外文翻譯--后橋殼疲勞失效的有限元分析預(yù)測【中英文文獻(xiàn)譯文】

外文翻譯--后橋殼疲勞失效的有限元分析預(yù)測【中英文文獻(xiàn)譯文】,中英文文獻(xiàn)譯文,外文,翻譯,后橋,疲勞,失效,有限元分析,預(yù)測,中英文,文獻(xiàn),譯文 編號(hào)： 畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)外文翻譯 （譯文） 院 （系）： 機(jī)電工程學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué)生姓名： 伍榮展 學(xué) 號(hào)： 1000110131 指導(dǎo)教師單位： 桂林電子科技大學(xué) 姓 名： 高成 職 稱： 助理研究員 2014 年 05 月 26 日  桂林電子科技大學(xué) 后橋殼疲勞失效的有限元分析預(yù)測 M.M. Topac, H. Gunal, N.S. Kuralay. Fatigue failure prediction of a rear axle housing prototype by using finite element analysis[J]. Engineering Failure Analysis， 摘 要 對(duì)與在試驗(yàn)中，當(dāng)施加循環(huán)垂直應(yīng)力在后橋殼上，產(chǎn)生了過早的疲勞變形的現(xiàn)象 進(jìn)行了研究。發(fā)現(xiàn)在這些試驗(yàn)中，裂縫主要出現(xiàn)在樣品的同一區(qū)域。為了確定破壞的原因，建立了完整的后橋殼CAD模型。同時(shí)，橋殼的機(jī)械性能取決于其材料的拉伸性能。利用這些數(shù)據(jù)，運(yùn)用有限元原理進(jìn)行了應(yīng)力及疲勞分析。確定了疲勞應(yīng)變的發(fā)生位置以及不發(fā)生疲勞應(yīng)變的最小循環(huán)垂直應(yīng)力。將有限元分析的結(jié)果與實(shí)驗(yàn)的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。設(shè)計(jì)提出了增強(qiáng)橋殼疲勞壽命的解決方案。 關(guān)鍵字：后橋殼；應(yīng)力集中；失效；有限元分析 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(jié)構(gòu)見圖1。在車輛的使用中，車橋是主要承載部件，由路面不平產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)應(yīng)力進(jìn)而產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)壓力導(dǎo)致了車橋產(chǎn)生疲勞破壞。因此，最重要的是進(jìn)行橋殼抵抗疲勞破壞的壽命預(yù)測。在大規(guī)模生產(chǎn)前，有必要對(duì)橋殼模型在動(dòng)態(tài)垂直應(yīng)力作用下進(jìn)行如圖2所示的裝載能力及疲勞壽命的有限元分析。在這些測試中，由液壓機(jī)構(gòu)提供的循環(huán)垂直載荷施加在樣品上，直到樣品出現(xiàn)疲勞破壞。根據(jù)承載標(biāo) 準(zhǔn)，橋殼必須能承載N=5X105循環(huán)應(yīng)力而不出現(xiàn)疲勞破壞。在對(duì)如圖3所示不對(duì)稱的橋殼模型進(jìn)行垂直疲勞測試時(shí)，在應(yīng)力達(dá)到極限前就有疲勞破壞出現(xiàn)在模型上。因此發(fā)現(xiàn)，不出現(xiàn)疲勞破壞的最小循環(huán)應(yīng)力大約為3.7X105。在這些測試中， 裂紋出現(xiàn)在班卓過渡區(qū)E1和E2。圖4所示為一早期破壞的例子。 為了找出早期失效的原因，運(yùn)用CATIA V5R15商業(yè)軟件建立了一個(gè)詳細(xì)的橋殼三維模型。利用該模型，建立有限元模型。運(yùn)用ANSYS V11.0商業(yè)有限元分析軟件工作平臺(tái)進(jìn)行應(yīng)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(yùn)用RecurDyn商業(yè)CAE軟件進(jìn)行車輛動(dòng)力學(xué)模擬，獲得了橋殼最大載荷。通過這些分析，找到應(yīng)力集中部位。為了實(shí)現(xiàn)疲勞分析，引入疲勞強(qiáng)度修正系數(shù)建立了橋殼材料的估計(jì)S-N曲線。將分析獲得的結(jié)果與垂直疲勞測試實(shí)驗(yàn)的結(jié)果進(jìn)行比較。為了阻止早期破壞并獲得增大的疲勞壽命，提出了一些解決方案。 圖1 商用車后橋殼總成 圖2 橋殼模型乘直疲勞測試 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 分析用全尺寸車橋CAD模型如上圖5所示。橋殼本質(zhì)上由兩個(gè)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(gè)用螺栓固定了差動(dòng)齒輪裝載器的曾環(huán)被焊接在橋殼上用來增強(qiáng)剛度。出于密封性的考慮，將一個(gè)圓蓋焊接在后端面上。這里，元素A和B為下垂壁卡鉗聯(lián)接。支撐C和D代表輪與地面的接觸。車橋支撐聯(lián)接點(diǎn)之間的距離與后軸輪軌之間的距離相等。運(yùn)用 CATIA V5R15建立橋殼三維模型。將橋殼的完整CAD模型導(dǎo)入ANSYS V11.0工作平臺(tái)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(jìn)行網(wǎng)格劃分。S0LID187具有二次位移的三維實(shí)體單元并且適用于進(jìn)行不規(guī)則網(wǎng)格劃分。橋殼被定義為擁有10個(gè)節(jié)點(diǎn)，且每個(gè)節(jié)點(diǎn)擁有3個(gè)自由度。運(yùn)用CONTA174和TARGE170元素建立橋殼各部件之間的聯(lián)系。焊接表面的聯(lián)接關(guān)系選擇為完整的可靠聯(lián)接。有限元模型由779,305個(gè)元素和1,287,354個(gè)節(jié)點(diǎn)組成。 圖6橋殼有限元模型 表1 S450N的化學(xué)特性（Wt%） 表2 抗拉測試結(jié)果 2. 2 橋殼材料 車橋殼是由9.5mm厚的微金屬合金管壁經(jīng)沖壓焊接制成的，該管壁的材料為熱成型標(biāo)準(zhǔn)鋼鐵S460N （材料編號(hào)1.8901，等同于ISO標(biāo)準(zhǔn)[3]中E460）。該材料的化學(xué)成分是從供應(yīng)商獲得的，具體見表1 [4]。未加工的S460N的機(jī)械性能見參考文獻(xiàn)[5]。然而，橋殼材料在制造過程中需經(jīng)過若干道工序，包括退火至800°C和750°C熱沖壓。為了將工序?qū)C(jī)械性能的影響引入有限元分析并確定加工后材料的精確機(jī)械性能，從后橋殼模型中抽取5個(gè)樣本并進(jìn)行拉伸試驗(yàn)。所有的試驗(yàn)均在室溫下進(jìn)行。從后橋殼模型中抽取的5個(gè)樣本均在熱影響區(qū)之外。表2給出的結(jié)果均為5個(gè)樣本的最低值，并將這些結(jié)果引入有限元模型。將材料定義為顯性各向同向性材料。 2. 3 負(fù)荷條件 有限元分析中的負(fù)荷條件是根據(jù)垂直疲勞測試中出現(xiàn)早期失效處的支撐區(qū)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(jìn)行的。該裝置是由兩個(gè)具有承載單元的電動(dòng)液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)和伺服閥組成的，伺服閥安裝在連接A，B的卡鉗處。TS表示兩個(gè)卡鉗間的距離，T因表示支撐C，D間的距離即真實(shí)后橋殼的輪距。車橋的模型是根據(jù)如圖8所示的由兩個(gè)空氣彈簧支撐的真實(shí)橋殼設(shè)計(jì)的。因 為載荷施加在牽引臂的偏心輪上，所以彈簧的彈力也產(chǎn)生了彎曲應(yīng)力，該應(yīng)力在橋殼上產(chǎn)生了一個(gè)額外的彎曲AM。測試樣品中的額外彎曲影響由圖7所示的液壓驅(qū)動(dòng)裝置的偏距c提供。每個(gè)彈簧的最大設(shè)計(jì)載荷為F = 2850kg。應(yīng)力垂直的施加在彈簧底座的點(diǎn)。這導(dǎo)致了在卡鉗A, B處產(chǎn)生了靜態(tài)反應(yīng)力P=4550kg。因?yàn)槁访娌黄绞管嚿淼募匈|(zhì)量產(chǎn)生的垂直加速度導(dǎo)致在每個(gè)卡鉗處的最大動(dòng)態(tài)載荷大約為P的兩倍。由ReoirDyn商業(yè)CAE軟件進(jìn)行的計(jì)算機(jī)路面模擬所得的載 荷變化范圍為182-9I00kg。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(dòng)載荷9100kg沿額外彎曲變形△M所產(chǎn)生的影響。如圖10所示的車橋垂直應(yīng)力模型是根據(jù)參考文獻(xiàn)[6]設(shè)計(jì)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(jié)果 有限元分析用于預(yù)測應(yīng)力集中及疲勞壽命較低區(qū)域的準(zhǔn)確位置。P和△M施加在圖10所示的卡鉗連接處。運(yùn)用裝配1.86GHz因特爾至強(qiáng)四核處理器的HPx因8400工作站借助ANSYS V11.0工作平臺(tái)進(jìn)行壓力分析。圖11所示為有限元分析所得的等應(yīng)力分布圖。分析結(jié)果顯示應(yīng)力集中區(qū)域F1、F2分布在橋殼承載區(qū)域底部的過渡區(qū)。從圖12中可以看出疲勞失效區(qū)域與臨界區(qū)域在同一位置。計(jì)算得出的最大分布應(yīng)力為 σmax=388.7Mpa；是材料屈服應(yīng)力點(diǎn)的78. 1%。這說明橋殼在承受最大靜載荷時(shí)符合安全條件。 圖9疲勞測試中的執(zhí)行機(jī)構(gòu)負(fù)荷特性曲線 圖10橋殼的外加負(fù)荷及彎矩圖 圖11 下殼體上的工作應(yīng)力分布 圖12測試與分析結(jié)果比較 4.疲勞壽命預(yù)測 由于在使用中后橋殼承受動(dòng)應(yīng)力，也需要進(jìn)行疲勞分析。壓力壽命的疲勞極限估計(jì)值se‘為 se‘=0.504·Sut （1） 鋼材的強(qiáng)度極限小于1400MPa[7，8]。這意味著疲勞強(qiáng)度的周期為106或更多。為了預(yù)測在105 - 106周期范圍內(nèi)的疲勞壽命，使用參考文獻(xiàn)[9]中使用簡單抗拉測試獲得所需數(shù)據(jù)的方法作出橋殼材料的S-N曲線。 se‘代表理想實(shí)驗(yàn)樣品的壓力疲勞壽命。為了預(yù)測機(jī)械零件的真實(shí)疲勞強(qiáng)度se‘， 需要乘上代表各種設(shè)計(jì)，制造和環(huán)境對(duì)疲勞強(qiáng)度影響的修正因子[10]。Se為 Se=kakbkckdkese‘ （2） 式中ka為根據(jù)下式得出的表面拋亮度得到的表面因數(shù) ka=aSutb （3） 由于橋殼表面的粗糙度與經(jīng)過熱沖壓工藝的熱軋鋼板相似，所以推薦的標(biāo)準(zhǔn)為 a=57.7和b=-0.718[7].經(jīng)計(jì)算得出ka=0. 564, Sut=629.9MPa。另外，噴丸工藝作為一種常見的爪于減少零件材料表面殘留應(yīng)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(xiàn)[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ka的取值為0.959。因?yàn)闃驓榉菆A形截面，根據(jù)橫截面深度h遠(yuǎn)大于50mm假定尺寸因數(shù)kb為0.75。由于環(huán)境溫度T=0-250°C，所以彎曲和環(huán)境因數(shù) kd=1，進(jìn)而確定負(fù)荷系數(shù)kc=1。 通過靜態(tài)有限元分析，可得出應(yīng)力集中區(qū)分布在班卓及橫臂過渡區(qū)域。所以，除了上述修正因數(shù)外，疲勞強(qiáng)度修正因數(shù)ke必須引入分析，ke可通過與應(yīng)力集中系數(shù)kf有關(guān)的應(yīng)力集中系數(shù)kt得到。因此ke的計(jì)算式為 ke=1/kf （4） 出于安全考慮，kf假設(shè)與kt相等[7]。由于橋殼的大小及形狀的復(fù)雜性，kt無法從標(biāo)準(zhǔn)文獻(xiàn)中查出。另一方面，kt被定義為 Kt=σpeak/σnominal （ 5 ） 式中σpeak為凹口處得峰值應(yīng)力，σnominal不出現(xiàn)應(yīng)力集中時(shí)的常應(yīng)力p[9, 12]，σpeak的使用數(shù)值可從σmax=388. 7MPa時(shí)的靜有限元分析中得出。為了計(jì)算σnominal將后橋殼簡化為一簡支梁，其沿縱軸Y的危險(xiǎn)橫截面X1X1都為矩形并適用于純彎曲理論[6]。 σnominal按圖10所給出的模型的計(jì)算公式為 σnominal=M/Z （6） 式中M為彎曲力矩，Z為危險(xiǎn)橫截面的斷面系數(shù)。M的取值為41.9xl06Nmm。斷面系數(shù)Z取值為127507mm3。因此計(jì)算得出σnominal為329MPa。發(fā)現(xiàn)kt≈kf=1.181，ke=0.846。運(yùn)用ANSYS V11.0工作平臺(tái)定義S-N曲線中標(biāo)繪的修正因數(shù)。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(jìn)行的（N=106）。 用有限元分析得到的壓力分布圖進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算。由于載荷具有正弦波動(dòng)特性 （平均應(yīng)力σm>0），修正方法如下[9] σaSe+σmut=1n （7） 式中，n表示安全系數(shù)。振幅σa為 σa=σmax×σmin2 （8） （8）平均應(yīng)力am可表示為 σm=σmax+σmin2 （9） 式中，通過有限元分析得到σmax為最大值9100kg，σmin匹配的最小值為182kg。殼體底部的分配系數(shù)n如圖13所示。根據(jù)疲勞分析結(jié)果，估計(jì)在周期為ca3.6X105時(shí)，橋殼表面F1區(qū)域會(huì)發(fā)生裂紋開裂，該數(shù)值低于預(yù)測值為5x105周期的最小疲勞壽命。此處n的最小值為0. 93。在橋殼的內(nèi)表面，最大應(yīng)力集中發(fā)生處F2區(qū)域的n值最小，計(jì)算結(jié)果為0.767。這意味著，在垂直應(yīng)力測試中區(qū)域F1和F2會(huì)在載荷周期5X105 前發(fā)生疲勞幵裂。 5.結(jié)構(gòu)及討論 有限元分析顯示在垂直疲勞測試中出現(xiàn)疲勞破壞的區(qū)域存在應(yīng)力集中，該應(yīng)力集中會(huì)導(dǎo)致在最小預(yù)測周期5X105前出現(xiàn)過早破壞。此結(jié)果與垂直疲勞試驗(yàn)中的結(jié)構(gòu)相同。增大橋殼的疲勞壽命需減小應(yīng)力集中。減小應(yīng)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F1F2區(qū)域外橋殼符合無限壽命周期條件。增加金屬筆厚度導(dǎo)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(qū)域的疲勞極限提高到了超過5. 85X105周期，此極限超過了設(shè)計(jì)的疲勞極限。另一方面，這也意味著提高了汽車非簧載質(zhì)量5%的重量。所以這并不是實(shí)用的解決方法。作為另一種解決方法，可從新設(shè)計(jì)過渡區(qū)域的幾何形狀。平整的過渡區(qū)幾何形狀可提高疲勞痔命而不增加重量。 此外，加固環(huán)的形狀也對(duì)應(yīng)力集中產(chǎn)生影響。在所研究的該橋殼設(shè)計(jì)中，加固環(huán)的厚度為20mm。為了預(yù)測加固環(huán)的影響，在沒有加固環(huán)的情況下又進(jìn)行了一次有限元分析。在臨界區(qū)域F2處的最大分布應(yīng)力為428MPa。這意味著，實(shí)用加固環(huán)大約減少了10%的應(yīng)力集中。通過增加此部分的厚度，可能會(huì)增加硬度。在此設(shè)計(jì)中，由于動(dòng)力系統(tǒng)外形的限制，增加的厚度為5mm。根據(jù)此加固環(huán)的外形變化 進(jìn)行靜態(tài)疲勞分析。然而，分析顯示疲勞強(qiáng)度的增加均為其自身的，因此橋殼的疲勞壽命不會(huì)增加到超過設(shè)計(jì)最小載荷周期5X105倍的程度。因此，増加加固環(huán)的厚度可與從新設(shè)計(jì)過渡區(qū)幾何形狀同時(shí)使用。 圖13下殼體安全系數(shù)分布 6.總結(jié) 運(yùn)用有限元分析方法對(duì)卡車后橋殼模型的早期疲勞失效進(jìn)行分析。在分析中，通過模擬垂直疲勞試驗(yàn)過程，預(yù)測應(yīng)力集中區(qū)在班卓過渡區(qū)域。發(fā)生疲勞開裂的區(qū)域與分析所得結(jié)果相吻合。通過有限元分析可預(yù)測破壞發(fā)生的位置。 通過穩(wěn)態(tài)和循環(huán)張應(yīng)力確定臨界區(qū)域。裂縫導(dǎo)致破壞發(fā)生在橋殼的應(yīng)力集中區(qū)域。盡管橋殼模型負(fù)荷最大垂直載荷靜態(tài)忍耐條件，分析顯示，如果為循環(huán)載荷，疲勞破壞可能在預(yù)測的最小周期5X105前發(fā)生。有限元分析同樣可用于估計(jì)疲勞失效開始前的周期數(shù)。 為了解決該問題，増加金屬管壁的厚度因?yàn)闀?huì)增加橋殼的重量，所以并不是實(shí)用的方法。重新設(shè)計(jì)班卓過渡區(qū)和增加加固環(huán)的厚度，這種符合最小設(shè)計(jì)準(zhǔn)則的途徑，也許是增強(qiáng)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(shí)也對(duì)來自Dokuz Eylul大學(xué)的E. Cmar Yeni博士和Pamukkale大學(xué)的Cemal Meran博士的批評(píng)與建議表示感謝。 譯文原文出處：M.M. Topac, H. Gunal, N.S. Kuralay. Fatigue failure prediction of a rear axle housing prototype by using finite element analysis[J]. Engineering Failure Analysis，(16)2009,:1474-1482. 第10頁 共10頁