魏 平 ，王建軍 ,2，李 健

（1.安徽機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院，安徽 蕪湖 241002；2.燕山大學(xué)，河北 秦皇島 066004；3.蕪湖勤惠科技有限公司，安徽 蕪湖 241000）

求解車輛零部件疲勞壽命通常采用靜力學(xué)分析和求解單位載荷作用下的結(jié)構(gòu)響應(yīng)與道路載荷疊加后形成的應(yīng)力時(shí)間歷程曲線[1]。液化天然氣LNG作為汽車燃料，具有低碳環(huán)保、費(fèi)用低、易于貯存和運(yùn)輸?shù)奶匦裕?dāng)前被普遍應(yīng)用于工程車領(lǐng)域[2]。汽車輕量化進(jìn)程中，氣瓶框架的結(jié)構(gòu)、材料、制造工藝等都在進(jìn)行對(duì)應(yīng)改進(jìn)，會(huì)影響氣瓶組件安全。因此，優(yōu)化氣瓶框架結(jié)構(gòu)和輕量化會(huì)直接影響產(chǎn)品安全和企業(yè)經(jīng)濟(jì)效益[3]。

氣瓶滿重為800 kg，框架前后橫梁板材料為7075T6高強(qiáng)度航空用鋁合金，左右氣瓶鞍座為5083H111鋁合金板材，中間四塊連接板為6082鋁合金板，其他為610L板。產(chǎn)品及應(yīng)用場(chǎng)，如圖1所示。

圖1 產(chǎn)品及應(yīng)用場(chǎng)

1 模態(tài)分析

1.1 邊界條件

約束：約束氣瓶框架下底面2個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)、2個(gè)移動(dòng)共4個(gè)自由度；約束框架安裝孔六個(gè)自由度完全約束，如圖2所示，為分析用框架總成的幾何數(shù)據(jù)及有限元模型。

1.2 模態(tài)分析

1.2.1 固有頻率分析

引起框架振動(dòng)源主要是車輛在行駛中的路面激勵(lì)，以及發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的激勵(lì)。但是，框架的低階模態(tài)對(duì)車的振動(dòng)影響最大，因此盡量避免框架的固有頻率發(fā)生在低階模態(tài)，且避免與發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率或者路面激勵(lì)頻率的重疊，這樣既可減弱框架結(jié)構(gòu)的振動(dòng)情況，又可提高整車穩(wěn)定性。

發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率的計(jì)算式為[1]

式中fr為發(fā)動(dòng)機(jī)干擾頻率；j為諧次數(shù)，取值2；n為怠速時(shí)轉(zhuǎn)速，取平均值為1 200 r/min；z為發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)，取值為4；t為沖程的2倍為8。

路面激勵(lì)頻率的計(jì)算式為[1]

式中ft為路面激勵(lì)頻率；v為車速，取平均值60 km/h；λ為搓板路路面波長(zhǎng)平均值，取0.5 m。

依據(jù)式（1）、（2）計(jì)算，得到怠速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)基頻率為20 Hz左右；路面激勵(lì)振動(dòng)頻率為16.7 Hz左右。

1.2.2 前三階模態(tài)分析

對(duì)原始數(shù)據(jù)模型（圖2），進(jìn)行前三階模態(tài)分析后，得到氣瓶框架結(jié)構(gòu)的主要信息（表1），和主要振型（圖3）?？梢缘玫角叭A模態(tài)振動(dòng)頻率均高于固有頻率，不會(huì)產(chǎn)生共振的結(jié)果。

圖2 分析模型圖

圖3 前三階主要振型

表1 氣瓶框架前三階頻率

2 剛度分析

對(duì)原始數(shù)據(jù)模型（圖2），選定氣瓶和固定座的固定點(diǎn)，在X、Y、Z三軸及正負(fù)六個(gè)方向施加8 g加速度，進(jìn)行剛度相對(duì)位移分析，得到氣瓶在滿載情況下相對(duì)位移（表2）和主剛度分析（圖4）。

圖4 六種位置剛度位移

表2 氣瓶與框架相對(duì)位移

3 強(qiáng)度分析

根據(jù)框架實(shí)際情況施加邊界條件，建立四種加載力場(chǎng)（表3），應(yīng)力云圖（圖5）?？蚣艿闹黧w材料以610 L為主，其抗拉強(qiáng)度為220 MPa，屈服強(qiáng)度為500 MPa。在（a）制動(dòng)工況下，最大應(yīng)力為35.9 MPa,出現(xiàn)在圖示安裝支架上，小于材料610 L的屈服強(qiáng)度（510 MPa）；在（b）轉(zhuǎn)彎工況下，最大應(yīng)力為66.1 MPa，出現(xiàn)在圖示安裝支架上，小于材料5083H111的屈服強(qiáng)度（210 MPa）；在（c）制動(dòng)和轉(zhuǎn)彎工況下，最大應(yīng)力為64.9 MPa，出現(xiàn)在圖示安裝支架上，小于材料5083H111的屈服強(qiáng)度（210 MPa）；在（d）垂直跳動(dòng)工況下，最大應(yīng)力為46.1 MPa，出現(xiàn)在圖示安裝支架上，小于材料5083H111的屈服強(qiáng)度（210 MPa）。

圖 5 應(yīng)力云圖

表3 四種工況場(chǎng)的設(shè)置

仿真結(jié)果顯示最大應(yīng)力遠(yuǎn)低于其抗拉強(qiáng)度，也低于屈服強(qiáng)度。這是可靠性分析的依據(jù)，但是也有突發(fā)斷裂的可能，必須進(jìn)行耐久性實(shí)驗(yàn)，在試驗(yàn)臺(tái)或路跑實(shí)驗(yàn)中出現(xiàn)了疲勞破壞再進(jìn)行分析。部件的疲勞性破壞是在循環(huán)應(yīng)力作用下，局部應(yīng)力最大處可能會(huì)產(chǎn)生的微小裂紋，逐漸形成較大的可見(jiàn)裂紋，導(dǎo)致斷裂。所以，有必要進(jìn)行低應(yīng)力疲勞破壞試驗(yàn)。

4 小結(jié)

采用此種框架的結(jié)構(gòu)形式、材料選型及設(shè)計(jì)方法，模態(tài)分析均大于目標(biāo)值25 Hz，剛度分析六個(gè)方向值均小于目標(biāo)值13 mm，強(qiáng)度分析四種工況，應(yīng)力均低于對(duì)應(yīng)材料的屈服極限值。通過(guò)有限元分析，在常態(tài)下工作運(yùn)行受力振動(dòng)及疲勞壽命，確定了整體結(jié)構(gòu)滿足靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度要求，為后期再進(jìn)行試驗(yàn)平臺(tái)和實(shí)況路面試車運(yùn)行提供了前期數(shù)據(jù)支撐和技術(shù)參照。