基于abaqus的离合器液压工作缸支架断裂分析及优化-和记娱乐怡情博娱188

飞机、轮船、机车、汽车、动力机械、工程机械、冶金机械等主要零部件，大多数是在循环变化的载荷下工作，疲劳断裂是其失效的主要形式之一。据统计，在机械零件失效中大约有 80%以上属于疲劳破坏[1]。汽车零部件的疲劳问题也日益突出，发动机零部件失效占比可达 41%。比如表面划伤引起的传动轴断裂[2]，排气管支架出现的焊接螺母疲劳开裂问题[3]。

 

疲劳断裂已经成为汽车零部件失效的主要形式，在零部件的结构设计、加工质量等方面应当引起足够的重视，避免不必要的疲劳断裂，保障行车安全。

 

国内外多数相关研究通常采用外观检查、断口宏观和微观分析、表面检查、材质分析等常规手段对断裂的零部件进行失效分析，只能对零部件失效断裂的类型进行定性分析。本文针对一款手动挡营运车辆搭载的离合器液压工作缸支架台架试验中出现断裂的情况展开研究，在常规失效分析方法基础上，又针对该支架进行仿真有限元分析，不仅可以对该支架失效断裂的类型进行定性分析，还可以得出失效原因并制定可行的优化改进措施，并顺利通过台架试验验证。

 

1 故障描述与原因分析

1.1 宏观检查

该液压工作缸支架安装于离合器壳体上，如图 1 所示。支架承受的载荷主要来自于液压工作缸。当踩下制动踏板时，分离拨叉轴杆带动摇臂，通过连接杆压缩液压工作缸，液压工作缸向支架传递推力；松开制动踏板后支架回到原位置。支架断裂情况如图 2 所示，断裂发生中间焊接加固板上端顶点两侧，裂纹由焊缝焊趾边缘呈弧线向下扩展，两侧裂纹长度均为 30mm。

 

 

图 1 液压工作缸支架安装结构

 

 

图 2 液压工作缸支架断裂情况

 

1.2 断口分析

支架两侧裂纹断口均呈现多点起源的双向弯曲疲劳断裂特征，源区疲劳裂纹台阶发达，左侧断口疲劳扩展区贝纹线清晰。两侧断口处焊缝焊趾根部均存在未焊合现象，疲劳裂纹最开始起源于未焊合的焊趾根部，在作用力下，裂纹在支架内外两侧表面多点起源并最终发生开裂。

 

1.3 理化分析

样件的各项指标检查如下（1）-（3）项所示，均符合公司内部的标准，说明材料本身不存在缺陷。

 

(1)化学成分检查

支架材料为 qste420tm（eql-27），其化学成分检测结果见表 1，满足材料定义的要求。

 

表 1

 

 

(2)金相组织检查

支架的基体的金相组织为铁素体 珠光体。

 

(3)基体硬度检查

支架的基体硬度为 154/151/159/158/160,平均值 156hv，换算材料抗拉强度 498mpa，符合材料定义 qste420tm（eql-27）的要求（480-620mpa）。

 

1.4 有限元分析

在 hypermesh 中建立支架与装配体的有限元模型，如图 3(a)所示。有限元网格划分工具为 hypermesh，采用 abaqus standard3d 求解器分析。模型采用二阶四面体单元(c3d10m)进行网格划分，共划分 454538 个单元，827408 个节点，对支架发生断裂的部位进行网格细化处理，如图 3(b)所示。

 

 

(a)离合器液压工作缸支架装配有限元模型

 

 

(b) 断裂处网格细化处理

 

支架通过两个 m8 螺栓固定在变速箱上，定义螺帽与支架，支架与变速箱之间为摩擦接触，摩擦系数按照经验设置为 0.15；定义螺柱与变速箱螺栓孔内表面之间为绑定约束。支架的工作过程如 1.1 节所述，其载荷主要来自于液压工作缸压缩时对支架传递的推力 750n，该载荷由如下静力学平衡公式计算得来。载荷沿液压工作缸支架与液压工作缸接触面法线方向。

 

fb*lb=k*fk*lk

 

（其中 fb 为支架所受推力，lb 为液压工作缸长度，fk 为离合器分离力，lk 为分离拨叉摇臂长度，k 为离合器磨损后离合器分离力放大倍数）

 

支架的静强度计算结果如图 4 所示，中间焊接加固板上端顶点处 mises 应力值为927mpa，远超于材料的屈服强度 420mpa；通过 femfat 疲劳后处理软件 basic 模块对支架加载 750n 和卸载 750n 两个工况的静强度仿真结果进行组合得出支架的疲劳安全系数，仿真计算结果如图 5 所示，中间焊接加固板上端顶点处疲劳安全系数最小值为 0.38，远低于限值 1.1。该分析结果与支架实际开裂情况相吻合，可以判断是因支架中间焊接加固板上端承受载荷过大引起的应力集中，造成最终支架开裂。

 

 

图 4 原支架静强度计算结果

 

 

图 5 原支架疲劳安全系数计算结果

 

2 结构优化与改进

2.1 结构优化

针对支架中间焊接加固板上端应力集中的现象提出优化建议，在支架上增加焊接加固板可以较为明显的分散集中应力，设计方面根据优化建议提出了 2 种优化方案。优化方案一：在原中间焊接加固板左侧新增一焊接加固板，受焊接工艺的限制，两加固板之间间距为25mm，加固板厚度 5mm， 加固板高度受支架形状限制为 64mm，肋板倾角为 60 度，其结构如图 6(a)所示；优化方案二：因为焊接工艺的限制，支架上没有新增加固板的空间，故在优化方案一基础上上焊接一块连接板，利用变速箱壳体上另一螺栓孔作为新增固定点，并增加一焊接加固板(为方便描述，将加固板从左至右分别命名为加固板 1、2、3)。为达到较好的支撑效果，分散集中应力，加固板 3 固定在距离支架边缘 5mm 处。为达成轻量化目标，在保证支撑性的条件下，将加固板 1 高度降低 20mm。其结构如图 6(b)所示。

 

 

(a)优化方案一

 

 

(b)优化方案二

 

2.2 优化方案有限元分析

对优化方案一进行静强度计算，结果如图 7 所示，支架新增加固板上端顶点处 mises应力值为 454mpa，超过材料的许用限值 420mpa，优化方案一静强度结果不满足许用要求。

 

 

图 7 优化方案一静强度计算结果

 

对优化方案二进行静强度计算，结果如图 8 所示。支架的 mises 应力最大处出现在加固板 3 上端顶点，其值为 281.5mpa，低于材料的许用限值 420mpa，满足要求。对该支架进行疲劳安全计算，结果如图 9 所示，支架的疲劳安全系数最小值也出现在加固板 3 上端顶点，为 1.35，超过疲劳安全限值 1.1，满足要求。

 

 

图 8 优化方案二静强度计算结果

 

 

图 9 优化方案二疲劳安全系数计算结果

 

3 试验验证

对优化方案二试制件进行台架试验，在加固板 1 和加固板 3 附近粘贴传感器采集应力，传感器固定在加固板旁 10mm 左右，避开焊缝，如图 10 所示。试验频率设置为 1s/次，经过 150 万次台架耐久试验后，观察支架表面无开裂现象，采集到的应力结果如图 11 所示。2#处最大 von mises 应力为 212.6mpa，3#处最大 von mises 应力为 129.5mpa，与仿真结果基本吻合。

 

 

图 10 优化方案二试制样件

 

 

图 11 试验采集应力结果（上图为 2#处试验结果，下图为 3#处试验结果）

 

4 结论

本文针对一款离合器液压工作缸支架台架试验开裂的情况，首先通过宏观观察，判断其属于疲劳开裂，又利用有限元分析方法对支架进行静强度与疲劳强度校核，仿真结果与实际开裂情况相吻合，证明了仿真模型和疲劳强度的评估方法都具有一定的合理性，为今后类似支架结构的强度设计提供了较好的参考。

 

本文主要结论有：

(1)本文采用有限元分析法对支架开裂原因进行排查确认，发现问题源头后提出两种优化方案。通过有限元仿真手段可以在短时间内快速完成方案验证和横向对比，极大程度上缩短设计周期。

 

(2)由于该支架已完成试制，重新开模会产生较大费用支出。本文通过有限元仿真分析发现设计存在的问题并有针对性的提出优化方案，在原支架模具的基础上进行修模，从而降低设计成本。

 

资料来源：达索官方