某重型车悬架系统静强度及疲劳耐久性分析

梁江波

（陕西重型汽车有限公司，陕西西安 710200）

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Hyper-Works，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。

图1 整体式平衡轴断裂状态

图2 整体式平衡轴断裂局部

1 悬架系统分析有限元模型的建立

在 Hyper Mesh11.0中，选择 Radioss（Bulk Data）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、内衬梁等板件采用二维壳单元，单元尺寸为10 mm；铸造横梁、平衡轴支架、平衡轴采用四面体单元，单元尺寸为6 mm。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2 mm的间隙，在其接触处采用1 D里面G AP单元进行模拟。图3所示为悬架系统有限元模型。

图3 悬架系统有限元模型

2 材料属性和边界条件

悬架系统各部件所对应的材料属性如表1所示。

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.平衡轴左右两端均布沿 Z 向25t均布力，平衡轴支架下端孔处沿X负方向集中力各3.375 t，重力加速度取g，如图4所示为悬架系统分析有限元模型的约束和荷载示意图。

图4 悬架系统约束和载荷示意图

3 静强度计算结果分析

从计算结果（图5～图8所示）可以看出，平衡轴支架下端处最大位移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481.2 MPa，安全系数为0.67；平衡轴最大应力284.3 MPa，安全系数为1.13.

图5 平衡轴位移计算结果

图6 平衡轴轴线上翘量计算

根据实际的工程经验，对于疲劳破坏的钢结构来说，在静力工况下，当应力达到某一极限值时，结构就会发生疲劳破坏，但是，该应力极限一般要比材料的屈服应力值小。该平衡轴所用材料的屈服强度RP是320 MPa，极限拉伸强度σ是500 MPa，根据经验公式，在106次循环破坏时，对应的应力值是250 MPa.对于平衡轴这样重要的部件来说，其重要性非常高，定义这些部件的寿命为106次。如果其结构应力超过该极限值，则有疲劳破坏的危险。

平衡轴疲劳极限大小取为：0.5 σ=250 MPa.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250 MPa，有发生疲劳破坏的危险，该位置与实际断裂的位置完全相同。

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、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1.40×102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。

表1 材料属性

图7 平衡轴支架应力计算结果

图8 平衡轴应力计算结果

图9 平衡轴支架疲劳安全系数

10 平衡轴疲劳安全系数

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。

图11 平衡轴支架疲劳寿命

图12 平衡轴疲劳寿命

4 结束语

文章针对某平衡轴支架断裂的具体问题，在Hyper Mesh11.0-Radioss软件环境下建立了悬架系统有限元模型，并对其进行了静强度分析，找到了平衡轴破环的具体原因为疲劳失效引起；在FEMFAT5.0中对该悬架系统进行了对称应力循环下的疲劳耐久性分析，由分析结果，平衡轴不能满足疲劳安全系数的要求。最后对平衡轴提出了建议，为设计优化改进指明了方向。

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