外文翻译--后桥壳疲劳失效的有限元分析预测 中文版

桂林电子科技大学 第 1页 共 10页 后桥壳疲劳失效的有限元分析预测 M.M. Topac, H. Gunal, N.S. Kuralay. Fatigue failure prediction of a rear axle housing prototype by using finite element analysisJ. Engineering Failure Analysis， 摘 要 对与在试验中，当施加循环垂直应力在后桥壳上，产生了过早的疲劳变形的现象 进行了研究。发现在这些试验中，裂缝主要出现在样品的同一区域。为了确 定破坏的原因，建立了完整的后桥壳 CAD 模型。同时，桥壳的机械性能取决于其材料的拉伸性能。利用这些数据，运用有限元原理进行了应力及疲劳分析。确定了疲劳应变的发生位置以及不发生疲劳应变的最小循环垂直应力。将有限元分析的结果与实验的结果进行对比。设计提出了增强桥壳疲劳寿命的解决方案。 关键字： 后桥壳；应力集中；失效；有限元分析 1 概述 由于具有较高的承载能力，固体车桥通常用于重型商用车辆上 1。固体车桥的结构见图 1。在车辆的使用中，车桥是主要承载部件，由路面不平产生的动态应力进而产生的动态压力导致了车桥产 生疲劳破坏。因此，最重要的是进行桥壳抵抗疲劳破坏的寿命预测。在大规模生产前，有必要对桥壳模型在动态垂直应力作用下进行如图 2所示的装载能力及疲劳寿命的有限元分析。在这些测试中，由液压机构提供的循环垂直载荷施加在样品上，直到样品出现疲劳破坏。根据承载标 准，桥壳必须能承载 N=5X105循环应力而不出现疲劳破坏。在对如图 3所示不对称的桥壳模型进行垂直疲劳测试时，在应力达到极限前就有疲劳破坏出现在模型上。因此发现，不出现疲劳破坏的最小循环应力大约为 3.7X105。在这些测试中， 裂纹出现在班卓过渡区 E1 和 E2。图 4所示为一早期破坏的例子。 为了找出早期失效的原因，运用 CATIA V5R15商业软件建立了一个详细的桥壳三维模型。利用该模型，建立有限元模型。运用 ANSYS V11.0 商业有限元分析软件工作平台进行应力和疲劳分析。通过拉伸测试的有限元分析获得了桥壳的材料性能，运用RecurDyn商业 CAE软件进行车辆动力学模拟，获得了桥壳最大载荷。通过这些分析，找到应力集中部位。为了实现疲劳分析，引入疲劳强度修正系数建立了桥壳材料的估计S-N 曲线。将分析获得的结果与垂直疲劳测试实验的结果进行比较。为了阻止早期破坏并获得增大 的疲劳寿命，提出了一些解决方案。 桂林电子科技大学 第 2页 共 10页 图 1 商用车后桥壳总成 图 2 桥壳模型乘直疲劳测试 图 3 桥壳几何形状 桂林电子科技大学 第 3页 共 10页 图 4 测试样品底部的疲劳开裂 图 5 桥壳的完整 CAD模型 2 有限元模型 2.1 CAD和有限元模型 分析用全尺寸车桥 CAD模型如上图 5所示。桥壳本质上由两个相同的薄壁壳组成，薄壁壳的厚度为 9.5mm 并沿着后桥壳的中性轴焊接。在前端面，一个用螺栓固定了差动齿轮装载器的曾环被焊接在桥壳上用来增强刚度。出于密封性的考虑，将一个圆盖焊接在后端面上。这里，元素 A和 B为下垂壁卡钳联接 。支撑 C 和 D代表轮与地面的接触。车桥支撑联接点之间的距离与后轴轮轨之间的距离相等。运用 CATIA V5R15建立桥壳三维模型。将桥壳的完整 CAD模型导入 ANSYS V11.0工作平台前置处理界面，建立分析所需的有限元模型。有限元模型用于图 6所示的压力及疲劳分析。为了建立有限元模型，桥壳按照 SOLID187 进行网格划分。 S0LID187 具有二次位移的三维实体单元并且适用于进行不规则网格划分。桥壳被定义为拥有 10 个节点，且每个节点拥有 3 个自由度。运用 CONTA174 和 TARGE170 元素建立桥壳各部件之间的联 系。焊接表面的联接关系选择为完整的可靠联接。有限元模型由 779,305个元素和 1,287,354个节点组成。 桂林电子科技大学 第 4页 共 10页 图 6桥壳有限元模型 表 1 S450N 的化学特性（ Wt%） 表 2 抗拉测试结果 2. 2 桥壳材料 车桥壳是由 9.5mm 厚的微金属合金管壁经冲压焊接制成的，该管壁的材料为热成型标准钢铁 S460N （材料编号 1.8901，等同于 ISO 标准 3中 E460）。该材料的化学成分是从供应商获得的，具体见表 1 4。未加工的 S460N 的机械性能见参考文献 5。然而，桥壳材料在制造过程中需经 过若干道工序，包括退火至 800 C 和 750 C 热冲压。为了将工序对机械性能的影响引入有限元分析并确定加工后材料的精确机械性能，从后桥壳模型中抽取 5个样本并进行拉伸试验。所有的试验均在室温下进行。从后桥壳模型中抽取的 5个样本均在热影响区之外。表 2给出的结果均为 5个样本的最低值，并将这些结果引入有限元模型。将材料定义为显性各向同向性材料。 2. 3 负荷条件 有限元分析中的负荷条件是根据垂直疲劳测试中出现早期失效处的支撑区域确定的。测试是在如图 7 所示的可提供 80 吨载荷的装置上进行的。该装置是由两个具有承载单元 的电动液压执行机构和伺服阀组成的，伺服阀安装在连接 A， B 的卡钳处。 TS表示两个卡钳间的距离， T因表示支撑 C， D间的距离即真实后桥壳的轮距。车桥的模型是根据如图 8 所示的由两个空气弹簧支撑的真实桥壳设计的。因 为载荷施加在牵引臂的偏心轮上，所以弹簧的弹力也产生了弯曲应力，该应力在桥壳上产生了一个额外的弯曲 AM。测试样品中的额外弯曲影响由图 7所示的液压驱动装置的偏距 c提供。每个弹簧的最大设计载荷为 F = 2850kg。应力垂直的施加在弹簧底座的点。这导致了在卡钳桂林电子科技大学 第 5页 共 10页 A, B处产生了静态反应力 P=4550kg。因为路面 不平使车身的集中质量产生的垂直加速度导致在每个卡钳处的最大动态载荷大约为 P的两倍。由 ReoirDyn商业 CAE软件进行的计算机路面模拟所得的载 荷变化范围为 182-9I00kg。垂直疲劳测试所得的载荷特性曲线如图 9所示。有限元分析也考虑到了最大动载荷 9100kg沿额外弯曲变形 M所产生的影响。如图 10所示的车桥垂直应力模型是根据参考文献 6设计的。 图 7垂直疲劳测试原理图 图 8 纵臂的偏心载荷 桂林电子科技大学 第 6页 共 10页 3 有限元分析及结果 有限元分析用于预测应力集中及疲劳寿命较低区域的准确位置。 P和 M施加在图10所示的卡钳连接处。运用装配 1.86GHz因特尔至强四核处理器的 HPx因 8400工作站借助 ANSYS V11.0工作平台进行压力分析。图 11 所示为有限元分析所得的等应力分布图。分析结果显示应力集中区域 F1、 F2分布在桥壳承载区域底部的过渡区。从图 12 中可以看出疲劳失效区域与临界区域在同一位置。计算得出的最大分布应力为 max=388.7Mpa；是材料屈服应力点的 78. 1%。这说明桥壳在承受最大静载荷时符合安全条件。 图 9疲劳测试中的执行机构负荷特性曲线 图 10桥壳的外加负荷及弯矩 图 图 11 下壳体上的工作应力分布 桂林电子科技大学 第 7页 共 10页 图 12测试与分析结果比较 4.疲劳寿命预测 由于在使用中后桥壳承受动应力，也需要进行疲劳分析。压力寿命的疲劳极限估计值为 （ 1） 钢材的强度极限小于 1400MPa7， 8。这意味着疲劳强度的周期为 106或更多。为了预测在 105 - 106周期范围内的疲劳寿命，使用参考文献 9中使用简单抗拉测试获得所需数据的方法作出桥壳材料的 S-N 曲线。 代表理想实验样品的压力疲劳寿命。为了预测机械零件的真实疲劳强度， 需要 乘上代表各种设计，制造和环境对疲劳强度影响的修正因子 10。 Se为 Se=kakbkckdke （ 2） 式中 ka为根据下式得出的表面抛亮度得到的表面因数 ka=a （ 3） 由于桥壳表面的粗糙度与经过热冲压工艺的热轧钢板相似，所以推荐的标准为 a=57.7和 b=-0.7187.经计算得出 ka=0. 564, Sut=629.9MPa。另外，喷丸工艺作为一种常见的爪于减少零件材料表面残留应力的 方法，也用于增加热冲压后的桥壳表面的疲劳寿命。文献 9中给出这种方法可增加 70%的疲劳寿命。因此，在有限元分析中 ka 的取值为 0.959。因为桥壳为非圆形截面，根据横截面深度 h远大于 50mm假定尺寸因数 kb为0.75。由于环境温度 T=0-250 C，所以弯曲和环境因数 kd=1，进而确定负荷系数 kc=1。 通过静态有限元分析，可得出应力集中区分布在班卓及横臂过渡区域。所以，除了上述修正因数外，疲劳强度修正因数 ke 必须引入分析， ke 可通过与应力集中系数 kf 有关的应力集中系数 kt 得到。因此 ke的计算式为 ke=1/kf （ 4） 出于安全考虑， kf假设与 kt 相等 7。由于桥壳的大小及形状的复杂性， kt 无法从标桂林电子科技大学 第 8页 共 10页 准文献中查出。另一方面， kt 被定义为 Kt= peak/ nominal （ 5 ） 式中 peak为凹口处得峰值应力， nominal不出现应力集中时的常应力 p9, 12， peak的使用数值可从 max=388. 7MPa时的静有限元分析中得出。为了计算 nominal将后桥壳简化为一简支梁，其沿纵轴 Y 的危险横截面 X1X1 都为矩形并适用于纯弯曲理论 6。 nominal按图 10所给出的模型的计算公式为 nominal=M/Z （ 6） 式中 M为弯曲力矩， Z为危险横截面的断面系数。 M的取值为 41.9xl06Nmm。断面系数 Z取值为 127507mm3。因此计算得出 nominal为 329MPa。发现 ktkf=1.181， ke=0.846。运用 ANSYS V11.0 工作平台定义 S-N 曲线中标绘的修正因数。通过压力寿命决定桥壳材料的疲劳寿命。全部的疲劳分 析都是以无限寿命进行的（ N=106）。 用有限元分析得到的压力分布图进行疲劳寿命计算。由于载荷具有正弦波动特性 （平均应力 m0），修正方法如下 9 （ 7） 式中， n表示安全系数。振幅为 （ 8） （ 8）平均应力 am可表示为 （ 9） 式中，通过有限元分析得到 max为最大值 9100kg， min匹配的最小值为 182kg。壳体底部的分配系数 n如图 13所示。 根据疲劳分析结果，估计在周期为 ca3.6X105时，桥壳表面 F1区域会发生裂纹开裂，该数值低于预测值为 5x105周期的最小疲劳寿命。此处 n的最小值为 0. 93。在桥壳的内表面，最大应力集中发生处 F2区域的 n值最小，计算结果为 0.767。这意味着，在垂直应力测试中区域 F1和 F2会在载荷周期 5X105 前发生疲劳幵裂。 5.结构及讨论 有限元分析显示在垂直疲劳测试中出现疲劳破坏的区域存在应力集中，该应力集中会导致在最小预测周期 5X105前出现过早破坏。此结果与垂直疲劳试验中的结构相同。增大桥壳的疲劳寿命需减小 应力集中。减小应力集中，增大疲劳寿命的最简单的方法是金属壁的厚度。然而，在 F1F2区域外桥壳符合无限寿命周期条件。增加金属笔厚度导致了不必要的重量增加。例如，增加厚度 0.5mm，使得桥壳材料在临界区域的疲劳极限提高到了超过 5. 85X105周期，此极限超过了设计的疲劳极限。另一方面，这也意味着提高了汽车非簧载质量 5%的重量。所以这并不是实用的解决方法。作为另一种解决方法，可从新设计过渡区域的几何形状。平整的过渡区几何形状可提高疲劳痔命而不增加重量。 桂林电子科技大学 第 9页 共 10页 此外，加固环的形状也对应力集中产生影响。在所研究的该桥壳设 计中，加固环的厚度为 20mm。为了预测加固环的影响，在没有加固环的情况下又进行了一次有限元分析。在临界区域 F2处的最大分布应力为 428MPa。这意味着，实用加固环大约减少了 10%的应力集中。通过增加此部分的厚度，可能会增加硬度。在此设计中，由于动力系统外形的限制，增加的厚度为 5mm。根据此加固环的外形变化 进行静态疲劳分析。然而，分析显示疲劳强度的增加均为其自身的，因此桥壳的疲劳寿命不会增加到超过设计最小载荷周期 5X105倍的程度。因此，増加加固环的厚度可与从新设计过渡区几何形状同时使用。 图 13下壳体安全系数分布 6.总结 运用有限元分析方法对卡车后桥壳模型的早期疲劳失效进行分析。在分析中，通过模拟垂直疲劳试验过程，预测应力集中区在班卓过渡区域。发生疲劳开裂的区域与分析所得结果相吻合。通过有限元分析可预测破坏发生的位置。 通过稳态和循环张应力确定临界区域。裂缝导致破坏发生在桥壳的应力集中区域。尽管桥壳模型负荷最大垂直载荷静态忍耐条件，分析显示，如果为循环载荷，疲劳破坏可能在预测的最小周期 5X105前发生。有限元分析同样可用于估计疲劳失效开始前的周期数。 为了解决该问题，増加金属管壁的厚度因为会增 加桥壳的重量，所以并不是实用的方法。重新设计班卓过渡区和增加加固环的厚度，这种符合最小设计准则的途径，也许是增强疲劳寿命的好方法。 感谢 桂林电子科技大学 第 10页 共 10页 这篇论文在土耳其伊兹密尔市的 Ege Endu