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1、本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）翻譯資料 吉 林 大 學(xué)機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）翻譯資料中文題目：使用應(yīng)力減輕槽來(lái)降低驅(qū)動(dòng)軸上的應(yīng)力集中 英文題目：Using stress relief grooves to reduce stress concentration on axle drive shaft 學(xué)生姓名： 孫詩(shī)棖 學(xué) 號(hào)： 41120315 班 級(jí)： 機(jī)械三班 專(zhuān) 業(yè)： 機(jī)械工程及自動(dòng)化指導(dǎo)教師： 秦四成 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）翻譯資料使用應(yīng)力減輕槽來(lái)降低驅(qū)動(dòng)軸上的應(yīng)力集中摘要 驅(qū)動(dòng)軸在如傳遞功率和在動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)中改變橋和輪的操縱角中扮演了重要角色，它被應(yīng)用于大多數(shù)在動(dòng)力傳動(dòng)

2、系統(tǒng)中要求高度可靠性的工程機(jī)械中。然而，對(duì)于一個(gè)擁有較長(zhǎng)跨度的驅(qū)動(dòng)軸，在周期性載荷的情況下，由于明顯的疲勞損壞而導(dǎo)致的突然的卡環(huán)凹槽破壞是經(jīng)常發(fā)生的。應(yīng)力減輕槽被用于卡環(huán)凹槽處來(lái)減少應(yīng)力集中和改善驅(qū)動(dòng)軸的疲勞壽命。雖然有幾個(gè)研究已經(jīng)描述了應(yīng)力減輕槽是如何減少應(yīng)力集中的，但是應(yīng)力減輕槽的幾何細(xì)節(jié)仍需討論。我們研究了應(yīng)力減輕槽對(duì)應(yīng)力集中的影響，通過(guò)考慮應(yīng)力減輕槽的幾何參數(shù)如尺寸、位置并應(yīng)用有限元預(yù)測(cè)了驅(qū)動(dòng)軸的疲勞壽命。結(jié)果，無(wú)因次幾何參數(shù)為r/h=1.2，d/b=2.0的應(yīng)力減輕槽可減少22.3%的應(yīng)力集中，相對(duì)于無(wú)應(yīng)力減輕槽的驅(qū)動(dòng)軸最大增加約3.3倍的疲勞壽命。這些可作為選擇應(yīng)力減輕槽最佳形狀的

3、索引。關(guān)鍵詞 應(yīng)力減輕槽;應(yīng)力集中;驅(qū)動(dòng)軸;有限元分析;應(yīng)變壽命曲線(xiàn)。1.介紹 驅(qū)動(dòng)軸安裝于工程機(jī)械的轉(zhuǎn)向前輪，用來(lái)將主要驅(qū)動(dòng)力從動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的最終減速裝置輸送至前輪，如圖1（a）所示。它是前輪輸送動(dòng)力和操縱轉(zhuǎn)向最重要的裝置之一。由于因過(guò)度載荷和周期性載荷而引起的疲勞斷裂問(wèn)題，驅(qū)動(dòng)軸可靠性的保證問(wèn)題仍待解決1-3。圖1（b）展示了一個(gè)于卡環(huán)凹槽處發(fā)生疲勞斷裂的例子，此處的正方形橫截面造成了相對(duì)較高的應(yīng)力集中。因此，疲勞斷裂的防范是一個(gè)重要問(wèn)題。 如果應(yīng)力減輕槽的尺寸和位置選擇得當(dāng)，使用它是一種減少應(yīng)力集中和延長(zhǎng)疲勞壽命的相對(duì)簡(jiǎn)單的方法。實(shí)地試驗(yàn)和理論研究都展示了使用應(yīng)力減輕槽的影響4-6。使用

4、應(yīng)力減輕槽來(lái)減少應(yīng)力集中最初由彼得遜提出6。應(yīng)力集中的減輕可經(jīng)由加工于驅(qū)動(dòng)軸軸承安裝座處的應(yīng)力減輕槽來(lái)實(shí)現(xiàn)被發(fā)現(xiàn)，如圖2。最近，伊利斯等人5展示了無(wú)事的線(xiàn)程經(jīng)過(guò)機(jī)械加工的部分，即緩解壓力的功能，對(duì)于螺紋連接改善連接應(yīng)力，減少應(yīng)力集中，彎曲力矩施加時(shí)改善連接靈活性。這些屬性導(dǎo)致了連接處疲勞性能的改良。勝村政信等人7報(bào)告了在彎曲力矩施加的負(fù)載情況下的接觸疲勞強(qiáng)度由應(yīng)力減輕槽顯著改善。另外，應(yīng)力減輕槽的設(shè)計(jì)變量，如半徑、切角和深度，對(duì)于接觸疲勞強(qiáng)度的影響被系統(tǒng)地研究了。帕克等人8展示了相似的研究，應(yīng)力減輕槽在減少應(yīng)力集中方面發(fā)揮了比側(cè)角切割更好的作用。通過(guò)這次研究，當(dāng)應(yīng)力減輕槽的半徑增加到2.0mm

5、時(shí)，在彎矩和扭矩載荷下的應(yīng)力集中分別減少了27.3%和18.2%。反之，當(dāng)半徑小到一定程度時(shí)，應(yīng)力集中會(huì)增加。（a）挖掘機(jī)的轉(zhuǎn)向前輪（b）發(fā)生于長(zhǎng)跨度驅(qū)動(dòng)軸卡環(huán)凹槽處的疲勞破壞圖1 轉(zhuǎn)向前輪的驅(qū)動(dòng)軸圖2 由彼得遜所提出的帶有半徑的應(yīng)力減輕槽 應(yīng)力減輕槽的具體幾何參數(shù)仍需討論。關(guān)于這些問(wèn)題的研究被與應(yīng)力減輕槽的尺寸和位置的決定有關(guān)的困難推動(dòng)著。這個(gè)研究的目的是為了闡明應(yīng)力減輕槽對(duì)減少應(yīng)力集中的影響和疲勞壽命的延長(zhǎng)以便于選擇最理想的槽的尺寸和位置。有限元分析被用來(lái)進(jìn)行評(píng)估具有應(yīng)力減輕槽的驅(qū)動(dòng)軸的卡環(huán)凹槽處的應(yīng)力分布，兩個(gè)半圓形的槽被加工于卡環(huán)凹槽處的兩面。疲勞壽命的延伸歸因于應(yīng)力減輕槽也通過(guò)使用刻

6、痕-壓力思想進(jìn)行了理論研究。通過(guò)這些研究結(jié)果，決定了幾何尺寸例如應(yīng)力減輕槽的半徑和卡環(huán)凹槽處的中心距，以便最大化驅(qū)動(dòng)軸的疲勞壽命。2.驅(qū)動(dòng)軸和應(yīng)力減輕槽2.1驅(qū)動(dòng)軸 研究中所用到的挖掘機(jī)的轉(zhuǎn)向前輪的驅(qū)動(dòng)橋不同于具有連續(xù)速度聯(lián)軸器的汽車(chē)，而是具有獨(dú)特的由短跨距和長(zhǎng)跨距驅(qū)動(dòng)軸組成的雙聯(lián)軸器，和典型的連接部件如軛和交叉元件3。圖3展示了一個(gè)驅(qū)動(dòng)軸的雙聯(lián)軸器的特點(diǎn)。長(zhǎng)跨度驅(qū)動(dòng)軸所用材料為SCM 440H，它的機(jī)械性能被陳列于表1。其中一例被記錄的驅(qū)動(dòng)軸的長(zhǎng)跨度軸的疲勞破壞是一個(gè)發(fā)生在加工于驅(qū)動(dòng)軸刻痕部分的破壞，由周期性載荷下的疲勞破壞引起。卡環(huán)應(yīng)插入加工于長(zhǎng)跨度驅(qū)動(dòng)軸的槽，來(lái)支撐滾珠軸承防止其松懈?？?/p>

7、環(huán)凹槽處的方形截面造成了一種相對(duì)較高的應(yīng)力集中，疲勞破壞發(fā)生在卡環(huán)凹槽處，如圖1（b）。表1.SCM 440H的機(jī)械特性屈服強(qiáng)度（Mpa）911抗拉強(qiáng)度（Mpa）1025斷裂延伸率（%）21斷面收縮率（%）58彈性系數(shù)（GPa）205泊松比0.29（a）卡環(huán)凹槽 （b）應(yīng)力減輕槽圖3 加工于卡環(huán)凹槽處兩面的應(yīng)力減輕槽的幾何參數(shù)2.2應(yīng)力減輕槽 為了減少應(yīng)力集中和改善驅(qū)動(dòng)軸的疲勞壽命，一個(gè)應(yīng)力減輕槽被應(yīng)用于卡環(huán)凹槽處附近。在此研究中，兩個(gè)應(yīng)力減輕槽被應(yīng)用于長(zhǎng)跨度驅(qū)動(dòng)軸卡環(huán)凹槽處的兩端，即由高度應(yīng)力集中引起的疲勞損壞處。選擇半圓形的應(yīng)力減輕槽是為了使實(shí)際應(yīng)用更簡(jiǎn)便。圖3展示了卡環(huán)凹槽處的幾何尺寸和

8、應(yīng)力減輕槽?？ōh(huán)凹槽處的寬度b和深度h分別為常量1.85mm和1.25mm。應(yīng)力減輕槽的幾何參數(shù)為選為d和r，即卡環(huán)凹槽處的中心距和應(yīng)力減輕槽的半徑。這些幾何圖形被參數(shù)化來(lái)研究卡環(huán)凹槽處應(yīng)力減輕槽對(duì)應(yīng)力集中的影響，并通過(guò)有限元分析來(lái)預(yù)測(cè)驅(qū)動(dòng)軸的疲勞壽命。這可以闡明應(yīng)力減輕槽對(duì)減少應(yīng)力集中的影響和疲勞壽命的延長(zhǎng)，以便于選擇最理想的槽的尺寸和位置。按照無(wú)量綱幾何參數(shù)r/h和d/b,在d/b=2,3,4之下r/h的范圍為0.2到2.8，一個(gè)總數(shù)為35個(gè)類(lèi)型的分析模型被創(chuàng)造出來(lái)。圖4展示了一個(gè)3DCAD模型的例子，一個(gè)具有r/h=1.2和d/b=2.0的應(yīng)力減輕槽的驅(qū)動(dòng)軸。表2 SCM 440H的疲勞

9、性質(zhì)疲勞強(qiáng)度系數(shù)（Mpa）1369.5疲勞韌性系數(shù)0.868疲勞強(qiáng)度指數(shù)-0.085疲勞韌性指數(shù)-0.6周期強(qiáng)度系數(shù)（GPa）1379.3周期加工硬化指數(shù)0.142圖4 帶有應(yīng)力減輕槽的驅(qū)動(dòng)軸的3D CAD模型。圖5 驅(qū)動(dòng)軸卡環(huán)凹槽和應(yīng)力減輕槽的FE網(wǎng)狀圖。3.數(shù)值分析3.1壓力分析 應(yīng)用有限元技術(shù)進(jìn)行參數(shù)化應(yīng)力分析是用來(lái)定量研究應(yīng)力減輕槽對(duì)于35個(gè)分析模型的應(yīng)力集中現(xiàn)象。從這35個(gè)模型的每一個(gè)的研究可以發(fā)現(xiàn)，應(yīng)力集中的改變與應(yīng)力減輕槽的尺寸和位置有關(guān)。通過(guò)研究所獲得的結(jié)果與無(wú)應(yīng)力減輕槽的情況作了比較。 商業(yè)軟件ANSYS v.12被用來(lái)計(jì)算卡環(huán)凹槽處和應(yīng)力減輕槽的應(yīng)力分布。圖5展示了一個(gè)通過(guò)

10、由圖4所示的CAD模型的四節(jié)點(diǎn)四面體元素所創(chuàng)造的有限元模型。表1所示的材料SCM 440H被選為應(yīng)用于有限元分析的材料性質(zhì)。為了用有限元分析進(jìn)行邊界狀況的分析，位于短跨度驅(qū)動(dòng)軸末端的鍵槽被修正了，并且位于長(zhǎng)跨度驅(qū)動(dòng)軸的軸承支座的徑向和軸向被限制了。在對(duì)驅(qū)動(dòng)軸進(jìn)行操作的過(guò)程中，產(chǎn)生了扭矩、轉(zhuǎn)矩和正應(yīng)力，所以這些力在驅(qū)動(dòng)軸上周期性地產(chǎn)生了正應(yīng)力和切應(yīng)力的合成應(yīng)力。這些周期性應(yīng)力中，扭矩是疲勞破壞的主要原因；由于邊絕效應(yīng)，其它應(yīng)力的影響可以被忽略。在負(fù)載情況下，因此，最大扭矩為2499 N.m被施加于長(zhǎng)跨度驅(qū)動(dòng)軸的鍵槽處，并且同時(shí)進(jìn)行最大轉(zhuǎn)速為900rpm的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。3.2疲勞壽命的預(yù)測(cè) 為了預(yù)測(cè)驅(qū)

11、動(dòng)軸的疲勞壽命，應(yīng)用了刻痕-應(yīng)力思想9。在這個(gè)思想中，疲勞斷裂的起始?jí)勖梢员话l(fā)生于切口前端的小于最大公稱(chēng)應(yīng)力的刻痕應(yīng)力的最大值和刻痕拉應(yīng)力之間的關(guān)系計(jì)算出來(lái)。和可以用諾伊貝爾等式和周期應(yīng)力響應(yīng)曲線(xiàn)，如等式（1）和等式（2）所示，計(jì)算出來(lái)。其中是從應(yīng)力集中系數(shù)中推導(dǎo)出來(lái)的疲勞刻痕系數(shù)；和分別是周期強(qiáng)度系數(shù)和周期應(yīng)變硬化系數(shù)；和分別是周期性負(fù)載下應(yīng)力和拉力的范圍。 在此研究中，這些數(shù)值和疲勞壽命之間，選擇按照SWT方法的下列等式聯(lián)系起來(lái)：其中和分別是疲勞強(qiáng)度系數(shù)和疲勞韌性系數(shù)；b和c分別是疲勞強(qiáng)度指數(shù)和疲勞韌性指數(shù)910。選用材料的性質(zhì)的疲勞壽命評(píng)估被陳列于表2。處于一個(gè)完全顛倒的交替周期性載荷

12、下的疲勞載荷情況被選用，因?yàn)檫@是在操作中主要發(fā)生在驅(qū)動(dòng)軸上的載荷情況。所以，最大扭矩為2499N.m，被用來(lái)作為應(yīng)力分析的載荷狀況，以應(yīng)力比為-1以下被施加于長(zhǎng)跨度驅(qū)動(dòng)軸的鍵槽處。 （a）無(wú)應(yīng)力減輕槽（b）有應(yīng)力減輕槽（r/h=1.2,d/b=2.0）圖6 卡環(huán)凹槽處的應(yīng)力分布3. 數(shù)據(jù)結(jié)果和討論 圖6展示了由有限元方法所獲得的于環(huán)切處的馮米澤斯應(yīng)力的應(yīng)力分布。對(duì)于如圖6（a）所示的壞切除沒(méi)有應(yīng)力減輕槽的案例，最大應(yīng)力為973.2MPa。這個(gè)數(shù)值比列表1中所示的所用材料的抗拉強(qiáng)度要低，但是卻超過(guò)它的屈服強(qiáng)度。眾所周知的是卡環(huán)凹槽處的深度缺口根部會(huì)出現(xiàn)相對(duì)較高的應(yīng)力。這個(gè)被依據(jù)無(wú)量綱幾何參數(shù)d/

13、b和r/h的35個(gè)有限元模型所定義的應(yīng)力減輕槽，被要求用來(lái)減少高度應(yīng)力集中。圖6（b）展示了一個(gè)應(yīng)用d/b=2.0和r/h=1.2的應(yīng)力減輕槽的分析結(jié)果?？ōh(huán)凹槽處的最大壓力為755.7Mpa，相當(dāng)于與一個(gè)沒(méi)有卡環(huán)凹槽的驅(qū)動(dòng)軸相比，降低了22.3%的應(yīng)力集中。 35個(gè)有限元模型的參數(shù)研究的計(jì)算結(jié)果被陳列于表3，此處r/h選擇0.22.8，低于d/b的2,3,4。這些參數(shù)提供了和，這兩個(gè)數(shù)分別被特指用來(lái)作為卡環(huán)凹槽處的最大壓力和應(yīng)力減輕槽處的最大壓力。會(huì)隨著r/h的增加而減少，但是則會(huì)持續(xù)增加。因?yàn)榈臏p少歸因于應(yīng)力減輕槽，和的比率，即/必須被檢查以驗(yàn)證降低應(yīng)力的影響。表3由于應(yīng)力減輕槽幾何參數(shù)的

14、改變而產(chǎn)生的發(fā)生在卡環(huán)凹槽處和應(yīng)力減輕槽處的最大等價(jià)應(yīng)力（：卡環(huán)凹槽處的最大應(yīng)力，：應(yīng)力減輕槽處的最大應(yīng)力）。r/hd/b=2（MPa）（MPa）/0.2931.5632.90.680.4900.7646.10.720.6895.2675.50.750.8872.9677.20.781.0822.4695.10.851.2755.7706.70.941.4616.4726.61.181.6533.7745.21.401.8410.8765.21.86r/hd/b=3（MPa）（MPa）/0.2940.0688.50.730.4922.5690.50.750.6913.5705.40.770.8

15、899.0711.70.791.0879.7727.20.831.2868.7738.50.851.4807.8751.20.931.6775.1766.40.991.8703.0784.11.122.0676.7804.91.192.2605.8825.71.362.4533.4847.61.59r/hd/b=4（MPa）（MPa）/0.2952.5709.60.740.4947.1712.30.750.6934.1729.80.780.8925.3731.90.791.0912.2753.60.831.2888.9756.60.851.4883.4768.50.871.6873.8785.

16、30.901.8858.3801.20.932.0803.0821.51.022.2766.9841.51.102.4738.4863.31.172.6702.1886.61.262.8652.7914.01.40圖7/歸因于應(yīng)力減輕槽的幾何參數(shù)這就意味著，直到所施加于應(yīng)力減輕槽的應(yīng)力達(dá)到卡環(huán)凹槽處的極值時(shí)，應(yīng)力減輕槽滿(mǎn)足使用條件。因此，當(dāng)/1時(shí)，歸因于應(yīng)力減輕槽的效果是有效的，此不等式即被指定為應(yīng)力減輕槽的有效條件。在滿(mǎn)足d/b=2,3和4條件下的r/h的最大并滿(mǎn)足有效要求的值分別為1.2,1.6和1.8。參照幾何參數(shù)r/h和d/b的/的值可被標(biāo)繪，并展示于圖7中。當(dāng)r/h的值由于d/b=2

17、,3和4的原因而增加時(shí)，/的值也在增加。當(dāng)r/h<1.0時(shí)，/的值并不會(huì)受到d/b的劇烈影響。同時(shí)，當(dāng)r/h的值比1.0更大時(shí)，由于d/b值的變化，/展現(xiàn)了一種顯著的區(qū)別。這就意味著當(dāng)應(yīng)力減輕槽可以被加工的比卡環(huán)凹槽處更加深時(shí)，應(yīng)力減輕槽在卡環(huán)凹槽處是有效的。其中的幾何參數(shù)，當(dāng)d/b=2.0，r/h=1.2時(shí)，/的值展現(xiàn)了1的最快捷的方法。在這個(gè)案例中顯示出755.7MPa，這就意味著與不具備應(yīng)力減輕槽的驅(qū)動(dòng)軸相比，所施加應(yīng)力的最大值減少了22.3%。目前研究的計(jì)算結(jié)果證實(shí)了當(dāng)應(yīng)力減輕槽被加工于卡環(huán)凹槽兩側(cè)并與其最接近，并且應(yīng)力減輕槽的半徑更大時(shí)，降低應(yīng)力的效果會(huì)更好。 對(duì)于驅(qū)動(dòng)軸疲勞壽

18、命，2，的預(yù)測(cè)，應(yīng)用了來(lái)自Eqs的刻痕-壓力思想。（1）（3）被展示于圖8中。這個(gè)沒(méi)有應(yīng)力減輕槽的案例（見(jiàn)圖8（a），提供了循環(huán)于卡環(huán)凹槽深槽底部的最小值7554，展示了一種與一個(gè)典型TCF（低循環(huán)疲勞）相似的相對(duì)較短的疲勞壽命。同時(shí)，具有幾何參數(shù)如d/b=2.0和r/h=1.2的應(yīng)力減輕槽的應(yīng)用的例子，展示了一種疲勞壽命的顯著的延伸，此處疲勞壽命為25112循環(huán)被計(jì)算出并展示于圖8（b）。滿(mǎn)足應(yīng)力減輕槽有效要求，即/1，的疲勞壽命的計(jì)算結(jié)果被陳列于表4。與從應(yīng)力分析中所獲得的應(yīng)力集中的影響相似，疲勞壽命隨著r/h的增加和d/b的減少而增加，如圖9所示。在d/b=2的條件下，與另一個(gè)參數(shù)為d/

19、b=3和4的案例相比，疲勞壽命快速接近于r/h=1.2的最大值25112周期。與不具備應(yīng)力減壓槽的驅(qū)動(dòng)軸相比，這相當(dāng)于造成了多于3.3倍的疲勞壽命的延長(zhǎng)。表4 隨著應(yīng)力減輕槽幾何參數(shù)的變化而改變的卡環(huán)凹槽處的疲勞壽命（單位：周期） d/b r/h2.03.04.00.29183.08818.38320.70.410683.09589.28533.30.610990.010023.09069.90.812342.010779.09459.21.016394.011908.010088.01.225112.012627.011351.01.4-17905.011675.01.6-22036.012

20、285.01.8-13361.0（a） 不具備應(yīng)力減輕槽（=7,574周期）（b）具備應(yīng)力減輕槽（r/h=1.2,d/b=2.0),(=25,112周期）圖8 卡環(huán)凹槽處的疲勞壽命預(yù)測(cè)圖9.處于/1情況下，疲勞壽命2隨應(yīng)力減輕槽的幾何參數(shù)變化而變化。5. 結(jié)論 為了改善驅(qū)動(dòng)軸卡環(huán)凹槽處鋒利凹槽的機(jī)械特性，應(yīng)力減輕槽被用于減少應(yīng)力集中和延長(zhǎng)疲勞壽命。應(yīng)用有限元分析，應(yīng)力集中影響的減小和疲勞壽命的延長(zhǎng)被定量地預(yù)測(cè)出歸因于幾何參數(shù)的改變?nèi)鐟?yīng)力減壓槽的尺寸和位置?？ōh(huán)凹槽處的最大壓力隨著在d/b的值為2,3和4的條件下，r/h的值的增加而減少。然而，應(yīng)力減輕槽處的最大壓力卻在增加。因此，當(dāng)應(yīng)力減輕槽的

21、位置被加工于卡環(huán)凹槽的兩面，甚至應(yīng)力減輕槽距卡環(huán)凹槽更近，其半徑更大時(shí)，應(yīng)力集中的減少會(huì)更加顯著。在有效要求的條件下，/1，在案例d/b=2.0和r/h=1.2中，展示了最小值755.7MPa，這就意味著與不具有應(yīng)力減壓槽的驅(qū)動(dòng)軸的相比，減少了22.3%的應(yīng)力集中。上述對(duì)于應(yīng)力減壓槽應(yīng)用的案例展示了疲勞壽命為25112周期，相比于不具備應(yīng)力減壓槽的驅(qū)動(dòng)軸延長(zhǎng)了3.3倍的疲勞壽命。因此，應(yīng)力減壓槽在相比較下而言是一種改善驅(qū)動(dòng)軸鋒利切口區(qū)域的應(yīng)力集中和疲勞壽命等機(jī)械性能較有效的方法。此研究的發(fā)現(xiàn)可應(yīng)用為選擇應(yīng)力減輕槽合適幾何參數(shù)的索引。為了驗(yàn)證此研究，有關(guān)本研究的大規(guī)模疲勞測(cè)試正在被實(shí)施。這些計(jì)算

22、結(jié)果將在不遠(yuǎn)的將來(lái)發(fā)布。感謝 此工作由韓國(guó)能源技術(shù)評(píng)估和計(jì)劃研究所（KETEP）所屬的能源技術(shù)人力資源組所支持。感謝韓國(guó)貿(mào)易，工業(yè)和能源部的資金支持。（No.20134030200320）。術(shù)語(yǔ)：最大缺口應(yīng)力：最大名義應(yīng)力 ：疲勞強(qiáng)度系數(shù) ：疲勞韌性系數(shù) b:疲勞強(qiáng)度指數(shù) C:疲勞韌性指數(shù)：循環(huán)強(qiáng)度系數(shù)：循環(huán)應(yīng)變硬化指數(shù)：逆轉(zhuǎn)失敗 R：應(yīng)力比參考文獻(xiàn)1 H. Bayrakceken, S. Tasgetiren and I. Yavuz, Two cases of failure in the power transmission system on vehicles: a universal

23、 joint yoke and a drive shaft,Engineering Failure Analysis, 14 (2007) 716-724.2 G. Panrazopoulos, A. Sampani and E. Tsagaridis, Torsional failure of a knuckle joint of a universal steel coupling system during operation : a case study,Engineering Failure Analysis, 14 (2007) 73-84.3 D. S. Kim and H. E

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