基于有限元分析的轿车后桥疲劳寿命预测

基于有限元分析的轿车后桥疲劳寿命预测

彭　为　靳晓雄　左曙光

(同济大学汽车学院,上海　200092)

　　[摘要]　利用实测道路载荷时间历程,结合后轿有限元模型和材料属性,用LMS FALANCS 软件来预测轿车后桥的疲劳寿命,其分析结果与道路试验结果基本一致。

叙词:耐久性,有限元模型,疲劳寿命,预测,仿真

Fatigue Life Prediction of Car ’s Rear Axle Based on FEM Analysis

Peng Wei ,Jin Xiaoxiong &Zuo Shuguang

A utomobile School ,Tongji U niversity ,S hanghai 200092

　　[Abstract]　Based on the load history acquired by road test ,in combination with Finite

Element (FE )models of car ’s rear axle and material properties ,the fatigue life of car ’s rear axle is predicted by using LMS FALANCS.The analysis results coincide with the road test very well.

K eyw ords :Durability ,Finite Element model ,F atigue life ,Predict ,Simulation

　　原稿收到日期为2003年11月10日,修改稿收到日期为2004年1月4日。

1　前言

近年来,基于计算机辅助工程(CAE )的汽车零部件数字化寿命预测逐渐在世界各大汽车公司得到应用。在许多情况下,分析人员可以预测疲劳危险点的位置,比较在给定的载荷下部件的不同设计造成疲劳寿命的差异。这样在新产品设计阶段或进行现有产品改进设计时,就可以进行疲劳寿命分析,得到相对可靠的零部件预测寿命,既可大大缩短开发周期,又能节省大量试验费用[1,2]。而传统的方法是利用样车在试车场或道路上进行道路试验。该方法有周期长、费用高等缺点。不仅难以快速找出问题根源,而且只能在样车制造以后进行,即只能“检验”、

无法“预测”[3]。在目前激烈的市场竞争中,产品更

新换代越来越快,成熟产品也在不断进行改进,以适应市场要求。这样,零部件的疲劳寿命预估在产品设计开发和改进中的重要性日益为汽车研发人员所认识。

进行零部件疲劳寿命预估,精确的有限元模型

和可靠的材料疲劳数据是必需的,另外获得准确的

实际运行工况下的道路输入载荷也非常关键。由于客观条件的,国内这方面的研究尚非常有限。

作者利用有限元分析软件Patran/Nastran 对后桥进行分析,结合实车采集到的载荷-时间历程信号,用疲劳寿命分析软件LMS/FALANCS 计算出某轿车后桥各部分在实际道路行驶载荷作用下的疲劳损伤特性,并与道路试验实测数据进行了对比。

2　后桥有限元模型的建立

有限元模型是疲劳寿命预估的基础,因此要先建立尽可能精确的模型,为仿真计算打好基础。有限元模型建立及试验验证步骤如图1所示。

用Patran/Nastran 对该轿车后桥几何模型进行初步有限元网格划分和应力及模态计算,然后进行静态加载和模态试验。通过计算结果与试验结果的比较,对网格划分、加载与约束条件进行修改,最后

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汽　车　工　程

Automotive Engineering 　　　　　　　　　　　　

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图1　有限元模型建立及验证流程框图

得到较为准确的后桥有限元计算模型。

通过静态与动态(模态)验证,说明该有限元模型已经能够满足计算精度要求,可采用此模型进行下一步分析计算。另外通过有限元分析确定后桥在各种加载条件下的应力分布情况,可为静载试验和道路采谱确定应变测点以及台架疲劳试验提供理论依据。

3　材料和部件的疲劳性能

为了进行疲劳寿命估算就必须了解后桥零部件材料和构件的疲劳性能。该后桥为St37号钢材焊接而成,从手册和材料数据库中可以找到St37号钢光滑试件的S 2N 曲线。如图2所示。

图2　St37号钢S 2N 曲线

该型材料的疲劳极限σE =180179M Pa ,对应的循环次数N E =6×105,拉伸极限和压缩极限分别为591168M Pa 和1775M Pa ,S 2N 曲线的斜率为5。

根据后桥零部件的加工工艺和尺寸大小查阅疲劳设计手册取表面状态修正系数和尺寸修正系数分别为1和019[4]。利用这些修正系数对S t 37号钢的S 2N 曲线进行修正,就得到了后桥非焊接区域构件的疲劳性能。由于在焊缝处具有应力集中、焊接缺陷

和拉伸残余应力,使其疲劳强度比母体金属降低,所

以焊接结构的疲劳失效多在焊缝处产生

。该后桥为焊接结构,存在大量焊缝,因此,在进行疲劳寿命估算时必须考虑焊缝的疲劳性能。

焊接接头的疲劳强度主要决定于焊缝形式和焊接工艺。国际焊接研究会(IIW )和欧洲的研究机构为了便于进行焊接结构的疲劳寿命分析,依据焊接结合的结构形式、焊接工艺等因素分别制定了详细的焊接特性手册。通过比较实际零件的焊接结构查阅手册就可以找到能代表焊缝处疲劳性能的S 2N 曲线[5]。在进行疲劳寿命计算时,对非焊接区域以

及不同焊接结构的焊接区域,采用不同的S 2N 曲线分别进行计算。

4　道路输入载荷

使用测量轮(W FT )在上海大众试车场的疲劳强化试验路段(简称EV P 道路)上进行该轿车实车道路采谱。测量轮又称车轮力传感器,可实时测量作用于车辆轴头的6个分力[6],如图3所示。

图3　后桥轴头6个分力作用位置

EV P 道路每8圈为一个循环,每圈2k m ,共

16k m 。采集到的作用于后桥轴头处的6个分力(侧

向力、纵向力、垂向力和3个方向上力矩)信号(左右

两侧共计12个通道),经过数据预处理分别得到各个载荷的时间历程信号,该信号将作为疲劳寿命计算的输入信号。

同时,根据经验和有限元计算结果,在后桥选取应力较大处贴单向应变片或应变花,进行实车测量以作为结果验证的参考信号。

5　疲劳损伤计算

在进行疲劳损伤估算时,先在已验证的有限元

模型上按照实车采谱试验中外载荷作用的形式设定约束并加载单位力(力矩),得到的计算结果实际上

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是后桥各部分由于外载荷所产生的应力输出和外载荷输入之间的比例关系。再根据实车采集到的载荷-时间历程计算出后桥仿真模型在实际道路激励下各处的应力响应-时间历程。然后根据疲劳损伤理论按名义应力法对后桥整体的疲劳损伤进行计算。应力有限元计算在Pat ran/N ast ran 中进行,再在疲劳寿命分析软件L M S /Falancs 调用有限元计算结果,并将实测道路载荷时间历程加载。对于焊缝部分,按其单元号编成不同的单元组,按不同的S 2N 曲线进行计算。计算结果再回到Pat ran/N ast ran 中进行后处理和结果显示。计算流程如图4所示。图4　疲劳损伤计算流程框图在充分掌握构件各处的疲劳性能的基础上,就可以对有限元模型在外载荷时间历程作用下的应力响

应谱进行寿命估算。在计算中首先考虑平均应力对寿命的影响,对计算应力谱进

行修正,最后用线性疲劳损伤累积理论对

后桥各处的损伤值进行计算。特别要注意的是,由于后桥上各处的应力状态为空间应力,且主应力的大小和方向随时间而改变,因此,在实际计算过程中对各点空间应力的不同相位角度都计算了损伤值,并取其最大值作为该点处的损伤值[7]。

为进行分析比较,文中分别按单侧载荷和多轴载荷的不同情况进行了计算。

通过对计算得出的疲劳损伤分布云图进行分析,可以看出该轿车后桥损伤较大的区域为纵臂前部、焊缝处、横向稳定杆等部位。

焊缝处疲劳损伤值普遍较大。这是由于焊接部分疲劳强度相对于母体金属而言往往较低,易发生疲劳破坏。在实际使用和台架疲劳试验中往往也是在焊缝处首先出现疲劳裂纹。因此,在后桥的开发和改进设计中应特别注意焊接结构形式的优化和焊接工艺的改进。在对各种单侧载荷作用下疲劳损伤的对比中可以看出,疲劳损伤主要由垂向力作用引起,侧向力,纵向力所引起的损伤较小,这与有限元分析结果也较吻合。

为对计算结果加以验证,对道路试验中采集的应变信号也进行了损伤计算,部分应变片贴片位置如图5所示。

图5　部分应变片

贴片位置图

　　在L M S /Falancs 中按局部应力-应变法对单向应变片和应变花分别进行了疲劳寿命计算,并与仿真结果进行了对比,部分结果对比如表1所示。其中6、7、15测点贴单向应变片,(20,21,22)、(23,24,25)测点贴应变花。

表1　仿真与实测损伤结果对比

测点

实测应变片损伤对数值

仿真计算损伤对数值

6-411403-21937-416175-310515-516811-415620,21,22-319111-314323,24,25

-311672-2181

通过对计算结果的分析对比可以看出,根据有限元结果计算出的损伤值和根据实测应变值计算出的损伤值有一定出入,但其分布趋势基本一致。不同的原因是由于实车采谱试验主要采用了单向应变片,不可能把某点的应变状态完全地反映出来。而通过有限元计算可以完全取得该点在多轴随机载荷下的应变响应,因此依据有限元的计算结果估算出的疲劳损伤值相对偏大,也更符合实际情况。

6　结论和展望

(1)按有限元方法进行计算的结果与根据实测

应变载荷谱计算的结果相比较,其损伤分布趋势基本一致,也和实际使用及台架试验的损伤情况吻合,说明此方法可用于汽车零部件的疲劳寿命估算。

(2)利用有限元仿真计算的结果结合车辆道路采谱试验对汽车零部件进行疲劳寿命分析,不仅可以比较准确和直观地了解零部件的疲劳寿命损伤,还可以分析损伤产生的原因,为改进设计提供依据。此外把改进设计的方案建立为有限元模型并进行相关的疲劳寿命估算,可方便地验证改进设计效果,既缩短了试验周期,又可降低开发、试验经费。

(3)由于路面载荷通过轮胎直接作用在轴头上,

可将车轮力传感器测得路面激励信号直接加载于后桥有限元模型上作为输入,计算相对较为方便。而

(下转第480页)

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偏差的有效值分别为01174km/h 和01185km/h 。

为确定控制系统的普遍适用性,进行了变速器Ⅲ挡时系统工作过程模拟。模拟时的条件与前面完全相同,其结果如图8。速度的最大偏差分别为01525km/h 和01536km/h ,速度平均值与设定值之差分别为01126km/h 和01125km/h ,偏差的有效值分别为01195km/h 和01196km/h 。结果表明,控制系统在变速器处于Ⅲ挡时同样可以正常工作且保证汽车车速稳定在设定车速附近

。

图8　变速器Ⅲ挡,设定速度=35km/h 时v -S 曲线

5　结束语

利用发动机制动、排气制动与缓行器联合作用的持续制动方式并采用模糊控制方法,可以保证汽车在各种直坡度的坡道上以驾驶员所希望的车速稳定下坡行驶。即可以在不使用主制动器的条件,采用发动机制动、排气制动与缓行器联合作用的持续制动方式使汽车稳定下坡。提高了汽车下坡行驶的安全性,减少了制动蹄片和制动毂的磨损,同时也减少了驾驶员的操作,降低了劳动强度。因为在手动控制过程中,驾驶员必须随时判断道路坡度,再根据坡度及控制方案调整变速器挡位和不同持续制动方式的组合,实现稳定下坡。这样既增加了驾驶员劳动强度,同时也影响控制过程的精度。另外,通过联合作用的持续制动系统的采用,可以充分利用发动机制动、排气制动这种低成本、无消耗的持续制动装置,使得在汽车上选装的缓行器制动容量减小,降低安装缓行器的成本和使用过程中的消耗,也减小了它对汽车整备质量的影响。模拟计算结果还表明,采用此控制方法完全可以满足汽车下坡持续制动的要求。它是解决中、低档客车在山区公路以一定车速连续下坡行驶安全性的比较理想的方案。

参考文献

1　余强.客车连续下坡持续制动性能试验研究:[学位论文].西安:

长安大学,2000

2　余强,陈荫三　等.客车持续制动性能试验研究.中国公路学报,

1999(4)

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对于其他底盘零部件以及车身构件而言,情况则复杂得多。对于这种情况,可以考虑用多体模拟(MBS )软件建立虚拟试验台架,“数字化测量”部件之间的相互作用载荷。从理论上来说,只要用车轮力传感器测量轴头载荷,并且知道系统的集中质量、刚度和阻尼参数,那么整车任何部位的力都可以计算出来,然后再按上述方法进行疲劳寿命预估。

参考文献

1　Wang J Z ,Muddiman M W and Moore G R 1Power Steering System

Key 2Life Test Procedure Development 1SAE 2000-01-07852　Peter J.Heyes ,林晓斌.基于有限元的疲劳设计分析系统

MSC/FATIGU E.中国机械工程,1998,9(11)

3　骊明　等.汽车结构抗疲劳设计.合肥:中国科学技术大学出版

社,1995

4　赵少汴,王忠保.抗疲劳设计———方法与数据.北京:机械工业出

版社,1997.1

5　LMS.FALANCS User Manual.V2.1,2001.3

6　Walter Weiblen ,et al.Evaluation of Different Designs of Wheel

Force Transducers.SAE 980262

7　项娇.轿车后桥疲劳寿命分析与试验研究:[学位论文].上海:同

济大学,2003

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