趙雪彥 張青岳 溫昌凱 尹宜勇 宋正河

(中國農(nóng)業(yè)大學(xué)現(xiàn)代農(nóng)業(yè)裝備優(yōu)化設(shè)計北京市重點實驗室，北京 100083)

0 引言

我國農(nóng)業(yè)裝備正朝著大功率、大型聯(lián)合機械的方向發(fā)展。2020年中央一號文件明確指出，要加快大中型、智能化、復(fù)合型農(nóng)業(yè)機械的研發(fā)與應(yīng)用。作為拖拉機傳動系的核心部件，轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋具有傳動和承載的雙重作用。隨著拖拉機功率的不斷提升，轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋疲勞失效屢屢出現(xiàn)，嚴重影響了農(nóng)業(yè)生產(chǎn)活動的正常開展。為保證農(nóng)業(yè)裝備能提供持續(xù)、高效的田間作業(yè)能力，需結(jié)合拖拉機作業(yè)特點和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼的實際受載情況，在設(shè)計之初對轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼進行疲勞壽命分析與預(yù)測[1-3]。

經(jīng)過多年的疲勞壽命相關(guān)研究，目前已形成多種疲勞壽命分析理論與方法，如名義應(yīng)力法(S-N法)、局部應(yīng)力應(yīng)變法(ε-N法)和應(yīng)力場強法等。其中，名義應(yīng)力法和局部應(yīng)力應(yīng)變法計算簡單、應(yīng)用方便，在工程實際中得到廣泛應(yīng)用，但是兩種方法核心部分均存在大量經(jīng)驗公式，無法合理解釋疲勞損傷的機理。應(yīng)力場強法聚焦于結(jié)構(gòu)應(yīng)力集中點附近的極小區(qū)域，引入應(yīng)力場強作為疲勞損傷的決定因素，認為疲勞損傷是從應(yīng)力峰值周圍的極小球體或橢圓體區(qū)域開始的，該方法可解釋尺寸效應(yīng)、缺口效應(yīng)等因素引發(fā)的疲勞損傷，是一種極具潛力的研究方法[4]。

目前，應(yīng)力場強法在應(yīng)用過程中存在一定的爭議。應(yīng)力場強的計算主要依靠有限元軟件完成，但這類軟件無法直接獲取相對應(yīng)力梯度的大小和方向。針對上述問題，文獻[5]以疲勞損傷區(qū)域內(nèi)各單元與應(yīng)力峰值的相差程度代替相對應(yīng)力梯度，來預(yù)測動車電機支撐架的使用壽命；文獻[6]通過計算不同應(yīng)力場場徑對應(yīng)的應(yīng)力均值來反映梯度概念，對抽油機關(guān)鍵零部件的疲勞壽命進行分析預(yù)測；文獻[7]修改了權(quán)函數(shù)的表達式，預(yù)測工程組件焊接處的疲勞壽命。許多學(xué)者均假設(shè)疲勞損傷區(qū)域為球體[5-11]，但隨著載荷幅值的增加，其預(yù)測值與試驗值的相對誤差變大[12]。

對零部件的疲勞壽命分析應(yīng)結(jié)合其實際使用條件。拖拉機作業(yè)工況復(fù)雜，需掛載多種農(nóng)機具進行作業(yè)；其作業(yè)環(huán)境惡劣，需適應(yīng)多種氣候和地形；其所受載荷幅值大，且波動劇烈。因此，對拖拉機轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼的疲勞壽命分析需綜合考慮大幅值、隨機非對稱載荷對拖拉機轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼疲勞壽命的影響。

本文基于應(yīng)力場強理論提出一種適用于拖拉機轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼的疲勞壽命分析方法。首先，研究相對應(yīng)力梯度與疲勞損傷區(qū)域的修正方法，優(yōu)化傳統(tǒng)應(yīng)力場強法的計算方法與流程；其次，通過田間作業(yè)測試，獲取轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼犁耕工況實測載荷-時間歷程；最后，基于實測數(shù)據(jù)利用優(yōu)化應(yīng)力場強法進行疲勞壽命分析，并與傳統(tǒng)應(yīng)力場強法的計算結(jié)果進行對比，驗證所提出方法的準確性。

1 疲勞壽命分析方法

傳統(tǒng)應(yīng)力場強法將零部件缺口附近局部區(qū)域內(nèi)各單元等效應(yīng)力的加權(quán)均值定義為應(yīng)力場強。該方法綜合考慮了缺口附近局部區(qū)域內(nèi)各單元與應(yīng)力峰值點的距離、方向角和相對應(yīng)力梯度等因素對于疲勞產(chǎn)生的作用，可以有效解釋疲勞失效機理。傳統(tǒng)應(yīng)力場強法的數(shù)學(xué)表達式為[4]

(1)

其中

φ(r)=1-cr(1+sinθ)

(2)

式中σFI——應(yīng)力場場強，MPa

V——疲勞損傷區(qū)域體積，mm3

Ω——疲勞損傷區(qū)域

f(σij)——破壞應(yīng)力函數(shù)

φ(r)——權(quán)函數(shù)

r——疲勞損傷區(qū)域內(nèi)各單元到缺口根部的距離,mm

v——疲勞損傷區(qū)域內(nèi)各單元的體積，mm3

c——相對應(yīng)力梯度，mm-1

θ——疲勞損傷區(qū)域內(nèi)各單元與相對應(yīng)力梯度方向的夾角，(°)

應(yīng)力場強法中關(guān)于疲勞結(jié)構(gòu)失效的判定準則：當結(jié)構(gòu)達到疲勞極限時，其疲勞損傷區(qū)域內(nèi)的應(yīng)力場強等于該材料的疲勞極限強度σ-1，即

σFI≥σ-1

(3)

分析式(1)、(2)可知，求解應(yīng)力場強的關(guān)鍵在于準確計算相對應(yīng)力梯度的大小和方向以及確定疲勞損傷區(qū)域，其他參數(shù)均可通過有限元軟件直接獲得。傳統(tǒng)應(yīng)力場強法所提出的相對應(yīng)力梯度等效模型和球形疲勞損傷區(qū)域模型無法準確反映c、Ω2個變量的物理含義，這將直接影響疲勞壽命的分析精度。此外，對于拖拉機轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼疲勞壽命分析需結(jié)合其實際受載情況。針對上述問題，本文提出應(yīng)力場強法優(yōu)化理論及計算方法。

1.1 應(yīng)力場強法的修正

1.1.1相對應(yīng)力梯度的修正

相對應(yīng)力梯度的物理意義為應(yīng)力沿其增長(下降)最快方向的變化率與應(yīng)力峰值的比值[13]。文獻[5,14]提出的等效方法均未真實地反映應(yīng)力梯度的大小和方向，故將相對應(yīng)力梯度數(shù)學(xué)模型修正為

(4)

式中xi——相對應(yīng)力梯度方向上的某一單元

l——該單元與應(yīng)力峰值點的距離，mm

σmax——應(yīng)力峰值，MPa

σ(xi)——xi單元處的應(yīng)力

修正的相對應(yīng)力梯度的計算方法如圖1所示，在缺口根部應(yīng)力峰值點附近選取一系列的應(yīng)力等值線σeq1,σeq2,σeq3，…，獲取應(yīng)力等值線上距離應(yīng)力峰值點P最近的點，擬合各點形成一條直線L，L的方向即為相對應(yīng)力梯度的方向。插值擬合L上各點的應(yīng)力-距離(σ(l)-l)曲線[15]，計算式為

(5)

式中a0、b0、c0、d0、e0——擬合參數(shù)

r0——缺口根部半徑，mm

則曲線上某點處斜率與應(yīng)力峰值的比值即為該處相對應(yīng)力梯度。以L方向為z軸建立坐標系，若有一點Q與z軸的夾角為φ，則點Q的方向角θ=90°-φ。

本文提出的修正方法完全遵循相對應(yīng)力梯度的物理意義，解決了有限元軟件無法真實反映相對應(yīng)力梯度大小和方向的問題，大幅提高了權(quán)函數(shù)的計算精度。對于零部件而言，相對應(yīng)力梯度方向往往是疲勞裂紋的擴展方向，應(yīng)力梯度的修正可為疲勞裂紋擴展方向的研究提供參考。

1.1.2疲勞損傷區(qū)域的修正

根據(jù)應(yīng)力場強法關(guān)于疲勞失效的判定準則(式(3))可知，疲勞損傷區(qū)域指應(yīng)力場強大于材料疲勞極限強度的區(qū)域。傳統(tǒng)應(yīng)力場強法認為，疲勞損傷區(qū)域為球形，且假設(shè)相同材料與理論應(yīng)力集中系數(shù)的零件具有相同的疲勞損傷區(qū)域。該結(jié)論有兩處不合理：① 對于超出疲勞極限強度的每一個單元均有可能發(fā)生疲勞失效，由這些單元組成的疲勞損傷區(qū)域形狀各異，并非均為規(guī)則的球體。② 對于具有相同材料與理論應(yīng)力集中系數(shù)但結(jié)構(gòu)不同的零件，其應(yīng)力變化、缺陷分布、微觀結(jié)構(gòu)等情況均不同，顯然不能認定其具有相同的疲勞損傷區(qū)域。因此，本文將疲勞損傷區(qū)域重新定義為以應(yīng)力峰值點為中心的某條應(yīng)力等值線包絡(luò)區(qū)域的集合，使得該區(qū)域內(nèi)的應(yīng)力場強滿足式(3)中疲勞失效的判定條件，即

(6)

σeq——應(yīng)力等值線對應(yīng)的應(yīng)力，MPa

對于具有相同材料與理論應(yīng)力集中系數(shù)的不同零件，包絡(luò)疲勞損傷區(qū)域應(yīng)力等值線的應(yīng)力與應(yīng)力峰值點處的相對應(yīng)力梯度成反比關(guān)系，即

(7)

式中c1、c2——兩零件應(yīng)力峰值處的相對應(yīng)力梯度，mm-1

本文提出的基于應(yīng)力等值線的疲勞損傷區(qū)域模型克服了傳統(tǒng)球形損傷區(qū)域模型無法準確描述疲勞失效發(fā)生位置的缺點，同時考慮了理論應(yīng)力集中系數(shù)相同但結(jié)構(gòu)不同的零部件由于相對應(yīng)力梯度差異引起的疲勞損傷區(qū)域變化，更符合疲勞損傷機理。

1.1.3實測載荷應(yīng)力比的修正

應(yīng)力比指載荷的極小值與極大值的比值，反映載荷的不對稱程度。由于傳統(tǒng)應(yīng)力場強法忽略了載荷特性對疲勞壽命的影響，故隨著載荷復(fù)雜程度的增加，其預(yù)測精度下降。因此引入實測載荷應(yīng)力比R來量化載荷特性對應(yīng)力場強的作用。通常，疲勞手冊中某種材料的疲勞性能σ-1是在對稱循環(huán)載荷，即應(yīng)力比R=-1條件下的試驗結(jié)果。然而在實際工況中，非對稱受載更為普遍?？赏ㄟ^丁氏公式[16]求解某一應(yīng)力比R下材料的疲勞極限強度，計算式為

σR={f+(1-f)[(1+R)/2]n}σb

(8)

其中

f=σ-1/σbn=1/(c′f)

式中f——材料疲勞比

n——材料常數(shù)

σR——應(yīng)力比R對應(yīng)的疲勞極限強度，MPa

σb——材料強度極限，MPa

c′——待定系數(shù)

實測載荷應(yīng)力比R可通過平均應(yīng)力Sm、應(yīng)力幅Sa三者關(guān)系求解，即

(9)

對于非焊接部位Sa=Smax-0.7Smin[17]。

1.2 疲勞壽命分析技術(shù)路線

分析一個零部件的疲勞壽命需獲取該結(jié)構(gòu)的S-N曲線，其與原始材料S-N曲線關(guān)系為

(SKσ)mN=C

(10)

(11)

式中Kσ——綜合修正系數(shù)

Kt——理論應(yīng)力集中系數(shù)

ε——尺寸系數(shù)q——敏感系數(shù)

β1——表面加工系數(shù)

S——應(yīng)力，MPaN——壽命，次

m、C——與材料性質(zhì)等有關(guān)的參數(shù)

故，對于某一關(guān)鍵零部件疲勞壽命分析的一般方法可以歸納為：

(1)求解零部件的理論應(yīng)力集中系數(shù)

(12)

式中σn——名義應(yīng)力，MPa

(2)疲勞損傷區(qū)域只與材料和應(yīng)力集中有關(guān)，將結(jié)構(gòu)復(fù)雜零部件的應(yīng)力場強求解過程轉(zhuǎn)化至標準試件，然后通過式(7)求解零部件應(yīng)力場強。U形標準缺口試件可由Inglis公式設(shè)計，即

(13)

式中t——U形缺口深度，mm

r1——U形缺口根部半徑，mm

(3)求解零部件尺寸系數(shù)ε，為所設(shè)計的標準缺口試件和所求零部件的應(yīng)力場強比值，即

(14)

(4)根據(jù)零部件的加工工藝方法查表獲取表面加工系數(shù)β1，并依據(jù)Miner線性損傷累積理論計算零部件疲勞損傷值。

綜上所述，基于田間實測載荷的疲勞分析方法技術(shù)路線如圖2所示。

2 有限元分析與試驗

2.1 有限元分析

應(yīng)力場強的計算需借助有限元分析完成。設(shè)置驅(qū)動橋殼材料QT450-10的屬性，彈性模量為1.69×105MPa，泊松比為0.27，密度為7 100 kg/m3。設(shè)置網(wǎng)格形式為四面體單元，網(wǎng)格尺寸為10 mm，并在受力較大的危險部位進行局部網(wǎng)格加密，由于疲勞損傷區(qū)域范圍極小，通常為幾個毫米，需將發(fā)生應(yīng)力集中點處的網(wǎng)格進一步細化至0.04 mm。共獲得節(jié)點702 443個，單元641 820個，并檢查網(wǎng)格質(zhì)量[18]，如圖3所示。

對轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼施加約束和載荷，進行有限元求解。以拖拉機前進方向為x軸正方向，以重力加速度反向為z軸正方向，約束左右兩端橋包z軸平動和x、y軸轉(zhuǎn)動，約束前后支撐座的x、y軸平動和y、z軸轉(zhuǎn)動。對驅(qū)動橋施加負載，已知該型號拖拉機的整機質(zhì)量為4 850 kg，前橋所承受質(zhì)量為2 200 kg，前后支撐座質(zhì)量分布比例為0.57∶0.43。同時，施加地面對前輪的支持力和與行進方向相反的滾動摩擦力。按照實際受力情況施加載荷，取極限工況k=3[2]，得到應(yīng)力有限元分析結(jié)果如圖4所示。

由圖4可知，轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼應(yīng)力峰值為254.27 MPa，橋殼中部下方的牙包與兩側(cè)半軸的過渡處、兩側(cè)橋包過渡處以及擺座處均發(fā)生不同程度的應(yīng)力集中，據(jù)此布置測點如圖5所示，共選取8個測點進行實際工況下的拖拉機轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼載荷測試，為基于實測載荷的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼疲勞壽命分析提供數(shù)據(jù)支撐。

2.2 田間試驗

為獲取拖拉機田間作業(yè)實測載荷數(shù)據(jù)，以分析轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼疲勞壽命，搭建了以NI C-DAQ系統(tǒng)為主體的動態(tài)載荷測試系統(tǒng)，對犁耕等拖拉機典型工況進行田間實測[19]。測試系統(tǒng)由應(yīng)變傳感器、應(yīng)變調(diào)理模塊、數(shù)據(jù)采集模塊組成，如圖6所示。采用LabView針對實驗數(shù)據(jù)采集、儲存、分析等環(huán)節(jié)進行程序開發(fā)，為提高數(shù)據(jù)采集精度，對于實測載荷采用最小二乘法以及Butterworth低通濾波進行去除趨勢項、濾波[20-21]。根據(jù)Nyquist-Shannon采樣定理，采樣頻率至少應(yīng)為分析信號中最高頻率的2倍[22]。在實際工程應(yīng)用中常取3～10倍[23]，本試驗中設(shè)置采樣頻率為5 000 Hz。由于測點的主應(yīng)力方向均可判斷，故采用BFH350-3AA型單軸高溫應(yīng)變片，部分應(yīng)變片粘貼效果如圖7所示。

田間試驗時間為2018年11月，試驗地點為北京郊區(qū)某壤土地塊，拖拉機掛載五鏵犁作業(yè)，采用B2擋位行駛，車速約8.04 km/h，幅寬1 500 mm，耕深320 mm。為有效反映拖拉機犁耕工況下轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼受載情況，試驗過程參照GB/T 14225—2008和NY/T 72—2003對作業(yè)環(huán)境及作業(yè)質(zhì)量進行檢查，環(huán)境溫度為12℃，相對土壤濕度為15%，碎土率為90%。

2.3 載荷數(shù)據(jù)獲取

根據(jù)胡克定律可將動態(tài)載荷測試系統(tǒng)采集到的拖拉機在犁耕工況下的應(yīng)變數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)化為應(yīng)力載荷，各測點的統(tǒng)計特征如表1所示。

表1 轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋各測點應(yīng)力統(tǒng)計值Tab.1 Statistical value of stress at each measuring point of steering drive axle

由表1可知，各測點實測載荷數(shù)據(jù)與有限元仿真結(jié)果相近，說明有限元分析結(jié)果與實際作業(yè)過程中轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的受載情況吻合度較高。各測點中，測點4處所受的載荷最大，因其位于橋包過渡處，該處不僅承受拖拉機的重力還需承受車輪反饋的地面不平度以及轉(zhuǎn)向過程中產(chǎn)生的附加力；此外，根據(jù)2.1節(jié)靜力學(xué)及有限元分析結(jié)果，該處發(fā)生了應(yīng)力集中，易生成疲勞裂紋，需重點關(guān)注；觀察該處實測載荷-時間歷程(圖8)，該處載荷波動明顯，具有典型的農(nóng)機作業(yè)載荷特征。故選取測點4作為研究對象進行疲勞壽命分析與計算。

3 轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼疲勞壽命分析及對比

本節(jié)以拖拉機轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼為研究對象，全面考慮應(yīng)力集中、尺寸效應(yīng)、表面質(zhì)量和載荷特性等因素對其疲勞壽命的影響，將原始材料的S-N曲線修正為轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)的S-N曲線，進而預(yù)測驅(qū)動橋殼的疲勞壽命，并與傳統(tǒng)應(yīng)力場強法的分析結(jié)果進行對比。

3.1 轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼疲勞特性響應(yīng)參數(shù)計算

3.1.1理論應(yīng)力集中系數(shù)求解

由式(12)可知，理論應(yīng)力集中系數(shù)為應(yīng)力峰值和名義應(yīng)力的比值?；谟邢拊治鼋Y(jié)果計算名義應(yīng)力，需定義積分路徑，并沿應(yīng)力路徑積分求解，計算式為

(15)

式中σx——積分路徑上各單元應(yīng)力，MPa

將應(yīng)力下降最快的方向作為積分路徑，提取路徑上節(jié)點應(yīng)力，擬合缺口附近應(yīng)力場，如圖9所示。計算擬合曲線斜率，由圖10可知，在距離缺口根部2 mm范圍內(nèi)，應(yīng)力變化迅速，隨著距離增加，斜率逐漸趨近于0。得到積分路徑長度x=7.96 mm，名義應(yīng)力σn=54.47 MPa，理論應(yīng)力集中系數(shù)Kt=4.67。

3.1.2尺寸系數(shù)求解

依據(jù)圖2技術(shù)路線，在確定了后橋殼體的理論應(yīng)力集中系數(shù)后，可利用應(yīng)力場強法的結(jié)論設(shè)計等應(yīng)力集中系數(shù)、同材料的U形標準缺口試件，尺寸參數(shù)如圖11所示。

(16)

其中

式中A——Neuber參數(shù)，可通過查表得到[24]，取0.74

表2 轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼與U形標準缺口試件應(yīng)力梯度Tab.2 Stress gradient of steering drive axle housing and U-shaped standard notch specimen

對于標準缺口試件，根據(jù)疲勞損傷判定準則(式(3))，其疲勞損傷區(qū)域為應(yīng)力等值線σeq=508.21 MPa包絡(luò)的區(qū)域。根據(jù)式(7)，應(yīng)力等值線σeq=222.78 MPa所包絡(luò)區(qū)域為轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼體的疲勞損傷區(qū)域，如圖13所示。

3.2 轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼疲勞壽命分析

3.2.1疲勞特性表征

S-N曲線在雙對數(shù)坐標系中近似地呈現(xiàn)線性關(guān)系。本文研究的拖拉機轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼體材料為QT450-10，可通過在(100,σb)和(107,σ-1)兩點插值求得原始材料的S-N曲線。

S21.15N=1.29×1056

(17)

在考慮應(yīng)力集中、尺寸效應(yīng)、表面質(zhì)量和載荷特性等因素對驅(qū)動橋殼疲勞壽命的影響的基礎(chǔ)上，由式(11)計算得到綜合修正系數(shù)Kσ，獲得轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)的S-N曲線，其中，表面加工系數(shù)取0.8[25]。傳統(tǒng)和修正的應(yīng)力場強法具體參數(shù)如表3所示，DI表示場徑。將原始材料QT450-10以及兩種方法修正獲得的S-N曲線繪制在同一雙對數(shù)坐標系中，如圖14所示，σN為當循環(huán)次數(shù)為N時施加的外力，即在σN外力作用下結(jié)構(gòu)(材料)疲勞壽命為N。

表3 基于傳統(tǒng)和優(yōu)化應(yīng)力場強的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼結(jié)構(gòu)S-N曲線修正結(jié)果對比Tab.3 Comparison of S-N curve correction results of steering drive axle housing structure based on traditional and optimized stress field intensity methods

由圖14可知，傳統(tǒng)應(yīng)力場強法和優(yōu)化應(yīng)力場強法對材料的S-N曲線都有較大程度的修正，結(jié)構(gòu)的疲勞極限強度明顯降低。

3.2.2疲勞壽命分析

依據(jù)傳統(tǒng)應(yīng)力場強法和優(yōu)化應(yīng)力場強法修正的S-N曲線以及Miner線性累積損傷理論，已知測點4在105 s的田間五鏵犁耕作業(yè)過程中疲勞累積損傷量分別為D1=9.1546×10-7和D′1=1.145 3×10-6，故由兩種方法求得轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼疲勞壽命分別為T=(1/D1)×105=31 860 h和T′=(1/D′1)×105=25 467 h。

根據(jù)用戶反饋和跟蹤調(diào)查結(jié)果顯示，該88 kW拖拉機在平均每天作業(yè)時長6～8 h下，轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼發(fā)生疲勞失效前的工作壽命約為24 000 h，分析結(jié)果如表4所示。

由表4可知，應(yīng)力場強法可以相對準確地預(yù)測零件的疲勞壽命，經(jīng)過優(yōu)化的應(yīng)力場強法與該88 kW拖拉機的實際使用壽命非常接近，分散系數(shù)僅為1.061 1。

表4 轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼疲勞壽命分析結(jié)果Tab.4 Fatigue life analysis of steering drive axle housing

4 結(jié)論

(1)提出了一種綜合考慮應(yīng)力集中、尺寸效應(yīng)、表面質(zhì)量和載荷特性等因素的優(yōu)化應(yīng)力場強法，對傳統(tǒng)應(yīng)力場強法進行優(yōu)化。引入實測載荷應(yīng)力比的概念，以實際作業(yè)受載情況進行關(guān)鍵零部件的疲勞壽命分析。該方法適用于復(fù)雜受載條件下關(guān)鍵零部件疲勞壽命分析。

(2)針對某88 kW拖拉機，設(shè)計并搭建了基于NI C-DAQ的傳動系關(guān)鍵零部件動態(tài)載荷測試系統(tǒng)，準確獲取拖拉機田間作業(yè)過程中轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼應(yīng)力集中區(qū)域?qū)崟r的載荷數(shù)據(jù)。

(3)以轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼的測點4為例，采用優(yōu)化的應(yīng)力場強法預(yù)測其疲勞壽命為25 467 h，相比于傳統(tǒng)應(yīng)力場強法預(yù)測的31 860 h，優(yōu)化后的應(yīng)力場強法獲得的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋殼疲勞壽命更接近其實際使用壽命(24 000 h)。