1、 畢業設計（論文）譯文題目基于有限元分析方法的后橋殼疲勞失效的預測 學生姓名梅月媛 學號 2010800454 專業機械設計制造及自動化 班級20111053 指導教師 杜義賢 評閱教師 完成日期 2015 年1月3日基于有限元分析方法的后橋殼疲勞失效的預測M.M. Topac, H. Gunal, N.S. Kuralay關鍵字：后橋殼；應力集中；失效；有限元分析； 摘要當施加循環垂直應力在后橋殼上，會產生過早的疲勞失效的現象，之前就已經有了這方面的研究。在這些試驗中，裂縫主要出現在樣品的同一區域。為了找出這種失效的原因，我們建立了完整的后橋殼CAD模型，并通過材料的拉伸性能試驗獲得橋殼材料

2、的機械性能。利用這些數據，運用有限元原理進行了應力及疲勞分析。確定了疲勞失效初始發生的位置以及不發生疲勞應變的最小循環垂直應力。而且我們還將有限元分析的結果與實驗的結果進行對比，提出了增強橋殼疲勞壽命的解決方案。1.概述由于具有較高的承載能力，固體車橋通常用于重型商用車輛上1。固體車橋的結構如圖1所示.在車輛的使用過程中，車橋是主要承載部件，由路面不平產生的動態力進而產生的動態壓力導致了車橋產生疲勞破壞。因此，對橋殼抵抗疲勞破壞的壽命進行預測是很重要的。在大規模生產前，需通過垂直力試驗對橋殼模型在動態垂直應力作用下進行如圖2所示的裝載能力及疲勞壽命的分析。在這些測試中，由液壓機構提供的循環垂直

3、載荷施加在樣品上，直到樣品開始出現疲勞破壞。根據承載標準，橋殼必須能承載N=5循環力而不出現疲勞破壞。在對如圖3所示不對稱的橋殼模型進行垂直疲勞測試時，當力未達到極限前就有疲勞破壞出現在模型上。因此發現，不出現疲勞破壞的最小循環應力大約為3.7。在這些測試中，裂紋出現在班卓過渡區E1和E2。疲勞失效的樣品如圖4所示。為了找出過早失效的原因，我們運用CATIA V5R15商業軟件建立了一個詳細的橋殼實體模型。并通過該模型，建立有限元模型。在ANSYS V11.0商業有限元分析軟件工作平臺進行應力和疲勞分析。通過拉伸測試的有限元分析獲得了橋殼的材料性能，運用RecurDyn 商業CAE軟件進行車輛

4、動態模擬，獲得了橋殼最大動態載荷。通過以上分析，找到應力集中部位。為了進行疲勞分析，通過引入疲勞強度修正系數建立了橋殼材料的近似S-N曲線。將分析獲得的結果與垂直疲勞測試實驗的結果進行比較。為了阻止過早失效并獲得增大的疲勞壽命的效果，我們提出了一些解決方案。 圖1 商用車后橋殼總成 圖2 橋殼模型垂直疲勞測試 圖3 橋殼幾何形狀 圖4 測試樣品底部的疲勞開裂 圖5 橋殼的完整CAD模型2.有限元模型2.1.CAD和有限元模型如圖5所示，為用于分析的完整車橋CAD模型。橋殼本質上由兩個相同的薄壁殼組成，薄壁殼的厚度為9.5mm并沿著后橋殼的中性軸焊接。在前端面，一個用螺栓固定了差動齒輪裝載器的裝

5、配環被焊接在橋殼上用來增強剛度。出于密封性的考慮，將一個圓蓋焊接在后端面上。這里， A和B代表車輛縱臂縱向推力桿。支撐C和D代表輪與地面的接觸。車橋支撐聯接點之間的距離與后軸輪軌之間的距離相等。運用CATIA V5R15建立橋殼三維模型。將橋殼的CAD完整模型導入ANSYS Workbench V11.0工作平臺前置處理界面，建立分析所需的有限元模型。有限元模型用于圖6所示的壓力及疲勞分析。為了建立有限元模型，橋殼按照SOLID187進行網格劃分。具有二次位移的三維實體單元并且適用于進行不規則網格劃分。橋殼被定義為擁有10個節點，且每個節點擁有3個自由度。運用CONTA174和TARGE170

6、元素建立橋殼各部件之間的聯系。焊接表面的聯接關系選擇為完整的可靠聯接。有限元模型由779,305個元素和1,287,354個節點組成。 圖6 橋殼有限元模型表1S450N的化學特性（wt%）表2抗拉測試結果2.2.橋殼材料車橋殼是由厚的微金屬合金管壁經沖壓焊接制成的，該管壁的材料為熱成型標準鋼鐵（材料編號1.8901，等同于ISO標準3中的E460）.該材料的化學成分是從供應商提供的的表中獲得，具體見表14。未加工的S460N材料的機械性能見參考文獻5。然而，在制造過程中，橋殼材料經過了若干道工序，包括退火至800和750熱沖壓。為了在有限元分析中將工序對機械性能的影響考慮在內并確定處理后材料

7、的精確機械性能，從后橋殼模型中抽取5個樣本進行拉伸試驗。所有的試驗均在室溫下進行。從后橋殼模型中抽取的5個樣本均在熱影響區之外。表2給出的結果為從5個樣本中獲得的最低值，將這些結果引入有限元模型。并將材料定義為顯性各向同向性材料。2.3.負荷條件有限元分析中的負荷條件是根據垂直疲勞測試中出現早期失效處的支撐區域確定的。測試是在如圖7所示的可提供80噸載荷的裝置上進行的。該裝置是由兩個具有執行機構和伺服閥的電動液壓組成的，伺服閥安裝在連接A和B的卡鉗處。Ts表示兩個卡鉗間的距離，Tw代表C與D間的距離，這個距離為真實后橋殼的輪距。車橋的模型是根據如圖8所示的由兩個空氣彈簧支撐的真實橋殼設計的。因

8、為牽引臂的偏心力，所以彈簧的彈力也產生了彎曲應力，該應力在橋殼上產生了一個額外的彎曲變形M。測試樣品中的額外彎曲影響由圖7所示的液壓驅動裝置的偏距提供。每個彈簧的最大設計靜載荷為F=2850kg。施加在彈簧底座上的力作用于點ZR和ZL。這樣就在卡鉗A和B處產生了P=4550kg的靜態反力。因為路面不平使車身的集中質量產生的垂直加速度導致在每個卡鉗處的最大動態載荷大約為P的兩倍。由RecurDyn商業CAE軟件進行的計算機路面模擬所得的載荷變化范圍為182-9100kg。垂直疲勞測試所得的載荷特性曲線如圖9所示。有限元分析也考慮到了最大動載荷9100kg沿額外彎曲變形M所產生的影響。如圖10所示

9、的車橋垂直應力模型是根據參考文獻6設計的。 圖7 垂直疲勞測試原理圖圖8 縱臂的偏心載荷3.有限元分析及結果有限元分析用于預測應力集中及疲勞壽命較低區域的準確位置。P和M施加在圖10所示的卡鉗連接處。運用裝配1.86GHz因特爾至強四核處理器的HPxw8400工作站借助ANSYS V11.0工作平臺進行壓力分析。圖11所示為有限元分析所得的等應力分布圖。分析結果顯示應力集中區域分布在橋殼承載區域底部的過渡區。從圖12中可以看出疲勞失效區域與臨界區域在同一位置。計算得出的最大分布應力為max=388.7Mpa；是材料屈服應力點的78.1%。這說明橋殼在承受最大靜載荷時符合安全條件。 圖9 疲勞測

10、試中的執行機構負荷特性曲線圖10 橋殼的外加負荷及彎矩圖圖11 下殼體上的工作應力分布圖12 測試與分析結果比較4.疲勞壽命預測由于在使用中后橋殼承受動應力，也需要進行疲勞分析。壓力壽命的疲勞極限估計值為 (1)鋼材的強度極限Sut小于1400MPa7,8。這意味著疲勞強度的周期為或更多。為了預測在周期范圍內的疲勞壽命，使用參考文獻9中使用簡單抗拉測試獲得所需數據的方法作出橋殼材料的S-N曲線。Se代表理想實驗樣品的壓力疲勞壽命。為了預測機械零件的真實疲勞強度，需要乘上代表各種設計，制造和環境對疲勞強度影響的修正因子10。為 (2)式中為根據下式得出的表面拋光度得到的表面因數 (3)由于橋殼表

11、面的粗糙度與經過熱沖壓工藝的熱軋鋼板相似，所以推薦的標準為a=57.7和b=-0.7187.經計算得出Ka=0.564，Sut=629.9MPa。另外，噴丸工藝作為一種常見的用于減少零件材料表面殘留應力的方法，也用于增加熱沖壓后的橋殼表面的疲勞壽命。文獻9中給出這種方法可增加70%的疲勞壽命。因此，在有限元分析中的取值為0.959.因為橋殼為非圓形截面，根據橫截面深度h遠大于50mm假定尺寸因數為0.75。由于環境溫度T=0-250，所以彎曲和環境因數Kc=1,進而確定負荷系數Kd=1。通過靜態有限元分析，可得出應力集中區分布在班卓及橫臂過渡區域。所以，除了上述修正因數外，疲勞強度修正因數必須

12、引入分析，可通過與應力集中系數有關的應力集中系數得到。因此的計算式為 (4) 出于安全考慮，假設Kf與Kt相等7。由于橋殼的大小及形狀的復雜性，Kt無法從標準文獻中查出。另一方面，Kt被定義為 （5）式中為p凹口處得峰值應力，n為不出現應力集中時的常應力9,12，p的使用數值可從max=388.7MPa時的靜有限元分析中得出。為了計算將后橋殼簡化為一簡支梁，其沿縱軸Y的危險橫截面-都為矩形并適用于純彎曲理論6。按圖10所給出的模型的計算公式為 (6)式中M為彎曲力矩，Z為危險橫截面的斷面系數。M的取值為41.9 Nmm。斷面系數Z取值為127507m。因此計算得出為n=329MPa。發現KtK

13、f=1.181，Ke=0.846。運用ANSYS V11.0工作平臺定義S-N曲線中標繪的修正因數。通過壓力壽命決定橋殼材料的疲勞壽命。全部的疲勞分析都是以無限壽命進行的（N=）。用有限元分析得到的壓力分布圖進行疲勞壽命計算。由于載荷具有正弦波動特性（平均應力m0），修正方法如下9 (7)式中，n表示安全系數。振幅為amaxmin2 (8) （8）平均應力可表示為m(maxmin) 2 (9)式中，通過有限元分析得到max為最大值9100kg,匹配的min最小值為182kg。殼體底部的分配系數n如圖13所示。根據疲勞分析結果，估計在周期為.3.6時橋殼表面區域會發生裂紋開裂，該數值低于預測值為

14、5周期的最小疲勞壽命。此處n的最小值為0.93.在橋殼的內表面，最大應力集中發聲處區域的n值最小計算結果為0.767。這意味著，在垂直應力測試中區域和會在載荷周期5前發生疲勞開裂。5.結構及討論有限元分析顯示在垂直疲勞測試中出現疲勞破壞的區域存在應力集中，該應力集中會導致在最小預測周期5前出現過早破壞。此結果與垂直疲勞試驗中的結構相同。增大橋殼的疲勞壽命需減小應力集中。減小應力集中，增大疲勞壽命的最簡單的方法是金屬壁的厚度。然而，在區域外橋殼符合無限壽命周期條件。增加金屬筆厚度導致了不必要的重量增加。例如，增加厚度0.5mm，使得橋殼材料在臨界區域的疲勞極限提高到了超過5.85周期，此極限超過

15、了設計的疲勞極限。另一方面，這也意味著提高了汽車非簧載質量5%的重量。所以這并不是實用的解決方法。作為另一種解決方法，可從新設計過渡區域的幾何形狀。平整的過渡區幾何形狀可提高疲勞壽命而不增加重量。此外，加固環的形狀也對應力集中產生影響。在所研究的該橋殼設計中，加固環的厚度為20mm。為了預測加固環的影響，在沒有加固環的情況下又進行了一次有限元分析。在臨界區域處的最大分布應力為428MPa。這意味著，實用加固環大約減少了10%的應力集中。通過增加此部分的厚度，可能會增加硬度。在此設計中，由于動力系統外形的限制，增加的厚度為5mm。根據此加固環的外形變化進行靜態疲勞分析。然而，分析顯示疲勞強度的增

16、加均為其自身的，因此橋殼的疲勞壽命不會增加到超過設計最小載荷周期5倍的程度。因此，增加加固環的厚度可與從新設計過渡區幾何形狀同時使用。 圖13 下殼體安全系數分布6.總結運用有限元分析方法對卡車后橋殼模型的早期疲勞失效進行分析。在分析中，通過模擬垂直疲勞試驗過程，預測應力集中區在班卓過渡區域。發生疲勞開裂的區域與分析所得結果相吻合。通過有限元分析可預測破壞發生的位置。通過穩態和循環張應力確定臨界區域。裂縫導致破壞發生在橋殼的應力集中區域。盡管橋殼模型負荷最大垂直載荷靜態忍耐條件，分析顯示，如果為循環載荷，疲勞破壞可能在預測的最小周期5前發生。有限元分析同樣可用于估計疲勞失效開始前的周期數。為了

17、解決該問題，增加金屬管壁的厚度因為會增加橋殼的重量，所以并不是實用的方法。重新設計班卓過渡區和增加加固環的厚度，這種符合最小設計準則的途徑，也許是增強疲勞壽命的好方法。感謝這篇論文在土耳其伊茲密爾市的Ege Endustri ve Ticaret A.S.的幫助下完成。作者同時也對來自Dokuz Eylul大學的 E. nar Yeni博士和Pamukkale大學的Cemal Meran博士的批評與建議表示感謝。參考文獻1 Reimpell J, Stoll H, Betzler JW. The automotive chassis: engineering principles. Butte

18、rworth-Heinemann; 2002. p. 39.2 ANSYS Theory Reference. ANSYS Release 10.0. ANSYS, Inc.; 2005.3 Jiang Y, Hertel O, Vormwald M. An experimental evaluation of three critical plane multiaxial fatigue criteria. Int J Fatigue 2007;29:1490502.4 Erdemir Product Catalogue, Eregli Iron and Steel Works Co.; 2007. p.50 in Turkish.5 Hoffmeyer J, Dring R, Seeger T, Vormwald M. Deformation behaviour, short crack growth and fatigue lives under multiaxial nonproportional loading.Int J Fatigue 2006;28