某城市客车减振器支座疲劳寿命仿真分析

2020-11-03庄首吉

客车技术与研究 2020年5期

关键词：减振器支座载荷

庄首吉，曾锋

(厦门金龙旅行车有限公司，福建厦门 361022)

减振器支座不但承受来自汽车本身的重量，还承受汽车行驶过程中来自路面的冲击力，其疲劳耐久性能不仅关系到整车能否正常运行，对于保证车辆及行人安全也至关重要[1-2]。因此，减振器支座设计时除了必须有足够的结构强度外，还必须考虑其疲劳寿命。

本文探讨基于Hypermesh/OptiStruct平台的减振器支座结构强度计算和疲劳寿命预估的仿真分析方法，并将仿真分析结果与实际破坏形式进行对比[3-4]。同时根据仿真分析结果，对结构进行优化设计，有效提高减振器支座的疲劳寿命。

1 减振器支座结构强度计算

客车行驶过程中，减振器支座主要承受来自减振器传递的力，忽略其他力的影响。车辆行驶中由于路面的不平整对减振器支架产生瞬态冲击载荷[5]，因此,在减振器支架结构强度分析中，需要考虑载荷系数。根据工程经验，此次分析动载系数取1.5[6]。根据提供的资料，减振器的最大阻尼力为5 600 N，因此模型中对支座施加8 400 N的载荷。

减振器支座的有限元模型如图1所示。采用四面体单元进行网格划分，基本尺寸3 mm，局部特征区域进行加密处理。支座模型共划分653 453个单元、119 517个节点。

图1 有限元模型

通过约束支座与车桥连接的螺栓孔处在x、y、z三个方向的平动自由度和转动自由度，模拟减振器支座被固定在车桥上。通过建立支座螺栓孔与减振器连接点的刚性Rigid单元，模拟减振器与支座的连接关系，并在连接点处施加竖直向下的8 400 N的载荷。减振器支座材料为铸钢ZG270-500，其屈服极限为270 MPa。

静强度分析计算出的应力分布如图2所示。减振器支座整体应力水平较低，最大等效应力值为213.3 MPa，低于材料的屈服极限270 MPa，出现在靠减振器一侧的肋板中部。这说明该减振器支座满足结构强度设计要求，但是存在局部应力集中现象，可能造成疲劳破坏。

图2 减振器支座应力分布云图

2 疲劳寿命分析

减振器支座的疲劳属于高周疲劳，选用名义应力法进行疲劳寿命分析。该方法的基本思路是：根据零件的S-N曲线(S为名义应力等级，N为等幅疲劳试验下的疲劳寿命循环次数)，载荷应力谱及疲劳线性累积损伤理论(Miner法则)进行抗疲劳分析[7-9]。

大量的实验数据表明，对于钢材等常用金属材料，其S-N曲线和E(弹性模量)、UTS(极限抗拉强度)有一定的相关性。在没有准确的材料曲线的情况下，可以从材料的UTS推算得到近似的S-N曲线[10]。OptiStruct采用“通用斜率法”进行S-N曲线估算，对于钢材，其SRI1=4.263×UTS，b1=-0.125。疲劳应力公式：

S=SRI1·Nb1

式中：S是应力幅值；SRI1是一次循环下的应力值；b1是高周疲劳阶段的疲劳强度指数。

减振器支座材料ZG270-500的UTS为500 MPa，拟合得到的双对数S-N曲线如图3所示。

图3 双对数S-N曲线

在车辆运行过程中，减振器支座承受上下交变循环载荷。在减振器支座受力处施加幅值为8 400 N、频率为1 Hz的正弦循环模拟载荷谱：

y=8 400 sin(2πx),x∈[0,1]

式中：x表示时间，s；y表示x时刻的载荷，N。

在Hypermesh/OptiStruct环境中，定义材料的S-N曲线(如图3所示)和循环加载工况后，即可利用静强度计算模型进行减振器支座疲劳寿命的分析[11]，其结果如图4所示。由图4可以看出，减振器支座的疲劳危险部位分布于靠减振器一侧的肋板中部，与静强度高应力区基本相同，疲劳寿命估计为7 352次，远小于工程设计106次的要求。其他部位疲劳寿命均超过了工程设计的要求。