重型车悬架系统静强度及疲劳耐久性分析

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　　1 引言
　　平衡轴是悬架系统重要承力部件，在使用中出现局部断裂，为了进一步找出其断裂破坏原因，对悬架系统进行静强度及疲劳分析，静强度分析采用汽车行业功能强大的通用有限元分析软件HyperWorks，疲劳分析采用FEMFAT5.0。图1、图2为整体式平衡轴断裂后的照片。


　　2 悬架系统分析有限元模型的建立

　　在HyperMesh中，选择OptiStruct模板，截取部分车架总成模型，建立包括各相关零件的较为完整的分析计算模型。车架支撑板、纵梁、内衬梁等板件采用四边形和三角形二维壳单元，单元尺寸为10mm;铸造横梁、平衡轴支架、平衡轴采用四面体单元，单元尺寸为6mm。平衡轴支架通过螺栓连接固定在车架上;考虑平衡轴支架与平衡轴之间有2mm的间隙，在其接触处采用1D里面GAP单元进行模拟。图3所示为悬架系统有限元模型。


　　3 材料属性和边界条件

　　悬架系统分析有限元模型所对应的材料属性如表1所示。

　　表1 材料属性


　　悬架系统各部件，根据具体的螺栓连接关系，采用Rbe2+Beam进行模拟，在车架前后两端约束全自由度1,2,3,4,5,6 (1-X方向的平动自由度;2-Y方向的平动自由度;3- Z方向的平动自由度;4- X方向的转动自由度;5- Y方向的转动自由度;6-Z方向的转动自由度)。平衡轴左右两端均布沿Z向25吨均布力，平衡轴支架下端孔处沿X负方向集中力各3.375吨，重力加速度取g，如图5所示为悬架系统分析有限元模型的约束和荷载示意图。

　　4、静强度计算结果分析

　　从以上计算结果(图5-图8所示)可以看出，平衡轴支架下端处最大位1.542，平衡轴左端轴线上翘0.207°，右端轴线上翘0.222°。平衡轴支架最大应力为481.2MPa，安全系数为0.67;平衡轴最大应力284.3,安全系数为1.13。平衡轴疲劳极限大小取为：0.5×强度极限=250MPa。由平衡轴应力计算结果知，最大应力及次大应力均超过其疲劳极限，有发生疲劳破坏的危险，该位置与市场上支架出现断裂的位置完全相同。
　　由以上分析，我们可以得出结论，市场上出现的平衡轴断裂现象，主要是由于平衡轴所用材料屈服强度和抗拉强度过低，容易产生疲劳破坏所致，可考虑对平衡轴支架及平衡轴更换材料或改进结构，从而提高其强度安全性。

　　在FEMFAT5.0中，以悬架系统的应力结果为疲劳应力幅值，计算对称应力循环(即R=-1)时，对悬架系统进行疲劳分析，计算平衡轴支架和平衡轴的最小疲劳安全系数及疲劳寿命。如图9-图12所示。

　　经过分析，平衡轴支架存在局部应力集中部位，最小安全系数只有0.67;结合疲劳耐久性分析计算，支架最小疲劳安全系数为0.43，疲劳寿命为1.40×105次;平衡轴最小安全系数为1.13，最小疲劳安全系数为0.43，疲劳寿命约5.67×104 ，低于存活率达到99.9%条件下，零部件安全系数需达到1.32的要求。

　　5结论

　　文章结合某平衡轴支架断裂的具体问题，采用HyperMesh11.0-RADIOSS建立了悬架系统有限元模型，进一步对悬架系统进行了静强度和疲劳分析，找出了平衡轴支架断裂的原因，并提出了有效的预防措施。

转自：http://mp.weixin.qq.com/s?__biz= ... tc4lIu0XU60GfQzM#rd

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不错的文章  要是有具体过程就好了