搅拌车副车架疲劳强度优化

高耀东,胡欣欣

(内蒙古科技大学机械工程学院，内蒙古包头 014010)

搅拌车副车架疲劳强度优化

高耀东,胡欣欣

(内蒙古科技大学机械工程学院，内蒙古包头 014010)

摘要：以CAE技术为基础，对13方混凝土搅拌运输车副车架进行结构分析、疲劳寿命分析，并提出优化方案。应用CATIA软件建立副车架实体模型，将模型导入ANSYS Workbench15.0中，得到有限元模型；考虑搅拌车典型工况进行静力学分析，获得副车架在各工况下的应力应变情况；在静力学分析基础上，使用Fatigue Tool对其疲劳寿命进行分析评估，找出应力集中点和容易产生疲劳失效的部位，得到疲劳分析结果。用解析法验证有限元分析的正确性。针对车架疲劳寿命分析反映出来的问题，建议主要在材料、结构和工艺三方面对车架进行优化，提出优化方案。

关键词：有限元；副车架；疲劳分析；优化

0　引言

疲劳是材料或零件在循环载荷作用下，经过一段时间发生突然脆性断裂的现象[1]。汽车零部件大多是在随机载荷循环作用下工作，它们承受的应力水平较高，工作一定时间后，经常会突然发生疲劳破坏，从而造成严重的后果。因此，汽车结构与部件的疲劳分析已成为汽车产业主要考虑的设计因素。由于副车架是主要承载部件，在工作中承受着不同程度和不同工况的交变载荷，极易产生裂纹并进一步造成疲劳失效，因此对其疲劳特性进行研究十分重要。

1　有限元模型

应用CATIA软件对副车架几何模型进行实体建模，将建立好的模型导入ANSYS Workbench15.0中。副车架主要尺寸如图1所示。

选择8节点的3D实体单元SOLID185划分副车架结构。副车架材料为低合金高强度结构钢Q345B。材料参数如表1所示。

Relevance设置为50，Relevance Center设置为Medium，进行自由网格划分。最终副车架的有限元模型共有节点64 634个，单元38 878个。副车架的有限元模型如图2所示。

2　静力学分析

2.1典型工况

根据载荷形式，结合实际工作情况，选取以下典型工况对副车架进行分析。

(1)纯弯曲工况

满载静止或者水平好路满载匀速行驶情况下的工况，这是副车架最基本的变形形式，在任何工况下都会存在。动载系数为1.5。

(2)扭转工况

满载在崎岖的不平路面行驶，右后轮抬高80 mm，其余各轮位于同一水平面的工况。动载系数为1。

(3)弯扭联合工况

满载在崎岖的不平路面上行驶，多个车轮被抬高或下陷的工况。这是对车架强度要求最高的工况。动载系数为1.5。

(4)制动工况

满载在水平好路紧急制动的工况，取制动加速度为4 m/s2。

2.2边界条件

车架计算的成败很大程度上取决于边界条件的处理，不同的分析工况决定着模型的载荷与约束形式[2]。

基本载荷：驾驶室及成员总成为0.6 t，减速器为0.4 t，水箱450 L。均按实际安装位置加载。满载时混凝土质量为3.6×105t，上装部分质量取1.2×104t。通过前后支撑加载到副车架上。

约束：副车架的变形情况主体上是顺应主车架的变形规律，故副车架的约束处理方式和主车架的约束基本一致[3]。在主车架上对应悬架位置设置约束。副车架的约束情况如表2所示。

2.3载荷计算

G为混凝土的重力，m为混凝土的质量，a为加速度，FV、FH为前支撑对罐体的竖直作用力和水平作用力，FN为后支撑对罐体的支撑力,由静力学计算出FV、FH、FN的值。罐体的受力分析图如图3所示。

平衡方程如下：

∑MO=0； -FN·L2/cosθ=KV·G·L1

(1)

∑FY=0； FV+FN·cosθ=KV·G

(2)

∑FX=0；FH-ma-FN·sinθ=0

(3)

由罐体的平衡方程联立计算，可得到罐体所受支反力：

FN=207 618.848 N；FV=263 537 N；FH=36 042.63 N；

FH=160 842.63 N(制动)。

已知纵梁与前、后支撑的接触面积为S前=0.004 445 m2，S后=0.003 922 m2，计算出副车架所承受的均布载荷，施加在纵梁与前、后支撑接触面上，方向由坐标系确定。

2.4结果分析

由分析结果可知，恶劣的路面状况和极限承重载荷的作用成为车架失效的主要原因。如表3所示。

副车架在匀速行驶时的纯弯曲、紧急刹车制动和某轮驶上凸台的扭转工况下，所受最大应力值均远小于许用应力值，说明这些工况下副车架是安全的，副车架最后端变形相对前段更为严重[4]，最大应力值出现在两纵梁与主车架的连接处。

在弯扭工况中，其最大应力值达364.5 MPa，超过许用应力。长期反复作用，极易造成车架的疲劳破坏，所以应对此工况进行疲劳分析。

3　疲劳分析

3.1估算材料的S-N曲线

材料的S-N曲线，只能够代表该材料标准光滑试样的疲劳性能[5]。在确定副车架的S-N曲线时，需考虑应力集中、形状尺寸、表面状况、载荷类型这些影响疲劳强度的因素。

副车架疲劳试验所采用的应力寿命曲线，可采用最小二乘法来确定最佳拟合，其拟合方程为：

lgN=a+blgσ-1

(4)

式中：a，b是待定常数，副车架材料为Q345，该材料的屈服极限为345 MPa，强度极限为586 MPa，当可靠度取95%时，可得a=31.928 5和b=-10.510。查阅《机械设计手册》并进行理论计算，计算得出不同N时对应的疲劳极限σ-1N，并绘出S-N曲线，如图4所示。

以S-N曲线为基础，在考虑平均应力的影响时，应采用Goodman方法进行修正。

3.2参数设置

在Fatigue Tool中添加寿命life、安全系数Safety Factor、损伤Damage、疲劳敏感系数Fatigue Sensitivity。副车架振动为高周疲劳，应选择应力疲劳分析。疲劳强度因子0.8，设计寿命大于1×105，疲劳敏感性最小50%、最大200%。

3.3结果分析

图5显示由于疲劳作用直到失效的循环次数，可知：最大寿命是107次循环，最小寿命为59 731次循环。并给出最低寿命位置。图5显示的寿命与厂家给出的车架发生疲劳破坏时间相符。

损伤为设计寿命与可用寿命的比值，最大损伤的位置也就是寿命最低的位置[6]。副车架最大损伤

αDamage=Life设/Life用=1×105÷59731=1.674

最大损伤位置发生在中间位置横梁与纵梁衔接处，容易发生疲劳破坏，应着重加强此位置的强度与刚度。副车架损伤云图如图6所示。

4　理论检验

鉴于有限元结果无法验证自身正确性，故使用解析法对车架进行强度校核。实际使用状况下车架的受力比较复杂，在车架初始设计时，一般将车架强度校核简化为对车架纵梁进行弯曲强度校核。

4.1基本假设

纵梁是支撑在悬架支座上的简支梁；所有作用力均通过车架纵梁断面的弯曲中心；空车簧载质量均匀分布在汽车左、右纵梁上；满载时有效质量为集中载荷；主、副车架为刚性连接[7]。

4.2车架受力分析及计算

车架受力分析如图7所示。

(1)由车架平衡条件计算可得：

Ff=[Gs(L/2-a)+Ge(b+l-f-n)]/b=320 842.53 N

Fr=[Gs(L/2-l)+Ge(f+n-l)]/b=104 037.75 N

式中：Ff、Fr为前、后轴对车架的支反力，Gs为空车簧载质量，取Gs=2m0g/3(m0为汽车整备质量)。

(2)由上装平衡条件计算可得：

Gef=Ge(f+n/2)/(d/2+e+f+n/2)=163 798.32 N

Ger=Ge-Gef=Ge(e+d/2)/(d/2+e+f+n/2)=154 701.68 N

式中：Gef、Ger分别为前、后支架所承受的有效载质量。

4.3车架纵梁弯矩计算

由受力分析和计算结果，可计算每侧车架纵梁各段的弯矩，由此可求得车架纵梁的最大弯矩。

M4=-GsX2/(2L)+Ff(X-a)-Gef(X-a-c-d)

a+c+d

当X=a+b=6.251 1时，M最大。

Mmax=M4=664 251.15 N·m

4.4主、副车架纵梁的截面惯性矩计算

式中：Jz、Jf分别为主、副车架纵梁的截面惯性矩，其余各变量含义详见图8。

4.5副车架纵梁强度校核

副车架纵梁最大动弯曲应力：

σfd=HfMmax/2(Jz+Jf)<[σfs]

σfd=194.76 MPa<[σfs]

式中：Hf为副车架纵梁高度；[σfs]为副车架纵梁材料许用应力。

副车架在弯曲工况下的有限元分析结果为197 MPa，与理论校核结果相差不大，证明边界条件处理合理，可提供参考价值。疲劳分析结果最小疲劳寿命59 731个循环，按每天8 h工作折算约为150天。厂方资料显示：搅拌车长期超载使用，半年左右副车架开始出现疲劳破坏，疲劳寿命预测可靠。

5　优化建议

高值残余应力和高值结构局部应力的叠加是车架产生疲劳破坏的主要原因。因此降低残余应力和结构局部应力、减小应力集中是优化车架疲劳特性的主要思路。

针对车架疲劳寿命分析反映出来的问题，建议主要在材料、结构和工艺三方面对车架进行优化。材料方面建议采用热轧H型钢；对车架结构设计进行了改进，如图9所示；制造工艺方面建议采用振动时效消应力工艺和表面喷丸工艺。对优化后的车架进行静力学分析及疲劳寿命预测，结果显示在最恶劣的弯扭工况下最大应力值仅222.42 MPa，小于许用应力，优化后的车架寿命也符合要求。证明该优化模型可提供参考价值，达到优化目的。

6　结论

副车架作为混凝土搅拌车底盘的重要组成部分，其结构和性能直接影响搅拌车产品的性能。文中结合有限元分析法和疲劳理论两个方面对副车架进行分析，应用CATIA软件建立副车架实体模型，利用ANSYS Workbench15.0软件对副车架进行静力学分析，确定应力应变集中位置。在此基础上以修正的名义应力法对副车架进行疲劳分析，并辅以解析解验证计算结果，结合静力学及疲劳分析结果提出优化建议。

参考文献:

【1】尚德广,王德俊.多轴疲劳强度[M].北京:科学出版社,2007.

【2】肖文生,刘忠砚,刘健.基于ANSYS WORKBENCH的压裂车主副车架有限元静态分析[J].专用汽车,2012(4):81-83.

【3】司景萍,田凤霞,韩璐,等.有限元法在自卸车副车架强度分析中的应用[J].煤矿机械, 2010,31(8):112-115.

【4】吴磊,肖文生,刘忠砚,等.重载压裂泵车车架构型分析及改进[J].计算机仿真,2014,31(7):103-106.

【5】王次安,王挺.基于ANSYS Workbench的ZL50型装载机前车架疲劳寿命分析[J].北京汽车,2011(6):40-43.

【6】李先锋,杨建伟,贾志绚.基于Workbench车辆减振器弹簧盘的疲劳分析[J].北京建筑工程学院学报,2012,28(2):50-55.

【7】何永辉.混凝土搅拌运输车主、副车架的设计[J].专用汽车,2007(8):51-52.

Fatigue Strength Optimization for Concrete Mixer Sub-frame

GAO Yaodong,HU Xinxin

(Institute of Mechanical Engineering, Inner Mongolia University of Science and Technology,

Baotou Inner Mongolia 014010, China)

Abstract:Based on the CAE technology, the structure and fatigue life of 13 square concrete mixer’s sub-frame were analyzed and improvement program was proposed. The physical model of the sub-frame was established by using CATIA software and this model was imported into ANSYS Workbench 15.0, then the finite model was gotten. According to the practical condition, statics analysis was made, then the changes of stress and strain of sub-frame under different working conditions were obtained. On the basis of statics analysis, the fatigue life was evaluated through Fatigue Tool and the parts of stress concentration and fatigue failure were found out, then the result of fatigue analysis was gotten. For the problem of the fatigue life analysis, it was suggested that more improvements should be done on the material, structure and craftwork of the frame and an optimization scheme was proposed.

Keywords:Finite element analysis; Sub-frame; Fatigue analysis; Optimization

收稿日期：2014-12-22

作者简介：高耀东(1966—)，男，教授，硕士生导师，研究方向为制造业信息化：CAD、CAE技术的研究应用。E-mail：jxxgyd@126.com。

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