖如圖1所示。

通過應變傳感器測量得到三個點位偽損傷占比統計，見表2，從表中可以看出，比利時路和扭曲路對損傷的貢獻達到95%以上。

2.3 輕型貨車車架疲勞耐久快速分析方法

車架疲勞耐久分析通常采用基于虛擬迭代的準靜態仿真分析方法，其分析流程包括試車場路譜數據采集，整車多體動力學模型迭代，提取車架連接點載荷譜等多個繁瑣工作，不僅周期長，對連接部位彈性元件的參數準確度要求也很高。本文根據試驗數據庫提出一種車架疲勞耐久快速分析方法，通過彎扭組合工況代替準靜態分析方法，根據上述應變測試結論，將車架疲勞耐久分析簡化為沖擊工況與扭轉工況的組合，這里簡稱彎扭組合工況，主要考察的是比利時路與扭曲路對車架疲勞性能的影響。

將路譜信號中比利時路段最大加速度幅值，作為車架有限元分析彎扭組合工況的沖擊載荷輸入，根據扭曲路丙，確定彎扭組合工況中扭轉位移的輸入。基于比利時路測量的應變進行偽損傷分析，得到試車場路試中每一個循環（12.5 km）內比利時路段總損傷與沖擊載荷產生的損傷之間的損傷比；根據扭曲路的標準可以確定扭曲路段路譜數據峰值出現的次數，與比利時路一樣，計算扭曲路總損傷與單次扭轉載荷產生的損傷的損傷比。根據計算結果確定疲勞耐久分析輸入彎扭組合工況中沖擊工況與扭轉工況之間的比例系數，該比例系數為比利時路段的損傷比與扭曲路段的損傷比的比值。圖2為道路耐久試驗比利時路段總損傷與最大沖擊工況產生的損傷對比圖，比利時路段總損傷是該路段最大沖擊工況產生的損傷的12.7倍。

根據試車場路試中扭曲路對應的路譜采集數據，每一個循環（12.5 km）內扭曲路段扭轉載荷峰值出現12次（圖3），圖4為試車場路試中每一個循環內扭曲路段總損傷與單次扭轉載荷產生的損傷對比圖，扭曲路總損傷約為單次扭轉載荷產生損傷的12.7倍。因此，本文確定彎扭組合工況中沖擊工況與扭轉工況的比例為1∶1。

3 車架有限元分析建模

3.1 有限元模型建立

根據車架分析需求，車架強度分析需要建立整車有限元模型，車架掛件如無法提供3D數模則需要準確的質量及質心坐標。采用Hyperworks軟件建立輕型貨車整車有限元仿真模型，模型包括車架總成、板簧總成、貨箱總成、駕駛室懸置、動力總成懸置以及車架掛件（油箱總成、儲氣筒、電瓶框等）。

駕駛室和動力總成按質心位置采用配重的方式，其中駕駛室重量包括乘客在內，懸置軟墊采用CBUSH單元模擬，貨廂裝載貨物采用長方體配重塊，通過調整配重塊密度，使其質量達到規定要求，車橋采用剛性梁單元CBEAM模擬，CBEAM梁單元兩端與輪心高度平齊。

鈑金件采用5 mm網格劃分，鑄件采用3 mm四面體網格劃分，為了避免應力集中提高計算精度，螺栓孔采用2層Washer處理并通過Cbar單元連接，整車有限元分析模型如圖5所示。

3.2 板簧等效剛度調整

整車分析中對板簧進行等效剛度處理，單獨約束板簧兩端，根據板簧剛度要求，在剛性單元主節點即加載點處施加與剛度值相當的力，通過調整板簧材料彈性模量使加載點輸出的Z向位移為1 mm。

3.3 輕型貨車車架輕量化及優化方案

對某型號輕型貨車車架進行有限元分析，根據輕量化要求，在原車架基礎上進行輕量化處理，并對輕量化后的車架進行局部優化。如圖6所示，對車架進行如下輕量化設計：

a.縱梁厚度由5 mm減小至4.5 mm。

b.二橫梁厚度由4 mm減小至3 mm。

c.四橫梁上連接板厚度由5 mm減小至4 mm。

d.五七橫梁上連接板厚度由5 mm減小至4 mm。

e.發動機懸置加強板厚度由4 mm減小至3 mm。

在輕量化車架基礎上進行局部優化：

a.車廂副梁與縱梁銜接處圓弧切口。

b.對縱梁疲勞耐久危險位置處孔位進行填補。

本文主要對上述兩種方案進行對比分析，車架縱梁及連接板采用DL590，車架橫梁采用DL510，具體材料參數見表3。

4 仿真分析

4.1 邊界條件

車架強度仿真工況為整車模型狀態下的垂向沖擊工況、制動工況、轉向工況和扭轉工況。其中，垂向沖擊工況、扭轉工況的貨廂裝載超載，制動工況和轉向工況的貨廂裝載為滿載。垂向沖擊、制動、轉向工況左側前懸約束自由度3，右側前懸約束自由度23；左側后懸約束自由度13，右側后懸約束自由度123。扭轉工況分為正扭轉和負扭轉，前懸中心位置約束自由度2356，后懸兩端分別約束自由度123456。正扭轉約束在前懸一側端點施加+60 mm強制Z向位移，負扭轉約束在前懸同側端點施加-60 mm強制Z向位移。表4為約束與加載工況匯總表。

4.2 車架強度分析

根據加載條件對輕量化及優化后的車架進行強度分析，垂向沖擊工況、制動工況、轉向工況和扭轉工況的結果分別如圖7～圖10所示，表5為結果統計表。其中垂向沖擊工況下，輕量化車架風險部位位于車架縱梁與車廂前端搭接部位，該處應力大小為521.9 MPa，超過材料屈服強度，不滿足強度要求，而經過優化后，該處應力降至497 MPa，滿足強度要求。制動工況和扭轉工況的風險部位同樣位于車架縱梁與車廂前端搭接部位，轉向工況風險位置位于車架縱梁與副簧吊耳搭接部位，三個工況下輕量化方案與優化方案強度均滿足要求，優化方案相比之下有小幅度提升。

4.3 車架疲勞耐久分析

在強度分析基礎上，通過彎扭組合工況對車架進行疲勞耐久分析，定義沖擊工況和扭轉工況之間的比例系數為1∶1，結果如_{HttPNsIdnG6klQ9N9+ZALA==}圖11所示。從表6看出，輕量化車架疲勞耐久等效里程約為11 870 km，不滿足疲勞耐久目標要求，疲勞開裂風險部位位于車廂副梁與縱梁銜接處，縱梁下翼面折彎處的孔位附近，將孔位填補后，等效疲勞耐久里程提升至41 200 km，滿足耐久目標要求。

5 結語

為縮短車輛設計開發周期，直觀判斷設計質量，本文基于強度和疲勞耐久分析對某輕型貨車車架輕量化及優化方案進行分析，得到以下結論：

a.根據相似車型路譜數據采集分析結果，采用彎扭組合工況替代多體動力學迭代過程，進行車架疲勞耐久分析，并根據相關路段損傷比確定彎扭組合工況中垂向沖擊工況和扭轉工況之間的比例系數為1∶1。

b.分別對輕量化和優化后的車架進行強度和疲勞分析，輕量化車架強度與疲勞耐久均不滿足要求，在垂向沖擊工況下，車架開裂風險部位位于車架縱梁與車廂前端搭接部位；車架疲勞耐久風險部位位于車廂副梁與縱梁銜接處，縱梁下翼面折彎處的孔位附近。經過優化后，車架強度與疲勞耐久均滿足要求。

參考文獻：

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