某重型車懸架系統靜強度及疲勞耐久性分析

2017-02-15 by:CAE仿真在線來源:互聯網

摘要:文章針對某重型車平衡軸斷裂的具體原因,利用通用有限元分析軟件HyperWorks,對某重型車懸架系統進行了靜強度分析;在此基礎之上進一步應用FEMFAT5.0,對其進行了疲勞耐久性分析。根據分析計算結果找出了平衡軸斷裂的原因,并提出了有效的預防措施,為設計人員保證零部件的可靠性提供了技術參考。

1 引言

平衡軸是懸架系統重要承力部件,在使用中出現局部斷裂,為了進一步找出其斷裂破壞原因,對懸架系統進行靜強度及疲勞分析,靜強度分析采用汽車行業功能強大的通用有限元分析軟件HyperWorks,疲勞分析采用FEMFAT5.0。圖1、圖2為整體式平衡軸斷裂后的照片。

圖1 整體式平衡軸斷裂

圖2 整體式平衡軸斷裂局部

2懸架系統分析有限元模型的建立

在HyperMesh中,選擇OptiStruct模板,截取部分車架總成模型,建立包括各相關零件的較為完整的分析計算模型。車架支撐板、縱梁、內襯梁等板件采用四邊形和三角形二維殼單元,單元尺寸為10mm;鑄造橫梁、平衡軸支架、平衡軸采用四面體單元,單元尺寸為6mm。平衡軸支架通過螺栓連接固定在車架上;考慮平衡軸支架與平衡軸之間有2mm的間隙,在其接觸處采用1D里面GAP單元進行模擬。圖3所示為懸架系統有限元模型。

圖3懸架系統有限元模型

圖4懸架系統約束和載荷示意圖

3 材料屬性和邊界條件

懸架系統分析有限元模型所對應的材料屬性如表1所示。

表1材料屬性

懸架系統各部件,根據具體的螺栓連接關系,采用Rbe2+Beam進行模擬,在車架前后兩端約束全自由度1,2,3,4,5,6(1-X方向的平動自由度;2-Y方向的平動自由度;3- Z方向的平動自由度;4- X方向的轉動自由度;5-Y方向的轉動自由度;6-Z方向的轉動自由度)。平衡軸左右兩端均布沿Z向25噸均布力,平衡軸支架下端孔處沿X負方向集中力各3.375噸,重力加速度取g,如圖5所示為懸架系統分析有限元模型的約束和荷載示意圖。

4靜強度計算結果分析

圖5 平衡軸位移計算結果

圖6 平衡軸軸線上翹量計算

圖7 平衡軸支架應力計算結果

圖8平衡軸應力計算結果

從以上計算結果(圖5-圖8所示)可以看出,平衡軸支架下端處最大位1.542,平衡軸左端軸線上翹0.207°,右端軸線上翹0.222°。平衡軸支架最大應力為481.2MPa,安全系數為0.67;平衡軸最大應力284.3,安全系數為1.13。平衡軸疲勞極限大小取為:0.5×強度極限=250MPa。由平衡軸應力計算結果知,最大應力及次大應力均超過其疲勞極限,有發生疲勞破壞的危險,該位置與市場上支架出現斷裂的位置完全相同。

由以上分析,我們可以得出結論,市場上出現的平衡軸斷裂現象,主要是由于平衡軸所用材料屈服強度和抗拉強度過低,容易產生疲勞破壞所致,可考慮對平衡軸支架及平衡軸更換材料或改進結構,從而提高其強度安全性。

在FEMFAT5.0中,以懸架系統的應力結果為疲勞應力幅值,計算對稱應力循環(即R=-1)時,對懸架系統進行疲勞分析,計算平衡軸支架和平衡軸的最小疲勞安全系數及疲勞壽命。如圖9-圖12所示。

圖9 平衡軸支架疲勞安全系數

圖10 平衡軸疲勞安全系數

圖11 平衡軸支架疲勞壽命

圖12 平衡軸疲勞壽命

經過分析,平衡軸支架存在局部應力集中部位,最小安全系數只有0.67;結合疲勞耐久性分析計算,支架最小疲勞安全系數為0.43,疲勞壽命為1.40×105次;平衡軸最小安全系數為1.13,最小疲勞安全系數為0.43,疲勞壽命約5.67×104,低于存活率達到99.9%條件下,零部件安全系數需達到1.32的要求。

5結論

文章結合某平衡軸支架斷裂的具體問題,采用HyperMesh11.0-RADIOSS建立了懸架系統有限元模型,進一步對懸架系統進行了靜強度和疲勞分析,找出了平衡軸支架斷裂的原因,并提出了有效的預防措施。

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