利用有限元法分析汽车后轴的疲劳失效

利用有限元法对汽车后轴套失效分析
文章信息：
文章历史：发表于2008年8 月14 日，文库公认于2008 年9 月12日，2008 年9 月25 日在网上刊登。

关键词：
后轴套，应力集中，疲劳失效，有限元分析
文章摘要：对汽车后轴轴套样品出现在预期的负载周期的早期疲劳失效的分析。

在这些试验中，裂纹主要出现在样品的同一区域。

为了确定失效的原因，对后轴套进行了详细的CAD 建模，轴套材料的力学性能通过拉伸试验确定。

通过这些资料来对应力和疲劳强度进行有限元分析。

在负载周期内疲劳裂纹产生的位置和最小数目决定了零件失效。

对试验结果进行了比较分析。

提出了解决现有问题的设计来提高轴套的疲劳寿命。

版权所有爱思唯尔（世界领先的科技及医学出版公司）2008 第一章
前言
由于其高负荷能力，通常固体轴用于重型商用车辆。

固体轴的结构可以从图1 中看到。

在车辆的使用寿命中，道路的表面粗糙度产生的动态力使轴套产生动态应力。

这些力将导致轴套的疲劳失效，也就是整个车辆的主要承载部分。

因此它是至关重要的,桥壳的疲劳破坏违背了可预测的使用寿命。

在批量生产前，轴套样品由于动态垂直力导致的负荷能力和疲劳寿命应该通过疲劳试验确定，如图2 所示。

这些试验中，一个可以检测液动执行机构采用循环垂直荷载作用于样品
上，直到疲劳裂纹的产生。

根据一般标准，轴套样品必须承受5 x 105N的载荷循环而不产生疲劳失效。

在对一根非对称轴套的垂直方向疲劳测试中，如图3 所示，在极限载荷循环前，疲劳裂纹在某些轴上开始产生。

通过观察，最小的载荷循环为3.7x 105N 时，便产生疲劳失效。

在这些试验中，裂纹产生于E1到E2的班卓过度区域。

可以从失效的实例中看出，如图4 所示。

为了预测失效的原因，一份详细的轴套实体模型通过CATIA V5R15商业软件创建。

利用该模型，建立有限元模型。

应力和疲劳强度分析是在ANSYS V11.0 商业有限元软件中进行的。

轴套材料力学性能通过拉伸试验并由FE 分析获得。

车轴最大动态力负荷，通过RecurDyn软件进行车辆动态仿真获得。

通过这些分析，可以获得集中应力产生的区域。

通过进行疲劳强度分析，可以建立一份把疲劳强度的因素加以考虑轴套材料的S-N 曲线。

把分析结果与轴套垂直方向上的疲劳强度试验进行比较。

为了防止提前失效和增强疲劳寿命，提出了一些优化设计建议。

图1 一个商用车辆的后桥总成
图2轴套样品的垂直疲劳强度测试试验
Section X-X
Dimensions are tn mm
图3轴套的几何结构
图4疲劳裂纹在下半身的测试样品
Brake mointmg A
Support C
Dome
Upper sheJI B Spindle
Mounting ring Lower she^l Support D
图5完整的轴套CAD模型
第二章有限元模型
2.1 CAD和FE模型
一个完全定义的CAD模型准备用来分析，如图5所示。

轴套本质上是由两个等价的薄壁壳构成。

其厚度为9.5mm并且沿着中性轴
焊接成的轴套。

在正面，焊接在轴套上的部件是为了增加轴套的刚度，其他部分则用螺栓连接在上面。

由于是密封结构，圆顶焊接在后面。

图中A和B是表示与车身相连的卡臂。

支撑结构C和D代表轮子和地面接触。

轴套支撑点间的距离与后轴的轨迹是相等的。

轴套的实体
模型是由CATIAV5R15商业软件创建。

完整的CAD模型输入ANSYS
V11.0中生成FE模型来分析。

有限元模型的应力和疲劳强度分析如图
6所示。

建立有限元模型时，轴套采用SOLID187网状参数。

一个有二次取代性质的三维实体单元模型的阶次能很好的适应不规则网格模型。

元素定义为10个节点，在节点为偶数的地方有三个平移的自由度。

对轴套结构模型之间的联系，设置参数为CONTA174和TARGE170为所有焊接表面选着接触条件为完全接触。

有限元模型由779,305元素和1,287,354节点组成。

图6轴套的有限元模型
Uble 1
Oiemicjl pmcpen：i« of
^ndard C
(max,]Si Mn p
(mix.)
S
(max.)
AJ
(min,)
Cr Cu
(max.)
Mo Nb
(max.) (耐乳:
Ni
(max,)
Ti
(max,]
V
(max.]
N
(mix.)
EHN EM U19MO-1.700.D2D0.0100.02ii a0.100J(A0.(50・4Q ais0AJ12
轴套材料
轴套通过9.5mm的微合金厚片焊接制造，热变形，S460N的标准化钢结构（资料号1.8901,根据ISO标准等价于E460）。

材料的化学成分可有由供应商给的表1获得。

未处理过的S460N钢的机械性能可以由参考文献（5）获得。

然而，在制造中轴套经过了几个加工过程，包括800° C的退火，750° C的热冲压。

在有限元模型中为了考虑加工过程对材料机械性能的影响和准确的确定加工材料的性能，在
拉伸试验进行后，从所有样品中选出五个。

所有试验都在室温下进行。

这样选出的样品就不会受热影响。

表格2给出了五个样本在有限元仿真试验结果的最小压力值。

材料定义为各向同性材料模型。

2.3负荷条件
在垂直疲劳试验中，负荷的加载是在最早出现裂纹的区域。

实验在
80T的试验装载台上进行，如图7所示。

装置由有负载单元格和伺服阀两个电动-液压制动器，连接在A和B两处。

图中T s表示两个卡钳之间的轨道，T w表示C和D之间的距离，也就是后轴的实际轮距。

轴套试样根据由两个空气弹簧支撑的后轴设计，如图8所示。

由于牵
引臂的偏心载荷，弹簧弹力也会产生扭转，在轴套上产生瞬间弯曲度? M.额外弯曲度的作用于试样上，于是产生一个偏心率C在液压制动
器上，如图7所示。

每个弹簧最大的静态设计载荷为F=2850kg负
荷作用于弹簧的垂直方向点在Z L和Z R。

这样在卡钳上A和B产生一个
P=4550kg的静态反作用力。

由于车身作用于路面粗糙度的集中质量产生的垂直方向上的加速度，每个卡钳上的最大动载荷估计能达到P值的两倍。

通过RecurDyn商业CAE软件的计算机辅助仿真可以获得负载范围为182-9100kg。

垂直方向的疲劳强度试验的负荷特性曲线如图9所示。

有限元分析实验考虑到额外弯矩？M的作用，进行9100kg 最大动载荷分析。

轴套的垂直载荷模型遵从参考文献（6）,如图10
所示。

■---------------------------------------- Tw *
图7垂直疲劳试验原理
图9疲劳分析试验的负荷曲线
图8卡钳的几何偏心载荷
182
7 8
9
10
Time J (s)
Rear axle housing Trailing arm
Spring base
Tw ： Wheel track
Direction
Chassis connection
T s
」I
X
9100
4459
P : 9100 kg g : 9,81 nV
醉
Tw ; 1866,4 mm T$ : 1028,2 mm 第三章有限元分
析及试验结果
有限元分析利用所建模型预测是准确的位置上的区域，可以看见 集中应力的地方疲劳寿命相对较低。

P 和？M 应用到模型在制动连接
的影响，符合图10.应力分析已用ANSYS V11.0分析出。

图11所示为 有限元分析模型的等效压力的分布云图。

结果显示，有拉应力集中区 域为F 1到F 2在班卓过度区域载体安装较低侧。

位置的关键区域和零件 的提前疲劳损坏都可从图
12中看出。

计算压应力分布云图最大值 omax =388.7MPa 。

材料的
78.1%为屈服点。

这意味着轴套样品在满足 安全
Xi pg
「十酮巩FgH
Xi
M-P.g. m + f-—
Y(mm)
Dimensions are in mm.
e
；
图10轴套的应用负荷和弯矩图
条件的前提下能加载的最大静态载荷。

图12 试验和分析结果的比较
图12 试验和分析结果的比较
/ Dome 图11整体应力分布在较低侧
View Z
365
Mounting ring /
345,51
302,37
25%22
216,08
172,M
J
1却，曲
86.M9
0.36131 Min
View ¥-¥ Region F2
E2: Fatigue crack F2： Stress concentration
第四章疲劳寿命预测
由于后轴壳实际上充满了动态力量，在服务中,疲劳分析也在做
了分析。

估计极限耐力值为s e
S e=0.504?S ut
由于钢的最大强度小于1400MPa这表示疲劳强度在106或者更大。

对其疲劳寿命预测范围为105--106周期。

轴套材料的S-N曲线，根据参考文献（9）通过实用的估计方法得出，从简单的拉伸试验获得数据。

s e代表了理想试验样品的应力极限。

s e代表了机械零件的真正的预测疲劳强度。

s e必须乘以若干修正因子，它代表了各种设计，生产和环境影响的疲劳强度。

s e公式如下所示：
S e =K a K b K c K d K e S e
K a是表面率与表面光洁度有关的，公式如下：
K a = as b ut
由于壳表面的粗糙度类似于热冲压后的热轧钢板。

推荐值是
a=57.5, b=-0.718。

当S bt =629.9MPa时，K a=0.564此外，喷完加工，一个很熟悉的去除材料表面残余应力的过程，在热冲压后同样也应用于轴套表面来提高疲劳寿命。

在文献一些人看来增加70%的寿命。

因此在疲劳分析时心=0.959。

由于非圆部分，大小因素，当深度截面h 的值大于
50mm时可以假定©=0.75。

由于弯曲和温度的因素，载荷因子K c=1.当环境温度范围为T=0-250° C时，K d=1.
通过静态有限元分析，能很明显的知道应力集中的地区在班卓手
臂的过渡区域。

因此，除了提及的修正因子，一个疲劳强度修正因子
K e 必须被考虑的。

静态应力集中系数K t , K f 是相关的疲劳应力集中系 数。

因此K e 的计算式如下:
K e K f
怖ax =388.7MPa —样的方式获得的。

为了计算 N ominal ，后轴假定为
一个简单的横梁，有一个统一的框形材料横截断面 X 1-X 2沿着纵轴丫
受纯弯曲的临界区域。

o nomina ］根据图10的模型来进行计算，公式如 下:
M
°nomi nal
M 表示弯矩，Z 表示临界截面的断面系数。

M 取值为41.9X 106N?
mm •断面系数Z 估值为127507mm 3.因此问 的计算值为329MPa 。

K t 〜K f =1.181, K e =0.846.S-N 曲线绘制了关于 ANSYS V11.0用户界面
下定义的修正因子。

用方差方法来确定轴套材料的疲劳寿命。

所有的
有限元分析都是在极限寿命标准下进行的（ N=106 ）。

利用有限元分
析得到的压力分布云图用来进行疲劳寿命的计算。

由于加载了一个正 弦特
性的载荷（压力 怖＞0）,修正的古德曼公式如下：
%+_°?0 1
S e S ut n
在公式中n 代表安全系数，应力幅o a 的公式如下:
Cpeak 是峰值应力和切口的根源,
°nomi nal 表示名义应力, °nomi nal 就是在峰值应力没有出现时的体现 $eak 就像利用有限元分析获得
bmax - b min
并且名义压力可以表示为:
析的垂直载荷的最小值182kg 相匹配。

分布在下轴瓦上的n 值可以从
图13中看出。

针对疲劳分析的结果，据估计裂纹最早产生的区域在
比期望疲劳强度寿命为5 X 105还要低的外壳循环载应力荷为 3.5X 105的F 1处。

这
里得到的n 的最小值为0.93。

在壳的内表面，在 测出最大集中应力值F 2处，n 的
计算最小值为0.767。

这就意味着， 在垂直方向的疲劳测试中， F 1和F 2两个区
域都会在循环应力值为
5X 105之前产生疲劳裂纹。

第五章结果与讨论
通过有限元分析表明，在垂直方向的应力试验中，在期望值为5X 105载荷周
期前发生疲劳失效的地方都与集中应力有关。

结果与垂直 疲劳测试的结果相吻合。

提高轴套的疲劳寿命与减少集中应力的产生 有关。

减少集中应力提高疲劳寿命的最简单的方法是增加壳体材料的 厚度。

金属板厚度的增加会引起不必要的重量增长。

然而，除了 F 1和
F 2两个区域其他的地方都符合最大载荷周期的要求。

例如，厚度增加 0.5mm ,轴套的F 1和F 2两个区域的最大疲劳寿命值将会增加到 5.8 X 105，比预期
值5X 105还要高。

另一方面，这也意味着车辆的 总体重量会增加5%。

b max
怖二 一 °min
公式中b max 都对应于最大压力值
9100kg, o min 与通过有限元分
15 W
0,767 Mm
图13安全系数的分布对较低的壳
因此，这是一个不可行的解决方案。

作为一种替代，过渡几何可能被重新设计。

平滑的过度几何结构可能会提高疲劳寿命并不会引起任何重量的增加。

另外，加强环的形状也会影响应力集中的产生。

在研究设计中，环的厚度为20mm。

为了预测环对疲劳寿命的影响，在没有环的情况下对模型进行了有限元分析。

在压力分布云图中F2的最大值可以达到428MPa。

这就表明，加强环减少了差不多10%的集中应力。

通过增加加强环的厚度有可能增加轴的刚性。

在这个设计中，由于动力传统的限制其结构大小只能增加5mm。

通过环的形状的改变得到了静态和疲劳分析结果。

然而，分析指出，这种本身结构的增加对于在一定程度上提高轴套的疲劳寿命，不能获得十分理想的最小疲劳寿命周期5X 105。

因此，加强环厚度的增加和过度结构的几何形状应该一起考虑。

第六章结论
通过有限元分析方法对汽车后轴样品的提前疲劳失效分析。

在分
析中，对垂直疲劳试验的过程进行了模拟，对班卓过渡区域的应力集中区域进行了预测。

试验疲劳裂纹产生的最早区域与分析结果一样。

通过有限元分析可以预测最早发生疲劳失效的位置。

确定的临界区域收到结合稳定、循环拉伸硬应力。

在应力集中区域裂纹会引起轴套的断裂。

尽管轴套样品能满足竖直方向的最大载荷的静态耐力。

分析表明，在期望值5X105循环应力的垂直方向载荷之前可能产生疲劳损坏，如果这负荷是应用在一个循环的方式。

有限元分析还可以对发生疲劳损坏前得应力循环次数进行估计。

为了解决这个问题，增加厚度的金属板材并不是一个可行的解决办法，因为会导致轴套重量的增加。

一个包括重新设计班卓过渡区和增加加强环的厚度的方案可能是一个合适的替代方法以获得较长的疲劳寿命。

这样就能够满足最小的设计标准。

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