商用车油箱支架疲劳寿命仿真分析

摘要：汽车油箱支架是燃油供给系统中的重要部件，承受油箱的质量载荷，其主要的损伤形式是在路面冲击载荷作用下发生的疲劳失效。本文基于某型车出现失效问题的油箱支架的有限元模型进行了静强度分析和疲劳寿命分析，有限元仿真结果与该件破坏结果相一致。对油箱支架结构进行设计改进，并对改进结构进行了静强度和疲劳寿命分析，满足设计要求，而且在使用过程中没有发现早期断裂现象。

0 引言

汽车燃油供给系统是汽车动力的来源，其中油箱支架支撑着油箱质量，一旦发生破坏将会直接导致油箱的脱落，动力源中断，因此要求油箱具有一定的强度和使用寿命，满足整车使用要求，提高燃油供给系统的稳定性。对于重型商用车来说，油箱一般都在380升以上，质量相应增大，而且对于行驶路面状况比较差的工程用车来说，路面冲击大，油箱支架的工作环境更加恶劣，所以对于油箱支架的强度提出更高要求。因此合理设计油箱支架，使其以尽量小的质量满足强度和使用寿命要求，将有利于整车减重和提高燃油供给系统的稳定性。

本文以有限元分析为手段，研究油箱支架的静强度和疲劳行为，基于Hypermesh/Radioss平台进行静强度和疲劳寿命分析计算，同时对原结构件分析结果与实车破坏样件进行对比，仿真分析结果与破坏件破坏形式完全吻合，真实可靠地反映了油箱支架的破坏机理。同时对改进的油箱支架进行了静强度和疲劳寿命分析，满足设计要求，避免了应力集中和早期断裂现象。

1 油箱支架破坏问题描述

此次油箱支架出现破坏的车型主要是牵引车，运行路面一般是在二级公路以上的路面条件，车辆在行驶约7000公里左右时出现批量性的裂纹隐患或断裂，如图1、图2为断裂件形貌。油箱支架在运行过程中，主要承受油箱的质量载荷，同时会有动载系数的影响，即路面冲击，使油箱支架的受力环境变得更加恶劣。油箱支架破坏初步判断为疲劳断裂，由于支架为两件“几”型钢焊接而成，焊接位置没有外加强筋板，较为薄弱，且在工作期间经受冲击载荷，两块型钢的焊缝处容易形成应力集中点，再加上可能存在的焊接缺陷，在应力集中点和焊接缺陷部位逐渐产生细微裂纹，形成疲劳源，随着行驶里程的增加，裂纹逐渐扩展，构件的截面被逐渐消弱，以致不能承受所加载荷而突然发生脆性断裂。

根据油箱总成三维模型(图3)建立有限元模型，然后综合考虑工艺影响，对油箱支架进行静强度和疲劳寿命分析和改进，同时与破坏件断裂情况进行对比，以此检验分析结果的准确性。

2 仿真计算与结果分析

2.1 静强度有限元分析

根据三维模型和油箱质量420Kg进行有限元建模，采用HyperMesh/Radioss进行处理，本模型可以简化为车架两端约束、单点加载的计算工况，如图4所示。用四边形壳单元和三角形壳单元进行网格划分，对重点研究的油箱支架网格单元尺寸定为3mm，其余采用10mm。紧固带和油箱接触处、油箱与支架接触处、支架与车架接触处均采用GAP单元（图5），用来模拟接触力，真实反应油箱支架的受力行为。在建立好的有限元模型上施加约束定义，约束条件为建立车架两端的多点约束单元（multi-point constraint，MPC），在车架两端的节点上分别约束其在X、Y、Z三个方向的平移自由度和转动自由度，模拟车架固定。油箱支架与车架之间通过Bar单元进行连接，模拟螺栓连接。油箱支架承受油箱的质量载荷，质量载荷定义为在油箱质心处施加点质量420Kg，质量点通过Rbe3单元与油箱底面连接在一起（图6）。零件质量通过材料密度自行计算施加。计算过程中涉及到油箱总成各零件的材料及其固有力学性能参数见表1。

根据三维模型和上述受力分析进行有限元建模，采用HyperMesh/Radioss工具进行前处理和计算，本模型可以简化为八点约束、两点加载的计算工况。用四节点四面体单元对转向器支架进行网格划分，建立好的有限元分析模型如图5所示。在建立好的转向器支架有限元模型上施加约束定义，约束条件为通过建立转向器支架与车架螺栓连接处的多点约束单元（multi-point constraint，MPC)，在与车架连接的螺栓孔的中心节点上分别约束其在X、Y、Z三个方向的平移自由度和转动自由度，模拟转向器支架被固结在车架上。转向器支架所承受载荷包括转向器的质量和转向力矩，质量载荷定义为在转向器质心处施加点质量44kg，质量点通过Rbe3单元与转向器支架连接在一起，力矩载荷定义为在干而粗糙的支承面上转向轮作原地转向时转向器支架所承受的力矩，在转向器支架与摇臂连接点处施加转向力矩6730Nm，此点通过刚性Rigid单元与转向器支架连在一起。计算过程中涉及到转向器支架的材料及其固有力学性能参数见表1。

静强度合格的条件是在一定的安全系数下计算应力值要小于或等于材料的屈服极限，根据工程经验本文采用1.5倍的安全系数，即对油箱点质量进行1.5倍的放大处理。根据上述定义计算出的应力分布如图7所示，在1.5倍质量载荷的作用下，油箱支架所受最大等效应力值为288MPa，发生于两块“几”型钢的焊接位置，应力值超过材料的屈服极限245MPa，说明该油箱支架的静强度指标是不合格的，有局部应力集中的现象，存在疲劳隐患。其他部位的应力水平相对较低。对油箱支架焊接部位在原有内板焊接的基础上，进行外加强板焊接处理，加强前后模型对比如图8所示。对加强后的模型进行静强度分析，从分析结果可以看出，应力值大幅下降，最大应力值为198MPa，而且两块“几”型钢的焊接位置应力集中现象明显改观，最大应力值为100MPa，满足静强度要求。

图7 油箱支架应力分布

图8 油箱支架加强前后模型对比图

2.2 疲劳寿命分析

在静强度分析结果的基础上，根据S-N曲线和载荷谱对油箱支架进行疲劳寿命分析。疲劳寿命分析需要材料的S-N曲线参数和疲劳载荷谱。

S-N曲线实验测定十分耗资费力，因此本文根据经验关系式进行疲劳极限的估算从而确定S-N曲线，经验关系式估算S-N曲线相对保守，对分析具有一定的指导性。对于标准材料试验的S-N曲线来说，根据材料103与106次循环的疲劳强度就可确定曲线，103次循环的疲劳强度根据经验大约等于90%的拉伸强度极限Sb，106次循环的疲劳强度（疲劳极限）等于50%的Sb。根据经验公式油箱支架材料20#钢的双对数S-N曲线如图9所示。

疲劳载荷可以分为确定性的载荷和随机载荷。确定性载荷是载荷变化有一个确定的规律，能够用明确的数学表达式来描述，根据这个表达式可以确定未来任何一个瞬时的载荷准确值，实验室疲劳试验载荷一般属于确定性载荷。随机载荷就是不能用数学关系式来描述的载荷，即载荷的幅值、频率都随时间无规律变化的载荷。本文采用随机载荷进行疲劳分析，在高速公路上车速为68Km/h左右（常用车速）时采集油箱支架处的加速度变化信号，得到一定时域的加速度数据（图10），其中加速度单位是g（1倍重力加速度），从图10可以看出加速度信号变化比较均匀，因此可以进行周期缩短的处理，以节省计算资源。一般对信号进行处理的原则是要满足关心频率和采样周期的要求，处理的方法是首先对时域信号进行频域转换，然后对频域信号进行考察，选择幅值较大的频率作为关注频率来压缩时域加速度曲线，最后以最小频率作为采样周期的选取标准。对图10进行傅立叶变化得到频域的加速度曲线（图11），观察不同频率下的加速度幅值，频率值为1.63Hz、2.14Hz、5.31Hz和11.05Hz时幅值较大，根据这几个频率值压缩加速度时间历程，但是在压缩过程中必须满足采样定理的要求，即采样周期必须大于最大周期(对应最小频率1.63Hz)的2倍，即采样时间T必须大于1.23秒，最后取前2秒时间内的加速度信号进行后续疲劳载荷谱周期信号的输入，由于研究车辆的运行环境一般为二级或二级以上等级的公路路面，而采集的加速度信号是在高速公路上面采集到的，因此根据经验对前述加速度信号进行1.5倍的加权，加权计算后得到疲劳分析加速度谱，如图12所示。

在HyperMesh/Radioss环境中，定义材料的S-N曲线、表面处理和循环加载工况，循环载荷谱以静强度计算结果为基础，根据图12输入加速度谱，即对静态应力分布采用加速度值进行加权得到循环载荷谱，随后即可进行油箱支架疲劳寿命的评估计算，其疲劳寿命计算结果如图13所示。从疲劳寿命分析结果可以看出，改进前油箱支架的疲劳估算寿命为30万次，根据车速和载荷谱时间折算里程为11333Km，疲劳危险部位分布于两块“几”型钢焊接处，与静强度计算结果相吻合，其他部位疲劳寿命足够；改进后油箱支架的疲劳估算寿命为120万次，折合里程为45333Km。寿命折合行驶里程的计算公式如下式：

其中：L——折合行驶里程，Km；
t——采样周期，s（秒）；
V——采样时的车速，Km/h；
S——计算得到的疲劳循环次数，每次循环对应2s的采样周期。

图13 油箱支架加强前后疲劳寿命估算结果

3 结论

建立油箱支架总成有限元模型，基于该模型进行静强度仿真计算，有限元仿真结果和该件装配在整车上的实际使用结果规律一致，且具有很好的精度。根据静强度分析结果，油箱支架在两块“几”型钢连接处采用焊接，没有加强筋，因此客观上形成多个应力集中区域，应力集中和焊接缺陷将显著地降低构件的疲劳极限，诱发构件早期疲劳失效。因此对该件采用筋板进行焊接部位的加强，对改进设计进行静强度分析，满足强度要求，同时对改进前后的油箱支架进行了基于S-N曲线和随机载荷谱的疲劳寿命预估，改进后寿命明显提高，满足设计及使用要求。