梁江波

（陜西重型汽車有限公司，陜西西安 710200）

平衡軸是懸架系統(tǒng)重要承力部件，在使用中出現(xiàn)局部斷裂，為了進一步找出其斷裂破壞原因，對懸架系統(tǒng)進行靜強度及疲勞分析，靜強度分析采用汽車行業(yè)功能強大的通用有限元分析軟件Hyper-Works，疲勞分析采用FEMFAT5.0.圖1、圖2為整體式平衡軸斷裂后的照片。

圖1 整體式平衡軸斷裂狀態(tài)

圖2 整體式平衡軸斷裂局部

1 懸架系統(tǒng)分析有限元模型的建立

在 Hyper Mesh11.0中，選擇 Radioss（Bulk Data）模板，截取部分車架總成模型，建立包括各相關零件的較為完整的分析計算模型。車架支撐板、縱梁、內襯梁等板件采用二維殼單元，單元尺寸為10 mm；鑄造橫梁、平衡軸支架、平衡軸采用四面體單元，單元尺寸為6 mm。平衡軸支架通過螺栓連接固定在車架上；考慮平衡軸支架與平衡軸之間有2 mm的間隙，在其接觸處采用1 D里面G AP單元進行模擬。圖3所示為懸架系統(tǒng)有限元模型。

圖3 懸架系統(tǒng)有限元模型

2 材料屬性和邊界條件

懸架系統(tǒng)各部件所對應的材料屬性如表1所示。

懸架系統(tǒng)各部件，根據(jù)具體的螺栓連接關系，采用Rbe2+Beam進行模擬，在車架前后兩端約束全自由度 1，2，3，4，5，6.平衡軸左右兩端均布沿 Z 向25t均布力，平衡軸支架下端孔處沿X負方向集中力各3.375 t，重力加速度取g，如圖4所示為懸架系統(tǒng)分析有限元模型的約束和荷載示意圖。

圖4 懸架系統(tǒng)約束和載荷示意圖

3 靜強度計算結果分析

從計算結果（圖5～圖8所示）可以看出，平衡軸支架下端處最大位移1.542，平衡軸左端軸線上翹0.207°，右端軸線上翹0.222°.平衡軸支架最大應力為481.2 MPa，安全系數(shù)為0.67；平衡軸最大應力284.3 MPa，安全系數(shù)為1.13.

圖5 平衡軸位移計算結果

圖6 平衡軸軸線上翹量計算

根據(jù)實際的工程經驗，對于疲勞破壞的鋼結構來說，在靜力工況下，當應力達到某一極限值時，結構就會發(fā)生疲勞破壞，但是，該應力極限一般要比材料的屈服應力值小。該平衡軸所用材料的屈服強度RP是320 MPa，極限拉伸強度σ是500 MPa，根據(jù)經驗公式，在106次循環(huán)破壞時，對應的應力值是250 MPa.對于平衡軸這樣重要的部件來說，其重要性非常高，定義這些部件的壽命為106次。如果其結構應力超過該極限值，則有疲勞破壞的危險。

平衡軸疲勞極限大小取為：0.5 σ=250 MPa.由平衡軸應力計算結果知，最大應力及次大應力均超過其疲勞極限250 MPa，有發(fā)生疲勞破壞的危險，該位置與實際斷裂的位置完全相同。

在FEMFAT5.0中，以懸架系統(tǒng)的應力結果為疲勞應力幅值，計算對稱應力循環(huán)（即R=-1）時，對懸架系統(tǒng)進行疲勞分析，計算平衡軸支架和平衡軸的最小疲勞安全系數(shù)及疲勞壽命，如圖9～圖12所示。

經過分析，平衡軸、平衡軸支架存在局部應力集中部位，最小安全系數(shù)只有0.67；結合疲勞耐久性分析計算，支架最小疲勞安全系數(shù)為0.43，疲勞壽命為1.40×102次；平衡軸最小安全系數(shù)為1.13，最小疲勞安全系數(shù)為0.43，疲勞壽命約5.67×104，低于存活率達到99.9%條件下，零部件安全系數(shù)需達到1.32的要求。

表1 材料屬性

圖7 平衡軸支架應力計算結果

圖8 平衡軸應力計算結果

圖9 平衡軸支架疲勞安全系數(shù)

10 平衡軸疲勞安全系數(shù)

由以上分析，我們可以得出結論，市場上出現(xiàn)的平衡軸斷裂現(xiàn)象，主要是由于平衡軸所用材料屈服強度和抗拉強度過低，容易產生疲勞破壞所致，可考慮對平衡軸支架及平衡軸更換材料或改進結構，從而提高其強度安全性。

圖11 平衡軸支架疲勞壽命

圖12 平衡軸疲勞壽命

4 結束語

文章針對某平衡軸支架斷裂的具體問題，在Hyper Mesh11.0-Radioss軟件環(huán)境下建立了懸架系統(tǒng)有限元模型，并對其進行了靜強度分析，找到了平衡軸破環(huán)的具體原因為疲勞失效引起；在FEMFAT5.0中對該懸架系統(tǒng)進行了對稱應力循環(huán)下的疲勞耐久性分析，由分析結果，平衡軸不能滿足疲勞安全系數(shù)的要求。最后對平衡軸提出了建議，為設計優(yōu)化改進指明了方向。

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