連桿膠套壓裝機(jī)壓頭疲勞壽命分析

孫寶玉，夏椰林，姜振海，谷東偉，徐思晨

(長春工業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，長春 130012)

1001-2265(2017)10-0046-04

10.13462/j.cnki.mmtamt.2017.10.011

2016-12-02

孫寶玉(1971—)，女，吉林磐石人，長春工業(yè)大學(xué)教授，博士，研究方向?yàn)闄C(jī)械CAD/CAE，(E-mail)wdysby1@163.com。

連桿膠套壓裝機(jī)壓頭疲勞壽命分析

孫寶玉，夏椰林，姜振海，谷東偉，徐思晨

(長春工業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，長春 130012)

為了保證連桿膠套壓裝機(jī)壓裝精度，防止壓頭出現(xiàn)疲勞失效，基于結(jié)構(gòu)疲勞的基本原理和有限元方法，針對橡膠襯套內(nèi)外圈材料彈性模量不同，無法采用傳統(tǒng)公式分析的問題，通過建立橡膠襯套接觸分析仿真模型，獲得壓裝過程中的壓裝載荷模型，依據(jù)材料的S-N曲線建立疲勞參數(shù)，對壓裝機(jī)壓頭的疲勞壽命進(jìn)行分析，獲得壓頭的疲勞損傷系數(shù)，優(yōu)選了壓頭材料。對連桿膠套壓裝機(jī)設(shè)計(jì)具有一定的實(shí)際意義。

壓裝力；接觸分析；瞬態(tài)分析；疲勞分析

0 引言

在機(jī)械零件失效中有80%以上屬于疲勞破壞，因此零件的疲勞壽命是設(shè)計(jì)的重要指標(biāo)。

橡膠襯套是連接車輪和車身的緩沖元件，其裝配精度對汽車減振降噪、保持平穩(wěn)性有非常重要的影響[1]。橡膠襯套在壓裝的過程中，壓頭承受交變載荷，壓頭在壓裝過程中容易產(chǎn)生疲勞損壞，影響壓裝精度，因此對壓頭進(jìn)行疲勞分析并預(yù)測壓頭的疲勞壽命可以有效保證橡膠襯套的壓裝精度，預(yù)防生產(chǎn)中出現(xiàn)安全隱患。

在工程中，由于模型和載荷的復(fù)雜給數(shù)學(xué)計(jì)算帶來一定困難，國內(nèi)外學(xué)者通常運(yùn)用有限元方法進(jìn)行疲勞壽命分析。在國外，VNV Do[2]通過有限元模擬對板的對接焊，獲得了焊接引起的殘余應(yīng)力，然后利用有限元方法建立了基于連續(xù)損傷力學(xué)的多軸高周疲勞的非線性損傷積累模型，考慮焊接殘余應(yīng)力的影響，計(jì)算了焊縫的疲勞壽命；Elisa Poveda[3]建立了一三板式軌道系統(tǒng)的有限元模型，提取時(shí)變載荷作用下的主振型和進(jìn)行瞬態(tài)分析，然后對實(shí)測的列車負(fù)載信號(hào)進(jìn)行處理，同時(shí)對材料強(qiáng)度和土板的幾何參數(shù)進(jìn)行了分析，提出了對鐵路混凝土板疲勞壽命的改進(jìn)意見。

在國內(nèi)，王良模[4]將有限元分析和名義應(yīng)力法結(jié)合，考慮平均載荷、尺寸、疲勞缺口、表面光潔度和散射因子的影響，計(jì)算了基于名義應(yīng)力法的等效應(yīng)力振幅，結(jié)合鋁合金車輪的S-N曲線對鋁合金輪轂的疲勞壽命進(jìn)行了預(yù)測；王國榮[5]為分析液壓缸斷裂的原因，通過宏觀分析、掃描電鏡、組成流體的檢驗(yàn)、金相分析和進(jìn)行硬度實(shí)驗(yàn)、氣瓶材料力學(xué)性能試驗(yàn)等，基于全壽命分析和應(yīng)變壽命法兩種方法對液壓缸疲勞壽命進(jìn)行預(yù)測；上官文斌[6]以應(yīng)變能密度、最大主Green-Lagrange應(yīng)變和有效應(yīng)力為損傷參量建立汽車動(dòng)力總成橡膠懸置系統(tǒng)的三種壽命預(yù)測模型，并與實(shí)測結(jié)果進(jìn)行對比分析。

由于橡膠襯套結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性、壓裝過程中的彈性變形和結(jié)合長度的變化，使壓裝載荷變化十分復(fù)雜。因此，本文采用有限元方法，首先對橡膠襯套進(jìn)行接觸分析，獲得橡膠襯套在不同結(jié)合長度下的表面壓應(yīng)力，建立壓裝力載荷模型；然后利用已建立的載荷模型對壓頭加載，對壓頭進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析，找出壓頭應(yīng)力集中位置和危險(xiǎn)點(diǎn)；最后材料根據(jù)應(yīng)力壽命曲線建立疲勞參數(shù)，對壓頭進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測，為工程提供依據(jù)。

1 壓裝力分析

1.1 壓裝過程

橡膠襯套由內(nèi)、外鋁圈和橡膠組成，橡膠通過硫化作用和內(nèi)外鋁圈粘結(jié)成一個(gè)整體。橡膠襯套和汽車連桿通過過盈配合的方式進(jìn)行裝配，裝配時(shí)，壓裝機(jī)壓頭快速下行，將橡膠襯套壓入連桿孔內(nèi)，如圖1所示。

圖1 壓裝過程示意圖

壓裝力是影響壓裝裝配精度的關(guān)鍵因素。壓裝力過大會(huì)使橡膠襯套超出彈性變形的極限，造成橡膠襯套損傷。因此需要根據(jù)材料性能選取合適的壓裝力，使其既能滿足裝配精度，又能保證橡膠襯套不被損傷。在傳統(tǒng)的壓裝力計(jì)算中，一般采用以下公式[7]：

F=μpfmaxπdflf

(1)

其中，

F—壓裝力，N；

pfmax—結(jié)合最大壓應(yīng)力，MPa；

df—結(jié)合直徑，mm；

lf—結(jié)合長度，mm；

μ—結(jié)合面摩擦系數(shù)。

(2)

(3)

(4)

其中，

[δmax]—最大過盈量，mm；

da、di—包容件內(nèi)徑和被包容件外徑，mm；

Ca、Ci—包容件和被包容件剛性系數(shù)；

Ea、Ei—包容件和被包容件材料的彈性模量，GPa；

νa、νi—包容件和被包容件材料的泊松比。

式(1)中壓裝力F為摩擦系數(shù)μ乘以結(jié)合面壓力pfmaxπdflf，而結(jié)合面最大壓應(yīng)力pfmax與被包容件彈性模量Ei和泊松比νi有關(guān)。對于橡膠襯套來說，其徑向剛度與軸向剛度不同[8]，內(nèi)外層鋁合金與中間層橡膠彈性模量不同，無法根據(jù)以上公式進(jìn)行計(jì)算。對于此類過盈裝配，有限元接觸分析能很好地解決裝配中的摩擦和變形等強(qiáng)非線性問題。因此，本文通過限元方法對橡膠襯套進(jìn)行接觸分析，找出結(jié)合面壓力進(jìn)而獲得合適的壓裝力，既可以保證完成裝配，又能防止橡膠襯套被壓潰。

1.2 橡膠襯套接觸分析

建立橡膠襯套和連桿的有限元模型如圖2所示。圖中描述橡膠襯套與連桿剛剛接觸的情況。將橡膠襯套外圈和連桿孔內(nèi)圈設(shè)置為接觸對，并對橡膠襯套所有節(jié)點(diǎn)施加軸向位移載荷。接觸分析將橡膠襯套位移載荷分解成一系列增量載荷步，每一載荷步內(nèi)進(jìn)行線性逼近以達(dá)到平衡，可得到不同結(jié)合長度時(shí)，接觸面上所有節(jié)點(diǎn)所受的壓應(yīng)力的情況，如圖3、圖4所示。

圖2 接觸分析有限元模型

圖3 橡膠襯套剛被壓入時(shí)接觸面壓應(yīng)力云圖

圖4 橡膠襯套被完全壓入時(shí)接觸面壓應(yīng)力云圖

將壓應(yīng)力對面積微元進(jìn)行積分，即可得到接觸面之間的壓力：

(5)

其中:

FN—接觸面壓力，N；

p(A)—接觸面壓應(yīng)力的面密度函數(shù)。

(6)

若要將橡膠襯套壓入連桿內(nèi)，使壓裝力克服橡膠襯套外圈和連桿內(nèi)圈之間的最大靜摩擦力即可，因此壓裝力可按下式計(jì)算：

(7)

根據(jù)ANSYS計(jì)算出的數(shù)值，可繪制出壓裝力曲線圖，如圖5所示。

圖5 壓裝載荷曲線

從圖中可以看出，在開始?jí)貉b時(shí)，壓裝力的值急劇變大，這是因?yàn)橄鹉z襯套在剛接觸到連桿時(shí)會(huì)發(fā)生強(qiáng)烈的變形，被壓入部分內(nèi)部會(huì)產(chǎn)生很大的內(nèi)應(yīng)力，導(dǎo)致結(jié)合面壓力在0.4s左右變得非常大；繼續(xù)壓裝會(huì)在很短的時(shí)間內(nèi)，彈性變形迅速恢復(fù)，結(jié)合面間的壓力恢復(fù)正常；在之后的過程中，由于壓裝速度保持勻速，結(jié)合長度呈線性增長，壓裝力呈線性增長至最大值，直到橡膠襯套將要完全被壓入時(shí)，壓裝力達(dá)到最大值，約為22kN。

1.3 壓頭瞬態(tài)分析

利用計(jì)算出的壓裝力，將其加載到壓頭上，對壓頭做瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析。由于ANSYS能施加的瞬態(tài)載荷有階躍載荷和坡度載荷兩種，從圖5能夠看出，0.5s后壓裝載荷呈線性增長，故可將壓裝載荷按圖6設(shè)置四個(gè)載荷步進(jìn)行加載。

圖6 加載曲線

為了觀察壓頭內(nèi)部應(yīng)力變化，將壓頭1/4部分作為觀察對象。圖7為0.4s時(shí)壓頭的Von Mises應(yīng)力云圖，應(yīng)力最大值約為49.3MPa。圖8為2s時(shí)壓頭的Von Mises應(yīng)力云圖，應(yīng)力最大值約為53.8MPa。從圖中可以看出，應(yīng)力集中發(fā)生在壓頭端部凹入部分的邊緣位置，是疲勞斷裂開始的位置。應(yīng)力值最大的節(jié)點(diǎn)是1347號(hào)節(jié)點(diǎn)，該點(diǎn)是壓頭上的危險(xiǎn)點(diǎn)，也是壓頭疲勞分析主要關(guān)注的節(jié)點(diǎn)。

圖7 0.4s時(shí)壓頭的Mises應(yīng)力云圖

圖8 2s時(shí)壓頭的Mises應(yīng)力云圖

2 疲勞壽命分析

確定模型疲勞壽命的主要方法是疲勞壽命試驗(yàn)和疲勞壽命分析。疲勞壽命試驗(yàn)成本高、周期長，而疲勞壽命分析是基于材料的疲勞性能和載荷的加載方式通過有限元分析進(jìn)行，可以在產(chǎn)品設(shè)計(jì)階段的預(yù)測疲勞壽命。

在高周疲勞情況中，材料的性能特點(diǎn)一般由S-N曲線表示。通過材料的基本性能參數(shù)可以獲得一些特殊的點(diǎn)，連接這些點(diǎn)即可獲得材料的S-N曲線[4]。

當(dāng)N≤1×103時(shí)，σ-1N=0.9σb；

當(dāng)N≥N0時(shí)，σ-1N=σ-1；

當(dāng)1×103≤N≤N0時(shí)，S-N曲線可以連接(N=1×103,σ-1N=0.9σb)和(N=N0，σ-1N=σ-1)兩點(diǎn)，并用下面公式計(jì)算：

(8)

其中：

N—應(yīng)力周期；

σb—強(qiáng)度極限；

N0—對應(yīng)材料的斷裂點(diǎn)，鋼一般為107；

σ-1N—對稱循環(huán)下極限疲勞壽命；

σ-1—對稱循環(huán)下材料的疲勞極限。

壓頭可選的材料有45鋼和CrWMn鋼，它們的強(qiáng)度極限σb可以參考文獻(xiàn)[9-10]，疲勞極限可以根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式[11]σ-1=38+0.43σb計(jì)算，如表1所示。

表1 材料的力學(xué)性能參數(shù)

根據(jù)式(8)即可建立兩種材料的S-N曲線，如圖9所示。

圖9 材料S-N曲線

將其輸入ANSYS軟件中建立疲勞參數(shù)，經(jīng)過疲勞計(jì)算，得到壓頭使用5×106后，45鋼和CrWMn鋼的累計(jì)疲勞損傷系數(shù)分別為0.00783和0.00005。這是由于橡膠襯套可以產(chǎn)生較大的彈性變形，減少對壓頭帶來的沖擊；并且由于橡膠襯套徑向剛度較小，壓裝時(shí)所需壓裝載荷并不是很大，因而在載荷循環(huán)加載5×106次后，壓頭的損傷疲勞損傷較小。并且可以看出，使用CrWMn鋼的壓頭幾乎不發(fā)生疲勞破壞，比45鋼的疲勞壽命大很多。故在實(shí)際中可以選取CrWMn鋼，能夠保證足夠的生成安全和壓裝精度。

3 結(jié)論

本文通過有限元方法對連桿膠套壓裝機(jī)壓頭疲勞壽命這一問題進(jìn)行了分析。通過對橡膠襯套和連桿的接觸分析，得到了不同結(jié)合長度時(shí)接觸面壓力，獲得了壓裝載荷曲線；經(jīng)過對壓頭進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析，表明壓頭應(yīng)力集中部位在端部凹入部分的邊緣位置，最大應(yīng)力約為53.8MPa；結(jié)合經(jīng)驗(yàn)公式建立材料的S-N曲線，對壓頭進(jìn)行疲勞分析，優(yōu)選CrWMn鋼作為壓頭材料，為保證實(shí)際生產(chǎn)安全提供了理論參考。

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FatigueLifeAnalysisoftheIntenderofConnectingRodandRubberBushingPress-fittingMachine

SUN Bao-yu, XIA Ye-lin, JIANG Zhen-hai, GU Dong-wei, XU Si-chen
(School of Mechatronic Engineering, Changchun University of Technology, Changchun 130012, China)

In order to ensure the assemble accuracy of connecting rod and rubber bushing press-fitting machine and prevent the intender from fatigue failure, based on the basic principles of structural fatigue and finite element method, in the light of the problem that elastic modulus of inner layer and outer layer of rubber bush is different and it is unable to be analysed with traditional formula, the model of the load in the process of press-fitting is obtained through the contact analysis simulation model of rubber bushing in this paper. And then, according to the S-N curve of the material, the fatigue life of the intender of connecting rod-rubber bushing press-fitting machine is analysed and the cumulative fatigue usage coefficient of the intender is obtained. Finally, the material of intender is optimized. The results are practically to design a connecting rod and rubber bushing press-fitting machine.

press-mounting force; contact analysis; transient analysis; fatigue analysis

TH131.7；TG506

A

(編輯李秀敏)