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1、杭州电子科技大学毕业设计（论文）外文文献翻译毕业设计（论文）题目驱动桥壳疲劳试验机的控制部分设计翻译题目基于有限元分析的后桥桥壳疲劳故障预测学 院机械学院专 业车辆工程姓 名马乾班 级学 号指导教师孟庆华1. 简介由于其较高的承载能力，整体式桥壳通常用于重型商用车。图1为整体式桥壳结构。在车辆的使用寿命力，由于路面不平而引起不同的作用力，这些作用力导致了后桥疲劳损坏，这是装配过程所要考虑的关键。因此，至关重要的是桥壳的使用寿命。在大规模生产之前，在动态加载力和垂直力的载荷下对驱动桥壳应进行垂直疲劳试验，如图2所示。在这些测试中，预测的循环垂直负载由液压作动器产生，直至发生疲劳裂纹。根据测试标准
2、，驱动桥壳应承受次无疲劳破坏载荷周期。非对称式桥壳的垂直疲劳试验如图3所示，在负载周期限制之前疲劳裂纹在桥壳的某些地方产生。据测试在疲劳破坏前的最小负载周期为次。在这些测试中，列为产生于压力集中的E1和E2的地区。过早失效的例子可以在图4看出。为了预测过早失效的原因，在DATIA V5R15商业软件中可以模拟详细的桥壳模型。利用该模型，可以建立有限元模型。可以通过商业软件Ansys WorkbenchV11.0进行应力和疲劳分析。桥壳的材料特性可以从拉伸测试中得出，这些测试可以用有限元分析。最大动态轴载，可以从车辆动力学中模拟而出，也可以使用商业CAE软件RecurDyn进行计算。通过这些分析
3、，得出应力集中地区。为了进行疲劳分析，建立估计外壳材料的S-N曲线，在曲线中把疲劳强度修改因素考虑进去。分析结果和垂直疲劳试验结果进行比较。为防止过早失效并获得增强的疲劳寿命，提出一些增强桥壳强度的方案设计。图1图2图3图4图52. 有限元模型2.2桥壳材料 桥壳是由微合金化细晶9.5毫米厚的壳焊接制成的，是热成型的，标准化的结构钢S460N(材料编号1.8901，相当于按ISO标准的E460)。该材料的化学成分可以从表1的供应商获得。力学性能可以在非加工S460N的文献中找到。然而，一些过程中，在用于外壳材料制造业中，包括退火至800，在750热冲压，为了在有限元分析过程中考虑力学性能的充分
4、应用的影响，确定了加工材料的确切性质，从样品中提取了五份标本，开始桥壳的拉伸试验。所有的测试均在室温下进行。从桥壳中提取的样本的地方在热影响范围之外。表2给出的结果是5个试样的最低值，并获得他们在有限元模型中的有限使用，材料被定义为线性各向同性材料。2.3加载条件根据在垂直疲劳试验中过早失败可以发现负荷范围，负载应用到有限元模型当中。测试是在一个可以提供80t的承载能力试验台上进行，如图7。该装置由两个电液负载细胞和一个伺服阀组成，伺服阀在连接A和B的卡钳位置。TS代表两个卡钳的距离，C和D的距离TW代表实际后轴的轮距。桥壳模型是专为后轴设计的，由两个空气弹簧支撑，如图8。由于纵臂的几何形状的
5、偏载，还产生扭矩力，这会导致额外的弯曲。额外的弯曲效应是应用在测试样品中的液压偏心距c。设计的最高静态载荷为F=2850kg。载荷点为ZR和ZL。这会引起卡钳A和B上的静态反应力P=4550kg。因为路面平整度引起的车身垂直加速度，每卡钳的最大动态载荷力为P的两倍。由商业软件CAE模拟出范围在1829100kg的载荷。垂直载荷的披露测试特性可以从图9看出。有限元分析考虑的是9100kg的最大动载荷。垂直载荷的桥壳模型，可以参考图10。3. 有限元分析和结果用有限元分析的方法来预测应力集中的地方，看到拉伸和疲劳寿命相对较低的地区的确切位置。P和DM被应用到模型与图10相关的卡钳位置。用商业软件A
6、NSYS Workbench V11.0进行应力分析，采用1.86GHz英特尔四核至强软件处理器的HPxw8400工作站。图11显示了有限元分析的等效应力分布。结果显示，有拉应力集中的地区在F1和F2。关键地区和过早疲劳失效点位图12看的的一样。计算的最大应力rmax=388.7MPa：78.1 %的材料屈服点。这意味着，如果是静态发挥，桥壳模型满足最大负荷的安全情况。4. 疲劳寿命预测由于后桥壳的力量是动态过程中加载的服务，还进行疲劳分析。Se久极限应力寿命估计为Se=0.504Sut (1)可表示为不小于14000MPa的极限强度。这代表了106甚至更多次循环的疲劳强度。对于在105-10
7、6次的疲劳寿命预测范围的一部分，桥壳材料的S-N曲线据估计由文献9给出一个实际的方法，它使用简单的拉伸试验得出数据。Se代表理想实验室样品的应力极限。为了预测真实的疲劳强度Se，Se要乘以几个修正因子，代表不同的设计、制造和对环境的影响疲劳强度。Se可以表示为 Se=KaKbKcKdKeSe (2) Ka是取决于表明光洁度的一个表面因素Ka=aSbut (3) 由于外壳表面粗糙度类似热烫印厚冷轧薄板，推荐值为a=57.7，b=0.718。Ka=0.564,Sut=629.9MPa。另外，一个众所周知的有利于引进过程中残余应力的一个组件材料表面也适用于对桥壳烫印后要增加部分的疲劳寿命。这一增长是
8、在文献中给出的高达70%。因此，Ka用于疲劳分析为0.959.对于非圆节，规模因素Kb可以假定为0.75，在深入截面小时，大于50mm。负载系数Kc为1，温度系数Kd为1，在T=0-250环境温度范围内。通过静态有限元分析手段，我们发现班卓琴和手臂上过渡区为应力集中的地方。因此，除了了上述修改因素，疲劳强度修正因子必须加以考虑。由静态应力集中系数Kt是相关的疲劳应力集中系数Kf的方法。因此 Ke=1/Kf （4）为了安全起见，Kf被假定为与Kt相等。由于尺寸和形状的复杂性，Kt不能来自标准文献中的数据。Kt定义为 Kt=peak/nominal （5） peak是峰值应力和缺口的名义应力，no
9、minal 为普通应力，如果不发生应力集中就会存在。peak被用作从静态有限元分析中得到的rmax=388.7MPa。要计算 nominal，后轴被假定为一个简单的梁，其中有一个统一的矩形截面X1-X1，沿轴 Y和承受弯曲的关键地区沿。nominal计算给出的模型如图10nominal=M/Z (6)M为弯矩，Z是决定横截面的截面系数。M为41.9*106N*mm。截面模量计算公式为mm3. nominal计算结果为329MPa。KtKf为1.181，Ke=0.846.S-N曲线的修正因素在ANSYS Workbench V11.0用户界面定义。应力寿命的方法来确定模型的材料疲劳寿命。全部进行
10、了疲劳分析，根据无限寿命标准（N=106）。Von Mises强调从有限元分析中得到疲劳寿命的计算。由于装载有一个正玄波动特性（平均应力rm0），Goodman给出修改方法 a/Se+m/Sut=1/n （7）这里n代表安全系数。a可以表示为 a =（max-min）/2 （8） m可以表示为 m =(max+min)/2 (9) 这里根据有限元分析得出垂直载荷最大值max为9100Kg，最小值min为182Kg 。图13可以看到n的讨论。在疲劳分析的结果中，据估计，裂纹可能发生在3.6105次循环后外壳的F1区域。 这低于预期的5105次循环。n的最小值为0.93，在内壳表面，n的最小值为0
11、.767.计算在F2最大应力集中的地方进行观察。这意味着在这两个地区的F1和F2疲劳裂纹，可以启动在垂直疲劳试验的前10105次负载周期的观察。5.结果和讨论 有限元分析表明，该区域，在垂直疲劳测试汇总发生失效的区域受到应力集中，这可能会导致过早失效前预测的5105个周期的最低限额。结果是与垂直疲劳试验结果相一致。桥壳的疲劳寿命提高依赖于应力集中的下降。最简单的方法，以减少应力集中提高疲劳寿命，增加了板材的厚度。然而，除了F1和F2区域，桥壳满足无限寿命准则。板材厚度的增加会导致不必要的重量增加。例如，厚度增加0.5毫米，提高了在临界区域的桥壳材料的疲劳极限最多不超过5.8105次个周期，高于
12、预期的限制。 另一方面，这也意味着质量增加5 %， 因此它不是一个实际的解决方案。作为替代方案，过渡几何区可能重新设计。平滑过渡几何形状可以提供没有任何重量增加的疲劳寿命。此外，加固环的形状也影响着应力集中。在所研究的设计，环的厚度为20mm。为了预测环的影响，有限元分析重复无环的情况。最大von Mises得到的应力，在关键地区F2的428MPa。这意味着，环应力集中使用降低约10 %。通过增加厚度的一部分，它有可能的一个增强的刚性。在这个设计中，由于配置这对动力系统的限制提高到5mm。根据环形状这一变化得出静态和疲劳分析。不过，分析指出，这对自己的提高，提高了桥壳的疲劳寿命。在一定程度上，这是以获得5105次循环寿命为最小代价。因此，环的厚度增加可用于连同过渡的几何重新设计。