裝載機驅(qū)動橋半軸疲勞強度影響因素分析

覃汝慶，朱江新，覃頻頻

(廣西大學(xué)機械工程學(xué)院，廣西南寧 530004)

裝載機驅(qū)動橋半軸疲勞強度影響因素分析

覃汝慶，朱江新，覃頻頻

(廣西大學(xué)機械工程學(xué)院，廣西南寧 530004)

在再制造業(yè)工程機械領(lǐng)域中，半軸花鍵產(chǎn)生疲勞裂紋是半軸的主要失效形式，其裂紋特征決定半軸回收件的再制造處理工藝。采用基于缺陷建模的半軸強度分析方法，根據(jù)驅(qū)動橋半軸回收件裂紋的統(tǒng)計情況，隨機選擇一組裂紋特征的幾何參數(shù)，建立齒根裂紋模型，使用ANSYS軟件進(jìn)行有限元靜力分析，觀察半軸最大等效應(yīng)力與裂紋幾何參數(shù)的變化關(guān)系及裂紋對半軸強度的影響。

疲勞裂紋；驅(qū)動橋半軸；裂紋參數(shù)；等效應(yīng)力

0 引言

驅(qū)動橋半軸是裝載機傳動系統(tǒng)的一個重要組成部分，為了研究驅(qū)動橋半軸嚙合時裂紋幾何參數(shù)對花鍵齒應(yīng)力應(yīng)變場分布結(jié)果的影響，將建立不同裂紋參數(shù)值對半軸花鍵進(jìn)行有限元靜力分析，對半軸強度分析具有重要意義。

1 驅(qū)動橋半軸幾何模型及其工況分析

所研究的對象為某裝載機驅(qū)動橋半軸，材料為20CrMnTi,彈性模量為2.12×1011Pa，泊松比0.293，抗拉強度1 080 MPa，屈服強度835 MPa。半軸花鍵的主要參數(shù)值如表1所示。

表1 某裝載機驅(qū)動橋半軸花鍵主要參數(shù)

首先在UG軟件中對半軸三維幾何模型進(jìn)行參數(shù)化建模，然后導(dǎo)入到ANSYS中進(jìn)行有限元分析。裝載機半軸在工作過程中主要受到扭矩作用，半軸所受的載荷來自于半軸齒輪，即通過半軸上的外花鍵與半軸齒輪相嚙合來傳遞扭矩[1]。為了提高計算效率，在不影響計算結(jié)果的情況下，對模型進(jìn)行簡化，取右端花鍵。簡化后的半軸模型如圖1所示。

圖1 簡化的半軸三維模型

2 花鍵齒根裂紋的引入

2.1 驅(qū)動橋半軸最惡加載位置的確定

裝載機的工作環(huán)境復(fù)雜，半軸在外載荷的作用下，受到最大扭矩時，其所受應(yīng)力為500 MPa[2]。受扭時應(yīng)力集中在半軸花鍵不連續(xù)的拐角處，首先產(chǎn)生裂紋從而生成疲勞問題。由斷口微觀分析半軸的失效形式，花鍵齒出現(xiàn)了明顯的變形，在承受大的應(yīng)力時，齒根部分產(chǎn)生與表面平行的裂紋[3]。根據(jù)材料力學(xué)知識可知，零部件最大內(nèi)應(yīng)力處強度最弱，是出現(xiàn)裂紋的危險截面。驅(qū)動橋半軸受破壞形式如圖2所示。

圖2 驅(qū)動橋半軸破壞形式

2.2 裂紋幾何參數(shù)的設(shè)置

文獻(xiàn)[4]中通過有限元分析得出越往花鍵齒端的應(yīng)力值越大，花鍵退刀槽端部的應(yīng)力值最大，被視為薄弱部位?；ㄦI嚙合過程中，花鍵齒的齒根部分承受較大彎曲應(yīng)力，因此半軸危險截面處于花鍵齒根處，根據(jù)HOFER提出的30°切線理論[5]來確定，為了分析花鍵齒齒根裂紋對應(yīng)力集中的影響，將裂紋沿齒根危險截面分布，如圖3所示。

圖3 危險截面示意圖及裂紋模型

半軸件中的裂紋主要是疲勞裂紋，從裂紋產(chǎn)生到花鍵磨損過程中，根據(jù)文獻(xiàn)[6]，裂紋沿著長度、寬度、深度方向擴展。一個完整的疲勞裂紋擴展速率分為3個階段：第一階段擴展方向與外力成45°；第二階段裂紋沿著垂直外力的方向擴展；第三階段為快速擴展階段。文獻(xiàn)[7]中指出：當(dāng)應(yīng)力幅增大時，第一階段裂紋可長達(dá)幾個毫米，裂紋的檢測能力是0.1 mm。文中設(shè)定裂紋寬度，研究裂紋深度和長度對花鍵齒應(yīng)力集中的影響，在花鍵齒齒根危險截面的端面Z=0和Z=L(Z為花鍵長度)處及中部Z=L/2，分別創(chuàng)建一系列寬度為0.1 mm的微小裂紋，根據(jù)裂紋擴展路徑[7-8],在深度上取0.1、0.2、0.3、0.4、0.5、1 mm 6個值，長度上取0.5、1、2、5、10、20 mm 6個值，共建立108個帶裂紋的有限元分析模型，假定半軸模型其他部分是連續(xù)且各向同性的。

3 驅(qū)動橋半軸有限元靜力分析

為了提高齒輪嚙合的計算精度，選擇solid186單元類型，半軸花鍵采用自由網(wǎng)格劃分方式，網(wǎng)格精度為6，半軸齒輪劃分為六面體網(wǎng)格。半軸花鍵與半軸齒輪嚙合屬于內(nèi)嚙合，無裂紋模型簡化如圖4所示，有裂紋模型如圖5所示。設(shè)置接觸對，根據(jù)花鍵嚙合的傳動特性施加載荷約束。坐標(biāo)系設(shè)置為全局柱坐標(biāo)，在半軸花鍵B面上施加全約束DOF。半軸主要受扭矩載荷，為了更好地模擬載荷，將扭矩轉(zhuǎn)換成節(jié)點力施加在半軸齒輪A面的節(jié)點上。半軸齒輪半徑為0.037 5 m，網(wǎng)格劃分后A面上的節(jié)點數(shù)為552個，半軸花鍵主要受到半軸齒輪傳遞的力矩，半軸花鍵受力公式：

在分析半軸花鍵齒面接觸強度時，要考慮系數(shù)的選定：使用系數(shù)K1、齒側(cè)間隙系數(shù)K2、分配系數(shù)K3、軸向偏載系數(shù)K4、彎曲強度的計算安全公式SF，參考GB/T 17855-1999《花鍵承載能力計算方法》中使用系數(shù)，齒根許用彎曲力:

[δF]=δb/(SF·K1·K2·K3·K4)=1 080/(1.25×1.25×1×1×1.6)=432MPa

圖4 無裂紋模型 圖5 半軸端部和中部有裂紋模型放大圖

通過有限元仿真模擬，可以得到半軸花鍵等效應(yīng)力云圖。由圖6得出：對無裂紋模型模擬得到的最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在花鍵齒的齒根部分，花鍵齒的最大等效應(yīng)力424MPa，小于齒根許用彎曲應(yīng)力[δF]。由圖7(帶裂紋的模型端部Z=L)可知：裂紋寬度為0.1 mm，深度為1 mm，長度為20 mm時花鍵齒危險截面的最大等效應(yīng)力為1 140 MPa。

圖6 無裂紋模型的等效應(yīng)力云圖

圖7 帶裂紋模型的等效應(yīng)力云圖

4 結(jié)果分析

通過有限元分析，裂紋的最大等效應(yīng)力與裂紋參數(shù)之間的關(guān)系如圖8、圖9所示。

圖8 裂紋寬度為0.1 mm、深度取不同值時，裂紋不同分布位置Z=0、Z=L/2、Z=L處最大等效應(yīng)力隨長度變化情況

圖9 裂紋寬度為0.1 mm、取不同長度時，裂紋不同分布位置Z=0、Z=L/2、Z=L處最大等效應(yīng)力隨深度變化情況

圖8、圖9顯示了半軸花鍵在裂紋寬度取0.1 mm時，裂紋不同分布位置Z=0、Z=L/2、Z=L處的最大等效應(yīng)力在裂紋長度和深度方向的變化情況，從圖中數(shù)據(jù)可以得出以下結(jié)論：

(1)圖6顯示的無裂紋花鍵齒最大等效應(yīng)力424 MPa與圖7顯示的有裂紋最大等效應(yīng)力1 140 MPa相比，添加寬度為0.1 mm、分別取6個深度值(0.1～1 mm)及6個長度值(0.5～20 mm)的裂紋后最大等效應(yīng)力變化范圍為521～1 140 MPa，添加裂紋處有明顯的應(yīng)力集中；

(2)對比圖8、9的(a)(b)(c)可以看出：同樣的裂紋寬度，端部裂紋Z=0、Z=L處的最大等效應(yīng)力大于中部裂紋Z=L/2處的最大等效應(yīng)力，端部裂紋Z=L處最大等效應(yīng)力大于裂紋Z=0處的最大等效應(yīng)力，因此端部裂紋Z=L對半軸強度的影響較大；

(3)對比圖8、9可以發(fā)現(xiàn)：當(dāng)裂紋寬度一定時，裂紋深度比裂紋長度對最大等效應(yīng)力的影響強；

(4)由圖8、9得出：裂紋處最大等效應(yīng)力值與裂紋的長度和深度值成正比，長度超過10 mm時，最大等效應(yīng)力變化平穩(wěn)。

5 結(jié)論

對帶裂紋的裝載機驅(qū)動橋半軸進(jìn)行了ANSYS靜態(tài)三維接觸分析。根據(jù)裂紋長度、深度及分布位置的不同，設(shè)置108個帶裂紋半軸模型進(jìn)行有限元分析，模擬出不同參數(shù)最大等效應(yīng)力結(jié)果圖，分析圖表得出裂紋參數(shù)與半軸最大等效應(yīng)力的相互關(guān)系，對給出半軸裂紋極限判據(jù)具有一定的理論指導(dǎo)作用。

【1】楊占敏，王智明，張春秋.輪式裝載機[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2005.

【2】蒙秋紅，張麗.某新型裝載機前橋半軸斷裂失效分析及改進(jìn)措施[J].工程機械，2009，40(11):59-62. MENG Q H,ZHANG L.Failure Analysis for Semi-shaft Fracture in Front Axle of a New Type Loader and Its Improving Measures[J].Construction Machinery and Equipment,2009,40(11):59-62.

【3】李俊，趙鑫，王溫銀.20CrMnTi鋼花鍵軸開裂失效分析[J].熱處理，2011,26(5):82-84. LI J,ZHAO X,WANG W Y.Analysis on Cracking of 20CrMnTi Steel Spline Shaft[J].Heat Treatment,2011,26(5):82-84.

【4】王繼新，胡季，侯曉婷,等.利用載荷譜的輪式裝載機半軸有限元分析[J].現(xiàn)代制造工程，2010(5):1-3. WANG J X,HU J,HOU X T,et al.Loader Axle Shaft Finite Element Analysis Based on Load Spectrum[J].Modern Manufacturing Engineering,2010(5):1-3.

【5】李茹貞,趙清慧.齒輪強度設(shè)計資料[M].北京:機械工業(yè)出版社,1984:15-16.

【6】LEWICKI D G,BALLARINI R.Gear Crack Propagation Investigations[J].Tribotest,1998,5(2):157-172.

【7】王栓柱，金屬疲勞[M].福州:福建科學(xué)技術(shù)出版社，1985.

【8】LEWICKI D G.Effect of Rim Thickness on Gear Crack Propagation Path[R].NASA Technical Memorandum 107229,1996.

【9】LALONDE S,GUILBAULT R.Prediction of Thin-rimmed Gear Crack Propagation from a Factorial Design Approach[J].Fatigue & Fracture of Engineering Materials&Structures,2011,34(7):470-486.

Influence Factors Analysis for Fatigue Strength of Loader Drive Axle Shaft

QIN Ruqing, ZHU Jiangxin, QIN Pinpin

(College of Mechanical Engineering,Guangxi University, Nanning Guangxi 530004,China)

In the remanufacturing field of engineering machinery, a main axle failure mode is crack on root of spline. The crack characte-ristics play a key role in the manufacturing process of the used axle. An axle strength analysis method based on crack modeling was introduced. According to statistics, a group of crack geometry parameters were randomly selected ,then root of axle spline models were built. These models were analyzed with finite element analysis software ANSYS. The relationships between the maximum Von Mises stress in the axle spine and the crack geometrical parameters were analyzed and the effects of cracks on axle strength were also obtained.

Fatigue crack; Drive axle shaft; Crack parameters; Equivalent stress

2016-10-31

廣西自然科學(xué)基金項目(2015GXNSFAA139280)

覃汝慶(1990—)，女，壯族，碩士研究生，研究方向為機械CAD/CAM/CAE。E-mail：ruqing_qin@163.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.06.006

U463.218

A

1674-1986(2017)06-023-04