某重型车悬架系统静强度及疲劳耐久性分析

2017-02-15 by:CAE仿真在线来源:互联网

摘要:文章针对某重型车平衡轴断裂的具体原因,利用通用有限元分析软件HyperWorks,对某重型车悬架系统进行了静强度分析;在此基础之上进一步应用FEMFAT5.0,对其进行了疲劳耐久性分析。根据分析计算结果找出了平衡轴断裂的原因,并提出了有效的预防措施,为设计人员保证零部件的可靠性提供了技术参考。

1 引言

平衡轴是悬架系统重要承力部件,在使用中出现局部断裂,为了进一步找出其断裂破坏原因,对悬架系统进行静强度及疲劳分析,静强度分析采用汽车行业功能强大的通用有限元分析软件HyperWorks,疲劳分析采用FEMFAT5.0。图1、图2为整体式平衡轴断裂后的照片。

图1 整体式平衡轴断裂

图2 整体式平衡轴断裂局部

2悬架系统分析有限元模型的建立

在HyperMesh中,选择OptiStruct模板,截取部分车架总成模型,建立包括各相关零件的较为完整的分析计算模型。车架支撑板、纵梁、内衬梁等板件采用四边形和三角形二维壳单元,单元尺寸为10mm;铸造横梁、平衡轴支架、平衡轴采用四面体单元,单元尺寸为6mm。平衡轴支架通过螺栓连接固定在车架上;考虑平衡轴支架与平衡轴之间有2mm的间隙,在其接触处采用1D里面GAP单元进行模拟。图3所示为悬架系统有限元模型。

图3悬架系统有限元模型

图4悬架系统约束和载荷示意图

3 材料属性和边界条件

悬架系统分析有限元模型所对应的材料属性如表1所示。

表1材料属性

悬架系统各部件,根据具体的螺栓连接关系,采用Rbe2+Beam进行模拟,在车架前后两端约束全自由度1,2,3,4,5,6(1-X方向的平动自由度;2-Y方向的平动自由度;3- Z方向的平动自由度;4- X方向的转动自由度;5-Y方向的转动自由度;6-Z方向的转动自由度)。平衡轴左右两端均布沿Z向25吨均布力,平衡轴支架下端孔处沿X负方向集中力各3.375吨,重力加速度取g,如图5所示为悬架系统分析有限元模型的约束和荷载示意图。

4静强度计算结果分析

图5 平衡轴位移计算结果

图6 平衡轴轴线上翘量计算

图7 平衡轴支架应力计算结果

图8平衡轴应力计算结果

从以上计算结果(图5-图8所示)可以看出,平衡轴支架下端处最大位1.542,平衡轴左端轴线上翘0.207°,右端轴线上翘0.222°。平衡轴支架最大应力为481.2MPa,安全系数为0.67;平衡轴最大应力284.3,安全系数为1.13。平衡轴疲劳极限大小取为:0.5×强度极限=250MPa。由平衡轴应力计算结果知,最大应力及次大应力均超过其疲劳极限,有发生疲劳破坏的危险,该位置与市场上支架出现断裂的位置完全相同。

由以上分析,我们可以得出结论,市场上出现的平衡轴断裂现象,主要是由于平衡轴所用材料屈服强度和抗拉强度过低,容易产生疲劳破坏所致,可考虑对平衡轴支架及平衡轴更换材料或改进结构,从而提高其强度安全性。

在FEMFAT5.0中,以悬架系统的应力结果为疲劳应力幅值,计算对称应力循环(即R=-1)时,对悬架系统进行疲劳分析,计算平衡轴支架和平衡轴的最小疲劳安全系数及疲劳寿命。如图9-图12所示。

图9 平衡轴支架疲劳安全系数

图10 平衡轴疲劳安全系数

图11 平衡轴支架疲劳寿命

图12 平衡轴疲劳寿命

经过分析,平衡轴支架存在局部应力集中部位,最小安全系数只有0.67;结合疲劳耐久性分析计算,支架最小疲劳安全系数为0.43,疲劳寿命为1.40×105次;平衡轴最小安全系数为1.13,最小疲劳安全系数为0.43,疲劳寿命约5.67×104,低于存活率达到99.9%条件下,零部件安全系数需达到1.32的要求。

5结论

文章结合某平衡轴支架断裂的具体问题,采用HyperMesh11.0-RADIOSS建立了悬架系统有限元模型,进一步对悬架系统进行了静强度和疲劳分析,找出了平衡轴支架断裂的原因,并提出了有效的预防措施。

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