某城市客車減振器支座斷裂疲勞仿真及優(yōu)化

唐明忠,朱紅軍,周 莉,熊 樂

(中車時代電動汽車股份有限公司,湖南 株洲 412007)

為保證車輛的正常使用,減振器支座需具有足夠的疲勞壽命[1-4]。某城市客車為提高標準化和通用化水平,將減振器支座與板簧托板做成一體結(jié)構(gòu)。在隨后的使用中發(fā)現(xiàn),該批車輛在使用2年后陸續(xù)出現(xiàn)減振器支座斷裂的現(xiàn)象。為避免重復發(fā)生此類問題,本文對該減振器支座進行疲勞仿真分析,并進行結(jié)構(gòu)改進。

1 減振器支座建模

1.1 受力分析

圖1中的減振器支座通過2個U型螺栓將板簧壓緊在支座上,每個安裝孔處的預緊扭矩均為535 N·m。減振器的阻尼力通過銷軸傳遞到支座上,支座受到減振器在0.52 m/s下的復原和壓縮阻尼力分別為4 500 N和1 000 N。

圖1 減振器支座安裝示意圖

從圖2減振器支座的斷裂位置來看,裂紋貫穿了減振器所在一側(cè)的安裝孔,不排除裂紋由安裝孔邊緣進行萌生和擴展,并最終導致斷裂的可能性?？紤]到預緊扭矩對安裝孔局部應力有明顯影響,因此預緊扭矩在分析中不可忽略。

圖2 減振器支座斷裂

1.2 有限元模型建立

建模過程中截取橋殼和板簧的部分模型,將懸架橋殼處理成剛體,并用5 mm的2D三角形單元進行網(wǎng)格離散[5];U型螺栓使用5 mm的3D六面體單元進行建模;其余結(jié)構(gòu)(如橋殼蓋板、板簧、減振器支座、擰緊螺栓和銷軸等)使用5 mm的3D四面體單元進行模擬[6];銷軸與減振器支座通過1D剛性連接單元進行連接[7]。

仿真過程首先模擬通過螺栓預緊將安裝板固定在車輛上,充分考慮過程中板簧、減振器支座及擰緊螺栓之間接觸條件的非線性,并在接觸面間建立接觸單元。最終得到的有限元模型如圖3所示,整個模型包含135 988個單元和36 762個節(jié)點。

圖3 減振器支座有限元模型

約束圖3模型中橋殼分別沿X、Y、Z方向的3個平動自由度和3個轉(zhuǎn)動自由度,并定義3個載荷：載荷1—預緊載荷,預緊扭矩為535 N·m;載荷2—拉伸載荷,為4 500 N,沿減振器軸線方向向上;載荷3—壓縮載荷,為1 000 N,沿減振器軸線方向向下。由于載荷2和載荷3是在已經(jīng)完成預緊載荷1的基礎(chǔ)上進行加載,所以后面分析的工況2及工況3中都包含了預緊載荷1的影響。

2 疲勞壽命仿真

2.1 疲勞仿真參數(shù)確定

車輛在行駛過程中時刻處于上下顛簸狀態(tài),這種顛簸作用經(jīng)減振器傳遞至減振器支座,進而產(chǎn)生材料的疲勞損傷[8-9]。為準確描述減振器支座在使用過程中的交變行為,將完成預緊后的減振器支座的一次向上拉伸(工況2)和一次向下壓縮(工況3)定義為一個工況循環(huán)。

該減振器支座所使用的材料為ZG270-500,經(jīng)查詢可知,該材料為中碳鑄鋼,其抗拉強度不低于500 MPa。對于高周疲勞而言,在無準確材料S-N曲線的情況下,使用抗拉強度進行S-N曲線估算是行業(yè)內(nèi)的通用做法[10]。對于鋼材,可使用式(1)進行材料S-N曲線的估算[11]：

ΔS=SRI1·Nfb1

(1)

式中：ΔS為交變載荷作用下的應力幅值;Nf為一定應力幅值下的材料循環(huán)次數(shù);SRI1為應力幅值的截距量,其值由式(2)確定：

SRI1 = 2×0.357σb/Nc1b1

(2)

式中：σb為抗拉強度;bl為第一疲勞強度指數(shù),由式(3)測算：

b1=[log(0.357σb)-log(0.9σb)]/(logNc1-3)

(3)

式中：Ncl為疲勞轉(zhuǎn)換點,對于鋼材可取值為1e6。

通過計算得到ZG270-500鋼材的SRI1 值為2 270 MPa,bl值為-0.033 9。由上述參數(shù)所確定的材料S-N曲線如圖4所示。

圖4 減振器支座材料S-N曲線

此外,由于上述工況2和工況3確定的載荷循環(huán)過程在減振器支座中會產(chǎn)生非零的平均應力,該平均應力將使圖4中標準的S-N曲線發(fā)生偏移,從而對疲勞壽命的預測產(chǎn)生影響。因此考慮采用Goodman平均應力修正法對上文得到的S-N曲線在軟件中進行修正,對于平均應力為拉應力的部位,其疲勞壽命將會降低;而對于平均應力為壓應力的部位,其疲勞壽命將會有一定程度的提高。同時,S-N曲線滿足一定的統(tǒng)計規(guī)律,為避免車輛在實際使用中因統(tǒng)計離散誤差造成不可預知的失效,將疲勞仿真計算的存活率設(shè)置為90%。

2.2 減振器支座疲勞分析

完成上述設(shè)置后即可對上述定義的工況二+工況三組成的循環(huán)工況進行疲勞仿真分析,結(jié)果如圖5所示。

圖5 減振器支座疲勞分析結(jié)果

從圖中結(jié)果來看,減振器支座在靠近減振器一側(cè)的安裝孔邊緣出現(xiàn)疲勞壽命薄弱點,局部最低壽命為6 008次,疲勞壽命薄弱點所在位置與圖1中斷裂位置高度吻合,因此判定減振器支座在減振器交變載荷作用下,沿外側(cè)安裝孔邊緣產(chǎn)生裂紋并擴展,最終貫穿安裝孔,導致減振器支座斷裂失效。

3 結(jié)構(gòu)改進

針對減振器支座在疲勞仿真分析中出現(xiàn)的壽命薄弱點,同時采取以下4個措施進行改進。措施1：將減振器支座兩側(cè)的凹坑填平;措施2：將該處位置抬高5 mm,增大局部抗彎剛度;措施3：在拐角處補料,提高減振器支座頸部剛度;措施4：在圖示位置增加起筋結(jié)構(gòu)。4個措施的實施位置如圖6所示。

圖6 減振器支座改進措施實施位置

對改進后的減振器支座重新進行疲勞壽命分析,優(yōu)化結(jié)果如圖7所示。

圖7 減振器支座優(yōu)化方案疲勞仿真

從優(yōu)化后的結(jié)果來看,減振器支座的疲勞壽命薄弱點同樣位于靠近減振器一側(cè)的安裝孔邊緣,但局部最低壽命已由原狀態(tài)的6 008次提高至10.46萬次。而原狀態(tài)的減振器支座在使用2年后出現(xiàn)斷裂失效問題,據(jù)此測算,優(yōu)化后的減振器支座在整車服役期內(nèi)能夠滿足可靠性要求。

4 結(jié)束語

本文使用工況循環(huán)的疲勞分析方法對某城市客車減振器支座的斷裂現(xiàn)象進行了研究和原因復現(xiàn),優(yōu)化后的減振器支座具有較高的局部疲勞壽命,能滿足結(jié)構(gòu)設(shè)計和產(chǎn)品使用要求。文中所采用的疲勞仿真分析方法為同類問題的解決提供了參考。