桂林電子科技大學 第 1頁 共 9頁 利用重型載貨汽車的有限元應力分析的初步數(shù)據(jù)預測其疲勞壽命 Roslan Abd Rahman, Mohd Nasir Tamin, Ojo Kurdi 馬來西亞工程大學機械工程系 81310 UTM, Skudai, Johor Bahru 摘 要 本文對一重型貨車底盤做了應力分析。應力分析能夠確定零件的最大受力點，是分析零部件疲勞研究和壽命預測的重要手段。前人已有用商用有限元軟件 ABAQUS 軟件對底盤模型進行分析的。本次研究的底盤長 12.35米，寬 2.45米，材料是 ASTM低合金鋼 710（ 3級），屈服 極限 552MPa，抗拉強度 620MPa。分析結果顯示，最大應力點出現(xiàn)在底盤與螺栓連接的空缺處，最大應力為 386.9MPa，底盤的疲勞破壞將會從最大應力點開始向車架各部位蔓延。 關鍵字 ：應力分析；疲勞壽命預測；貨車底盤 1 簡介 在馬來西亞，很多貨車的車架壽命都有 20多年， 20多年架就會有使用安全的問題。因此，為了確保底盤在工作期間的安全性能，就有必要對底盤作疲勞研究和壽命預測。利用有限元法作應力分析能夠確定受最大應力的關鍵點，這個關鍵點是導致底盤疲勞損傷的因素之一。應力的大小能夠預測底盤的壽命，所以可以 根據(jù)應力分析的結果精確地預測底盤的壽命，應力分析越精確，底盤壽命預測的越合理。本文是用商用有限元軟件ABAQUS 軟件完成底盤應力分析的。 汽車工業(yè)（汽車總成及各部件）在馬來西亞的工業(yè)中占據(jù)非常重要的地位。隨著東盟自由貿易區(qū)的貿易自由化發(fā)展，當?shù)氐钠囍圃焐毯凸虘擁槕嚰捌淞悴考氖澜缂墭藴室螅热缭肼暫驼駝泳陀邢鄳臉藴?。馬來西亞的汽車工業(yè)主要是依賴于國外的技術，而底盤是實現(xiàn)汽車輕量化的關鍵結構，所以底盤大多從國外進口。為了改變這種趨勢，有必要建立發(fā)展馬來西亞自己的底盤設計產業(yè)，這是對底盤進行研究 的目標。 底盤車架是汽車的裝配基體和承載基體，支承著汽車的各個總成及零部件，如車軸，懸架系統(tǒng)，傳動系，駕駛室及拖掛部件等，并將它們整合成一部完整的汽車。貨車的底盤經(jīng)常受到靜載荷，動載荷以及周期性載荷。靜載荷主要是車廂質量、貨物及乘客，底 桂林電子科技大學 第 2頁 共 9頁 盤的動載荷是由于貨車的運動產生的，而發(fā)動機的振動和路面的不平整將會產生周期載荷?，F(xiàn)有的底盤設計通常是基于靜載荷的分析，設計的重點是底盤的強度結構設計，以支承施加在底盤上的載荷。然而貨車底盤的受力復雜，包括靜載、動載和疲勞破壞方面。據(jù)估計， 85%到 90%的貨車底盤的結構破壞是由 疲勞破壞引起的 1。因此，貨車底盤的動態(tài)和疲勞分析是很重要的。為了獲得底盤的動態(tài)和疲勞工況的情況，就要確定各個零部件，如發(fā)動機、懸架、變速器等的支承點，并對其優(yōu)化。 許多研究人員都曾研究過貨車底盤。 Karaoglu and Kuralay曾用鉚接的連接方式對底盤所有限元應力分析 2。研究數(shù)據(jù)表明，局部增大縱梁的厚度可以減小邊梁的應力，如果不能增大變量的厚度，增加接觸面的面積也可以減小應力。 Fermer et al用高級疲勞分析軟件 MSC/Fatigue軟件對沃爾沃雙燃料車 S10做了疲勞壽命分析 3， Conle and Chu對復雜的底盤結構的疲勞分析和局部的應力應變分布做了研究 4， Ferreira et al研究了汽車零部件耐久性的結構優(yōu)化問題 5， Fermr and Svensson研究了工業(yè)上焊接的汽車結構的鐵基壽命預測問題 6。 Filho et.al.考慮到小規(guī)模生產的經(jīng)濟可行性，結合適當?shù)膭虞d荷和結構特性對一越野車底盤做了設計分析和優(yōu)化設計 7。研究表明，增大底盤的抗扭剛度，維持車架重心位置不變可以用來優(yōu)化越野車結構，這樣，底盤車架結構的總質量得到優(yōu)化，結構也跟簡單，生產成本也少了 。 Cosme et al利用計算機輔助設計和工程軟件代碼 Pro/E,ADAMS and ANSYS 模擬了改變設計對貨車車架的影響 8。 Chiewanichakorn et al用試驗得到的有限元模型，將已破壞的混凝土橋面替換為 FRP鋼板，分析了桁架橋 9。結果數(shù)據(jù)表明，修復過后，橋的疲勞壽命是修復前鋼筋混凝土橋面的兩倍，在貨車交通研究數(shù)據(jù)的基礎上，橋面載荷及 ERP 鋼板系統(tǒng)的應力范圍在無限疲勞壽命范圍中，即在其使用期間不會有桁架和地板系統(tǒng)的疲勞破壞現(xiàn)象。 Ye 和 Moan 已經(jīng)用有限元分析法分析了鋁制框加 強筋的車架靜態(tài)和疲勞特性 10，改變車架切割形狀和相應的焊接過程，同時得到足夠的疲勞強度，這樣就能夠減小制造成本，并且解決連接問題。利用鐵的疲勞可以確定可能產生疲勞裂紋的關鍵點，并能預測門鉸鏈系統(tǒng)的壽命 11。 本次研究中，對重型載貨汽車施加靜載荷，對其做應力分析，確定產生疲勞裂紋的危險點位置，以此作為該車架的疲勞壽命預測的備用數(shù)據(jù)。 2 貨車車架的有限元分析 2.1 有限元法基本概念 有限元分析法是一種計算機輔助技術，用來獲得工程中邊值問題的近似解。簡言之，邊值問題是一個數(shù)學問題，其中一個或是多個 應變量必須要滿足一個自變量范圍已知的微分方程，還要滿足特定的邊界條件 12。 有限元法的通俗解釋是將一個結構離散成無數(shù)個單元（結構碎片），用簡單的方法 桂林電子科技大學 第 3頁 共 9頁 描述每個單元，然后用節(jié)點加各個單元重新連接起來，就像這些點是針腳或者點滴粘貼在一起形成各個單元（如圖 1所示）。這樣就會產生一系列的同步代數(shù)方程。在分析應力時，這些方程式是節(jié)點的平衡方程，這樣就會有數(shù)百甚至數(shù)千個這種方程，那么電腦的硬件要求就較高 13。 圖 1 二維輪齒的網(wǎng)格，所有的節(jié)點和單元都在紙平面內 2.2 有限元法一般步驟 有限元法可以分析一些 物理問題，包括結構分析、流體分析、熱傳遞和其他問題，分析這些問題有些通用的步驟，這些步驟通常包括一些商用有限元分析軟件。主要有三大步驟，即前處理模塊、求解模塊和后處理模塊。前處理模塊要建立模型，這是必要的，如果發(fā)生了錯誤，就不會有完美的計算機有限元求解結果。這一步驟包括：定義問題的幾何域，所需的單元類型，單元的材料屬性，單元的幾何性質（長度、面積等等），單元的連通性（網(wǎng)格劃分），物理約束（邊界條件）和加載。 接下來就是求解，在這一步驟中，以矩陣方式列出的控制代數(shù)方程和未知的主變量是合成的，用計算結果回帶求得 其他派生變量，如反應力，單元應力和熱流量。這一步驟要進行矩陣計算，數(shù)值積分，方程求解，這些都是由軟件自動解決的。 最后是后處理模塊，對結果進行分析和評估。在這一部中，可以完成的操作包括按單元應力的大小分類，檢查平衡，計算安全因素，繪制結構的變形形狀，以動畫的形式顯示模型，以不同的顏色顯示溫度的分布。大型軟件都會有一個前處理模塊和后處理模塊來完成分析，這兩個模塊都可以和其他的軟件相同。前期處理和后期處理根據(jù)不同的項目會有各自的程序。 2.3 貨車的定義和分類 貨車是一種重型機動車輛，是用來承載貨物的。貨車的 另一種定義是用來牽引的激動車輛。對貨車的其他定義將根據(jù)貨車的類型變化，例如自動傾卸卡車的貨物可以作清 桂林電子科技大學 第 4頁 共 9頁 空處理，車前端的平臺末端就可以有空氣作用被升起，此時載荷通過重力施加。 房車或拖車有兩種分類，一種是根據(jù)重量分類，由美國政府定的從 1級到 8級，如表 1和表 2所示；第二種是更為廣泛的分類：輕型載重汽車；中型載重汽車和重型載重汽車。表 1 貨車分類及等級 重量等級 最小總質量額定值 /磅 最大總質量額定值 /磅 VIUS分類 一般分類 1級 6000 輕型 輕型 2級 6001 10000 輕型 輕型 3級 10001 14000 中型 輕型 4級 14001 16000 中型 中型 5級 16001 19500 中型 中型 6級 19501 26000 輕型 -重型 中型 7級 26001 33000 重型 -重型 重型 8級 33001 重型 -重型 重型 表 2 制造商的貨車分類 分類 等級 總質量額定值 參考車型 輕型 1 0-27kN（ 0-6000磅） 卡車，救護車，運鈔車 2 27-45 kN（ 6001-10000磅） 3 45-62 kN（ 10001-14000磅） 中型 4 62-71 kN（ 14001-16000磅） 市運貨車，飲料運貨車，拖吊車，校車 5 71-87 kN（ 16001-19500磅） 6 87-116 kN（ 19501-26000磅） 7 116-147 kN（ 26001-33000磅） 重型 8 147 kN 及以上（ 33000磅及以上） 卡車拖拉機，水泥攪拌車，自動傾卸卡車，消防車，城市公交客車 注：總質量額定值：制造商指定的質量作為一輛車的最大裝載質量（貨車加貨物）。 桂林電子科技大學 第 5頁 共 9頁 2.4 貨車車架模型 該模型如圖 2所示。模型長 12.35m，寬 2,45m，材料為 ASTM低合金鋼 710（ 3級），屈服極限 552MPa，抗拉強度 620MPa。車架的其他屬性見表 3。 表 3 貨車車架的材料屬性 彈性模量 E(Pa) 密度（ kg/m3） 泊松比 屈服極限（ MPa） 抗拉強度（ MPa） 207 109 7800 0.3 550 620 圖 2 貨車底盤模型 2.5 加載 貨車模型承受來自車身和貨物的靜載荷，該車的最大裝載質量為 36000kg，假設由最大載質量求得一個總的壓力，將這個壓力平均的分配到貨物和底盤上表面的接觸面上，具體的加載如圖 3所示，底盤上表面的壓強為 67564.6N/m2 。 圖 3 靜載荷（壓強為 67564.6N/m2） 桂林電子科技大學 第 6頁 共 9頁 2.6邊界條件 本模型有 3個邊界條件。第一個施加在底盤前端，第二和第三個邊界條件在底盤的后端，如圖 4所示。第一個邊界條件是固定的（約束有軸的平移自由度，釋放所有軸的旋轉自由度），底盤與駕駛室的接觸條件如圖 5（ a）所示。車架與車軸間由彈簧連接，將貨物和底盤的重量傳遞到車軸上，所以第二個邊界條件施加在底盤與彈簧上端連接的地方。 第二個邊界條件如圖 5所示，平移自由度只約束在軸 2上，所有軸的旋轉自由度都釋放 。第三個邊界條件施加在底盤孔的內表面和螺栓的外表面的接觸面處，在 ABAQUS軟件中，這種接觸是相互作用的，本文中的相互作用是面與面之間的摩擦作用。此時，螺栓所在的軸的平移自由度和旋轉自由度都為零，稱為固定約束。假定螺栓都是剛性元件，故螺栓選用楊氏模量很高的材料。 圖 4 模型的約束 圖 5 實物的約束 注： a 第一個邊界條件， b、 c 第二個邊界條件， d 第三個邊界條件 桂林電子科技大學 第 7頁 共 9頁 3 分析結果及討論 在等效應力云圖中，最大應力點在底盤開孔的地方，即與螺栓接觸的地方，如圖 6所示，最大應力為 386.9MPa，最大應力點在 86104 單元和 16045 節(jié)點上。底盤開孔處的內表面與非常堅硬的螺栓接觸。第三個邊界條件也是固定約束，因此會產生一個很大的應力。基于靜態(tài)安全系數(shù)理論，取安全系數(shù)為 1.43，由安全系數(shù)公式得： 安全系數(shù) =極限應力 /許用應力 （ 1） 圖 6 等效應力云圖及最大應力點 Vidosic 建議根據(jù)結構的載荷和材料選取一些安全系數(shù)，對于一些常用的材料，當載荷很容易確定時，安全系數(shù)可以取 1.5 到 2。基于分析結果，為了得到底盤精確的安全系數(shù)值，有必要減小最大應力值，因此 對底盤結構進行修改以提高安全系數(shù)，尤其是在臨界點區(qū)。 底盤的位移和最大位移點如圖 7所示，最大位移為 4.995mm，位于底盤中部，最大的偏轉在第一個邊界條件和第二個邊界條件的中部。 為了驗證分析結果，最大應力發(fā)生在第一個邊界條件和第二個邊界條件之間，這一部分可以近似的簡化為一維的簡支梁結構，在其中點施加集中力載荷，用施加在中點的集中力代替均勻分布在梁上的壓力，這一力的大小等于壓強的大小乘以受到壓力的所有面的面積，求得結果與分析結果近似。計算求得的結果表明，這個簡支梁的應變點在梁的中部，大小為： (2) 桂林電子科技大學 第 8頁 共 9頁 圖 7 應變分布云圖及最大應變點位置 模擬結果的最大應變值為 4.99mm，比數(shù)值分析計算結果大 11.2%。 4 結論 從數(shù)值分析可以看出，應力關鍵點出現(xiàn)在與螺栓連接的底盤孔處，最大應力值是很重要的，因為安全系數(shù)低于推薦值。由于疲勞破壞是從最大應力點開始的，可以斷定，這一關鍵點是一些破壞的起源。因此，要注意減少這一點上的應力值，這是很重要的。分析得到的最大撓度的位置與受均布載荷的簡支梁的最大變形位置一致。 桂林電子科技大學 第 9頁 共 9頁 參考文獻 1 MSC. 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