莊首吉，曾 鋒

(廈門金龍旅行車有限公司，福建 廈門 361022)

減振器支座不但承受來(lái)自汽車本身的重量，還承受汽車行駛過程中來(lái)自路面的沖擊力，其疲勞耐久性能不僅關(guān)系到整車能否正常運(yùn)行，對(duì)于保證車輛及行人安全也至關(guān)重要[1-2]。因此，減振器支座設(shè)計(jì)時(shí)除了必須有足夠的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度外，還必須考慮其疲勞壽命。

本文探討基于Hypermesh/OptiStruct平臺(tái)的減振器支座結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算和疲勞壽命預(yù)估的仿真分析方法，并將仿真分析結(jié)果與實(shí)際破壞形式進(jìn)行對(duì)比[3-4]。同時(shí)根據(jù)仿真分析結(jié)果，對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，有效提高減振器支座的疲勞壽命。

1 減振器支座結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算

客車行駛過程中，減振器支座主要承受來(lái)自減振器傳遞的力，忽略其他力的影響。車輛行駛中由于路面的不平整對(duì)減振器支架產(chǎn)生瞬態(tài)沖擊載荷[5]，因此,在減振器支架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析中，需要考慮載荷系數(shù)。根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)，此次分析動(dòng)載系數(shù)取1.5[6]。根據(jù)提供的資料，減振器的最大阻尼力為5 600 N，因此模型中對(duì)支座施加8 400 N的載荷。

減振器支座的有限元模型如圖1所示。采用四面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，基本尺寸3 mm，局部特征區(qū)域進(jìn)行加密處理。支座模型共劃分653 453個(gè)單元、119 517個(gè)節(jié)點(diǎn)。

圖1 有限元模型

通過約束支座與車橋連接的螺栓孔處在x、y、z三個(gè)方向的平動(dòng)自由度和轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，模擬減振器支座被固定在車橋上。通過建立支座螺栓孔與減振器連接點(diǎn)的剛性Rigid單元，模擬減振器與支座的連接關(guān)系，并在連接點(diǎn)處施加豎直向下的8 400 N的載荷。減振器支座材料為鑄鋼ZG270-500，其屈服極限為270 MPa。

靜強(qiáng)度分析計(jì)算出的應(yīng)力分布如圖2所示。減振器支座整體應(yīng)力水平較低，最大等效應(yīng)力值為213.3 MPa，低于材料的屈服極限270 MPa，出現(xiàn)在靠減振器一側(cè)的肋板中部。這說明該減振器支座滿足結(jié)構(gòu)強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求，但是存在局部應(yīng)力集中現(xiàn)象，可能造成疲勞破壞。

圖2 減振器支座應(yīng)力分布云圖

2 疲勞壽命分析

減振器支座的疲勞屬于高周疲勞，選用名義應(yīng)力法進(jìn)行疲勞壽命分析。該方法的基本思路是：根據(jù)零件的S-N曲線(S為名義應(yīng)力等級(jí)，N為等幅疲勞試驗(yàn)下的疲勞壽命循環(huán)次數(shù))，載荷應(yīng)力譜及疲勞線性累積損傷理論(Miner法則)進(jìn)行抗疲勞分析[7-9]。

大量的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)表明，對(duì)于鋼材等常用金屬材料，其S-N曲線和E(彈性模量)、UTS(極限抗拉強(qiáng)度)有一定的相關(guān)性。在沒有準(zhǔn)確的材料曲線的情況下，可以從材料的UTS推算得到近似的S-N曲線[10]。OptiStruct采用“通用斜率法”進(jìn)行S-N曲線估算，對(duì)于鋼材，其SRI1=4.263×UTS，b1=-0.125。疲勞應(yīng)力公式：

S=SRI1·Nb1

式中：S是應(yīng)力幅值；SRI1是一次循環(huán)下的應(yīng)力值；b1是高周疲勞階段的疲勞強(qiáng)度指數(shù)。

減振器支座材料ZG270-500的UTS為500 MPa，擬合得到的雙對(duì)數(shù)S-N曲線如圖3所示。

圖3 雙對(duì)數(shù)S-N曲線

在車輛運(yùn)行過程中，減振器支座承受上下交變循環(huán)載荷。在減振器支座受力處施加幅值為8 400 N、頻率為1 Hz的正弦循環(huán)模擬載荷譜：

y=8 400 sin(2πx),x∈[0,1]

式中：x表示時(shí)間，s；y表示x時(shí)刻的載荷，N。

在Hypermesh/OptiStruct環(huán)境中，定義材料的S-N曲線(如圖3所示)和循環(huán)加載工況后，即可利用靜強(qiáng)度計(jì)算模型進(jìn)行減振器支座疲勞壽命的分析[11]，其結(jié)果如圖4所示。由圖4可以看出，減振器支座的疲勞危險(xiǎn)部位分布于靠減振器一側(cè)的肋板中部，與靜強(qiáng)度高應(yīng)力區(qū)基本相同，疲勞壽命估計(jì)為7 352次，遠(yuǎn)小于工程設(shè)計(jì)106次的要求。其他部位疲勞壽命均超過了工程設(shè)計(jì)的要求。

圖4 減振器支座疲勞壽命仿真分析圖

根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)反饋，該批次減振器支座在車輛行駛里程9萬(wàn)～10萬(wàn)km之間出現(xiàn)不同程度的開裂及斷裂現(xiàn)象，估計(jì)疲勞壽命為10 000次。通過對(duì)比發(fā)現(xiàn)，有限元仿真分析結(jié)果與實(shí)際破壞部位吻合度較高，在后續(xù)設(shè)計(jì)和優(yōu)化過程中應(yīng)對(duì)支座肋板進(jìn)行局部加強(qiáng)，防止出現(xiàn)疲勞破壞。

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

根據(jù)疲勞壽命分析結(jié)果，考慮到支座安裝位置與安裝空間的限制，在不改變支座大體結(jié)構(gòu)的前提下，對(duì)存在疲勞失效問題的支座肋板進(jìn)行加強(qiáng)處理，肋板厚度t由原本的12 mm向內(nèi)部增加至15 mm，如圖5所示。

圖5 減振器支座加強(qiáng)方案

對(duì)優(yōu)化方案再次進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和疲勞分析，結(jié)果顯示，減振器支座整體應(yīng)力水平相對(duì)較低，最大等效靜應(yīng)力值由213.3 MPa降至174.0 MPa，最小疲勞估計(jì)壽命為6.667×1019次，遠(yuǎn)大于工程上106循環(huán)的設(shè)計(jì)要求。優(yōu)化設(shè)計(jì)方案能夠有效地提高支座的疲勞耐久性能。

4 結(jié)束語(yǔ)

本文應(yīng)用有限元方法對(duì)某城市客車減振器支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算及疲勞壽命分析。根據(jù)仿真分析結(jié)果，對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，優(yōu)化方案的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及疲勞壽命均符合設(shè)計(jì)要求。采用有限元方法進(jìn)行疲勞壽命分析，可以降低試驗(yàn)費(fèi)用，縮短開發(fā)周期，提高零部件乃至整車的疲勞耐久性能，具有重要意義。