孙庆熘.外文翻译3

南 京 理 工 大 学 紫 金 学 院毕业设计(论文)外文资料翻译系： 机械工程系 专 业： 机械工程及自动化 姓 名： 孙庆熘 学 号： (用外文写)外文出处： Engineering Failure Analysis 16() 1542-1548 附 件： 1.外文资料翻译译文；2.外文原文。 指引教师评语：外文选择合适，难度适中。翻译工作认真细致，严格按照规定，翻译材料与原文能保持一致，工作量饱满。翻译字，词数满足规定。 签名： 年 月 日注：请将该封面与附件装订成册。附件1：外文资料翻译译文仿形线圈导致的发动机连杆螺栓疲劳S. Griza , F. Bertoni, G. Zanon, A. Reguly, T.R. Strohaecker（冶金系，南里奥格兰德州联邦大学，阿雷格里90035190，巴西。）摘要：研究人员做了一种分析实验，来寻找修正后的汽车柴油发动机在仅仅工作半年就发生故障的主线因素。实验过程中监测了连杆螺栓的扭矩分量，并且将断裂的连杆螺栓送到实验室进行断裂分析。通过对四连杆螺栓中第一种连杆螺栓的疲劳断裂来验证猜想。然后将剩余的连杆螺栓进行拉伸实验。在这个过程中，第二个连杆螺栓的疲劳裂纹的扩展表白第一种已经断裂的螺栓没有受到扭矩松弛。研究人员运用了有限元与断裂力学相结合的分析措施对连杆螺栓进行分析，以鉴定固紧力和疲劳裂纹扩展之间的关系。实验得出结论，发动机崩溃是由于连杆螺栓上的连杆槽上的仿形线圈。最后,为避免此后发生故障，提出几点改善的设计方案:连杆盖与连杆槽之间要预留足够空隙以避免更高应力幅与干涉同步发生；增长组装连杆螺栓的扭矩，以减小应力幅。核心词：连杆螺栓；疲倦；疲倦分析；设计；仿形线圈1.引言在一种复杂的系统中，螺栓故障会导致劫难性的成果1。即便人们对螺栓力学有广泛的结识,但仍有失败的案例发生。最常用的导致失效的因素有预紧力小,设计缺陷特别是由于材料的选择不当，热解决不对的或者机械加工误差导致的螺纹牙根半径、螺栓材料或生产制造方面的缺陷26。在本实验中，该失效分析是在一种经历了半年使用后发生故障的6.6汽车柴油发动机上进行的。研究人员在实验前打开发动机，并更换了某些零件，如密封圈，轴承和连杆螺栓。并基于ASM提出的实验顺序、措施进行失效分析7。实验过程中，我们使用了断口分析、机械测试、金相分析和断裂面力学数值模拟分析等措施。分析时，研究人员一方面对发动机进行拆卸，然后对受损部位进行初步可视化分析，最后选择部分断裂进行分析鉴定其失效的本源。2. 材料与措施2.1拆卸发动机 拆开发动机，一方面看到一种由于四连杆螺栓的影响而折损的引擎块。连杆螺栓的螺帽也失效脱落。然后研究人员拆开引擎头部，看到凸轮轴等其她三个部分断裂，同步尚有其她某些因素导致的损坏。例如:第四活塞由于与阀干涉，导致两道裂纹，阀门,起阀器,气门杆也因此弯曲等等。接着我们把活塞拆卸下来，却没有在汽缸套上发现异常的划痕。面盖接口是使用线程1.27mm，直径12mm，长度68mm的惠氏UNF7/16 螺栓收紧的(图1)。这些螺栓有18杆的纵向沟槽,以改善螺栓装配定位接触表面,提高耐腐蚀性能。螺栓厂商建议使用100 Nm的装配扭矩。最后采用棘轮扭力计来拆卸所有的连杆螺栓，以此来验证目前螺栓残存预紧力的大小。2.2机械测试和断口分析、金相分析 研究人员从剩余的连杆中选用两个断裂螺栓以及凸轮轴碎片送到实验室进行分析。这些分析涉及用低放大倍数的一般显微镜和扫描电子显微镜(SEM)分别观测断裂表面的硬度、拉伸测试和金相表征。然后使用洛氏硬度（HRC）标注某些选定的螺栓扁柄的硬度。明尼苏达州伊登普雷里的MTS公司使用MTS810系统对螺栓进行了拉伸实验。最后选择的两个螺栓进行金相分析:其中一种是在发动机发生故障的时候损坏的，另一种是在拉伸实验中损坏的。2.3数值模拟为了分析外部工作负载对螺栓杆产生的应力与预紧力之间的关系，研究人员将连杆与螺栓组建成一种有限元模型。在如今的网络时代，实验室用商业软件对螺栓进行了边界环境分析以及数值分析。该组件由螺栓，连杆机构，连杆盖和一种用于分派连杆盖上外部负载的刚性外壳构成。连杆宽36mm曲轴直径80mm。为了以便网络生成和减少计算时间，实验室中运用两个对称面对该组件进行了简化。图2显示处组件四分之一的边界环境和净生成。用来分析的锚网是由断裂面提取的，同步螺母的接口部位也进行了细化。表1列出了各部分的特性值。假设不涉及刚性外壳以外的元素属性分别为杨氏模量200GPa和泊松系数0.3。根据目前软件套件中的干涉技术，对紧固力进行了数值模拟。在评估该螺栓应变时，它考虑到力、面积和弹性模量。由于紧固力矩的影响预紧力垂直于螺栓轴线。根据公式（1），可知螺栓上的扭矩（T）与紧固力（F），螺栓公称直径（d），螺母因子或扭矩系数（k）有关。文献表白，螺母系数k为0.2是最有利的8,9。 (1) 施加在模拟装备上的力引起干涉。电脑自动调节螺栓和连杆之间的刚度差，使干涉面的状况更接近于真实值。考虑到扭矩为100 Nm，螺栓标称直径为11.1 mm，扭矩系数为0.2，由此产生的紧固力（Fa）为45KN。表2分别显示了模拟力（Fa）的三个数值及其相应的干扰。研究人员进行了应力幅值随紧固力的下降二减小的模拟演示。最高应力幅值应接近螺栓的屈服强度60KN。由于拧紧螺栓，因此从第一步分析就可以得到一般的应力。第二步，我们分别将15KN、30KN和60KN的载荷作用于轴对称外壳上以分离的连杆的连杆盖。在这个过程中，第一步和第二步之间的压力差将水平施加到螺栓上。图1线程1.27mm，直径12mm，长度68mm的惠氏UNF7/16 螺栓图2连杆螺栓装配的边界环境和净生成表1模型的四个特性值部件无元素无节点元素类型螺栓36725044六面体线性连杆盖5069810217四周体线性连杆体253055239四周体线性刚性外壳713768二次型刚性线性表2 模拟紧固力和干涉的关系模型紧固力（KN）干涉（mm）1300.092500.1531000.302.4断裂力学分析连杆螺栓的应力强度因子的计算是采用BS 7910：原则10描述的环节进行的。该原则的M.6.2部分是用几何方程式计算圆柱杆件上的半椭圆裂纹以及垂直于轴线传播的裂纹。根据方程（2），可知应力强度因子（KI）与裂纹长度（a），应力幅值（）和几何系数（Y）的关系。由方程（3）得到几何系数（Y），由方程（4）得到应力强度倍率（Mn），而几何因子（g）可由方程（5）得出。这些方程在（a/2r)0.6是成立（其中r为圆柱的半径）。 (2) (3) (4) (5)3.成果3.1断口分析 从图3上我们看不到任何疲劳信号，因此鉴定这种由于超载导致的凸轮轴断裂是阀和活塞互相作用的成果。与另一种在疲劳断裂表面有明显海滩纹(图4)的四连杆螺栓相比，图3上明显不同的纤维和剪切带阐明本四连杆螺栓断裂失效也是由于过载。疲劳从一种连杆槽的顶部(图5)沿表面始终传播到它的断裂处。一大块表面积上只有一种应力集中点阐明压力比较低。通过观测裂纹传播特性，SEM分析指出，裂缝从曲轴表面附近开始始终延伸到横截面的2/3处（图4)。3.2机械测试 在对此外四个选定的螺栓进行硬度和拉伸实验时，研究人员在疲劳螺栓上进行了硬度实验。在第一拉伸实验时得出断裂最低负荷为61.8 KN。分析螺栓的断裂表面表白,它已经经历了疲劳裂纹扩展(图6)。由于100Nm在实验前就被撤除，由此螺栓产生收紧松弛导致没有发生疲劳。剩余的三个螺栓上的拉伸实验的成果是1213MPa（101个原则大气压）的最大拉应力，硬度实验的成果是39HRC（1个原则差）。图3 断裂的过载凸轮轴（左）和断裂的四连杆螺栓（右）。图4四连杆螺栓的疲劳断裂（左），断裂面上凹坑的高倍率放大图（右）图5 沟槽顶部疲劳断裂起始点3.3显微构造的分析 金相试样测试的是疲劳螺栓断裂面旁边一种横截面。研究人员发目前连杆槽的顶端有由疲劳引起的仿形线圈(图7)。另一种螺栓通过检查也发现了相似的特性。螺栓的微观构造由低温回火马氏体构成并显微构造上的缺陷。根据微观构造和力学测试实验螺栓被列为12.9级.3.4数值模拟和断裂力学分析 图8显示了一般螺栓应力与三个外部负载的关系。在两个连接杆件之间的接口处合并正常应力和弯曲应力导致了很大的应力场。增长应力、预紧力或者外部负载可以被观测到。在较高的外部负载下，应力和预紧力之间呈现的是非线性关系。其图6 螺栓在拉伸实验断裂之前的疲劳裂纹扩展状况图7 连杆槽顶端因疲劳集中而形成的仿形线圈。回火马氏体。蚀刻剂：2的硝酸酒精溶液。中应力强度因子，裂纹长度，以及应力振幅的关系，由方程（2）描述。总的来说，它可被用来解释临界应力强度因子（Kth），这是用来假设螺栓的疲劳极限与裂纹长度和应力振幅的关系。4. 讨论 初步分析损坏的发动机表白，疲劳是四连杆螺栓的损坏因素之一。生产12.9级螺栓的制造序列涉及螺栓头，螺纹和退刀槽和热解决成型。然后打磨调节凹槽尺寸公差。并且为了减少微振磨损和腐蚀的也许性，常常加工凹槽以调节连杆孔。断裂发生的接口盖面上，疲劳集中在曲柄轴的一侧具有高拉伸应力的一种限制位点，并传播到2/3的横截面，这属于低应力水平。然后在槽顶浮现了仿形线圈。由于过程中形成对称的金属流动，因此此类仿形线圈频繁产生。后来发现疲劳又出目前另一连杆螺栓上。由于其拆卸扭矩约100 N,我们可以假设这根疲劳螺栓没有发生扭矩松弛，然后我们得出这样的结论:虽然螺栓是耦合于这个特定的扭矩, 疲劳也会发生。图8 外部负载紧固力与螺栓应力的关系本实验建立了一种有限元模型来评估应力振幅。尚有某些重要的模型简化，涉及将连杆槽的应力集中观测，将螺栓建成圆柱形光滑无凹槽无螺纹的模型。由于很难决定连杆与螺栓的刚度之间的关系，因此根据机械手册，选择了模拟力学分析而不是古典力学分析。某些论文提出将有限元替代，以避免在典型线性螺栓理论11,12中产生构件刚度非线性关系。此外，通过元素分析措施并结合连杆螺栓的轴向应力和弯曲应力将很容易分析得出成果。在实验成果中我们可以注意到，螺栓杆的应力随拧紧力矩的增大而减小，随外部负载的增大而增大 实验结束后对断裂力学措施也进行了评价。再一次通过简化，将纵向仿形线圈当作横向半椭圆形裂纹。此外，与断裂力学相似有限元分析考虑到仿形线圈长度、材料和临界值（Kth）。12.9级螺栓的屈服强度平均为900兆帕，抗断的面积为113mm2。由预疲劳螺栓和疲劳螺栓的受力部分的拉伸实验成果，可以假定外部负载为30KN。此外，100Nm的装配扭矩的地方使用45KN紧固力。由公式（1）UNF7/16得出线程为1.27mm、节扭矩系数为0.2。然后根据外部负载30 KN、紧缩力45KN的数值模拟，得出螺栓杆的应力幅值应当在100 MPa。例如，考虑0.5mm的搭接长度，可发现该临界值与否属于高强螺栓材料的容许值。然而这种措施也有一种缺陷，如果材料的韧性较低，常规的非破坏性的措施是不能完全检测疲劳传播。 为了避免此后的故障，科研人员建议召回批量生产的此类连杆。保养研磨过程中，排除连杆槽顶部过量的金属屑是不也许的，由于圈的控制是困难的。使用较高的韧性材料将增长了成本，这也是不切实际的。生产平盖的螺栓杆接口区域与纵向凹槽保持一定的空隙将是一种减少疲劳发生的有效改善。另一种措施就是增长螺栓装配扭矩,由于这样做将减少应力幅以及驱动应力强度的临界值8。根据等式(1),这里可以应用低于轴向屈服强度的200 N的转矩。 最后，这个失效分析案例中采用的措施也是一种核心方面。研究人员建议将非破坏性测试在破坏性测试迈进行。事实上,如果在拉伸疲劳实验中不幸没有发现疲劳点,有人也许会说个别螺栓的夹紧力松弛的是引起发动机故障的主线因素。5.结论 连杆槽顶端的仿形线圈对连杆螺栓的作用导致了发动机发生故障。为了避免此后的故障，研究人员提出某些改善意见:-在螺栓杆帽设定一种界面区域,以减少应力集中;-增长装配扭矩以减小应力幅值。附件2：外文原文