铁路轴承试验机主轴疲劳强度有限元分析

1、第35卷第12期铁路轴承试验机主轴疲劳强度有限元分析#文章编号：1004- 2539( 2011)12- 0088- 03铁路轴承试验机主轴疲劳强度有限元分析尚振国1王华2（1大连海洋大学 机械工程学院， 辽宁 大连116023）（2东北财经大学 实验教学中心， 辽宁 大连116025）摘要某型号铁路轴承试验机接连发生3根主轴断裂事故,为了分析主轴断裂原因,建立了主轴有限元分析模型，计算出了主轴静应力分布情况。在有限元静力学分析基础上，根据给定的载荷，用/轴不动、载荷旋转0来模拟实际的/轴旋转、载荷不变0情况，采用专业疲劳分析软件Fe- Safe计算了主轴的疲劳强度。计算结果表明，主轴疲劳强度

2、安全系数小于1,存在发生断裂的可能性。对原主轴结构进行改进设计，按照同样的流程对新主轴进行有限元静力学分析和疲劳分析，计算所得疲劳强度安全系数为静力学分析疲劳分析1.3,满足了疲劳强度要求。 关键词 疲劳断裂有限元Fatigue Stre ngth Analysis of Ma in Shaftin a Railway Bearing Tester by Finite Element Method1 2ShangZhenguoWanghua(1 School of Mechanical Engineeung, Dalian University of Ocean,Dalian 116023,C

3、hina)(2 Centerof Experment Teachng， DongbeiUniversity of Finance& Economics，Dalian 116025，China)Abstract The failure breaking accidentof threemain shaftsin a railway bearingtesteris occurredcontinuously. The fin ite eleme ntmodel of the ma in shaft is built an dthe static stressdistributi on is

4、ga in ed in orderto fi nd the reas on of mai n shaft fracture. The work con diti onof shaft rotat ingan d forcefix ing is simulatedwith shaft fix ing an d force ro tating accordingto the presetload. The fatiguestrengthbasedon the static stressis calculated by professionasoftware FE- SAFE. It is indi

5、cated that the fatigue fractureis possibly occurredbecausethe fatiguestrengthsafetycoefficient of the main shaft is less than 1. The statics analysisand fatigue analysisof improvedmain shaft is executedbomplying with the same flow processas abovementioned. The resultpresentsthat the fatigue strength

6、safetycoefficientof the improvedmain shaft is 1. 3 and is acceptable.Key words Fatiguefracture Finite element Staticsanalysis Fatigueanalysis第35卷第12期铁路轴承试验机主轴疲劳强度有限元分析#第35卷第12期铁路轴承试验机主轴疲劳强度有限元分析910 引言某型号铁路轴承试验机结构简图如图1所示，主轴两端为试验轴承，在试验轴承外圈上施加径向载荷 和轴向脉动载荷，中间为陪试轴承，起到支撑主轴作 用。该型试验机曾连续发生3根主轴断裂事故，断裂位置在陪试轴 承

7、安装轴径 3 0. 5凹槽处，如图2所 示。主轴材料牌号为 42CMO,从断口形貌可以判断， 主轴断裂形式应属于疲劳破坏。发生断裂破坏的可能 原因包括两个方面：一是材料本身问题，如材料成分、 材料内部缺陷、热处理和锻造不符合规范等；二是由于 交变载荷、应力集中等原因导致的疲劳破坏。本文中我们仅从疲劳分析角度开展铁路轴承试验机主轴断裂 原因分析。首先应用有限元分析软件ANSYS进行试验机主轴静力分析，然后再将静应力导入专业疲劳分 析软件Fe- Safe计算主轴的疲劳强度。另外对主轴进行了重新设计，主要改动为将 3 0. 5凹槽改为R38圆角，对新设计试验机主轴也进行 了疲劳强度分析校核。1 原设

8、计主轴有限元静力分析1.1单元类型及网格划分采用三维设计软件Pro/E进行实体建模，然后将模型导入到有限元分析软件ANSYS中。选取单元类"I A I* I 赳 j* li I I 岂 III、I 1-S3 B HR 11" Su1 * BTf s' .L lln I ” 11 £ I型solid45,单元尺寸大小设置为为 20mm。由于轴肩处 倒角和圆角的尺寸较小，为了使计算结果更为精确，对 轴肩、30. 5槽、螺纹等处适当予以细化。为了使网格排列整齐，提高计算精度，对模型采用扫略划分 ， 如图3所示;30. 5槽网格细化结果如图4所示。共划分25074

9、4个单元，276014节点。轴向hi芟7迪陪试忙朋甩试训用幽图1轴承试验机示意图1.2边界条件图2 主轴断裂处形状、尺寸为了尽可能模拟轴的 实际定位情况，在安装轴 承轴颈的中心分别建立中 心节点C1、C2、C3、C4,将 安装轴承轴颈外表面上的 节点分别与其中心节点建 立力耦合，形成刚性区域， 这样就可以通过在中心节 点上施加载荷和约束来模 拟实际情况，如图5所示。图3主轴整体网格划分C1和C4所处的轴段安装试验轴承 ，承受试验过 程中所施加的径向力和轴向力，所以将径向力和轴向 力加到C1和C4处。C2和C3所处的轴段安装陪试轴承，对主轴起固定和支撑作用，所以将位移约束施加到C2、C3处，因此

10、在 C2、C3处施加束 Ux= 0、Uy= 0、Uz=0和ROTX= 0的约束。图4 30.5槽网格ANZZ-DS2TT3AHI II 4411IS：al：57Model ThonROTX =0月图5主轴模型的边界条件1.3分析结果按试验标准所列工况分别对主轴进行有限元静力 学分析，由计算结果可见，主轴上3 0.5凹槽处应力 较大,如图6所示,出现较为严重的应力集中现象，由于42CrMo属于高强度合金材料，对应力集中较为敏 感，因此可能导致出现疲劳破坏。图6 主轴3 0. 5槽处von- Mise等效应力2 原设计主轴疲劳分析2.1载荷循环规律径向向载荷恒定施加，151.3kN。用/轴不动、载

11、荷 旋转0来模拟实际的/轴旋转、载荷不变0情况，将主轴所受到的恒定不变的径向载荷转化为一个大小不变而 方向不断变化的旋转载荷。由于轴旋转，故轴颈上同一点所受到的径向载荷按余弦规律变化，如图7细线所示。主轴所受轴向载荷为双向脉动施加,25. 1kN,按I J .1s 11 II HU - III LIn Vr On 1 illwt5s （推）y 5s（停）y 5s（拉）y 5s（停）的周期循环进行 如图7粗线所示。由于已按最大载何进行静力分析 因此这里载荷变化规律采用相对值。径向敌荷/讪向醱哺 （/（1 0.2> 0.1o.?y1T图7载荷变化规律2.2 S- N曲线Fe- Safe软件按

12、Seege近似方法估算 S- N曲线。 根据42CMO的强度极限（UTS= Sb= 690MPa）和弹性 模量（E= 2. 06105MPa）,得S- N曲线如图8示。、11 II I IMr., .-r*13 IOJ 1QW iot 10' 10IQ IO'3 IO1*应力循环次数图 8 42CrMoS- N 曲线2.3疲劳分析算法疲劳 分析算 法选择PrincipalStress- Goodman算 法2。提取每一周期的应力，并计算得出每一周期的 平均应力和应力变化范围。如果Smax是每一周期的最大应力，Smin是每一周期的最小应力。则Goodman平均应力修正算法可以表示

13、为Sa+Sa0UTS=式中,Sa为应力幅,Sa = （ Smax- Smin） / 2； Sm为平均应 力,5m = （ S ma<+ Smin ）/2。Goodmar平均应力修正算法根据应力幅和平均应 力计算平均应力为零时的等效应力幅Sa0,再用应力幅Sa。计算工件的疲劳寿命。有限元静应力分析已经包含了应力集中系数、尺寸及截面形状系数的影响。而Fe- Safe软件内嵌确定表面质量系数功能，只要给出表面最终加工状态即可。根据设计图样，在Fe- Safe软件的表面状态（Sueface）列表框中选择1.6< Ra 4来考虑表面粗糙度对疲劳2.4疲劳分析计算结果设计寿命按无限寿命（材料持

14、久疲劳极限）计,主 轴30. 5槽处疲劳强度 安全系数云图如 图9所示。 该处疲劳强度安全系数小于 1,将出现疲劳破坏3。AN图930. 5槽处疲劳强度安全系数3 新设计主轴有限兀静力分析3.1有限元静力分析模型有限元建模过程同前，重点对过渡圆角进行了网格 细化,如图10所示。共划分31744单元，34214节点。图10轴肩圆角处网格3.2有限元静力分析结果由计算结果可见，主轴上R38圆角处应力最大， 如图11所示，为131. 1MPa。但对比原设计方案 （482.8MPa）,已明显降低。4 新设计主轴疲劳分析设计寿命按无限寿命（材料持久疲劳极限）计,新 设计主轴最低疲劳强度安全系数为1.31

15、,如图13所强度影响。" I r / -jr=一（下转第93页）nttp:/www»cnkLnct示,大于1,因此,新设计方案的疲劳强度满足要求。图11新设计主轴 R38圆角处von - Mise应力第35卷第12期风电机组螺栓联接拉伸预紧分析93力有所下降。图9预拉650kN模型分析结果统计6个修改模型的结果,如表3所示。表3分析结果统计施加拉力/kN应力(理论值)/MPa拉伸应力/MPa剩余应力/MPa剩余拉力/kN1550627. 74627.67504.99442. 452600684. 81684.73551.07482. 823650741.88741.7859

16、7.11523. 174700798. 94798.85643.16563. 515750856. 01855.91689.21603. 866800913.08912.97735. 32644. 26拟合分析得到F pre= 1.239Fremain+ 1.85其中，F Pre为施加拉力，kN; Fremain为剩余拉力，kN。所分析的变桨轴承与轮毂联接处要求装配完成后 获得546kN的夹紧力，代入上式，求得预拉工步应施加 678kN的拉力。预拉力在螺栓上产生的应力为 774MPa,达到屈服极限的86%,有足够的安全裕度，拉 伸预紧过程不会损坏螺栓，能够保证联接的有效性。4 结论(1) 螺栓

17、联接的拉伸预紧过程中，存在/超拉0现象，需要进行计算以保证联接的有效性。(2) 通过有限元分析可以得到拉伸预紧过程中施 加拉力和剩余夹紧力的关系二者为线性关系。(3) 所分析的变桨轴承与轮毂的螺栓联接在拉伸 预紧过程中有足够的安全裕度。参 考 文 献1 GermanischerLIoyd Industrial ServicesGmbH. GL- Wind 2010, Guide line for the Certification ofWind Turbine, Chapter6S. Germany: Ger manischer Lloyd Industrial ServicesGmbH,20

18、10:13- 14.2 郑大周，王兵，莫尔兵.风电机组螺栓 的安全设 计探讨J.风能 产业,2011(4) : 40- 43.3 SchatzV,朱正德，郭林健.实现螺栓可靠装配的10个步骤M.北京：机械工业出版社,2010:16- 18.4 Verein Deutsier Ingenieure. VDI- 2230, Systematic Calculation of High Duty Bolted Joints S. D sssdorf: Verein DeutscherIngenieure, 2003: 117- 118.5 石亦平,周玉蓉.ABACUS有限元分析实例 详解M.北京：机械 工业出版社,2007: 184- 185.6 曹金凤,石亦平.ABACUS有限元分析常 见问题解答M.北京： 机械工业出版社,2009: 85- 88.7 机械设计手册编委会.机械设计手册M .北京：机械工业出 版 社,2