牽引座疲勞壽命試驗分析

□ 陳 韜 □ 伍麗娜 □ 張 凱

1.中汽研汽車檢驗中心(武漢)有限公司 武漢 430056 2.中國汽車技術研究中心有限公司 天津 300300

1 分析背景

我國公路運輸基礎設施正在不斷完善提高,目前已形成14萬km全國網(wǎng)絡化布局,公路貨運里程總數(shù)屢創(chuàng)新高。半掛車作為公路長途運輸?shù)闹饕d體,市場需求逐年增長,行駛安全性受到越來越多的關注。牽引座作為牽引車與半掛車間的重要連接部件,承受半掛車運輸載荷,同時受到掛接沖擊,以及起步、制動、加減速、轉向等工況所引起的動態(tài)載荷。為保證半掛車的行駛安全性,降低公路運輸安全事故發(fā)生率,近年來,國家相關政策法規(guī)對半掛車的行駛安全性提出了更高的要求。牽引座沖擊強度和疲勞強度性能決定了半掛車的行駛安全性,因此,研究牽引座在各工況下的疲勞強度性能是半掛車安全行駛的重要保障。

現(xiàn)階段,按照GB/T 20069—2006《道路車輛 牽引座強度試驗》標準中規(guī)定的試驗要求及試驗方法,對牽引座疲勞強度進行試驗驗證,常規(guī)實物樣品試驗耗時較長。如果試驗中發(fā)現(xiàn)問題,再進行設計修改與制造,會大大延長產品設計開發(fā)周期,并且在無形中增加研發(fā)成本。由此可見,在設計開發(fā)階段就對牽引座的結構疲勞強度進行設計驗證,顯得尤為重要。

目前,國內諸多學者對牽引座疲勞強度進行了深入研究,主要側重于結合路面激勵載荷作用對牽引座進行疲勞強度分析。張雪雁、蔡玉強等[1]采用聯(lián)合仿真方式擬合出C級路面時域激勵信號,得到牽引座上表面所受載荷譜,并根據(jù)實際運輸過程中所受載荷變化,估算牽引座的極限疲勞壽命。鞠康、蔡玉強[2]采用分層目標法對牽引座進行輕量化設計,并驗證其結構疲勞可靠性。于玉真等[3]根據(jù)標準規(guī)定的強度試驗載荷,通過仿真與試驗相結合的方式驗證牽引座的結構強度。類成立等[4]應用有限元軟件進行牽引座結構靜力學與疲勞分析,并結合標準要求,采用后處理得到的應力結果來確定牽引座模型疲勞壽命耗用因數(shù)。王洪昆等[5]參考AAR M-952《貨車聯(lián)運集裝箱支撐和固定系統(tǒng)》對集裝箱鎖座的沖擊強度規(guī)定,評定鞍座的沖擊強度,并參考BS EN 12663《鐵路應用 鐵路車輛車體的結構強度要求》規(guī)定的車體垂向和橫向疲勞載荷,對鞍座進行疲勞強度評定。在相關文獻中,結合標準規(guī)定的試驗方法,采用仿真軟件分析牽引座疲勞強度并進行試驗驗證的研究較少。

筆者提出一種基于GB/T 20069—2006的牽引座疲勞試驗方法,建立牽引座動態(tài)試驗有限元模型,結合材料疲勞壽命應力曲線和線性累積損傷理論,應用有限元分析軟件計算牽引座有限元模型的疲勞壽命極限,并在牽引座疲勞試驗機上進行試驗,驗證仿真結果,由此解決傳統(tǒng)疲勞試驗依賴于實物樣品,且研發(fā)周期長、費用高等問題。

2 疲勞分析基礎理論

疲勞損傷與靜態(tài)強度失效不同,疲勞斷裂的發(fā)生是一個逐步積累的過程。結構件疲勞壽命常將高周疲勞壽命理論作為設計依據(jù),高周疲勞損傷的主要原理是在所受載荷并未超過材料屈服極限的情況下,伴隨外部載荷的不斷變化,使金屬材料在交變載荷作用下產生疲勞損傷。一般疲勞斷裂經歷裂紋、滑移擴展、斷裂三個過程。

當前,金屬結構疲勞分析方法較多。對于高周疲勞壽命預測,最早采用名義應力法,原理是以材料的疲勞壽命應力曲線為依據(jù),結合部件易損部位的名義應力、應力集中因數(shù),以及疲勞損傷理論等,進行疲勞壽命預測[6]。名義應力法基本方程為:

Sc=S′f(2Nf)b

(1)

式中:Sc為循環(huán)名義應力;S′f為疲勞強度系數(shù);Nf為疲勞壽命;b為疲勞強度指數(shù)。

在工程實際應用分析過程中,材料的疲勞壽命應力曲線需要結合實際不同的試件進行修正,通常采用的修正方法有拋物線法和直線法。

拋物線法方程為:

(2)

式中:Sa為應力幅;S-1為對稱循環(huán)應力下的疲勞極限;Sm為平均應力;Sb為強度極限。

直線法方程為:

(3)

3 試驗工況與載荷

根據(jù)GB/T 20069—2006規(guī)定的動態(tài)試驗要求,確定虛擬試驗工況。試驗工況見表1。

表1 試驗工況

根據(jù)GB/T 20069—2006規(guī)定的要求,選取50號牽引座作為虛擬試驗對象,開展動態(tài)疲勞試驗。根據(jù)標準規(guī)定,需要在兩個方向同時施加交變載荷,載荷施加方向如圖1所示。其中,Fvt為模擬的牽引座受到半掛車豎直向下壓力載荷,Fht為模擬的牽引座在牽引車起步、加速、制動等運動工況下受到的載荷沖擊[7-10]。Fvt為0.4gU～1.2gU,Fht為-0.6D～0.6D,g為重力加速度,U為半掛車裝載至最大設計總質量時豎直施加在牽引座上的質量,D為牽引座與半掛車之間產生的縱向力。

▲圖1 載荷施加方向

(4)

式中:R為由牽引座牽引的半掛車的最大設計總質量;T為牽引座的最大設計總質量。

根據(jù)文獻[11]中的計算結果,豎直施加在牽引座上的質量U為16 780 kg,牽引座的最大設計總質量T為25 000 kg。根據(jù)GB 1589—2016《汽車、掛車及汽車列車外廓尺寸、軸荷及質量限值》標準的相關規(guī)定,三軸半掛車的最大載質量R為40 000 kg。

將T、U、R代入,可以求得D為122.07 kN,Fvt為65.84～197.53 kN,Fht為-73.24～73.24 kN。

4 有限元模型

4.1 材料特性

據(jù)統(tǒng)計,目前市場上牽引座主體結構材料大多采用Q355B低合金高強度結構鋼板,根據(jù)實驗室測得的材料疲勞壽命應力曲線,以及材料屬性,應用Hyperlife軟件進行擬合,得到材料的疲勞壽命應力曲線,如圖2所示。材料屬性見表2。

表2 Q355B材料屬性

4.2 靜載分析模型

根據(jù)牽引座實際安裝工況,建立直角坐標系,如圖3所示。

以所建立的直角坐標系為參照,建立牽引座靜載工況有限元模型,如圖4所示。對牽引座底座的12個安裝孔施加固定約束,限制牽引座在X軸、Y軸、Z軸各向的所有自由度。根據(jù)試驗工況,沿所建直角坐標系Z軸負方向施加單位載荷,沿Y軸負方向施加單位載荷。

▲圖2 Q355B材料疲勞壽命應力曲線

▲圖3 牽引座直角坐標系

▲圖4 牽引座有限元模型

4.3 疲勞分析模型

根據(jù)載荷計算結果及試驗工況,應用MATLAB軟件擬合出Fvt與Fht載荷譜曲線,分別如圖5、圖6所示?；诿x應力法,結合牽引座主體結構材料Q355B的疲勞壽命應力曲線,建立牽引座疲勞分析模型,如圖7所示。

5 疲勞仿真結果

在單位載荷下,對牽引座有限元模型進行靜力學仿真分析,仿真云圖如圖8、圖9所示。

以單位載荷仿真結果及擬合載荷譜曲線作為疲勞仿真分析的輸入,對牽引座進行疲勞分析,疲勞分析結果如圖10所示。在GB/T 20069—2006中,規(guī)定牽引座動態(tài)試驗載荷循環(huán)次數(shù)不得少于2×106次,采用該值過濾疲勞分析結果,牽引座疲勞壽命整體上滿足標準要求。其中,在牽引座焊接位置,疲勞壽命次數(shù)剛好達到標準要求,并且此位置的疲勞損傷值也最大,為7.62 mm。在焊接位置極易出現(xiàn)局部應力集中,并且這一位置的疲勞壽命受焊接工藝影響較大,因此,在工程設計中需采用合理的焊接工藝,提高疲勞壽命。

▲圖5 Fvt載荷譜曲線

▲圖6 Fht載荷譜曲線

▲圖7 牽引座疲勞分析模型

6 試驗驗證

將牽引座樣件安裝在牽引座動態(tài)試驗臺架上進行動態(tài)試驗,如圖11所示。輸入計算得到的載荷,試驗參數(shù)見表3。試驗中,牽引座樣件在完成2 020 972次載荷循環(huán)后未產生永久變形、斷裂或開裂,符合標準規(guī)定的疲勞強度要求。

7 結束語

筆者通過對GB/T 20069—2006規(guī)定的牽引座動態(tài)試驗方法進行研究,采用仿真分析與實際試驗相結合的方式,驗證牽引座是否滿足標準要求。

▲圖8 Z軸方向單位載荷下仿真云圖

▲圖9 Y軸方向單位載荷下仿真云圖

▲圖10 牽引座疲勞分析結果

采用有限元軟件對牽引座模型進行仿真試驗校核,仿真結果表明,牽引座整體滿足GB/T 20069—2006規(guī)定的動態(tài)疲勞要求。

應用牽引座動態(tài)試驗臺架進行疲勞試驗,試驗結果與仿真結果相似,牽引座在2 020 972次載荷循環(huán)后未產生永久變形、斷裂或開裂。

分析結果表明,在邊界條件與約束輸入準確的前提下,仿真試驗能夠反映實際試驗結果,可以作為企業(yè)改進牽引座結構的參考依據(jù)。

▲圖11 牽引座動態(tài)試驗

[4] 類成立,郭世永,類成玲.半掛車牽引座靜力與疲勞分析[J].現(xiàn)代制造技術與裝備,2011,47(4):49-51.

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