某拖拉机变速箱壳体断裂强度有限元分析_徐臻臻
半轴齿轮的ABAQUS有限元模拟实验
Vol. 33,No. 1Mar. 2021第33卷第1期2021年3月河南工程学院学报（自然科学版）JOURNAL OF HENAN UNIVERSITY OF ENGINEERING 半轴齿轮的ABAQUS 有限元模拟实验徐滨（合肥职业技术学院机电工程学院，安徽合肥238000 ）摘要：车桥半轴齿轮是差速器的重要组成部分,在差速器工作中扮演着十分重要的角色。
针对断裂的半轴齿轮进行断 口形貌、成分及硬度分析，并结合有限元模拟分析齿轮失效的原因。
结果表明：齿轮渗碳层厚度约0.8 mm,渗碳层显微组织主 要为硬度较高的针状马氏体和部分残留奥氏体，硬度达785. 1 N/mm 2 ,表面硬化处理与渗碳处理基本符合工况要求。
通过 ABAQUS 模拟发现半轴齿轮最易断裂处位于齿根最靠近边角的部位，与实际工况吻合。
关键词:半轴齿轮;模拟分析;失效分析;ABAQUS中图分类号:TB115 文献标志码:A 文章编号= 1674 - 330X （2021 ）01 -0059 - 03ABAQUS finite element simulation analysis of half shaft gearXU Bin（School of Mechanical and Electrical Engineering , Hefei Polytechnic University, Hefei 238000, China ）Abstract : Axle gears are an important part of the differential mechanism , and play a very important role in the work of the differ ential mechanism. In this paper, the morphology analysis , composition analysis and hardness analysis of the fractured half-shaft gear are earned out, and the cause of the gear failure is analyzed in conjunction with the finite element simulation analysis. The results show that the thickness of the carburized layer of the gear is about 0. 8 mm. The microstmcture of the carburized layer is mainly needle- shaped martensite with higher hardness and part of retained austenite. The hardness reaches 785. 1 N/mm 2. The surface hardening treatment and carburization treatment are basically meet the requirements of working conditions. Through ABAQUS simulation , it is f （）uncl that the most easily broken part of the half-shaft gear is located at the lowermost comer of the tooth root , which is consistent with the actual working condition where the fracture occurs.Keywords ：half-shaft gear ； simulation analysis ； failure analysis ； ABAQUS差速器的精度和可靠性是国内研究的难点。
大负荷滚轮推车强度有限元分析
Ｓｔ ｅ ｇ ｈ Ａｎａ ｙ ｉ ｆＨｉ ｈ ｐａ ｉｙ Ｒｏ ｌ ｒ Ｄｏ ｌ ｓｂｙ Ｆｉ ｔ ｅ ｅ ｅｈｏ ｒｎ ｔ ｌ ｓｓｏ ｇ Ｃａ ｃｔ ｌｅ ｌｉ ｎｉｅ Ｅｌｍ ｎｔＭ ｔ ｄ ｅ
由于 Ａ Ｉ Ａ和 Ｕ ＤＮ Ｇ均采用了基于 Ｐｒｓｌ ａａｏｉ ｄ内核的实体建模 技术 ，因此采用 Ｕ Ｇ三维实体建模 工具 ，建 立几 何模型 （ 单位 为 ｍ ，以 ．ｘ 格 式导入 Ａ ＩＡ。在 建模 时 ，对滚 轮推 ｍ） —ｔ ＤＮ
性 ：材料非线性、几何非线性及接触界面的非线性。接触界面 的非线性来源于 ２个方面 ：
大 负荷滚 轮 推 车强 度有 限 元分析
郭子逸 ，郑卫 刚，龚 苏生
（ 汉理 工大 学 ，湖北 武汉 ４０６ ） 武 ３０３
摘要 ：将 Ｕ Ｇ三维建模软件和 Ａ Ｉ Ａ软件相结合 ，分别建立了大负荷滚轮推车 的整体和双滚轮 的有 限元模型。基于非线性 接 ＤＮ 触算法对滚轮接触面 的接触应力进 行分 析 ，对 比两种情况下的计算 结果得到双滚 子的有限元结果与传统 的赫兹理论较接近 。同时
ＧＵＯ ｉ ｉ ＺＨＥＮＧ ｅ ｇ ｎ Ｚｙ ， Ｗ ｉａ ｇ， ＧＯＮＧ ｕ ｈ ｎ Ｓ ｓｅｇ
（ ｈ ｎＵ ｉｅｓｙｏ ｅｈ ｏ ｇ ，Ｗｕ ａ ｕ ｅ ４ ０ ６ Ｗｕ ａ ｎｖｒ ｔ ｆ ｃ ｎｌ ｙ ｉ Ｔ ｏ ｈ ｎＨ ｂ ｉ ３ ０ ３，Ｃ ｉａ ｈ ） ｎ
Ａｂ ｔ ａ ｔ Ｃ ｍｂ ｎ ｄ ＵＧ ｗｉ ｓ ｒ ｃ ： ｏ ｉｅ ｔ ＡＤＩ ｈ ＮＡ， ｔ ｅｆｎｔ ｌ ｍｅ ｔｍｏ ｅ ｆｔ ｅ ｗ ｏｅ ａ ｌ ａ ｈ ｏ ｂ ｅ ｒ ｌ ｒｏ ｉｈ ｃ ｐ ｃｔ ｏｌ ｒｄ ｌ ｅ ｈ ｉ ｉ ｅｅ ｎ ｄ ｌｏ ｈ ｌ ｓｗｅｌ ｓ ｔ ｅ ｄ ｕ ｌ ｏｌ ｆｈ ｇ ａ ａ ｉ ｒ ｌ ｏｌ ｓ ｅ ｈ ｅ ｙ ｅ ｉ
差速器行星齿轮弯曲强度有限元分析
２ ４２ 文 章 编 号 ：０ １ ３ ９ （０ ２ １— ２２ ０ １０ — ９ ７ ２ １ ）０ ０ ４ — ３ Ｍ ａ ｈ ｎ ｒ Ｄｅ ｉ ｎ ｃ ｉｅ ｙ ｓｇ ＆ Ｍａ ｕａ ｔｒ ｎ ｆｃ ｕ ｅ
第 １ ０期 ２１ ０ ２年 ｌ 月 ０
差速 器行 星齿轮 弯曲强度 有限元分析
进行 了实体 建模 ， 析 了确 定单齿 最 高啮合 点 的方法 ， 分 通过 非线性 有限元 软件 Ａ Ａ Ｕ Ｂ Ｑ Ｓ对行 星 齿轮 单 齿 的力学性 能进 行 了计算分 析 ， 最后 与齿轮 弯 曲强度 传 统计算 方法进行 了比较 。并能 够为齿轮 的轻量 化设 计及疲 劳寿命 分析提供 理论依 据。结果表 明 ： 行星齿轮 弯 曲强度 满足强度要 求 ， 传统计 算方法计 算
姚春 华 。 林凤 涛
（． １ 格特拉 克（ 江西 ） 动系统有 限公 司 ， 昌 ３０ １ ；． 传 南 ３０ ３２华东交通 大学 ， 昌 ３０ １ ） 南 ３０３
Ｆ ｎｔ ｅ ｉｉ Ｅｌ ｍｅ ｔ ａｙ ｉ ｆ ｈ ａ ｅ ａ ｙ Ｇｅ ｒ ｎ ｉｇ Ｓ ｒ ｎ ｔ ｆＤｉ ｅ ｅｎ ｉｌ ｅ ｎ Ａｎ ｌｓｓｏ ｅ Ｐｌｎ ｔ ｒ ａ ｔ Ｂｅ ｄ ｎ ｔｅ ｇ ｈ ｏ ｆ ｒ ｔ ａ
ＹＡＯ ｕ ｈ ａ。Ｌ Ｎ ｅ ｇ ｔｏ Ｃｈ ｎ－ ｕ ， Ｉ Ｆ ｎ － ａ
（ ．Ｅ Ｒ Ｇ Ｊ ｎ ｘ）ｒｎｍ ｓｉｎＣ ． ｔ， ａ ｃ ａｇ３ ０ １ ，ｈｎ ；．ａｔ ｈｎ ａｔ ｇ ｎｖ ｒ ｔ， ａ ｃ ａ ｇ １ Ｔ Ａ （ｉ ｇ ｉ ａ ｓ ｉ ｏ ｏ， ｄ Ｎ ｎｈ ｎ ３ ０ ３ Ｃ ｉａ２Ｅ ｓ Ｃ ｉａＪ ｏｏ ｉ ｓ ｙＮ ｎ ｈ ｎ Ｇ ａ Ｔ ｓ Ｌ ｉ ｎ Ｕ ｅｉ
14断开式桥壳有限元分析方法--王希诚
断开式驱动桥有限元研究王希诚东风汽车公司技术中心断开式驱动桥有限元研究The Finite Element Analysis Method ofthe Divide Axle王希诚（东风汽车集团技术中心）摘要：本文以某越野车断开式驱动桥为研究对象，利用HyperWorks进行仿真计算。
通过与该桥壳破坏试验结果的对比分析，验证该断开式桥壳分析方法的可行性。
关键词：有限元断开式桥壳Abstract By using the HyperWorks simulation, the paper is studied the divide axle. Compared with the result of the destructive test, confirms the feasibility of the analysis method.Keyword：FEM，Divide Axle1 前言断开式驱动桥总是与独立悬挂相匹配，又称为独立悬挂驱动桥。
断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况与对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不同路面上行驶时的振动和车厢倾斜；提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度；减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。
由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野车。
越野车对越野性能要求比较高，开发的新一代越野车多采用断开式驱动桥。
鉴于目前重型货车多采用非断开式驱动桥，CAE仿真分析的工作者就非断开式驱动桥展开了很多工作；但断开式驱动桥的有限元分析工作却仅在各单位内部开展。
为了丰富各种桥壳的分析方法，特写此文，希望能达到抛砖引玉的作用。
2 模型介绍2.1 处理软件说明分析中采用HyperMesh 软件进行前、后处理，计算采用HyperWorks 的 OptiStruct 求解器进行计算。
某ＳＵＶ_前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究
Journal of Mechanical Strength2023,45(4):838-844DOI :10.16579/j.issn.1001.9669.2023.04.011∗20211214收到初稿,20220319收到修改稿㊂国家自然科学基金项目(51405213)资助㊂∗∗刘克铭,男,1977年生,辽宁阜新人,汉族,辽宁工程技术大学机械工程学院副教授,博士,主要研究方向为机械设计及理论㊂某SUV 前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究∗SIMULATION AND EXPERIMENTAL STUDY ON STRENGTH ANDFATIGUE PERFORMANCE OF A SUV FRONT SUBFRAME刘克铭∗∗㊀袁㊀鑫㊀戴羽森(辽宁工程技术大学机械工程学院,阜新123000)LIU KeMing ㊀YUAN Xin ㊀DAI YuSen(School of Mechanical Engineering ,Liaoning Technical University ,Fuxin 123000,China )摘要㊀为了提高某前置前驱SUV 前副车架的可靠性,对其进行强度与疲劳分析,综合运用有限元方法㊁多体动力学理论㊁强度分析理论㊁疲劳分析理论,通过建立的前副车架三维模型与多体动力学刚柔耦合模型,分析副车架在不同工况下的强度和疲劳特性,并对副车架进行强度及疲劳试验㊂仿真结果表明,在直线行驶㊁转向工况下转向器连接点位置变形量分别为2.924mm㊁3.411mm,稳定杆及扭力臂位置变形量分别为3.383mm㊁2.695mm㊂强度试验结果表明,在直线行驶㊁转向工况下转向器连接点位置变形量分别为3.263mm㊁3.622mm,试验数值较仿真结果分别高出11.59%㊁6.19%;稳定杆连接点及扭力臂连接点变形量分别为3.538mm㊁2.957mm,试验结果较仿真数值分别高出4.58%㊁9.72%㊂结果表明试验结果与仿真结果差别并不明显,副车架在各点处变形量符合设计㊂副车架疲劳试验结果表明,扭力臂疲劳试验80万次㊁制动力疲劳试验40万次㊁侧向力疲劳试验80万次后副车架未出现裂纹及塑性变形,副车架疲劳特性满足要求㊂关键词㊀前副车架㊀强度㊀疲劳特性㊀仿真㊀试验中图分类号㊀U463.32Abstract ㊀In order to improve the reliability of the front subframe of a front drive SUV,the strength and fatigue characteristics of the subframe under different working conditions are analyzed by comprehensively using the finite elementmethod,multi-body dynamics theory,strength analysis theory and fatigue analysis theory,and through the established three-dimensional model of the front subframe and the rigid flexible coupling model of multi-body dynamics.The strength and fatigue tests of the subframe are carried out.The simulation results show that the deformation of steering connection point is 2.924mmand 3.411mm respectively under straight driving and steering conditions,and the deformation of stabilizer bar and torsion arm is 3.383mm and 2.695mm respectively.The strength test results show that,in the straight driving and steering conditions,the deformation of the steering point is 3.263mm and 3.622mm respectively,which are 11.59%and 6.19%higher than the simulation results.The deformation of the connection point of the stabilizer bar and the connection point of the torsion arm are 3.538mm and 2.957mm respectively.The experimental results are 4.58%and 9.72%higher than the simulation results respectively.The results show that there is no obvious difference between the experimental results and the simulation results,and the deformation of the subframe at each point conforms to the design.The fatigue test results of the subframe show that there are no cracks and plastic deformation in the subframe after 800thousand torsion arm fatigue tests,400thousand braking force fatigue tests and 800thousand lateral force fatigue tests,indicating that the fatigue characteristics of the subframe meet the requirements.Key words㊀Front subframe ;Strength ;Fatigue characteristics ;Simulation ;Tests Corresponding author :LIU KeMing ,E-mail :jxxybgshlkm @ ,Fax :+86-418-5110316The project supported by the National Natural Science Foundation of China(No.51405213).Manuscript received 20211214,in revised form 20220319.0㊀引言㊀㊀副车架作为支撑车身和悬架的重要组件,其工作可靠性对汽车工作平顺性和稳定性具有重要的影响,副车架的强度与疲劳特性是其工作可靠性的主要性能指标[1]㊂副车架在A 级家用车及D 级豪华车上应用㊀第45卷第4期刘克铭等:某SUV前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究839㊀㊀得非常广泛,提高副车架的整体强度与疲劳性能是保障其工作可靠性㊁提高汽车舒适性与平顺性的重要手段[2]㊂本文针对某前副车架通过Catia㊁Adams㊁Hypermesh㊁Anasys等CAE辅助软件进行仿真分析,首先,运用Ansys/Workbench软件对汽车的副车架进行不同工况下的强度分析,证明仿真的正确性㊂其次,对汽车的副车架中容易发生失效的连接点进行强度分析㊂最后,对汽车的副车架进行疲劳分析,证明仿真的正确性;分别对副车架中容易发生失效的连接点进行强度试验与疲劳试验分析㊂1㊀前副车架理论模型1.1㊀建立前副车架有限元模型㊀㊀通过Adams/Car模块建立前后悬架动力学[3]模型,汽车结构参数如表1所示㊂表1㊀整车的主要数据参数Tab.1㊀Main data parameters of the whole vehicle名称Name参数Parameter 整备质量Curb weight/kg1595满载质量Full load mass/kg1970长ˑ宽ˑ高Longˑwideˑhigh/mm34730ˑ1810ˑ1780质心坐标Centroid coordinates/mm(1448.46,3.20,575)轴距Wheelbase/mm2780前轮距Front track/mm1520后轴距Rear wheelbase/mm1495前/后轴荷分配Front/Rearaxle load distribution/%54/46前悬架弹簧刚度Front suspensionspring stiffness/(N/mm)45.6后悬架弹簧刚度Rear suspensionspring stiffness/(N/mm)38前轮前束Toe in of front wheel/(ʎ)35ʎʃ35ᶄ主销后倾角Kingpin caster/(ʎ)1ʎ40ᶄ主销内倾角Kingpin inclination/(ʎ)13ʎ20ᶄ前轮外倾角Front wheel camber/(ʎ)-40ʎʃ40ᶄ后轮总前束Rear wheel assembly toe in/(ʎ)-10ʎʃ10ᶄ后轮外倾角Rear wheel camber/(ʎ)-1ʎ40ᶄʃ30ᶄ动力总成质量Powertrain mass/kg227.13前副车架采用SAPH440汽车结构钢,前副车架材料属性如表2所示㊂表2㊀前副车架的材料属性Tab.2㊀Material properties of front sub frame参数Parameters数值Values 屈服强度Yield strength/MPa305抗拉强度Tensile strength/MPa440弹性模量Modulus of elasticity/MPa 2.1ˑ105泊松比Poissonᶄs ratio0.3密度Density/(kg/m3)7.8ˑ103采用4mm壳单元对各个组件进行网格划分, RBE2单元模拟焊点及焊缝连接建立前副车架有限元模型如图1所示㊂图1㊀前副车架有限元模型Fig.1㊀Finite element model of the front subframe1.2㊀前副车架刚柔耦合模型㊀㊀在Adams/Car模块中建立前悬架系统的多体动力学模型及整车刚柔耦合多体动力学模型[4],如图2所示㊂在整车刚柔耦合模型中提取各工况下副车架各连接点的激励,作为副车架仿真分析的边界条件[5]㊂图2㊀整车刚柔耦合模型Fig.2㊀Rigid-flexible coupling model of the vehicle2㊀前副车架强度分析㊀㊀以整车动力学中的激励作为前副车架分析的边界条件,添加到创建的副车架有限元模型[6]中,在Ansys/Workbench模块中进行求解,得到汽车加速㊁制动㊁匀速行驶工况下副车架的应力㊁应变云图,如图3~图8所示㊂图3㊀加速工况应力云图Fig.3㊀Stress nephogram under the accelerationcondition图4㊀加速工况应变云图Fig.4㊀Strain nephogram under the accelerated condition由图3和图4可知,加速工况副车架最大应力值为106.09MPa,最大应变为0.66mm㊂由图5和图6㊀840㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀图5㊀制动工况应力云图Fig.5㊀Stress nephogram under the brakingcondition图6㊀制动工况应变云图Fig.6㊀Strain nephogram under the brakingcondition图7㊀匀速工况应力云图Fig.7㊀Stress nephogram under the uniform speedcondition图8㊀匀速工况应变云图Fig.8㊀Strain nephogram under the uniform speed condition可知,制动工况副车架最大应力值为184.81MPa,最大应变值为0.73mm㊂由图7和图8可知,匀速工况副车架最大应力值为162.8MPa,最大应变为0.0051mm㊂根据材料的屈服强度ȡ305MPa,延展值ȡ30mm,前副车架的结构强度特性满足设计要求㊂3㊀前副车架各个连接点强度分析㊀㊀直线行驶载荷为24kN,转向行驶载荷为30kN,加载后副车架转向器连接点处应变如图9㊁图10所示;加载后副车架稳定杆连接点及扭力臂连接点处应变如图11㊁图12所示㊂由图9㊁图10可知,转向器Y 向载荷为24kN 时,副车架在转向器连接点处位移最大,为2.924mm;转向器Y 向载荷为30kN 时副车架在转向器连接点处位移最大,为3.411mm㊂由图11可知,稳定杆Z向载荷图9㊀转向器Y 向(24kN)应变云图Fig.9㊀Y -direction (24kN)strain nephogram of steeringgear图10㊀转向器Y 向(30kN)应变云图Fig.10㊀Y -direction (30kN)strain nephogram of steeringgear图11㊀稳定杆Z 向(24kN)应变云图Fig.11㊀Z -direction (24kN)strain nephogram of stabilizerbar图12㊀扭力臂Z 向(20kN)应变云图Fig.12㊀Z -direction (20kN)strain nephogram of torsion arm为24kN 时副车架在稳定杆连接点处位移最大,为3.383mm㊂由图12可知,扭力臂Z 向载荷为20kN 时副车架在扭力臂连接点处位移最大,为2.695mm㊂上述结果表明,在整车直线行驶与转弯条件下,转向器及稳定杆处副车架的最大变形量均小于材料的许用值(30mm)的设计标准㊂仿真结果表明副车架的整体结构强度特性满足设计要求㊂4㊀前副车架疲劳分析㊀㊀副车架承受的冲击载荷主要为垂直方向㊁制动工况竖直方向㊁转弯时路缘冲击工况的右侧方向等三个㊀第45卷第4期刘克铭等:某SUV 前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究841㊀㊀典型载荷[7]㊂根据国家标准规定的试验方法,对前副车架施加载荷激励,各工况载荷如图13~图17所示㊂图13㊀垂直冲击工况Z 方向疲劳载荷Fig.13㊀Z -direction fatigue load under vertical impactcondition图14㊀最大制动工况Y 方向疲劳载荷Fig.14㊀Y -direction fatigue load under maximum brakingcondition图15㊀最大制动工况Z 方向疲劳载荷Fig.15㊀Z -direction fatigue load under maximum brakingcondition图16㊀右侧路缘冲击工况X 方向疲劳载荷Fig.16㊀X -direction fatigue load under impact condition of rightkerb图17㊀右侧路缘冲击工况Z 方向疲劳载荷Fig.17㊀Z -direction fatigue load under impact condition of right kerb由图13~图17可知:垂直冲击工况在Z 方向最大载荷为9100N,最小载荷为1100N;最大制动工况在Y 方向最大载荷为3000N,最小载荷为0N,负方向最大载荷为1900N;最大制动工况在Z 方向载荷为5100N;右侧路缘冲击工况X 方向最大载荷为2200N,最小载荷为0N,负方向最大载荷为1800N;右侧路缘冲击工况Z 方向载荷为5100N㊂在Ansys /Workbench 中将S-N 曲线[8]作为输入激励,求得垂直冲击工况㊁最大制动工况㊁右侧路缘冲击工况的仿真结果,如图18~图20所示㊂图18㊀垂直冲击工况疲劳分析Fig.18㊀Fatigue analysis under vertical impactcondition图19㊀最大制动工况疲劳分析Fig.19㊀Fatigue analysis under maximum brakingcondition图20㊀右侧路缘冲击工况疲劳分析Fig.20㊀Fatigue analysis under impact condition of right kerb由图18可知,垂直冲击工况副车架疲劳循环次数为100万次;由图19可知,最大制动工况副车架疲劳循环次数为58万次;由图20可知,右侧路缘冲击工况副车架疲劳循环次数为81万次㊂根据行业标准[9],副车架疲劳特性满足要求㊂5㊀前副车架强度试验㊀㊀利用强度试验分别对副车架与转向器㊁稳定杆和扭力臂连接点进行测试㊂5.1㊀转向器连接点强度试验㊀㊀㊀㊀副车架固定在刚性支座上,转向横拉杆载荷的合力作用于转向横拉杆连接点处,在Y /-Y 两个方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm,交变载荷加载力为24kN,记录加载力与位移数据点,通㊀842㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀过样条连线得到加载力与位移曲线㊂转向器连接点强度试验加载方式如图21所示,转向器连接点静强度试验台架如图22所示,得到的转向器连接点静强度试验力-位移曲线如图23所示㊂图21㊀转向器连接点加载示意图Fig.21㊀Loading diagram of steering gear connectionpoint图22㊀转向器连接点静强度试验台架Fig.22㊀Static stiffness test bench for connection point ofbogie图23㊀转向器连接点力-位移曲线Fig.23㊀Force-displacement curve of steering gear connection point由图23可知,在对转向器连接点施加24kN 交变载荷时,副车架在转向器连接点处位移达到最大值3.263mm㊂与仿真结果2.924mm 相比,增大了11.59%㊂其主要原因是由仿真过程中材料属性与真实材料差异引起的㊂试验后副车架表面未出现裂纹或塑性变形,表面状态良好㊂5.2㊀转向工况强度试验㊀㊀副车架固定在刚性支座上,转向横拉杆载荷的合力作用于转向横拉杆连接点处,在Y /-Y 两个方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm㊂交变载荷范围从-30kN 至+14kN,通过样条连线得到加载力与位移曲线㊂转向器工况强度试验台架如图24㊁图25所示,转向器工况静强度试验力-位移曲线如图26㊁图27所示㊂由图27可知,转向工况交变载荷为30kN 时,副车架最大位移为3.622mm,最大位移发生在转向器的连接点,与仿真分析的变形量3.411mm 相比增加了6.19%㊂图24㊀转向器工况强度试验台架AFig.24㊀Strength test bench A under bogie workingcondition图25㊀转向器工况强度试验台架BFig.25㊀Strength test bench B under bogie workingcondition图26㊀转向工况力-位移曲线aFig.26㊀Force-displacement curve a under steeringcondition图27㊀转向工况力-位移曲线bFig.27㊀Force-displacement curve b under steering condition5.3㊀稳定杆连接点强度试验㊀㊀副车架固定在刚性支座上,用金属套管替代控制臂橡胶套,在Z 方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm㊂交变载荷为24kN,加载方式如图28所示,稳定杆连接点静强度试验台架如图29所示,稳定杆连接点静强度试验力-位移曲线如图30所示㊂由图30可知,稳定杆连接点载荷为24kN 时,副车架最大位移为3.538mm,最大位移发生在稳定杆连接点处,与仿真变形量3.383mm 相比增大了4.58%㊂5.4㊀扭力臂连接点静强度试验㊀㊀副车架固定在刚性支座上,用金属套管替代控制㊀第45卷第4期刘克铭等:某SUV 前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究843㊀㊀图28㊀稳定杆连接点加载示意图Fig.28㊀Loading diagram of stabilizer bar connectionpoint图29㊀稳定杆连接点静刚度试验台架Fig.29㊀Static stiffness test bench of stabilizer bar connectionpoint图30㊀稳定杆连接点力-位移曲线Fig.30㊀Force-displacement curve of stabilizer bar connection point臂橡胶套,在X /-X 两个方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm㊂交变载荷加载力为20kN㊂加载方式如图31所示,扭力臂连接点静强度试验台架如图32所示,扭力臂连接点静强度试验力-位移曲线如图33㊁图34所示㊂图31㊀扭力臂连接点加载示意图Fig.31㊀Loading diagram of torsion arm connection point图32㊀扭力臂连接点静刚度试验台架Fig.32㊀Static stiffness test bench of torsion arm connectionpoint图33㊀扭力臂连接点力-位移曲线(前)Fig.33㊀Force-displacement curve of torsion arm connection point(front)图34㊀扭力臂连接点力-位移曲线Fig.34㊀Force-displacement curve of torsion arm connection point由图33㊁图34可知,扭力臂连接点载荷为20kN 时,副车架最大位移为2.957mm,最大位移发生在扭力臂连接点处,与仿真变形量2.695mm 相比增大了9.72%㊂强度试验中最大位移较仿真结果略有增加,其主要原因是由仿真中材料属性与试验中真实材料属性差异引起的㊂转向器连接点㊁稳定杆连接点㊁扭力臂连接点在试验加载过程中,均未出现裂纹或塑性变形,说明前副车架强度满足要求㊂6㊀前副车架疲劳试验㊀㊀进行扭力臂连接点㊁前后制动力㊁侧向力疲劳试验,检验扭力臂连接点满足80万次循环,前后制动力满足40万次循环,侧向力疲劳需满足80万次循环㊂6.1㊀扭力臂连接点疲劳试验㊀㊀固定副车架在和车身连接刚度相同的部件上,共8点通过螺栓固定,螺栓拧紧力矩为200N㊃m㊂将等效损伤载荷施加在悬置实际样件上㊂载荷ʃ15kN,位移ʃ75mm,加载力为ʃ6kN,频率为1~3Hz㊂加载方向为ʃX 方向㊂扭力臂连接点试验加载过程与图31所示相同,扭力臂连接点疲劳试验台与图32所示相同㊂6.2㊀前后制动力疲劳试验㊀㊀转向横拉杆载荷的合力作用于转向横拉杆连接点处,将等效损伤载荷施加在悬置实际样件上㊂加载力为-5~10kN,其他条件与扭力臂试验相同,试验加载过程如图35所示,前后制动力疲劳试验台如图36所示㊂6.3㊀侧向力疲劳试验㊀㊀副车架固定在和车身连接刚度相同的部件上,加载力为ʃ5kN,加载方向为ʃY 方向,其他条件与扭力臂试验相同㊂侧向力疲劳试验加载过程如图37所示,侧向力疲劳试验台如图38所示㊂㊀844㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀图35㊀前后制动力疲劳加载示意图Fig.35㊀Fatigue loading diagram of front and rear brakingforce图36㊀前后制动力疲劳试验台架Fig.36㊀Front and rear brake force fatigue testbench图37㊀侧向力疲劳加载示意图Fig.37㊀Fatigue loading diagram of lateralforce图38㊀侧向力疲劳试验台架Fig.38㊀Lateral force fatigue test bench6.4㊀疲劳试验结果㊀㊀经试验扭力臂连接点疲劳㊁前后制动力疲劳㊁侧向力疲劳,扭力臂连接点疲劳试验循环80万次㊁前后制动力疲劳试验循环40万次㊁侧向力疲劳试验循环80万次后均未出现裂纹或塑性变形㊂7㊀结论㊀㊀对前副车架进行强度仿真㊁强度试验㊁疲劳试验,结果表明:1)加速工况前副车架应力最大值为106.09MPa,最大位移为0.66mm;制动工况应力最大值为184.81MPa,最大位移为0.73mm;匀速工况应力最大值为162.8MPa,最大位移为0.0051mm㊂2)转向器Y 向载荷为24kN㊁30kN 时副车架最大位移分别为2.924mm㊁3.411mm㊂稳定杆Z 向载荷为24kN㊁扭力臂Z 向载荷为20kN 时副车架最大位移分别为3.383mm㊁2.695mm㊂3)试验表明,转向器连接点在Y 向受力24kN 时最大位移为3.263mm,较仿真结果2.924mm 增大了11.59%㊂4)转向器连接点在Y 向受力30kN 时产生的变形量为3.622mm,较仿真结果3.411mm 增加了6.19%㊂5)稳定杆连接点在Z 向受力24kN 时产生的变形量为3.538mm,较仿真结果3.383mm 增大了4.58%㊂6)扭力臂连接点在X 向受力20kN 时产生的变形量为2.957mm,较仿真结果2.695mm 增大了9.72%㊂7)扭力臂连接点疲劳试验㊁前后制动力疲劳试验㊁侧向力疲劳试验,结果表明疲劳试验后,前副车架未出现裂纹或塑性变形㊂参考文献(References )[1]㊀DONG K,SANGGAN J.Generation of 3-D virtual block belgian road for prediction of road load[D].SAE Paper,2011-28-0077.[2]㊀SARA F,GABRIEL K ROCHA P,MARIANA F,et al.Loadingfrequencies up to 20Hz as an alternative to accelerate fatigue strength tests in a Y-TZP ceramic [J].Journal of the Mechanical Behavior of Biomedical Materials,2015(61):74-69.[3]㊀TONG L W,XU G W,DONG Q,et al.Tests and design of diamondbird-beak SHS T-joints under axial loading in brace[J].Journal of Constructional Steel Research,2016(118):49-59.[4]㊀TIIRKAYS,AKCAY H.A study of random vibration characteristics of the quarter-car model[J].Journal of Sound &Vibration,2005,282(1/2):111-124.[5]㊀BERTRAMR,ing new lightweight materials in automotive construction[J].Galvanotechnik,2011(7):1460-1467.[6]㊀段月磊.轿车车身刚度有限元分析及优化[D].合肥:合肥工业大学,2010:15-17.DUAN YueLei.Finite element analysis and optimization of car body stiffness [D].Hefei:Hefei University of Technology,2010:15-17(In Chinese).[7]㊀李明轩,苏小平.三轿车后副车架多目标拓扑优化方法研究[J].机械设计与制造,2016,36(6):131-132.LI MingXuan,SU XiaoPing.Research on multi-objective topology optimization method of rear subframe of three car [J].MachineryDesign and Manufacture,2016,36(6):131-132(In Chinese).[8]㊀姜丽红,吴庆捷.某前副车架性能分析与轻量化设计[J].机械强度,2020,46(6):104-106.JIANG LiHong,WU QingJie.Performance analysis and lightweightdesign of a front subframe [J].Journal of Mechanical Strength,2020,46(6):104-106(In Chinese).[9]㊀钟自锋.前副车架振动特性分析及其优化设计[J].机械设计与研究,2018,34(6):172-175.ZHONG ZiFeng.Vibration characteristic analysis and optimization design of front subframe [J].Machine Design and Research,2018,34(6):172-175(In Chinese).。
含坑点腐蚀的壳体有限元方法
ｃ ｒｏ ｉｅ ｓ ｅ ｌｗ ｓ ｃａ ｓ ｉ ｄ ｉ ｔ ｍｂ ａ ｅ ｓｒ ｓ ｏ ｃ ｎ ｒ ｔ ｎ ａ ｄ ｂ ｎ ｉ ｇ ｓｒ ｓ ｏ ｃ ｎ ｒｔ ｎＡ Ｅ ｏ ｓ ｈ ｌ ａ ｌ ｓ ｉ ｅ ｎ ｏ ｍｅ ｒ ｎ ｔ ｓ ｃ ｎ ｅ ｔ ｉ ｎ ｅ ｄ ｎ ｔ ｓ ｃ ｎ ｅ ｔａｉ ． Ｆ ｖ ｆ ｅ ａ ｏ ｅ ｏ
元 表 达格 式 ， 元 刚 度 矩 阵 通 过 沿 壳 体 厚 度方 向 的分 段 积 分 求 得 ， 积 分 时 腐 蚀 层 的材 料 常 数 取 力 学 等 效 的 材 单 在 料 常数 ， 计 算 单 元 等 效 结 点 载 荷 向 量 时 考 虑 了 由腐 蚀 引起 的 偏 心 载 荷 ， 求 解 单 元 应 力 时考 虑 了 坑点 腐 蚀 应 在 在 力 集 中 的影 响 ， 对 应 力 进 行 了相 应 修 正 。 并
含坑点 的壳体有 限元方法 腐蚀
徐 强 ，万 正权
（ 中国船 舶 科 学 研 究 中心 ，江苏 无 锡 ２ ４ ８ ） １ ０２
基于有限元的齿轮箱惰轮端面磨损分析
基于有限元的齿轮箱惰轮端面磨损分析杜春鹏;王佳;闵运东;刘薇;刘伟忠【摘要】在齿轮箱设计中,惰轮端面磨损经常出现,本文通过有限元方法深入剖析了惰轮磨损的根本原因,即惰轮受到轴向力或径向力产生的倾覆力偶矩,与壳体端面产生应力集中,造成剧烈摩擦,并提出了三种适用于不同结构环境的解决对策,经试验验证效果很好,为变速箱、取力器、驱动桥中的惰轮设计提供理论参考,避免以往经验设计的随机性,提高了设计效率.【期刊名称】《汽车科技》【年(卷),期】2019(000)003【总页数】4页(P73-75,85)【关键词】齿轮箱惰轮;端面磨损;有限元分析;应力集中【作者】杜春鹏;王佳;闵运东;刘薇;刘伟忠【作者单位】东风商用车有限公司技术中心,武汉430000;东风商用车有限公司技术中心,武汉430000;东风商用车有限公司技术中心,武汉430000;东风商用车有限公司技术中心,武汉430000;东风商用车有限公司技术中心,武汉430000【正文语种】中文【中图分类】U463.2前言磨损是影响机械寿命的主要因素之一，对于齿轮系统，轮齿的过度磨损不仅会影响齿轮的传动精度和效率，还会造成机构振动、产生噪声等，严重时甚至会使轮齿断裂，造成重大事故。
磨损具有缓慢的渐进性特点，对机械系统性能的影响也是一个渐进性缓慢失效过程，与突发性失效相比往往容易被忽视，但其危害性却很大[1]。
对于齿轮磨损问题国内外学者作了多年的研究，但由于磨损问题的复杂性，至今仍没形成一套成熟有效的方法，以往的研究主要是以实验为主，通过实验测量磨损量或根据磨粒的铁谱分析、尺寸分析来预测齿轮轮齿的磨损程度，但是由于实验成本高，周期长，且不同的齿轮副、不同的工况条件其磨损特性也不一样，实验获得的结果缺乏普适性。
基于理论分析，结合物理实验，应用数值仿真技术研究齿轮的磨损问题将是一条行之有效的途径[2]。
齿轮传动是机械中最重要和应用最广泛的传动形式之一。
在齿轮传动的失效形式中，齿面磨损占了很大一部分。
有限元分析法在齿轮强度分析中的应用
Ｐ＝Ｍａ Ｒ ）（ＧＬ ） ｌ（ ／ ’ ／ Ｔ Ｌ
相 应 地 ，径 向 力 、轴 向 力也 用此 法分 配 。将 轮上 所 有 力 分 解 合成 为 平 行 于坐 标 轴 的 力 ，将该 力所 确 定 的 空 间 加 载 线 段 离 散 为 ５个点 ， 即有 ５个加载 点 。此部 分计算 比较复 杂 ， 以借 助 Ｃ语 言 进 行求 解计 算 。 可 齿 轮的输 入功 率为 ６ ５ ４ ＫＷ 。
齿轮材料 为 ２ Ｍ ｎ Ｏ， ０Ｃｒ Ｍ 经渗碳淬火 ， 表面 ｏ ｌ ｍ 为弯 曲疲劳 强度 极限值 ， 以用手 册 ｉ 可 硬 度为 ６ ＨＲＣ， 向同性 。 ０ 各 查得 为 １ ０ Ｍｐ ， ｏ Ｆ 为 ５ ０ ａ ０ ０ ａ 【 】 ０ Ｍｐ 。 在 本 文静 态 载 荷试 验 中 ，最 大 拉 应 力 ２施加约束和载 荷 ａ Ｆ＝９ ． ２ Ｍ Ｐ 而材料 的抗拉 强 度为 ８ ９ ５ ａ， ２ １ 界条件 ．边 ５０ ｐ 故 ： ０ Ｍ ａ， 将 内 齿面 和 齿轮 两个 端 面 的所 有 节 点 ａ Ｆ≤［ ａ Ｆ】 加以 固 定 约 束 ，限制 三个 平 动 自由度 。 分 析 可知 ，齿 轮 弯 曲 最 大 弯 曲 应 力远 ２． ２施加载荷 远 小于 许 用应 力 ，因 此 齿轮 具 有 足 够 的 稳 在 渐 开 线 齿 轮 传 动 中 ，重 合 系数 的大 定 性 和 强 度 。 小， 反映 了同时 啮 合的轮 齿对数 的 多少 ， ： 即 重和 系数越 大 ，说 明同时 啮 合的轮 齿对数 越 ４结语 多 ，而 同时 啮合 的轮 齿对 数越 多 ，表 明每一 ① 齿 轮 在 外 载 荷 的 作 用 下 ，其 变 形 越 个轮齿 齿面 上所 承受 的载荷 就越 小 ， 因此重 接 近 齿 顶 ，变 形越 大 ， 顶部 分 变 形最 大 ， 齿 和 系数 的 大 小 与 齿轮 的 承 载 能 力有 着 密 切 齿 轮 本 体 变 形 很 小 ，最大 变形 处 的 位 移 为 的关 系 。就 单个 齿轮 而 言 ， 它的 加载 线 （ ｌ ｕ ， 即 ｒ 整个轮 齿的变 形对传 动的影 响不 大 。 ５ｎ ②从 齿轮应 力 图可以 看出 ，轮 齿的应 力 集 中主 要发生 在 齿根 圆角处 ， 齿轮 啮合过 程 中此处最 易折 断 ， 这是 齿轮的主要 失效形式 。 ③ 齿 轮 受 载 后 发 生 表 面 和 整 体 的 变 形 ，会影 响 齿 间载荷 分 配和 动 态性 能 （即载 荷 分 配 与变 形情 况相 互 耦合 ） 。