吳長(zhǎng)風(fēng)

（1.廈門(mén)金龍聯(lián)合汽車(chē)工業(yè)有限公司，福建 廈門(mén) 361023； 2.福建省客車(chē)安全與節(jié)能技術(shù)企業(yè)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，福建 廈門(mén) 361023）

前言

我國(guó)地區(qū)道路情況復(fù)雜多樣，客車(chē)行駛在盤(pán)山公路或崎嶇的道路上，車(chē)身骨架會(huì)受到反復(fù)彎扭復(fù)雜工況作用，若結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理，容易導(dǎo)致客車(chē)骨架局部開(kāi)裂，造成行駛過(guò)程中的巨大安全隱患。

對(duì)于局部開(kāi)裂早期的解決方法多數(shù)是憑借工程經(jīng)驗(yàn)進(jìn)行加強(qiáng)改進(jìn)，隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的高速發(fā)展，CAE有限元法在解決骨架局部開(kāi)裂問(wèn)題分析與改進(jìn)中得到了較好的應(yīng)用[1-3]，同時(shí)可在設(shè)計(jì)方案階段，充分優(yōu)化與驗(yàn)證結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，為提高客車(chē)可靠性和安全性上提供了有效的方法。

1 骨架開(kāi)裂問(wèn)題描述

客車(chē)車(chē)身骨架作為整車(chē)的主要承力構(gòu)件，由前后圍、左右側(cè)圍、頂蓋、地板和底架等“六大片”組成，各大片由形狀規(guī)則的方鋼型材焊接而成[4]。客車(chē)車(chē)身骨架幾何模型如圖1所示。

圖1 車(chē)身骨架幾何模型

本文研究的客車(chē)開(kāi)裂位置：（1）前懸附近左側(cè)縱梁與后方橫梁的交界處以及橫梁連接板與縱梁的焊接處，具體位置如圖2所示；（2）尾段安全門(mén)下方橫梁的焊接處，具體位置如圖3所示。

圖2 前懸段開(kāi)裂位置

圖3 尾段安全門(mén)附近開(kāi)裂位置

開(kāi)裂位置處于前后懸架附近區(qū)域骨架，是地面入力的主要結(jié)構(gòu)傳力路徑，此外、安全門(mén)結(jié)構(gòu)也破壞了車(chē)身側(cè)圍的整體性，通過(guò)對(duì)開(kāi)裂位置、里程以及裂紋形式的考察，判斷開(kāi)裂問(wèn)題主要是在彎曲、扭轉(zhuǎn)及制動(dòng)工況下焊縫受剪切等工況下的疲勞破壞，因此主要針對(duì)客車(chē)典型四工況中的這三種工況下對(duì)開(kāi)裂處的強(qiáng)度進(jìn)行分析與改進(jìn)對(duì)比[5-6]。

2 強(qiáng)度分析及優(yōu)化

基于整車(chē)幾何模型和附件的配重?cái)?shù)據(jù)，整車(chē)骨架主要采用2D網(wǎng)格進(jìn)行劃分，對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、空調(diào)等大質(zhì)量部件及車(chē)內(nèi)乘員簡(jiǎn)化為單個(gè)質(zhì)量點(diǎn)，玻璃、蒙皮及部分內(nèi)飾件簡(jiǎn)化為均布質(zhì)量點(diǎn)。

2.1 彎曲工況

基于慣性釋放法[7-8]，考慮2.5動(dòng)載系數(shù)的彎曲工況，通過(guò)底盤(pán)動(dòng)力學(xué)分析，提取懸架與車(chē)架接附點(diǎn)的作用力，加載示意圖如圖4所示。分析后，尾段開(kāi)裂處應(yīng)力云圖如圖5所示。

圖4 彎曲工況下加載示意圖

圖5 彎曲工況下應(yīng)力云圖

由圖可知，彎曲工況下尾段開(kāi)裂處骨架區(qū)域應(yīng)力最高為254 Mpa，位于安全門(mén)下方橫梁與腰梁的交界處，應(yīng)力超過(guò)Q345材料的疲勞極限204 Mpa（取0.4倍材料破壞極限[9]），有產(chǎn)生疲勞破壞風(fēng)險(xiǎn)。

2.2 扭轉(zhuǎn)工況

分析客車(chē)在低速滿(mǎn)載狀態(tài)行駛時(shí)，左右凹凸不平路面引起的車(chē)身扭轉(zhuǎn)對(duì)車(chē)身結(jié)構(gòu)的影響。左后輪和右前輪分別加1.5 G垂向加速度、左前輪和右后輪分別加-1.5 G垂向加速度，提取懸架與車(chē)架接附點(diǎn)的作用力，加載示意圖如圖6所示。分析后，前懸骨架開(kāi)裂處應(yīng)力云圖如圖7所示。

圖6 扭轉(zhuǎn)工況下加載示意圖

圖7 扭轉(zhuǎn)工況下應(yīng)力云圖

由圖可知，在2 G扭轉(zhuǎn)工況下，前懸橫梁開(kāi)裂區(qū)域的應(yīng)力的最大值為270 Mpa，位于前懸左側(cè)縱梁與后方橫梁的交界處，應(yīng)力超過(guò)該材料的疲勞極限204 Mpa，因此容易產(chǎn)生疲勞破壞。

2.3 制動(dòng)工況

約束左右后輪X、Y、Z的平動(dòng)自由度，左右前輪的Y、Z平動(dòng)自由度；同時(shí)施加1 G的向下加速度和0.7 G的縱向加速度，在前輪胎接地點(diǎn)處施加制動(dòng)力，加載示意圖如圖8所示。分析后的應(yīng)力云圖如圖9所示。

圖8 制動(dòng)工況下加載示意圖

圖9 整車(chē)制動(dòng)工況下應(yīng)力云圖

由車(chē)架應(yīng)力云圖可得，在制動(dòng)工況下，開(kāi)裂處的最大應(yīng)力為211 Mpa，出現(xiàn)在橫梁所連板件與縱梁的焊接處，略大于材料的疲勞極限，而此處焊接區(qū)域較大，因此開(kāi)裂有焊接工藝影響的綜合因素。

2.4 改進(jìn)分析

綜合考慮應(yīng)力分析的結(jié)果，考慮局部結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)，并針對(duì)尾段由于安全門(mén)結(jié)構(gòu)對(duì)于剛度的影響，進(jìn)行剛度提升改進(jìn)。

（1）尾段安全門(mén)下方橫梁開(kāi)裂處改進(jìn)方案如圖10、11所示，具體如下：

圖10 安全門(mén)附近結(jié)構(gòu)改進(jìn)

1）安全門(mén)下方以套管的形式延伸到旁邊的腰梁，延伸長(zhǎng)度為200 mm，規(guī)格為（30×30×2）mm方鋼，再在其上方內(nèi)嵌的長(zhǎng)度并一根（25×12.5×2）mm的方鋼。

2）在安全門(mén)下方橫梁內(nèi)側(cè)并一根（40×30×2）mm方鋼橫梁，補(bǔ)強(qiáng)側(cè)圍結(jié)構(gòu)連續(xù)性。

3）為了提高尾端連接剛度，減少安全門(mén)區(qū)域的變形，尾段車(chē)架左側(cè)縱梁上方增加斜撐，并在靠近地板側(cè)的縱梁旁邊并一根縱梁，規(guī)格均為（40×30×2）mm方鋼。

（2）前懸附近骨架結(jié)構(gòu)改進(jìn)如圖12所示。在前懸橫梁與立柱之間增加八角，規(guī)格為（50×50×3）mm方鋼。

圖12 前懸附近骨架結(jié)構(gòu)改進(jìn)示意圖

改進(jìn)前后開(kāi)裂處區(qū)域的應(yīng)力對(duì)比如圖13、14所示，改進(jìn)后，前懸開(kāi)裂處應(yīng)力的最大值由270 Mpa下降到113 Mpa，尾段安全門(mén)附近開(kāi)裂區(qū)域，改進(jìn)后最大應(yīng)力由254 Mpa下降到118 Mpa，小于疲勞極限，強(qiáng)度改善明顯，大大降低了疲勞破壞的風(fēng)險(xiǎn)。

圖13 安全門(mén)橫梁處應(yīng)力對(duì)比云圖

圖14 前懸骨架處應(yīng)力對(duì)比云圖

3 結(jié)論

本文針對(duì)大客車(chē)骨架前后懸附近局部疲勞開(kāi)裂的問(wèn)題，對(duì)車(chē)身骨架進(jìn)行了典型工況的CAE強(qiáng)度分析，基于分析結(jié)果以及裂紋特點(diǎn)，對(duì)局部結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)和優(yōu)化，將相關(guān)開(kāi)裂處結(jié)構(gòu)應(yīng)力水平控制于疲勞極限以?xún)?nèi)，大大降低了疲勞破壞的風(fēng)險(xiǎn)。