第六章工程机械疲劳设计理念

1、第五章 汽车与工程机械疲劳设计理念及实例 第一节 工程机械产品抗疲劳设计 一、工程机械抗疲劳设计的现状 随着中国经济的迅猛发展，对工程机械设备的需求非常旺盛，大大促进了工程机械行业的快速发展。中国本土企业的设计水平大都停留在仿制国外先进产品的阶段，离自主创新还有一段距离。 如何对工程机械进行抗疲劳设计，提高产品的耐久性，可靠性，并降低成本，缩短开发周期现在还没有完整的思路。 本章介绍国外先进的疲劳耐久性、可靠性设计理念以及产品开发体系，并对一些主要的工程任务作一阐述。 工程机械的使用环境通常非常严酷，工作载荷的变化很大并且很复杂，它可能使得工程机械产生疲劳失效。疲劳失效是金属材料零部件、结构件

2、最常见的一种失效形式。 疲劳失效的外因是载荷的变化，只要载荷有变化，即使这种变化使得结构中的应力低于材料的屈服极限，它也能使得材料产生疲劳裂纹，或者使得已经存在的裂纹继续扩展，直至结构的断裂。载荷的变化越大越频繁，结构越容易发生疲劳破坏。 工程机械所承受的高载荷，高冲击工况很容易使得结构产生疲劳破坏。所以，对于工程机械的产品设计，必须考虑这一最为常见的失效形式。 二、常用的疲劳及寿命预测方法 1、S-N 法是名义应力法，是应用最广泛的一种方法。 2、-N 法是一种基于局部应变变化的、预测裂纹起始寿命的疲劳分析方法，通常称之为低周疲劳分析法。 3、疲劳裂纹扩展寿命法是基于线弹性断裂力学的一种方法

3、，广泛应用于预测结构中已有裂纹的剩余寿命，比如焊缝中缺陷或裂纹的扩展寿命。da/dN=A(K)m 疲劳分析框图 上述的三种疲劳分析方法，都需要较为合理并准确的载荷变化、几何数据，以及材料的疲劳性能参数输入。 三、传统与现代产品开发流程比较 传统的思路是：先构思新产品方案；然后按照企业内部或行业规定做出设计，这些规定大多数并不考虑实际的动载荷，不要求进行疲劳寿命计算；设计完成后，制造出若干样机；再按照规定对样机进行疲劳试验。例如，汽车要做试车场考核试验，飞机要做全尺寸结构疲劳试验。 疲劳问题实际上正在困扰着国内的一些企业。 现代产品开发采用一体化疲劳耐久性设计工作流程。 其特点：以寿命为设计目标

4、；全方位调查用户用途及使用环境；在设计阶段应用疲劳理论进行寿命优化分析设计；试验只对“好”的设计进行；用试验关联验证理论，用理论指导试验，两者互相配合取得信心；企业内部数据采集、实验室模拟及分析设计各部门互相配合；产品质量高、开发周期短、开发成本低。与传统的开发相比，“一体化” 过程的先进性是显而易见的。主要任务：包括寿命目标的设定、载荷数据采集、数据处理分析、实验疲劳分析、试验室台架试验、几何建模、多体动力学运动学仿真模拟、有限元分析、虚拟疲劳分析，以及虚拟寿命和实测寿命的关联验证。 四、“一体化”开发流程的主要任务 （1）产品的寿命设计目标问题。在新的一体化体系中，产品的各个零部件疲劳耐久

5、性有着非常明确的设计目标。产品的设计、试验都将围绕这一目标进行。产品是寿命设计，而不是以前的强度设计，这更加符合用户和市场的期待，这是设计理念的重大改变。 建立一个合理的产品寿命目标，需要做很多工作，我们必须调查用户的使用环境，考虑用户的用途分布，也要考虑产品寿命的分散性，更新换代的周期。我们也需要分析竞争产品的设计目标，做到知己知彼。一个典型的设计目标通常是符合绝大多数用户，比如说95用户的使用，而不是所有用户在设计目标内都不会出现失效。当然，把握这一点，需要企业很多数据积累。 2、载荷的数据采集。工程车辆在实际工作环境下的载荷数据采集，目前在国内的一些大企业刚刚起步，大大落后于国外同行。数

6、据是寿命设计的基础，如图4 所示，试验室台架试验和虚拟疲劳分析优化都需要数据的输入。 数据的采集和积累对于一个企业至关重要，可以说没有数据就没有产品的自主创新。采集数据需要适用于野外严酷环境下使用的高可靠性的数据采集器，需要丰富的经验，才能保证数据的质量和完整性。 3、虚拟疲劳分析。虚拟分析在设计的早期能够用来帮助进行优化产品的寿命设计，也可以用来帮助进行有效的试验室台架耐久性试验，并进行适当的试验加速。虚拟分析最近十几年在业界的应用得到了迅速的发展。 虚拟疲劳分析需要比较专业的疲劳知识，需要根据不同的情况，选择适当的分析模型。 国外企业里的虚拟分析通常有着大量的载荷数据和材料数据的支撑，虚拟

7、是建立在真实有效的数据基础之上的；而在国内，我们的数据少得可怜，虚拟分析往往缺少数据输入。对于这一差别，企业必须有一个清醒的认识，在积极开展虚拟分析模拟的同时，打好虚拟分析的基础数据采集和积累。 五、结语 中国的工程机械产品设计水平和发达国家有相当大的差距。但是，值得高兴的是，许多企业已经开始重视一体化抗疲劳设计技术，有些企业也已经购置了SoMat 的数据采集器和nCode的疲劳分析软件。笔者认为要想在较短的时间内缩短和国外的差距，企业应该尽快转变设计思路，培养人才，开始载荷和材料等数据的调查和积累，引进并推动虚拟设计分析。 第二节 汽车抗疲劳设计 一、汽车抗疲劳设计的现状 随着汽车工业的发展

8、，消费者对产品的安全性和可靠性的要求越来越高。如何将汽车这样复杂的机器在尽可能短的时间周期保质保量的研发出来，并且能得到消费者认可是摆在所有汽车研发机构面前的难题。 依据传统的设计理念，在研发的过程中，需要通过反复的样件试制和工程样车试制，对部件、车身进行大量的台架试验和整车疲劳耐久性试验，从而验证所设计的车辆万无一失。导致研发周期长、成本高，往往也无法抓住“病根”，一旦批量化后会出现反复修改的现象。 全球汽车业界已在全面推行汽车有限元疲劳耐久性分析。在发达国家已经建立了适当的分析方法和流程，在产品的研发中起到了越来越重要作用。我国有限元疲劳耐久性分析领域起步较晚，水平较低，严重滞后于汽车工业

9、的发展速度。 二、利用MSC.Fatigue软件进行汽车部件疲劳耐久性分析 （一）车身的疲劳耐久性分析 1、理论基础 1.1局部应变寿命法（ -N 法） 许多汽车零件设计为在使用时处于局部塑性应变，使用S-N法（名义应力法）基本上忽略了塑性，因此，使用-N 法更适合，能够准确的模拟集中应力现象所产生的局部循环塑性应变效应，使寿命估算更接近于实际情况。该方法属于高应力低周疲劳问题，广泛地适用于汽车结构疲劳寿命计算。 Manson-Coffin-Basqui应变寿命曲线 式中： 疲劳强度系数 疲劳塑性系数 b疲劳强度指数 c疲劳塑性指数 各应力水平的疲劳寿命 Miner疲劳累计损伤理论： 能量公式

10、：fffNfN 1.2车身载荷谱提取 目前全球主要汽车研发机构通过Miner疲劳累计损伤理论虚拟道路试验场或者利用Miner能量公式基于整车多体动力学分析来获得可靠的载荷。 采用Miner能量公式，以实测方式获得四个车轮在耐久性试验中所承受的反力作为输入，驱动整车多体动力学模型在规定时间内进行仿真，提取车身与底盘各连接点相应的力和力矩的时间历程。 1.3车身的有限元分析 由于整车的有限元模型网格单元数太多，可将整车分为两部分，即前部分和后部分。图5分析结果为前半车身的最大有效塑性应变0.019，塑性应变很小，发生塑性变形的几率很低。图6分析结果为前半车身的最大累计损伤为0.127，远小于1，未

11、达到疲劳破坏，满足疲劳设计的要求。 （二）汽车排气系统的疲劳耐久性分析 2.1汽车排气系统的耐久性是指排气系统抵抗自身和其他影响因素长期破坏作用的能力，包括热疲劳与结构疲劳。诱发排气系统产生耐久性问题的主要因素是结构疲劳， 它与自身结构、材料和安装固定方式都有直接关系。 排气系统的前端通过排气歧管与发动机相连， 而另一端则是通过挂钩与车体相连， 挂钩的位置在初始设计时即确定下来，不会再有很大变动，因此在持续改进阶段， 考虑提升耐久性需要做的工作就集中在材料和结构上。 2.2有限元法的结构应力计算 （1）有限元模型建立：排气系统的CAD 模型如图1所示，模型中包括前消声器和后消声器两段， 中间依

12、靠法兰C 连接，法兰B 与催化转化器相连接，法兰A 固定于发动机排气歧管法兰上。其中前消声器段包括波纹管、1 个橡胶吊耳和副消声器； 后消声器段包括主消声器和3 个橡胶吊耳。 利用Hypermesh 对CAD 模型进行有限元处理包括如下几个方面： a. 排气消声器筒体、催化转化器、管体采用壳单元shell 进行网格划分，并完成厚度和材料信息定义。 b. 排气挂钩和法兰用实体单元solid 进行有限元网格划分，并完成材料信息定义。 c. 波纹管和每个橡胶吊耳都用3 个分别替代XYZ 3 个方向刚度的弹簧表示。 d. 动力总成模型的建立。它是用刚性梁、质量和弹簧来表示的， 它的质量和转动惯量放在其

13、质心上，每个发动机悬置都用3 个分别替代XYZ 3 个方向刚度的弹簧表示，3 个刚性梁分别将质心与3 个隔振器连接起来，质心和排气系统前端刚性连接。 e. 法兰连接处用rbe2 刚性单元连接， 橡胶吊耳和排气系统排气系统挂钩间用rbe3 单元连接。 完成后的排气系统有限元模型如图2所示。该模型包括56 929 个单元及49 117 个节点， 其中主消声器和副消声器的实体结构和有限元处理如图3所示。 （2）边界条件加载 边界条件的加载主要有两部分， 第一部分是整个系统的安装固定，第二部分是力的施加。整个系统安装固定在车身上，主要包括两部分，第一是发动机的安装固定，通过固定左、右和后悬置下端完成；

14、第二是排气系统的安装固定，通过固定4个橡胶吊耳上端完成。 排气系统的振动源来自两个方面， 一个是发动机运转时产生的振动，另外一个是行驶时由于路面不平导致的车身振动并通过橡胶吊耳传递的振动。 图4所示为实车3 挡全油门加速行驶状态下发动机振动和车身振动曲线， 通过比较发现， 两者在各个转速下都相差了至少一个数量级，且通过车身传递给排气系统的振动还要经过起隔振作用的橡胶件， 振动幅度又大大的减小。因此，可以表明通常情况下，排气系统两个激励源中的发动机激励占主导作用，因此在考虑排气系统受力时可忽略路面不平的激励，只考虑发动机的激励作用。 四缸发动机的不平衡力源主要由往复惯性力、惯性力矩和燃烧气体力矩

15、组成，根据厂家对改进车型发动机进行的转矩、功率标定结果曲线（图5），选定常用转速2 700 r/min 下的质心位置等效力矩值作为有限元模型的加载方式。通过对应标定结果曲线， 得到需要在发动机质心位置加载力矩的大小为95 Nm。因发动机为纵置式四缸发动机，产生的扭矩方向沿X 轴方向，故加载时可在质心位置加载沿X 轴方向的扭矩。 （3）计算结果 采用NASTRAN 对排气系统进行应力计算后，用Hyperview 查看结果得到图6。从图6中可以看到， 应力较大处分布在催化转化器与前消声器段的法兰A 连接处、催化转化器下端与管的连接处、法兰B 连接管右侧、法兰C 与管连接处、主消声器挂钩与消声器外壳

16、焊接处等位置。 2.3疲劳耐久性分析 依据上述的瞬态应力计算结果， 采用MSC.Fatigue 进行后续的疲劳耐久性分析，主要考虑应力寿命分析， 即SN 分析。对模型施加载荷为90 Hz 的对称载荷循环，采用正弦激励力矩，幅值为95 Nm。具体计算时在保证90%的存活率前提下，采用Goodman 曲线对分析结果进行修正。（1）材料特性排气系统中涉及到两种材料， 分别是Q235 和409 L。通过在MSC.Fatigue 材料库中手动输入所绘制的两种材料SN 曲线如图7 所示。 （2）疲劳寿命分析结果 结果如图8所示。疲劳寿命较低处发生在a 处（催化转化器下端与管连接处）、b 处（催化转化器段与前消声器段连接处）、c 处（前消声器段上挂钩与管焊接处）、d 处（前消声器段与后消声器段连接法兰处）、e 处（主消声器上左侧