ОЦІНЮВАННЯ НАПРУЖЕНО-ДЕФОРМОВАНОГО СТАНУ ТОРСІОННИХ ВАЛІВ ПІДВІСОК ТРАНСПОРТНИХ ЗАСОБІВ ПРИ ЗМІННИХ НАВАНТАЖЕННЯХ

Анотація

У роботі виконано чисельний аналіз напружено-деформованого стану торсіонного вала діаметром 40 мм і довжиною 1200 мм підвіски легкої броньованої машини при змінних навантаженнях методом скінченних елементів у тривимірній постановці. Торсіонний вал є основним пружним елементом підвіски, який забезпечує пружний зв’язок між колесом і рамою транспортного засобу шляхом пружного кручення сталевого стержня. Розрахункова модель включає циліндричну частину, шліцьові з’єднання (z = 12, модуль m = 2,5 мм) та галтельні переходи радіусом 3 мм із дискретизацією на ізопараметричні елементи Hex20 загальною кількістю 284 тис. вузлів. Розмір елемента у зонах концентрації напружень прийнято 1,5 мм (d/27), що забезпечує точність розрахунку максимальних напружень. Розрахунок виконано для сталі 45ХН2МФА (σ₀.₂ = 1600 МПа, τ₋₁ = 700 МПа, G = 80 ГПа) при спектрі навантажень T = 6, 8, 10, 14 кН·м з відносними частотами 0,55/0,25/0,15/0,05 відповідно.

Встановлено, що максимальні дотичні напруження τmax = 1247 МПа реалізуються у западинах шліцьового з’єднання при T = 10 кН·м, що відповідає коефіцієнту концентрації Kτ = 1,57. У галтельних переходах Kτ = 1,37. Жорсткість торсіона становить cφ = 50,3 кН·м/рад і знижується на 5,3 % при нагріванні до 150 °C внаслідок зменшення модуля зсуву на 5 %. Температурні напруження у зоні градієнта температур (∆T = 35 °C) не перевищують 45 МПа, що складає менше 6% від механічних напружень.

Оцінка втомної довговічності за гіпотезою Пальмгрена–Майнера для спектру з коефіцієнтом асиметрії циклу R = 0,15 показала накопичене пошкодження D = 7,37, що вказує на вичерпання ресурсу при повному спектрі навантажень загальною тривалістю 4×10⁶ циклів. Найбільший внесок у накопичення пошкоджень (73 %) дає четвертий рівень навантаження T₄ = 14 кН·м, який реалізується лише у 5 % часу експлуатації. Для забезпечення D ≤ 0,7 рекомендовано обмеження максимального навантаження до T ≤ 10 кН·м або застосування сталі 60С2А з дробоструминним зміцненням (τ₋₁,R = 680 МПа), що дає D = 0,68. Порівняльний розрахунок п’яти типорозмірів валів (d = 32, 38, 40, 48, 55 мм) показав, що необхідний запас довговічності при повному спектрі навантажень забезпечують вали діаметром 48 мм і більше. Верифікація МСЕ-моделі показала відхилення від аналітичного розв’язку для циліндричної частини вала не більше 1,2 %. Результати можуть бути використані при проєктуванні нових підвісок та прогнозуванні залишкового ресурсу торсіонних валів в експлуатації.