（湖南省株洲新材料科技股份有限公司，412007，株洲∥第一作者，工程師）

某型抗側(cè)滾扭桿的疲勞失效分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

王京雁 卜繼玲 呂士勇 劉文松

（湖南省株洲新材料科技股份有限公司，412007，株洲∥第一作者，工程師）

對(duì)抗側(cè)滾扭桿系統(tǒng)在疲勞試驗(yàn)過程中出現(xiàn)的斷裂現(xiàn)象進(jìn)行了分析，低倍、金相、硬度檢驗(yàn)結(jié)果可以判斷該扭桿軸采用的原材料及熱處理符合設(shè)計(jì)要求。分析了產(chǎn)生斷裂的原因。原安裝座結(jié)構(gòu)扭矩過大及扭桿軸直徑過渡處圓角尺寸偏小導(dǎo)致應(yīng)力集中，使扭轉(zhuǎn)軸臺(tái)階外表面產(chǎn)生局部凹陷區(qū)域形成最初裂源，在扭轉(zhuǎn)彎曲組合力的反復(fù)作用下，最終導(dǎo)致扭桿軸斷裂。對(duì)抗側(cè)滾扭桿系統(tǒng)進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，有限元分析與應(yīng)力測(cè)試結(jié)果表明，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)更合理，且通過了1 000萬次疲勞試驗(yàn)。

抗側(cè)滾扭桿；疲勞失效；結(jié)構(gòu)優(yōu)化；有限元分析

First-author's address Technology Center of Zhuzhou New Materials Technology Co.，Ltd.，412007，Zhuzhou，China

1 抗側(cè)滾扭桿系統(tǒng)工作原理

車輛高速通過曲線和道岔或靜止停放在設(shè)置超高的曲線上時(shí)，側(cè)滾增加明顯，一側(cè)輪重減載，遇到強(qiáng)橫向風(fēng)時(shí)，甚至出現(xiàn)傾覆失穩(wěn)情況，降低安全性。為此，需要增加車輛的側(cè)滾剛度以限制其側(cè)滾角，但又不能影響車輛的浮沉、橫擺、搖頭、伸縮和點(diǎn)頭等振動(dòng)特性。采用抗側(cè)滾扭桿裝置是較好的解決方案［1-3］?？箓?cè)滾扭桿系統(tǒng)如圖1所示，主要包括扭桿軸、扭轉(zhuǎn)臂、連桿、支撐座等部件。其中扭桿軸是主要受力部件。車體側(cè)滾時(shí)，扭桿軸承受扭矩而發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形，同時(shí)提供扭轉(zhuǎn)反力矩來抵抗車體的側(cè)滾。

圖1 扭桿系統(tǒng)實(shí)物圖

抗側(cè)滾扭桿系統(tǒng)安裝于車體、轉(zhuǎn)向架之間，利用金屬?gòu)椥詶U受扭矩作用產(chǎn)生變形而提供抗扭轉(zhuǎn)反力矩。其工作原理如圖2所示。圖中，M為車體；E、F為扭桿支撐座組成，安裝于構(gòu)架上；A、B、C、D為橡膠球鉸，可在3個(gè)方向轉(zhuǎn)動(dòng)。由圖可見，如果不考慮相對(duì)于系統(tǒng)剛度小得多的支撐座組成和橡膠關(guān)節(jié)的影響，當(dāng)車體相對(duì)于轉(zhuǎn)向架浮沉振動(dòng)時(shí)，兩根連桿同時(shí)往一個(gè)方向運(yùn)動(dòng)，整個(gè)裝置繞支撐球鉸同時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)，扭桿并不承受載荷，故不影響車體的浮沉振動(dòng)，對(duì)除側(cè)滾以外的其它幾個(gè)運(yùn)動(dòng)同樣不提供任何附加的力或扭矩。當(dāng)車體與構(gòu)架之間發(fā)生繞X軸的相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)即側(cè)滾時(shí)，左右連桿向相反的方向上下運(yùn)動(dòng)，通過扭臂使扭桿發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形，扭桿由于彈性而產(chǎn)生反力矩，反力矩作用在垂向連桿上表現(xiàn)為一對(duì)大小相等方向相反的垂向力，該垂向力作用在車體上形成與車體側(cè)滾方向相反的抗側(cè)滾力矩，阻止車體相對(duì)于轉(zhuǎn)向架側(cè)滾，從而提高車輛的安全性。

本文分析的扭桿軸所用材料為52Cr MoV4，樣品照片見圖1。其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、原材料選取、工藝處理、無損檢測(cè)、系統(tǒng)裝配、型式試驗(yàn)按照EN標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行，關(guān)節(jié)采用橡膠節(jié)點(diǎn)。扭桿軸與扭轉(zhuǎn)臂圓柱過盈連接；扭桿軸采用端部鐓粗、表面噴丸強(qiáng)化工藝；扭轉(zhuǎn)臂采用鍛造工藝；連桿體采用鍛造工藝；連桿座采用整體鍛造后加工，軸承座采用鑄造后加工成型［4-7］。

圖2 抗側(cè)滾扭桿系統(tǒng)工作原理

目前，國(guó)內(nèi)外對(duì)于抗側(cè)滾扭桿研制的研究非常多，但有關(guān)扭桿軸結(jié)構(gòu)對(duì)于整個(gè)抗側(cè)滾扭桿系統(tǒng)特別是扭桿軸自身的疲勞壽命的影響，以及扭桿軸的直徑變化處圓弧過渡的半徑大小、支撐座彎矩對(duì)疲勞壽命的影響，尚未見報(bào)道。

為了研究扭桿結(jié)構(gòu)對(duì)應(yīng)力分布的影響，扭桿系統(tǒng)采用相同的材料參數(shù)、不同邊界條件（不同安裝座）及不同扭桿軸尺寸，并基于試驗(yàn)和有限元分析方法得到多種結(jié)果。

2 抗側(cè)滾扭桿裝置受力分析

扭桿系統(tǒng)受力分析如圖3所示。試驗(yàn)機(jī)（或車體）通過上部橡膠節(jié)點(diǎn)對(duì)連桿施加載荷F1，再經(jīng)連桿和扭桿臂的力傳遞作用使扭桿軸承受扭矩T2，通過扭桿軸良好的扭轉(zhuǎn)變形回彈特性來調(diào)節(jié)F1的變化，從而滿足車體抗側(cè)滾要求［1］。

圖3 扭桿系統(tǒng)受力分析

3 有限元分析

（1）網(wǎng)格模型與邊界條件：前處理采用Hypermesh軟件進(jìn)行，采用C3D8R單元模擬金屬部分，共計(jì)799 358個(gè)；采用C3D8H單元模擬橡膠部分，共計(jì)4 046個(gè)；合計(jì)803 404個(gè)單元。各零部件均采用綁定關(guān)系。網(wǎng)格模型如圖4所示。按照試驗(yàn)條件設(shè)置邊界條件，固定安裝座，在扭轉(zhuǎn)臂中心約束點(diǎn)加載。

圖4 網(wǎng)格模型

（2）材料參數(shù)：如表1所示。

表1 材料參數(shù)

（3）計(jì)算結(jié)果：采用ABAQUS軟件進(jìn)行有限元分析計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如圖5所示。最大應(yīng)力位于扭桿軸直徑過渡圓弧處。

4 試驗(yàn)部分

4.1 疲勞試驗(yàn)

扭桿軸與扭轉(zhuǎn)臂裝配后使用專用的工裝將扭桿系統(tǒng)安裝于專用疲勞試驗(yàn)機(jī)上進(jìn)行疲勞試驗(yàn)。在載荷±38.54 k N、47.7萬次疲勞試驗(yàn)時(shí)左端扭桿軸發(fā)生斷裂（見圖6），斷裂位置位于直徑過渡圓角附近。

4.2 金相檢測(cè)試驗(yàn)

在裂紋附近分別截取硬度、斷口、低倍、非金屬夾雜物、金相組織等試樣。選取斷口處自行脫落碎片1塊。檢驗(yàn)結(jié)果如下：

（1）表面質(zhì)量與斷口檢驗(yàn)：扭桿軸出現(xiàn)裂紋的臺(tái)階處外表面局部存在明顯由應(yīng)力集中產(chǎn)生的機(jī)械損傷，產(chǎn)生凹陷變形（見圖7）；斷口無陳舊性裂紋，無明顯塑性變形，呈陶瓷狀。裂源發(fā)生在機(jī)械損傷凹陷根源部（見圖8）。

圖5 載荷為±38.54 kN時(shí)扭桿系統(tǒng)的應(yīng)力分布云圖

圖6 載荷±38.54 k N、疲勞試驗(yàn)47.7萬次時(shí)斷裂照片

圖7 表面質(zhì)量

（2）低倍檢驗(yàn)：無縮孔、裂紋、氣泡、白點(diǎn)等低倍缺陷，一般疏松、中心疏松0.5級(jí)。

（3）硬度檢驗(yàn)：表面---中心硬度較均勻，HRC47.0～49.0。

圖8 裂紋源

（4）金相檢驗(yàn)：A、B、C、D非金屬夾雜物均小于1級(jí)（見圖9）；組織較均勻，為屈氏體組織（見圖10）。

4.3 分析意見

圖9 非金屬夾雜物照片

圖10 金相組織照片

扭桿軸使用材料為52Cr Mo V4，該材料按照EN 10089標(biāo)準(zhǔn)的要求進(jìn)行調(diào)質(zhì)，硬度達(dá)到47～51HRC，晶粒度9級(jí)，據(jù)低倍、金相、硬度檢驗(yàn)結(jié)果初步判斷，該扭桿軸采用的原材料及熱處理符合設(shè)計(jì)要求。據(jù)斷口的形貌特征，裂紋是在扭桿軸無明顯塑性變形的情況下產(chǎn)生的。扭桿軸圓弧過渡處本身受彎扭組合力較大，因設(shè)計(jì)圓弧過渡倒角過小，扭轉(zhuǎn)軸還受到扭轉(zhuǎn)臂內(nèi)邊沿斜向壓力，使得扭桿軸臺(tái)階處外表面局部存在由應(yīng)力集中導(dǎo)致的凹陷變形，其根部在扭轉(zhuǎn)彎曲組合力的反復(fù)作用下，最終導(dǎo)致出現(xiàn)早期裂紋并延伸至整個(gè)截面。

4.4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析及措施

扭桿軸臺(tái)階處存在應(yīng)力集中所產(chǎn)生的機(jī)械損傷是其進(jìn)行扭轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗(yàn)時(shí)出現(xiàn)早期裂紋的主要原因。支撐座離連桿間距太大，扭桿軸受彎矩較大，且彎扭組合應(yīng)力較大的部位存在應(yīng)力集中會(huì)影響產(chǎn)品的加工及疲勞性能。綜合考慮后調(diào)整安裝座與扭桿軸的結(jié)構(gòu)，并進(jìn)行有限元分析計(jì)算。安裝座與扭桿軸的結(jié)構(gòu)調(diào)整如圖11及圖12所示。

圖11 安裝座結(jié)構(gòu)修改示意圖

圖12 扭桿軸結(jié)構(gòu)修改示意圖

仍采用Hypermesh軟件處理調(diào)整結(jié)構(gòu)后的網(wǎng)格模型（見圖13），采用C3D8R單元模擬金屬部分，共計(jì)449 204個(gè)；采用C3D8H單元模擬橡膠部分，共計(jì)4 046個(gè)，合計(jì)453 250個(gè)單元。各零部件仍均采用綁定關(guān)系。邊界加載仍按照試驗(yàn)條件固定安裝座，球鉸約束點(diǎn)施加載荷。計(jì)算結(jié)果如圖14所示。最大應(yīng)力值降低到319.6 MPa，且此結(jié)構(gòu)通過1 000萬次的疲勞試驗(yàn)。

圖13 修改結(jié)構(gòu)后的網(wǎng)格模型

圖14 修改結(jié)構(gòu)后同一載荷下應(yīng)力分布云圖

4.5 應(yīng)力檢測(cè)試驗(yàn)對(duì)比

在疲勞試驗(yàn)過程中，采用DASP測(cè)試分析系統(tǒng)及SA-8動(dòng)態(tài)應(yīng)變儀對(duì)圖中應(yīng)力集中點(diǎn)采用45°應(yīng)變花法進(jìn)行貼片應(yīng)力測(cè)試，并將結(jié)構(gòu)修改后的計(jì)算結(jié)果與測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如表2所示。由表2可知，計(jì)算結(jié)果與測(cè)試點(diǎn)的結(jié)果十分接近，誤差率在5%之內(nèi)，計(jì)算結(jié)果比較可靠。此結(jié)構(gòu)最后通過了1 000萬次疲勞試驗(yàn)。

表2 應(yīng)力測(cè)試結(jié)果與有限元計(jì)算數(shù)值對(duì)比

5 結(jié)語

（1）對(duì)抗側(cè)滾扭桿系統(tǒng)在疲勞試驗(yàn)過程中出現(xiàn)的斷裂現(xiàn)象進(jìn)行了分析，中低倍、金相、硬度檢驗(yàn)結(jié)果可以判斷該扭桿軸采用的原材料及熱處理符合設(shè)計(jì)要求。

（2）結(jié)構(gòu)修改后，有限元分析的最大應(yīng)力值從修改前的456.7 MPa減小到319.6 MPa，說明安裝座與扭桿軸的結(jié)構(gòu)修改行之有效。

（3）應(yīng)力測(cè)試結(jié)果與有限元計(jì)算誤差在5%之內(nèi)，進(jìn)一步證明了分析計(jì)算是有效可靠的。此結(jié)構(gòu)最后通過了1 000萬次疲勞試驗(yàn)。此分析技術(shù)可為縮短產(chǎn)品研發(fā)周期、減小試驗(yàn)花費(fèi)提供有效幫助。

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Analysis of Anti-roll Bar Fatigue Failure and the Structural Optimization

Wang Jingyan，Bu Jiling，LüShiyong，Liu Wensong

The fracture phenomenon in fatigue test process of the anti-roll torsion bar system is analyzed，results of macroscopic test，metallographic examinationand hardness testing prove that the raw and heat treatment system of the torsion bar could meet the design requirements.The local sag area on outside surface of the bar becomes the initial crack source，and the circulation work of the bend forceeventually leads to the torsion bar shaft fracture.So，the structure of torsion bar shall be optimized with finite element analysis.The stress test result and finite element analysis show that the improvedf structure is reasonable which has passed 10 million times of fatigue test.

anti-roll torsion bar；fatigue failure；structural optimization；finite element analysis

U 260.331+.7

2012-05-24）