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基于有限元分析的后桥壳疲劳失效预测
摘要：在汽车后驱动桥桥壳模型的垂直疲劳测试期间内，一项发生在预期的负载周期内的过早失效正在被研究。而在这些试验当中，疲劳裂缝主要来源于试验样品的同一位置。为了确定失效的原因，一个详细的后驱动桥桥壳三维CAD模型被发展起来。通过拉伸试验测定外壳材料的机械性能，然后使用这些数据，将应力和疲劳分析通过有限元分析方法体现出来。在故障开始前进行测定疲劳裂纹的萌生位置和最小数量的负载周期，从测试中所提供的结果进行了比较与分析，最终设计增强解决方案从而去提高后驱动桥桥壳的疲劳寿命。
关键词：后桥壳；应力集中；疲劳；有限元分析
1.绪论
由于实心轴具有较高的承载能力，所以通常用于重型商用车[1]。在图1中可以看到一个实心轴的结构。在车辆使用寿命期间，路面产生的路面粗糙度引起的动力应力产生动态应力，这些力导致轴壳疲劳失效，而轴壳正是装配的主要承载部件。因此，对于一个预测的使用寿命，后驱动桥桥壳对疲劳失效的抵抗是非常重要的。在大规模生产之前，应根据图2所示的垂直疲劳试验确定一个轴的承载能力和疲劳寿命。在这些测试中，通过液压制动器将一个预测的循环垂直载荷施加在试样上，直到疲劳裂纹萌生发生。根据验收标准，一个外壳原型，可以抵抗5*105个负载周期，并且没有疲劳失效。在非对称型桥壳的纵向疲劳试验中，如图3所示，在这种负载循环限制前，疲劳裂纹萌生发生在一些原型上。观察到的最小负载周期在疲劳失效前约为3.7*105。在这些试验中，裂纹起源于班卓琴的过渡区域的E1和E2。图4中的是后驱动桥桥壳过早失效的例子。
预测早期失效的原因，详细的外壳实体模型在CATIAreg;v5r15商业软件中形成，利用该模型构建了有限元模型。应力和疲劳通过ANSYS Workbenchreg;V11.0商业有限元软件表示出来。从拉伸试验中获得的外壳材料性能，被利用在有限元分析当中。最大动态轴重，从车辆动力学仿真得到的，通过RecurDynreg;商业CAE软件进行使用。通过这些分析，得到的应力集中区域。为了完成疲劳分析，以疲劳强度修正因子为考虑，构建了一个用于外壳材料的估计的曲线——正曲线。将从分析中得到的结果与垂直疲劳试验结果进行相比较进行分析。为了防止过早失效，并获得一个增强的后驱动桥桥壳疲劳寿命，从而提出了一些设计增强解决方案。
图1、商用车的后桥总成
图2、后桥原型垂直疲劳试验
图3、轴壳几何
图4、试样下半部分的疲劳裂纹
2.有限元模型
2.1.CAD和有限元模型
一个后驱动桥桥壳的完整的规模化的计算机辅助设计的模型分析，如图5所示。外壳基本上由2个等效薄壁壳组成，其中有一个统一的厚度为9.5毫米，焊接在后驱动桥的中性轴。在前端，将一个安装环焊接到壳体组件上，以增加刚性，并用螺栓连接差动托架。为了密封，将一个圆顶焊接到后侧。在这里，我们看到的元素A和B，代表拖臂–卡钳连接，是用来支持车轮接触的碳和三维支架。从中可以看出支撑壳体接触点之间的距离等于后桥的车轮轨迹。后驱动桥桥壳的实体模型组成，可以通过CATIAreg;v5r15商业软件构成，然后将完整的后驱动桥桥壳三维CAD模型导入ANSYS Workbenchreg;V11.0环境中构成所需的分析的有限元模型。用于应力和疲劳分析的有限元模型如图6所示。接下来建立有限元模型进行网格划分，桥壳使用Solid187来进行网格划分，solid187是高阶三维实体单元，具有二次位移行为，适合于不规则网格模型。该元素被定义为10个节点，在每个节点具有三个平移自由度[2]。对于桥壳的结构部件之间的接触，由conta174元件和targe170元件进行。完全粘结接触被选为所有焊接表面的接触条件。有限元模型由779305个单元和1287354个节点组成。
图5、完整的后桥CAD模型
图6、桥壳的有限元模型
2.2.桥壳材料
桥壳是由9.5毫米厚的片材制成的微合金细晶进行焊接工艺制造的，即热成型，归一化结构钢S460N（材料为1.8901，根据ISO标准相当于e460[3]）。从供应商获得的材料的化学组合物，给出在表1 [4]中。非加工的S460N力学性能可在文献[5]中发现。然而，在制造过程中，有应用过程被应用到外壳材料，包括退火到800°C和热冲压到约750°C，这是为了把应用过程对力学性能的影响考虑到有限元分析中和确定加工材料的确切性质，并且五个试样从后驱动桥桥壳样品中的提取和拉伸试验已经进行。所有试验均在室温下进行。从外壳中提取标本的区域超出了热影响区。表2中给出的结果是五个样本中得到的最小值，并在有限元模拟中使用。材料的表现被定义为线性各向同性材料模型。
2.3负载条件
应用在有限元分析中的负载的选择是依据在垂直疲劳测试中出现过早失效时的负载范围。在7吨的装载能力试验台上进行了试验。该装置由两个带有传感器和伺服阀电液执行器组成，分别位于卡钳连接A和B，在这里，TS代表跟踪两卡钳到C和D支持TW之间距离，即实际的后桥轮距。外壳原型是专为后桥设计，这是由2个空气弹簧支撑图8所示。由于纵臂的偏心加载几何和弹簧力产生扭转，导致额外的弯矩Delta;M加载到后驱动桥桥壳。施加在测试样品上的额外的弯曲效应是依靠液压致动器的偏心率，如图7所示。每个弹簧最大静载设计载荷为2850公斤。负载作用于弹簧座垂直点Zr和ZL。这造成了在卡尺A和B上的一种P为4550公斤的静态反应。路面不平度导致车身的集中质量从而产生垂直加速度，导致在每个卡钳最大动载荷估计约两倍P。通过计算机辅助模拟所获得的182-9100kg负载范围，由一种CAE商业软件RecurDynreg;执行。在垂直疲劳试验中所使用的试验载荷的特性可以在图9中看到。有限元分析的进行考虑到沿着附加弯矩M作用的最大9100公斤的动载量。关于参考文献[6]中所提到的外壳的垂直负载模型在下图10中可以看出。
图7、垂直疲劳试验示意图
图8、尾臂偏心载荷几何
图9、用于疲劳试验的动载荷特性
图10、适用于桥壳的荷载和弯矩图
3.有限元分析及结果
有限元分析是用来预测所能看见的拉伸应力集中和疲劳寿命相对较低区域的准确位置。P和Delta;M是在图10中按照卡钳连接的应用模型。利用1.86GHz英特尔四核至强处理器的惠普8400工作站商业有限元软件ANSYS Workbenchreg;V11.0进行应力分析。图11表示出了等效的米塞斯应力分布的有限元分析。结果表明，有拉应力集中在区域F1和F2，并且处于下壳的载体安装侧的班卓琴过渡区。关键区域的位置和过早的疲劳破坏的位置是相同的，如图12所示。计算的最大米塞斯应力是sigma;max= 388.7MPa，是材料屈服点应力的78.1%。这意味着，如果桥壳是静态的，那么对于最大装载量来说它是满足安全条件的。
图11、下壳整体应力分布
图12、测试与分析结果的比较
4.疲劳寿命预测
由于后桥壳实际上是在运动过程中加载的动态力，所以疲劳分析也应该被考虑到。对于极限强度Sut小于1400MPa的钢来说，它的应力寿命耐久极限的估计值 Se′=0.504Sut[7][8]。这表示疲劳强度在106个周期或者更多。对于在105-106周期范围这部分的疲劳寿命预测，外壳材料的S-N曲线的预估是通过文献[9]中所提到的采用简单的拉伸试验获得的数据这种使用的方法所得到的。
Se′代表理想实验室样品的应力寿命极限。为了预测机械部件的真正的疲劳强度Se，Se′就必须乘以几个修改的因子，代表不同的设计、制造和环境对疲劳强度的影响[10]。因此得到Se=KaKbKcKdKeSe′，其中Ka是一个表面因子，取决于表面光洁度，Ka=aSutb。
由于外壳表面的粗糙度类似于热轧钢板在热冲压后的表面粗糙度，所以推荐值a= 57.7，b=minus;0.718 [7]。当极限强度Sut的值为629.9MPa时，Ka的计算结果为0.564。此外，喷丸，一个众所周知的环节，在工作过程中会导致组件的材料表面引入有利的残余应力，也同样适用于热冲压后的外壳表面，以增加零件的疲劳寿命。在文献中，这种增加是由一些相当于70% 大小所给与的[9]。因此，在疲劳分析中使用了0.959。对于非圆截面和截面厚度h的标准准则，尺寸因子Kb可假定为0.75，条件是h大于50毫米。在弯曲条件下负荷系数Kc为1，在环境温度T = 0-250°C [11]的范围内温度系数Kd为1。
通过静态有限元分析手段，发现在班卓琴和手臂过渡区域有应力集中区域。因此，除了修正因素，疲劳强度修正系数Ke必须通过静态应力集中系数Kt方法考虑在内，Kt是与疲劳应力集中系数Kf相关的系数，所以Ke=1/Kf。
为安全起见，Kf可假定为等于Kt [7]。由于桥壳的尺寸和形状，Kt不能单纯来源于标准文献数据。另一方面Kt=sigma;peak/sigma;nominal，如果没有发生应力集中，并且其中sigma;peak是峰值应力，那么在根部缺口公称应力sigma;nominal出现时，sigma;peak从静态有限元分析中得到sigma;max = 388.7 MPa的数值。为了计算sigma;nominal，后轴被假定为在沿Y轴和受纯弯曲条件下具有均匀的框型材截面临界区域X1-X1的一个简单的光束[6]。sigma;nominal是通过图10中模型给出计算得到，具体为sigma;nominal=M/Z,其中M是弯矩，Z是临界截面的截面模量。弯矩M是等于41.9*106，模量Z被测得为127507mm3。所以sigma;nomin
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