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5×105N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3.7×105N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图3 轴套的几何结构图4 疲劳裂纹在下半身的测试样品图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CATIA V5R15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2.2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。

图7 垂直疲劳试验原理图8 卡钳的几何偏心载荷图9 疲劳分析试验的负荷曲线图10 轴套的应用负荷和弯矩图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F1到F2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σmax=388.7MPa。

材料的78.1%为屈服点。

这意味着轴套样品在满足安全条件的前提下能加载的最大静态载荷。

图11 整体应力分布在较低侧图12 试验和分析结果的比较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=a S ut b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 ut b=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K a=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K b=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=1K fσpeak是峰值应力和切口的根源，σnominal表示名义应力，σnominal 就是在峰值应力没有出现时的体现。

σpeak就像利用有限元分析获得σmax=388.7MPa一样的方式获得的。

为了计算σnominal，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X1-X2沿着纵轴Y 受纯弯曲的临界区域。

σnominal根据图10的模型来进行计算，公式如下：σnominal=MZM表示弯矩，Z表示临界截面的断面系数。

M取值为41.9×106N∙mm.断面系数Z估值为127507mm3.因此σnominal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σm>0），修正的古德曼公式如下：σa S e +σm S ut=1n在公式中n代表安全系数，应力幅σa的公式如下：σa=σmax−σmin2并且名义压力可以表示为：σm=σmax+σmin2公式中σmax都对应于最大压力值9100kg，σmin与通过有限元分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5×105还要低的外壳循环载应力荷为3.5×105的F1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F2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，F1和F2两个区域都会在循环应力值为5×105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5×105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F1和F2两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F1和F2两个区域的最大疲劳寿命值将会增加到5.8×105，比预期值5×105还要高。

另一方面，这也意味着车辆的总体重量会增加5%。

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。