本文模擬汽車前軸臺(tái)架試驗(yàn)條件，使用有限元方法對(duì)汽車前軸進(jìn)行靜力分析。在表面質(zhì)量和內(nèi)在組織性能等基本不變的情況下，通過對(duì)其薄弱點(diǎn)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，結(jié)合受力分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，以發(fā)現(xiàn)提升前軸疲勞壽命的其他方法和手段。

背景概況

汽車前軸作為整車最重要的鍛件之一，承受著較大載荷，使用環(huán)境和工況復(fù)雜。前軸在汽車行駛中承受著交變應(yīng)力、力矩及變形力的作用，如果前軸的疲勞性能達(dá)不到標(biāo)準(zhǔn)，將有可能造成嚴(yán)重后果，帶來巨大損失，所以前軸的疲勞性能已成為評(píng)價(jià)鍛件質(zhì)量的主要指標(biāo)。

某前軸在臺(tái)架疲勞試驗(yàn)中，發(fā)現(xiàn)前軸座板背部出現(xiàn)早期斷裂現(xiàn)象。常規(guī)研究前軸疲勞失效的方法主要是對(duì)失效前軸進(jìn)行理化檢測(cè)，探究表面質(zhì)量、內(nèi)部微觀組織以及力學(xué)性能等對(duì)前軸疲勞性能的影響，進(jìn)而通過調(diào)整和優(yōu)化工藝來提高前軸疲勞壽命。

本文則是從另外一個(gè)角度進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析驗(yàn)證和探究，以期發(fā)現(xiàn)提高前軸疲勞壽命的其他方法和手段。

某型前軸臺(tái)架疲勞壽命試驗(yàn)

按照國家QC/T 483-1999《汽車前軸疲勞壽命極限》和QC/T 513-1999《汽車前軸臺(tái)架疲勞壽命試驗(yàn)方法》，在疲勞試驗(yàn)臺(tái)架上對(duì)開發(fā)的前軸進(jìn)行臺(tái)架疲勞試驗(yàn)，在前軸的兩端安裝轉(zhuǎn)向節(jié)，并在兩側(cè)輪距位置設(shè)置固定塊。按照《汽車前軸臺(tái)架疲勞壽命試驗(yàn)方法》對(duì)前軸進(jìn)行加載，垂直載荷為交變載荷，其范圍為9.8×103～6.86×104kg，試驗(yàn)頻率為5Hz，垂直載荷作用于前軸座板處，試驗(yàn)臺(tái)架如圖1所示。

臺(tái)架試驗(yàn)的前軸材料為40Cr，樣品為3件，試驗(yàn)結(jié)果是分別在30萬次、36萬次、20萬次的循環(huán)載荷時(shí)，前軸座板背部和工字筋處斷裂（圖2）。采用理化分析方法對(duì)該前軸進(jìn)行失效分析，結(jié)果表明前軸的化學(xué)成分、金相組織、硬度均符合技術(shù)要求，工件的表面質(zhì)量總體尚可，無明顯鍛造缺陷。現(xiàn)采用有限元的方法對(duì)前軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)受力分析。

圖1 前軸疲勞試驗(yàn)臺(tái)架

圖2 前軸座板背部

前軸有限元靜力分析

針對(duì)上述情況，用有限元法模擬臺(tái)架試驗(yàn)，對(duì)前軸進(jìn)行靜力學(xué)強(qiáng)度計(jì)算。

模型建立及網(wǎng)格劃分

首先將如表1所示的40Cr材料模型，導(dǎo)入到有限元模擬軟件中，并對(duì)前軸模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分（圖3），整個(gè)模型主要采用體單元，共計(jì)15932個(gè)節(jié)點(diǎn)。

圖3 前軸有限元模型

模型加載及計(jì)算結(jié)果

前軸臺(tái)架試驗(yàn)中，前軸在兩騎馬螺栓處承受來自板簧的垂直支撐載荷F。在計(jì)算中主要考慮極限載荷Fx·fx,其中Fx為交變動(dòng)載荷，fx為動(dòng)載系數(shù)，取動(dòng)載系數(shù)為3.5。由于模型和載荷都是關(guān)于前軸縱向中央平面對(duì)稱，因此前軸中央平面滿足對(duì)稱約束。為避免出現(xiàn)剛體位移，對(duì)兩端的主銷孔進(jìn)行全約束。

圖4 前軸等效應(yīng)力分析

圖4所示為前軸等效應(yīng)力分布狀態(tài)，從靜力計(jì)算結(jié)果看，在前軸座板背部出現(xiàn)明顯的等效應(yīng)力集中區(qū)。在模擬的交變載荷作用下，出現(xiàn)裂紋并斷裂，這與臺(tái)架試驗(yàn)中的斷裂位置也基本吻合。為此進(jìn)一步進(jìn)行受力分析，并對(duì)前軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行適當(dāng)改進(jìn)。

前軸應(yīng)力分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)

受力分析

前軸受力簡(jiǎn)圖如圖5所示，前軸座板在垂向力G1作用下，A-A截面承受垂向彎矩。在臺(tái)架疲勞試驗(yàn)循環(huán)至滿載情況時(shí)，前軸所受載荷突然加大，此時(shí)前軸應(yīng)力集中最嚴(yán)重。工字筋及座板上表面均受到壓應(yīng)力，而工字筋以及座板下表面受到拉應(yīng)力。拉應(yīng)力會(huì)使得前軸表面裂紋萌生并擴(kuò)展。

圖5 前軸受力簡(jiǎn)圖

對(duì)于工字梁截面，簡(jiǎn)化后如圖6所示，其截面系數(shù)分別為：

危險(xiǎn)點(diǎn)的最大正應(yīng)力和最大剪應(yīng)力公式分別為：

這里M和T分別為彎矩和扭矩。根據(jù)第四強(qiáng)度理論，前軸的合成應(yīng)力為：

表1 40Cr材料模型

圖6 簡(jiǎn)化的工字梁截面

從公式(5)可以看出，要使應(yīng)力減小，需要Wx增大。因而在設(shè)計(jì)時(shí)，將工字梁的抗彎截面模量提高，可使前軸的應(yīng)力水平降低。

針對(duì)以上分析及前面臺(tái)架試驗(yàn)和理論計(jì)算的結(jié)果，對(duì)前軸座板截面進(jìn)行調(diào)整，再進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析，對(duì)改進(jìn)設(shè)計(jì)的前軸進(jìn)行評(píng)估。

前軸座板處改進(jìn)

圖7所示為前軸座板處的改進(jìn)方案。由抗彎截面模量公式計(jì)算得出圖7(a)為56238mm3，圖7(b)為73190mm3，抗彎截面模量提高了23%。對(duì)改進(jìn)后的前軸進(jìn)行有限元分析，圖8所示為改進(jìn)后前軸等效應(yīng)力分布狀態(tài)，可以看出最大等效應(yīng)力明顯下降，約為材料極限強(qiáng)度的1/2，并且前軸座板處的應(yīng)力集中區(qū)明顯消散。模擬結(jié)果表明，對(duì)前軸的改進(jìn)，減少了前軸座板的應(yīng)力集中，提高了前軸疲勞強(qiáng)度。

圖7 前軸座板改進(jìn)

圖8 改進(jìn)后前軸等效應(yīng)力分布

改進(jìn)后物理試驗(yàn)結(jié)果

在表面質(zhì)量和內(nèi)在組織性能等基本不變的情況下，對(duì)結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的前軸進(jìn)行臺(tái)架疲勞試驗(yàn)，其疲勞載荷次數(shù)分別為60萬次、81萬次、100萬次（未斷），其斷裂位置位于前軸主銷孔處（圖9）。試驗(yàn)結(jié)果表明，此處的結(jié)構(gòu)改進(jìn)明顯提高了前軸的疲勞性能，也從另外一個(gè)角度說明了前軸本身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對(duì)產(chǎn)品的疲勞壽命具有較大影響。

圖9 前軸疲勞斷裂位置

結(jié)論

⑴通過有限元受力分析和試驗(yàn)，驗(yàn)證了理論分析和試驗(yàn)結(jié)果的基本一致性。通過對(duì)前軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，是可以提升其疲勞壽命的。

⑵在精確建模的基礎(chǔ)上，模擬計(jì)算前軸的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，找出其結(jié)構(gòu)上的薄弱環(huán)節(jié)。通過結(jié)構(gòu)性的設(shè)計(jì)改進(jìn)，應(yīng)可以進(jìn)一步提升其疲勞性能，包括對(duì)工字筋、彎部等截面的優(yōu)化（生產(chǎn)企業(yè)與主機(jī)廠需達(dá)成一致，兼顧產(chǎn)品輕量化）。

⑶鍛造工藝應(yīng)科學(xué)合理先進(jìn)，前軸產(chǎn)品的表面質(zhì)量和內(nèi)在質(zhì)量應(yīng)當(dāng)保證，如鍛件應(yīng)光亮飽滿、過渡流暢、切邊平整、內(nèi)在組織等機(jī)械性能優(yōu)良。

作者簡(jiǎn)介

鄭明玉，技術(shù)中心主任，高級(jí)工程師，主要從事鍛造工藝及模具設(shè)計(jì)、機(jī)械加工、技術(shù)改造項(xiàng)目及科技政策管理等工作。主持完成重型商用車前軸、高端前軸柔性機(jī)加工、汽車轉(zhuǎn)向臂生產(chǎn)線等6項(xiàng)技術(shù)改造項(xiàng)目，獲皖中集團(tuán)公司科技進(jìn)步特等獎(jiǎng)2項(xiàng)，主持開發(fā)前軸、轉(zhuǎn)向節(jié)臂等各類新產(chǎn)品百余種，擁有3項(xiàng)發(fā)明專利。