飛機(jī)、輪船、機(jī)車、汽車、動(dòng)力機(jī)械、工程機(jī)械、冶金機(jī)械等主要零部件，大多數(shù)是在循環(huán)變化的載荷下工作，疲勞斷裂是其失效的主要形式之一。據(jù)統(tǒng)計(jì)，在機(jī)械零件失效中大約有 80%以上屬于疲勞破壞[1]。汽車零部件的疲勞問(wèn)題也日益突出，發(fā)動(dòng)機(jī)零部件失效占比可達(dá) 41%。比如表面劃傷引起的傳動(dòng)軸斷裂[2]，排氣管支架出現(xiàn)的焊接螺母疲勞開(kāi)裂問(wèn)題[3]。

 

疲勞斷裂已經(jīng)成為汽車零部件失效的主要形式，在零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、加工質(zhì)量等方面應(yīng)當(dāng)引起足夠的重視，避免不必要的疲勞斷裂，保障行車安全。

 

國(guó)內(nèi)外多數(shù)相關(guān)研究通常采用外觀檢查、斷口宏觀和微觀分析、表面檢查、材質(zhì)分析等常規(guī)手段對(duì)斷裂的零部件進(jìn)行失效分析，只能對(duì)零部件失效斷裂的類型進(jìn)行定性分析。本文針對(duì)一款手動(dòng)擋營(yíng)運(yùn)車輛搭載的離合器液壓工作缸支架臺(tái)架試驗(yàn)中出現(xiàn)斷裂的情況展開(kāi)研究，在常規(guī)失效分析方法基礎(chǔ)上，又針對(duì)該支架進(jìn)行仿真有限元分析，不僅可以對(duì)該支架失效斷裂的類型進(jìn)行定性分析，還可以得出失效原因并制定可行的優(yōu)化改進(jìn)措施，并順利通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證。

 

1 故障描述與原因分析

1.1 宏觀檢查

該液壓工作缸支架安裝于離合器殼體上，如圖 1 所示。支架承受的載荷主要來(lái)自于液壓工作缸。當(dāng)踩下制動(dòng)踏板時(shí)，分離撥叉軸桿帶動(dòng)搖臂，通過(guò)連接桿壓縮液壓工作缸，液壓工作缸向支架傳遞推力；松開(kāi)制動(dòng)踏板后支架回到原位置。支架斷裂情況如圖 2 所示，斷裂發(fā)生中間焊接加固板上端頂點(diǎn)兩側(cè)，裂紋由焊縫焊趾邊緣呈弧線向下擴(kuò)展，兩側(cè)裂紋長(zhǎng)度均為 30mm。

 

 

圖 1 液壓工作缸支架安裝結(jié)構(gòu)

 

 

圖 2 液壓工作缸支架斷裂情況

 

1.2 斷口分析

支架兩側(cè)裂紋斷口均呈現(xiàn)多點(diǎn)起源的雙向彎曲疲勞斷裂特征，源區(qū)疲勞裂紋臺(tái)階發(fā)達(dá)，左側(cè)斷口疲勞擴(kuò)展區(qū)貝紋線清晰。兩側(cè)斷口處焊縫焊趾根部均存在未焊合現(xiàn)象，疲勞裂紋最開(kāi)始起源于未焊合的焊趾根部，在作用力下，裂紋在支架內(nèi)外兩側(cè)表面多點(diǎn)起源并最終發(fā)生開(kāi)裂。

 

1.3 理化分析

樣件的各項(xiàng)指標(biāo)檢查如下（1）-（3）項(xiàng)所示，均符合公司內(nèi)部的標(biāo)準(zhǔn)，說(shuō)明材料本身

不存在缺陷。

 

(1)化學(xué)成分檢查

支架材料為 QSTE420TM（EQL-27），其化學(xué)成分檢測(cè)結(jié)果見(jiàn)表 1，滿足材料定義的要求。

 

表 1

 

 

(2)金相組織檢查

支架的基體的金相組織為鐵素體+珠光體。

 

(3)基體硬度檢查

支架的基體硬度為 154/151/159/158/160,平均值 156HV，換算材料抗拉強(qiáng)度 498MPa，符合材料定義 QSTE420TM（EQL-27）的要求（480-620MPa）。

 

1.4 有限元分析

在 HyperMesh 中建立支架與裝配體的有限元模型，如圖 3(a)所示。有限元網(wǎng)格劃分工具為 Hypermesh，采用 ABAQUS Standard3D 求解器分析。模型采用二階四面體單元(C3D10M)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，共劃分 454538 個(gè)單元，827408 個(gè)節(jié)點(diǎn)，對(duì)支架發(fā)生斷裂的部位進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化處理，如圖 3(b)所示。

 

 

(a)離合器液壓工作缸支架裝配有限元模型

 

 

(b) 斷裂處網(wǎng)格細(xì)化處理

 

支架通過(guò)兩個(gè) M8 螺栓固定在變速箱上，定義螺帽與支架，支架與變速箱之間為摩擦接觸，摩擦系數(shù)按照經(jīng)驗(yàn)設(shè)置為 0.15；定義螺柱與變速箱螺栓孔內(nèi)表面之間為綁定約束。支架的工作過(guò)程如 1.1 節(jié)所述，其載荷主要來(lái)自于液壓工作缸壓縮時(shí)對(duì)支架傳遞的推力 750N，該載荷由如下靜力學(xué)平衡公式計(jì)算得來(lái)。載荷沿液壓工作缸支架與液壓工作缸接觸面法線方

向。

 

Fb*Lb=k*Fk*Lk

（其中 Fb 為支架所受推力，Lb 為液壓工作缸長(zhǎng)度，F(xiàn)k 為離合器分離力，Lk 為分離撥叉搖臂長(zhǎng)度，k 為離合器磨損后離合器分離力放大倍數(shù)）

 

支架的靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果如圖 4 所示，中間焊接加固板上端頂點(diǎn)處 Mises 應(yīng)力值為927MPa，遠(yuǎn)超于材料的屈服強(qiáng)度 420Mpa；通過(guò) FEMFAT 疲勞后處理軟件 Basic 模塊對(duì)支架加載 750N 和卸載 750N 兩個(gè)工況的靜強(qiáng)度仿真結(jié)果進(jìn)行組合得出支架的疲勞安全系數(shù)，仿真計(jì)算結(jié)果如圖 5 所示，中間焊接加固板上端頂點(diǎn)處疲勞安全系數(shù)最小值為 0.38，遠(yuǎn)低于限值 1.1。該分析結(jié)果與支架實(shí)際開(kāi)裂情況相吻合，可以判斷是因支架中間焊接加固板上端承受載荷過(guò)大引起的應(yīng)力集中，造成最終支架開(kāi)裂。

 

 

圖 4 原支架靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

 

 

圖 5 原支架疲勞安全系數(shù)計(jì)算結(jié)果

 

2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化與改進(jìn)

2.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

針對(duì)支架中間焊接加固板上端應(yīng)力集中的現(xiàn)象提出優(yōu)化建議，在支架上增加焊接加固板可以較為明顯的分散集中應(yīng)力，設(shè)計(jì)方面根據(jù)優(yōu)化建議提出了 2 種優(yōu)化方案。優(yōu)化方案一：

在原中間焊接加固板左側(cè)新增一焊接加固板，受焊接工藝的限制，兩加固板之間間距為25mm，加固板厚度 5mm， 加固板高度受支架形狀限制為 64mm，肋板傾角為 60 度，其結(jié)構(gòu)如圖 6(a)所示；優(yōu)化方案二：因?yàn)楹附庸に嚨南拗?，支架上沒(méi)有新增加固板的空間，故在優(yōu)化方案一基礎(chǔ)上上焊接一塊連接板，利用變速箱殼體上另一螺栓孔作為新增固定點(diǎn)，并增加一焊接加固板(為方便描述，將加固板從左至右分別命名為加固板 1、2、3)。為達(dá)到較好的支撐效果，分散集中應(yīng)力，加固板 3 固定在距離支架邊緣 5mm 處。為達(dá)成輕量化目標(biāo)，在保證支撐性的條件下，將加固板 1 高度降低 20mm。其結(jié)構(gòu)如圖 6(b)所示。

 

 

(a) 優(yōu)化方案一

 

 

(b) 優(yōu)化方案二

 

2.2 優(yōu)化方案有限元分析

對(duì)優(yōu)化方案一進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算，結(jié)果如圖 7 所示，支架新增加固板上端頂點(diǎn)處 Mises應(yīng)力值為 454MPa，超過(guò)材料的許用限值 420MPa，優(yōu)化方案一靜強(qiáng)度結(jié)果不滿足許用要求。

 

 

圖 7 優(yōu)化方案一靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

 

對(duì)優(yōu)化方案二進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算，結(jié)果如圖 8 所示。支架的 Mises 應(yīng)力最大處出現(xiàn)在加固板 3 上端頂點(diǎn)，其值為 281.5MPa，低于材料的許用限值 420MPa，滿足要求。對(duì)該支架進(jìn)行疲勞安全計(jì)算，結(jié)果如圖 9 所示，支架的疲勞安全系數(shù)最小值也出現(xiàn)在加固板 3 上端頂點(diǎn)，為 1.35，超過(guò)疲勞安全限值 1.1，滿足要求。

 

 

圖 8 優(yōu)化方案二靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

 

 

圖 9 優(yōu)化方案二疲勞安全系數(shù)計(jì)算結(jié)果

 

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

對(duì)優(yōu)化方案二試制件進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，在加固板 1 和加固板 3 附近粘貼傳感器采集應(yīng)力，傳感器固定在加固板旁 10mm 左右，避開(kāi)焊縫，如圖 10 所示。試驗(yàn)頻率設(shè)置為 1s/次，經(jīng)過(guò) 150 萬(wàn)次臺(tái)架耐久試驗(yàn)后，觀察支架表面無(wú)開(kāi)裂現(xiàn)象，采集到的應(yīng)力結(jié)果如圖 11 所示。2#處最大 Von Mises 應(yīng)力為 212.6MPa，3#處最大 Von Mises 應(yīng)力為 129.5MPa，與仿真結(jié)果基本吻合。

 

 

圖 10 優(yōu)化方案二試制樣件

 

 

圖 11 試驗(yàn)采集應(yīng)力結(jié)果（上圖為 2#處試驗(yàn)結(jié)果，下圖為 3#處試驗(yàn)結(jié)果）

 

4 結(jié)論

本文針對(duì)一款離合器液壓工作缸支架臺(tái)架試驗(yàn)開(kāi)裂的情況，首先通過(guò)宏觀觀察，判斷其屬于疲勞開(kāi)裂，又利用有限元分析方法對(duì)支架進(jìn)行靜強(qiáng)度與疲勞強(qiáng)度校核，仿真結(jié)果與實(shí)際開(kāi)裂情況相吻合，證明了仿真模型和疲勞強(qiáng)度的評(píng)估方法都具有一定的合理性，為今后類似支架結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度設(shè)計(jì)提供了較好的參考。

 

本文主要結(jié)論有：

(1) 本文采用有限元分析法對(duì)支架開(kāi)裂原因進(jìn)行排查確認(rèn)，發(fā)現(xiàn)問(wèn)題源頭后提出兩種優(yōu)化方案。通過(guò)有限元仿真手段可以在短時(shí)間內(nèi)快速完成方案驗(yàn)證和橫向?qū)Ρ龋瑯O大程度上縮短設(shè)計(jì)周期。

 

(2)由于該支架已完成試制，重新開(kāi)模會(huì)產(chǎn)生較大費(fèi)用支出。本文通過(guò)有限元仿真分析發(fā)現(xiàn)設(shè)計(jì)存在的問(wèn)題并有針對(duì)性的提出優(yōu)化方案，在原支架模具的基礎(chǔ)上進(jìn)行修模，從而降低設(shè)計(jì)成本。

 

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