液压模块挂车动态响应分析及车架疲劳寿命预测.pdf

第 2期 2 0 1 4年 2月 机械 设 计 与 制造 Ma c h i n e r y De s i g nMa n u f a c t ur e 6 9 液压模块挂车动态响应分析及车架疲劳寿命预测 武俊达 ， 董大伟 ， 闰兵， 王媛文 西南交通大学 机械工程学院， 四川 成都6 1 0 0 3 1 摘要 针对重型液压模块挂车的动态响应特性及车架疲劳强度研究的问题 ， 考虑车架弹性动态特征与液压悬挂系统的 影响， 建立了挂车刚柔耦合多体系统动力学模型。进行了不同的路面等级与车速下的运行工况对挂车系统动态响应特性 的影响研究。将多体动力学仿真的结果作为疲劳分析的载荷历程， 基于焊接结构疲劳分析的热点应力法， 进行了车架危 险部位疲劳寿命预测。 在 D级路面、 车速为5 ． 5 5 m ／ s 下的运行工况， 车架危险部位的最小疲劳寿命值为 1 8 ． 7 1 年大于挂车 使 用年限 ， 即车架满足疲劳强度要 求。 关键词 液压模块挂车； 刚柔耦合； 动态响应； 疲劳寿命 中图分类号 T H1 6 ； U 4 6 7 ． 4 9 7 文献标识码 A 文章编 号 1 0 0 1 3 9 9 7 2 0 1 4 0 2 0 0 6 9 0 4 Dy n a mi c Re s p o n s e An a l y s i s a n d Bo g i e Fr a me F a t i g u e L i f e Pr e d i c t i o n o f Hy d r a u l i c Mo d u l a r Tr a i l e r s W U J u n - d a ，DONG Da w e i ，YAN Bi n g ，WANG Yu a n we n S c h o o l o f M e c h a n i c a l E n g i n e e r i n g ， S o u t h w e s t J i a o t o n g U n i v e r s i t y ， S i c h u a n C h e n g d u 6 1 0 0 3 1 ， C h i n a A b s t r a c t I n ． o r d e r t o s t u d y t h e dyn a m i c r e s p o n s e p r o p e r t i e s a n d b o g i e f r ame f a t i g u e s t r e n g t h o ft h e h y d r a u l i c m o d u l a r t r a i l e r s ， r i g i d - fl e x i b l e c o u p l i n g m u l t i - b o d y dyn a m i c m o d e l o f t r ai l e r ∞b u i l t w i t h t h e e f f e c t ofe l a s t i c dyn am i c c h ar a c t e r i s t i c s of b o gi e f r ama n d h y d r a u l i c s u s p e nsi o n s t e m w e r e c o n s i d e r e d ． T h e dyn a mi c o nse p r o p e r t i e s of t r ai l e r w e r e s t u d i e d w i t h t h e e f f e c t s oft h e r o a dg r a d e andt r ai l e r s p e e d c o nsi d e r e d ． T h e f 0 t i m e h i s t o r i e s ． w h i c h i s n e c e s s a r y f o r f a t i gue ana l y s is ofb o gi e fra m ， C a n b e o b t a i n e d f r o m t h e r e s u l t s o f mu l t i b o d y d y n a m i c s i mu l a t i o n ． T h e f at i g u e f o f r i s k p o i n t s o f b o g i e ㈣e w e r e p r e d i c t e d b ase d o n t h e h o t s p o t s t r e s s m e t h o d f o r w e l d i n g s t r u c t u r alf ati g u e a n al y s is ． Wi t h D grade of r o ad and 5 ． 5 5 m ／ s s p e e d o ft r ai l e r “s o p e r at i n g c o n d i t i o n ， t h e l e ast f atigue f ofr i s k p o i n t s i s c o r r e s p o n d e d t o t r a i l e r usi n g 1 8 ． 7 1 y e a r s and gre ate r t h a n t h e t r ail e r s s e r v i c e l if e ， r atine s t r e n gt h r e q u i r e m e n t ofb o gi e f r am e i s m e t ． Ke y W o r d s Hy d r a u l i c Mo d u l a r Tr a i l e r s ； Ri g i d - F l e x i b l e Co u p l i n g ；Dy n a mi c Re s p o n s e ； Fa t i g u e Li f e 1引言 重型液压模块挂车 Hy d r a u l i c M o d u l a r A s s e m b l e d T r a i l e r s 一 简称 HMA T 设计与应用过程中不仅要考虑提高运行速度、 加大 承受载荷能力以及降低运输成本，而且还需要改善运行安全性 、 平顺性以及轻量化结构等方面是符合于运输与物流业的发展趋 势。由多模块一钢板焊接结构一连接而成的车架是挂车关键部 件。 由于车架的重量达， 纵向与横向的尺寸比垂向尺寸大， 再加上 轻薄量化的趋势， 导致车架垂向刚度小于其他方向， 即车架弹性 动态特征与刚柔耦合现象在垂向上的响应表现更加明显。此外 ， 焊接的加工过程中在焊缝区域出现缺陷如气孔、 浸渣 、 未焊透等 初始“ 裂纹” 是难以避免的。 结构承受交变动载荷时疲劳破坏明显 地易发生在已存在初始裂纹处， 再加上焊后存在残余应力的现象 对焊接结构强度有着很大的影响。因此， 对车架结构进行疲劳强 度研究必须把重点放在焊缝区域上。 以往的HMA T动力学方面的研究文献较少，建立挂车的多 体系统动力学模型时常把各部件看为刚体而不考虑部件弹性特 征对车辆动态响应的影响_l 】 。 关于HMA T的结构强度研究的方法 ， 主要侧重于静强度分析而忽略了动载荷和液压悬挂系统的影响 。 液压悬挂系统通过液压缸连通方式能够有效地使车轴承受载荷 相等。 为了实现这功能可采用平衡杆系统来模拟13 } ， 但是平衡杆系 不能全面地反映液压系统的工作状态。 考虑车架弹性动态特征与 液压悬挂系统的影响， 建立 1 5 轴线式 HM A T刚柔耦合多体系统 动力学模型。 对挂车在不同路面等级与车速下的运行工况进行仿 真计算， 并进行挂车系统动态响应特性的研究。采用有限元准静 态叠加法， 计算获得获得车架结构应力历程， 运用焊接结构疲劳 分析的热点应力法对车架危险部位进行疲劳寿命预测。 2含多油缸联通的多体系统动力学方程 2 ． 1多油缸联通 系统的油缸工作状态描述 H MA T的液压悬挂系统中，属于一个液压缸组的n个油缸 联通系统的工作状态， 如图 1 所示。 系统在静态平衡时， 设定 第 i 油缸的工作体积为 V S l i 1 ， 2 ， K， ，式中 S 、 z 厂一油缸工作体积 的截面面积与长度； 油缸总长度为厶 。由于油缸相互联通， P _- p K -- p p ， 忽略油缸斜角差别时， 每个油缸承受载荷相等。 系统在外载荷激励下，油缸的缸体与活塞杆的绝对位移分 别为 A y i 与 油缸的伸缩量为 A L A y 广 A x 。 由于油缸之间出现 压力差别的现象， 引起油液从压力较高的油缸向压力较低的其他 来稿 日期 2 0 1 3 0 7 1 7 基金项目 牵引动力国家重点实验室自主研究基金项目 一 重点类 2 0 1 1 T P L _ Z 0 2 作者简介 武俊达， 1 9 7 5 一 ， 男， 越南人， 博士生， 主要研究方向 振动动态分析、 疲劳强度； 董大伟， 1 9 6 3 一 ， 男， 四川平昌人， 教授， 博士生导师， 主要研究方向 振动噪声控制、 故障诊断 7 0 武俊达等 液压模块挂车动态响应分析及车架疲劳寿命预测 第 2 期 油缸流动。油液在两个空间A、 联通通过截面面积为 的流动 r T 1一 流 量Q A 计 算 公 式 为 Q A K 。r 、 ／ 1 式中 ， ～油液通过系数，其是截面 Js 和s 截面的流量系数的 函数； P ， P 8 一空间A、 B的油液压力； p 一油液密度； 卢 一决定 了油液流动的方向， P - p 0时 一 1 油液从空间A向空间 流动 。 图 1多油缸联通系统模型的意思图 F i g ． 1 Mo d e l o f Mul t i Hy d r a u l i c C y l i n d e r Co n n e c t i o n s 建立多油缸联通系统的油缸工作状态的动力学方程时， 假 设 油缸体、 活塞杆、 油管等元件是刚性的； 空间系统是封闭的， 即 油液泄漏量为 0 ； 忽略温度效应， 以 M e r r i t t 方法描述油液密度与 压力的关系 油液的状态方程--E q u a t i o n o f s t a t e f o r l i q u i d I4 1。 基于 流体力学微分方程组[5 1和油液流动状态的 N a v i e r S t o c k e s 方程、 连续方程、 能量累积方程与状态方程的4个基本方程[4 1 ， 采用油液 的压力率描述油缸工作状态， 油缸的动力学方程可表示如下 V i 簧 暇of 、 ／ ／p - p j 0 ／ 3 一 1 ； i j l ， 2 ， K， n 式中 E一油液的体积弹性模量； ， 一取决于油缸间的各连接元 件的油液通过性能； Q 从油缸 输入油液 i 的油液流量 体积或相反； 由于I 始 _ ， 』 始 △ 厶 、A I i A L ， 式 2 中可 用￡ ． 替换i 。同时， 油缸内的油液动量转化为油缸弹性势能 并对外做功而产生油缸力为 _ p S -- c L 3 式中 c 考虑活塞与油缸体间存在缝隙时油液粘性特征造成阻 尼效应的阻尼系数， 其是油液的动力粘性系数、 缝隙尺寸、 面积s与活塞厚度的函数。以上述的假设， c 0 。 2 ． 2含多油缸联通的多体 系统动力学方程 基于L a g r a n g e 乘子法， 通过系统的广义坐标、 动能 、 广义力 和约束方程 ， 建立了多刚体系统动力学方程。考虑物体为柔性体 时， 采用 C r a i g B a m p t o n模态综合方法 ， 通过柔性体广义坐标中 的模态坐标描述柔性体的运动学方程。在此基础上，再运用 L a g r a n g e 方程式建立了柔体的动力学方程[6 1 。根据式 2 ， 含多油 缸联通的多体系统的广义坐标可表示如下 I [ Y z 0 q 【p [p p ⋯p ] 油缸的动力学方程 根据方程 2 ， 油缸动力学方程是油液 的压力率、 广义位移及广义速度的函数 p p p ， 6 含多油缸联通的多体系统动力学方程组由多刚体系统或柔 体系统的动力学方程目 和方程 6 组成， 其中广义坐标、 作用力分 别由式 4 和式 5 所示。 3辆刚柔耦合多体系统模型的建立 利用 A D A MS ／ H y d r a u l i c 模块建立液压回路系统时忽略液压 回路系统中的安全阀、 溢流阀、 换向阀等液压元件。 油缸间连接通过 油管，选取油缸类型为 C y l i n d e r l f ，其内径D 0 ． 1 6 m；油管类型为 P i p e _l e v e l l ， 其内径 d 0 ． O 0 7 m； 液的体积弹性模量 E h 1 8 0 0 M P a 、 密度p 9 0 0 k g ／ m 。模型中采用线性等效刚度的弹簧力元替换轮胎 径向刚度，其等效刚度由车轴承受载荷 与轮胎变形量来确定。 采用 G ． K o m a n d i 的经验公式同 确定轮胎变形量， 根据每车轮有四 个 8 ． 2 5 R1 5 型轮胎， 计算得出轮胎等效刚度为 6 ． 5 x 1 0 k N ／ m 。基 于F o u r i e r 逆变换法进行路面不平度的数值模拟 ， 将计算获得路 面不平度时域数据作为其模型的激振台加载形式的激励信号。 所 上述模型的建立方法以及结构系统的参数选取已通过挂车道路 振动实验验证了该方法以及模型的准确性 。H MA T满载时货物 载重为 5 0 0 t ， 采用 3个鞍座支架的装载方式， 整车刚柔耦合多体 系统动力学模型， 如图 2 所示。所述挂车有 1 5轴线 i 1 ， 2 ， ⋯， 1 5 ， 每轴线的横向有 3 个液压悬挂组 1 ， 2 ， 3 包括悬臂 、 摆臂 ．s 、 车轴 4 、 液压缸 等主要部件， 如图 3 所示。设计 液压悬挂的液压回路系统为三点支撑方式前 6个轴线的 l 8个 油缸互相连通成为一组，后9个轴线的2 7个液压缸纵横交错连 通而分成左右两组。 图2整车刚柔耦合多体系统动力学模型 F i g ． 2 Ri g i d F l e x i b l e Mu l t i - Bo d y Dy n a mi c Mo d e l o f T r a i l e r 图3液压悬挂的主要部件 F i g ． 3 Hy d r a u l i c S u s p e n s i o n Co mp o n e n t 4 4液压模块挂车的动态响应特性分析 式中 ， Y ， z a r t e s i a n坐标三个方向； ， 0 ， I E u l e r 坐标三个 角； 吼 模态坐标 若系统有柔性体 ， 1 ， 2 , K ， m ； ‘ 一油缸 长度； P 厂油缸油液的压力j l ， 2 , K， n 。 系统的作用力 除了外力和惯性力， 系统还存在 是油液压 力的函数。系统的作用力可表示如下 Q Q ， p 5 相应 HM A T在路面的 B级、 c级与 D级， 车速分别为 8 k m ／ h 2 ．2 2 m ／ s 、 1 2 k m ／ h 3 ． 3 3 m ／ s 、 1 6 k m ／ h 4 ． 4 4 m ／ s 与 2 0 k in ／ h 5 ． 5 5 m ／ s 下的运行工况进行挂车刚柔耦合多体系统动力学仿真计算。 根据 G B 4 9 7 0 - 1 9 9 6 标准[1 11 ， 一般常用加速度均方根值 R Ms 来评价汽车 的结构振动动态性能。挂车在不同运行工况下， 仿真计算的结果得 出 摆臂 s 和车架柔性体的质心垂向加速度均方根值、 悬臂 s 。 NO ． 2 F e b ． 2 0 1 4 机械 设 计 与 制造 7 l 与柔性车架连接点的最大动载荷值随路面不平度与车速增加而 增大， 如图4 ～ 图6所示。 在 D级路面， 车速为2 ． 2 2 m ／ s 下的运行工 况， 悬臂 与车架柔性体连接点的垂向动载荷 R MS 值 ， 如图 7 所示。 由图 7 可以看出， 同属于一个液压缸组的动载荷 R MS 值几 乎是相等的。而各液压缸组之间对比， 最大动载荷 R M S值 第一 液压组的悬臂x 与最小动载荷 R MS 值 第三液压组的悬臂 分别为 1 2 5 ． 7 6 k N与 1 2 2 ． 6 2 k N， 相对偏差较小。这表明， 所建 立的液压回路系统能够有效地实现液压悬挂系统的基本功能。 车速／ m ． S 图4摆臂质心加速度 R M S 值 F i g ．4 T h e RMS Va l u e o f Ce n t r o i d Ac c e l e r a t i o n o f S wi n g -Ar m 车速／ m 图 5车架质心加速度 RMS 值 F i g ．5 T h e RMS Va l u e o f C e n t r o i d A c c e l e r a t i o n o f B 0 百e F r a me Z 宝 ≮ 框 糕 需 车速／ in ．s 图6悬臂 与车架连接点的最大动载荷值 Fi g ． 6 Ma x i mu m Dy n a mi c L o a d s o f C o n n e c t i o n Po i n t Be t we e n Ov e r - Ar m Xs - 2 a n d Bo g i e F r a me Z 旦 塞 足 辐 需 1 2 ． O 1 2 3 4 5 6 7 8 9 1 0 l 1 1 2 1 3 1 4 1 5 挂车轴线 i _ 1 ， 2 ， ⋯ ， 1 5 图7悬臂 与车架连接点的动载荷 R M S 值 Fi g ． 7 Th e RM S Va l u e o f Dy n a mi c Lo a d s o f Co n n e c t i o n P o i n t B e t we e n Ov e r - Arm X a n d B o g i e F r a me 5车架焊接结构疲劳寿命预测 5 ． 1车架结构的应力时间历程计算 多体系统动力学仿真计算的结果表明当车速给定下挂车 在D级路面上的运行工况，车架柔性体承受动载荷大于其挂车在 c 级、 曰级路面上的运行工况。 挂车在D级路面， 车速分别为2 ． 2 2 m ／ s 、 3 ． 3 3 m ／ s 、 4 ．4 4 m ／ s 与5 ． 5 5 m ／ s 下的运行工况，提取作用于车架柔『 生 体 的8 0 0 载荷步， 进行车架结构有限元分析。车架结构应力集中部位 出现在车架右边的第 5个与第 l 2个主横梁的安装转向柱窗口的 边框下角与主纵梁连接处 分别为 I 与 Ⅱ 部位 和车架左边的第 4 与第 1 3个主横梁的安装转向柱窗口的下边框与主纵梁连接处 分 别为Ⅲ与Ⅳ部位 ， 如图8所示。在不同的车速下， 车架结构的最 大等效应力口 均小于钢 1 6 Mn的屈服极限 , 3 5 0 MP a ，如表 1 所示 。 图8车架危险部位的位置 F i g ．8 T h e Lo c a t i o n s o f Ri s k Po i n t s o f B o g i e F r a me 表 1险部位的最大等效应力值 Ta b ． 1 Ma x i mu m Vo n Mi s e s St r e s s Q {t h e Ri s k Po i n t s 5 _ 2危险部位的热点应力疲劳寿命预测模型 I I W标准根据名义应力范围和焊接结构几何类型确定焊接 接头的疲劳强度， 采用如下公式建立焊接处的结构应力范围寿命 曲线 △ - Ⅳ曲线 Ⅳ- A 7 式中 c -_参数计算； m广对数坐标， 即应力寿命曲线的斜率， m。 3 。 I W标准设定 2 ． 0 x 1 0 循环次数时应力范围疲劳强度为等幅 疲劳强度级别 F A T △ 、 5 ．0 x l 0 6 循环次数时应力范围疲劳强 度为等幅疲劳极限 △ o考虑等幅应力范围低于疲劳极限A t r ， 对结构承受高周循环载荷而造成损伤的影响， I I W标准建议对 △ 一 Ⅳ曲线进行修正从等幅疲劳极限 A o “ 往后至 1 ．0 x l 0 的寿 命曲线斜率为 m 2 m 一 1 ， 即 1 ． 0 E 8循环次数的疲劳强度成为截 止极限 A o - 。修正后， △ 7、 『 曲线的表达式如下 N Ao “ t △ 8 一 △c r 2 △ △ l △ 式中 A t r 应力范围水平 ； _应力范围 △ 。 与循环次数 单 独导疲劳破坏的循环次数； 、 c 厂 常系数。 因车架危险部位为 形焊接结构，热点应力 的确定方 法， 如图 9 所示。 参考点位置厶与 L ， 由接头钢板厚度及焊口尺寸 来确定。该方法可用式 9 来描述。 7 2 机械 设 计与 制造 No ． 2 Fe b． 2 01 4 单元 节点 图9焊接结构的热点应力确定方法 F i g ．9 De t e r mi n a t i o n o f We l d e d S t r u c t u r a l Ho t S po t S t r e s s 1 ． 5 O a 5 , - 0 ．5 l 5 9 式中 O “0 参考点的应力； 卜一 主钢板厚度。 5 。 3车架焊接结构疲劳寿命预测 按式 9 计算得到危险部位的热点应力时间历程， 运用雨流 计数法对热点应力历程进行统计分析获得第 i 级别的应力范围 △ 及其循环次数 以I I W标准的焊接结构细节为依据， 选取 接头T 形焊接结 构热点 应力的 疲劳 强度级 别△ I O O M P a 、 C 1 2 ．0 1 0 n 与 C 2 1 ．0 8 6 x 1 0 。按式 8 计算获得 Ⅳ ， 运用 Mi n e r 理论 进行疲劳寿命计算，危险部位的热点应力疲劳寿命预测结果， 如 图 1 0 所示。由图 1 O可以看出， 最小疲劳寿命为 2 ． 9 5 x 1 0 循环次 数 ， 若挂车使用时间系数为 0 ．4 ， 相应最小疲劳寿命为 1 8 ．7 1 年， 其大于挂车使用年限为 1 5 年 包括报废年限为 1 0年与可延缓为 5年 ， 车架满足疲劳强度要求。 3 _ 3 3 4 ．4 4 5 ． 5 5 车速／ m 图 1 O危险部位的疲劳寿命预测 Fi g ． 1 0 Th e F a t i g u e L i f e Pr e d i c t i o n o f Ri c k P o i n t s 6结论 1 建立了多油缸联通的油缸动力学方程， 结合多体动力学 方程， 推导了含多油缸联通的多体系统动力学方程组； 2 多体系统动力学仿真计算的结果表明 H M A T部件的质 心垂向加速度 R M S值和部件间的动载荷随路面不平度与车速增 加而增大； 3 所建立的液压回路系统能够有效地实现液压悬挂系统 的基本功能， 使每液压缸组的车轴承受载荷相等； 4 车架焊接结构危险部位的热点应力疲劳寿命计算结果 得出 相应挂车在 D级路面、 车速为 5 ．5 5 m ／ s 下的运行工况 ， 最小 疲劳寿命值为 1 8 ． 7 1 年 ， 其大于挂车使用年限， 车架满足疲劳强 度要求。 参考文献 [ 1 ] 陈黝生．组合挂车液压悬挂动载荷分析[ D ] 上海 同济大学， 2 0 0 7 3 - 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d o n g ， De n g Z h i - d a n g ， G a o F e n g ． R e s e a r c h o n t h e m e t h o d o f s i mu l a t i n g r o a d r o u g h n e s s n u m e ri c a l l y【 J j ． J o u r n a l o f B e i j i n g U n i v e r s i t y o f Ae r o n a u t i c s a n dA s t r o n a u t i c s ． 2 0 0 3 ， 2 9 9 8 4 3 8 4 6 ． [ 1 0 ] 武俊达， 董大伟， 闫兵．液压模块挂车刚柔耦合仿真及振动实验分析 [ J ] ． 机械设计与制造， 2 0 1 3 2 1 2 2 1 2 6 ． Wu J u n - d a ， D o n g D a - w e i ， Y a h B i n R i g i d - fl e x i b l e c o u p l i n g s i mu l a t i o n a n d v i b r a t i o n e x p e r i me n t a n al y s i s f o r h y d r a u l i c mo d u l a r t r a i l e r s l J j ． Ma c h i n e r y De s i g n ＆Ma n u f a c t u r e ． 2 0 1 3 2 1 2 2 1 2 6 ． [ 1 1 ] G B 4 9 7 0 1 9 9 6 汽车平顺性随机输入行驶试验方法E s 3 ． G B 7 0 3 1 1 9 8 6 Me t h o d o f r a n d o m i n p u t run n i n g t e s t a u t o n m t i v e ri d e c o m f o r t [ S ] ． [ 1 2 ] B i s h o p N WM ， S h e r a t t F ．F i n i t e E l e m e n t B a s e d F a t i gue C a l c u l a t i o n s l Mj ． Na t i o n a l Ag e n c y f o r Fi n i t e El e me n t Me t h o d s a n d S t a n d a r d s NAF EMS L t d P r e s s ， 2 0 0 0 ． f 1 3 ]I I W D o c u me n t X I I I 一 1 9 6 5 0 3 ／ XV一 1 1 2 7 0 3 R e c o mme n d a t i o n s for f a t i g u e d e s i g n o f w e l d e d j o i n t s a n d c o m p o n e n t s[ s 1 ． 1 l W J o i n t Wo r k i n g Gr o u p Xl I I - XV，I n t e rna t i o n al I n s t i t u t e o f We l d i n g I I W／ I I S Pr e s s ， 2 0 0 3 ． [ 1 4 ] 齐志华． M i n e r 疲劳损伤累积假说在谱状载荷中的应用[ J ] ．机械设计 与制造， 1 9 9 7 2 3 4 3 5 ． Qi Z h i - h u a ．A p p l i c a t i o n o f m i n e r ’f a t i g u e d a ma g e a c c u mu l a t i v e h y p o t h e s i s o n l o a d s p e c t rum [ J ] ． M a c h i n e ry D e s i g n＆M a n u f a c t u r e ， 1 9 9 7 2 3 4 3 5 ． 5 O 5 0 5 0 5 O ， _【 怅