翟文濤，崔勇奎，李瑞

（1.同濟大學(xué)汽車學(xué)院，上海 201804；2.中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，吉林 長春 130011）

前言

有限元分析方法在汽車方案設(shè)計中應(yīng)用的越來越廣泛。因其周期短、成本低的優(yōu)點，有限元分析方法已經(jīng)成為汽車零部件方案設(shè)計的重要環(huán)節(jié)。由于疲勞失效是汽車零件典型失效型式之一，因此在進行重要零件設(shè)計時，需要對方案進行疲勞壽命的預(yù)測，為產(chǎn)品的開發(fā)提供設(shè)計參考。

本文進行研究的是國內(nèi)某輕型商用車的動力總成殼體，包括飛輪殼、離合器殼及變速器殼體。在進行結(jié)構(gòu)輕量化設(shè)計過程中，將原方案的灰鑄鐵更換為壓鑄鋁材料。材料的物理參數(shù)存在較大的差異，因此需要對輕量化結(jié)構(gòu)進行有限元計算分析，本文將進行該結(jié)構(gòu)的疲勞壽命分析研究。由于動力總成在實際工作過程中，受力情況比較復(fù)雜，為貼近實際受力情況，本文采集了試驗場道路條件下懸置點載荷譜信息，作為有限元分析的載荷條件。

nCode Design-Life是一個強大的基于有限元分析結(jié)果的疲勞仿真分析軟件，能夠比較真實的計算零件的疲勞壽命。Kubilay Yay等人就通過實測載荷-時間歷程的手段，從特定的道路上采集載荷信號，進行處理、計算疲勞損傷，得到疲勞試驗機用加速信號計算程序，測量某款車輛底盤的疲勞強度[1]。

1　道路載荷譜采集

1.1　采集設(shè)備及試驗路況

載荷譜是進行疲勞分析的基礎(chǔ)，因此準(zhǔn)確地采集路譜信息尤為重要。本文采用 EDAQ多通道數(shù)采儀、Crossbow CXL10GP3型三向加速度傳感器和Somat EASE數(shù)據(jù)后處理軟件進行數(shù)據(jù)采集和處理。傳感器安裝在變速器后懸置支架處，左右各一個，安裝位置見圖 1。試驗路段為試驗場可靠性路3號環(huán)道，環(huán)道長約為6km，其中有效強化路段約5km。車速根據(jù)汽車試驗場可靠性路各典型路段的規(guī)定進行路面信號數(shù)據(jù)采集。

圖1　傳感器布置位置

表1　試驗場路面信息

1.2　試驗數(shù)據(jù)處理

采集到的數(shù)據(jù)經(jīng)過整理后，得到左、右兩個懸置固定點位置的加速度-時間載荷記錄，各三個方向，見圖2。

圖2　加速度-時間曲線

2　疲勞壽命預(yù)測

疲勞壽命預(yù)測一般流程見圖 3，對幾何模型進行單位載荷應(yīng)力分析、設(shè)置材料參數(shù)并輸入載荷譜信息，進行相對應(yīng)的疲勞壽命分析計算，最終得到疲勞壽命分布云圖及相應(yīng)的數(shù)值。

圖3　疲勞壽命預(yù)測流程框圖

2.1　單位載荷應(yīng)力計算

2.1.1材料參數(shù)設(shè)定

飛輪殼、離合器殼、變速器殼體采用壓鑄鋁材料，彈性模量為7.0X104Mpa；泊松比為0.33；密度為2.67X103kg/m3[2]。

2.1.2邊界及載荷條件

根據(jù)飛輪殼、離合器殼及變速器殼體的實際工作過程中的載荷條件，參考已有文獻相關(guān)類似結(jié)構(gòu)的邊界條件及載荷施加方法[3]，將飛輪殼與發(fā)動機缸體的所有連接點作為約束邊界，載荷施加在變速器與懸置支架連接點。

2.1.3單位載荷應(yīng)力結(jié)果

進行疲勞仿真前需計算結(jié)構(gòu)的單位載荷應(yīng)力分布，各載荷需要分步進行施加，以便與左右懸置共6個方向的載荷譜進行關(guān)聯(lián)。單位載荷靜應(yīng)力施加后的應(yīng)力分布見圖4。

圖4　單位載荷作用應(yīng)力分布云圖

2.2　疲勞分析過程中影響因素修正

2.2.1材料的S-N曲線

根據(jù)材料的物理參數(shù)，在nCode材料中進行設(shè)定，獲取材料的S-N曲線，見圖5。

圖5　材料YL113的S-N曲線

光滑的小試件（標(biāo)準(zhǔn)試件）的疲勞極限稱之為材料的疲勞極限。工程實際中的構(gòu)件，截面尺寸、形狀和表面加工質(zhì)量、工作環(huán)境等于標(biāo)準(zhǔn)試件存在區(qū)別，這些因素的影響，會明顯降低疲勞極限的數(shù)值，因此在進行疲勞計算時，不能直接應(yīng)用材料的疲勞極限，需要考慮上述中的一些主要因素，確定構(gòu)件的疲勞極限[4]。

式中，K為疲勞強度降低系數(shù)；Kf為應(yīng)力集中系數(shù)；β為表面加工系數(shù)；ε為尺寸系數(shù)。

對于一般的鑄造件，考慮到我國國內(nèi)的生產(chǎn)制造水平，對于變速器等殼體鑄造件，將疲勞降低系數(shù)選定為1.55[5]。

2.2.2平均應(yīng)力修正

在實際中，零件的應(yīng)力時間歷程通常是不對稱的，也就是說循環(huán)特征值是不同的。因此，就需要對應(yīng)力時間歷程進行平均應(yīng)力的修正。修正的根本目的是將零件實際應(yīng)力狀態(tài)按等壽命轉(zhuǎn)換到材料測試時應(yīng)力比的狀態(tài)。

一般情況下，通過經(jīng)驗公式描述應(yīng)力幅與平均應(yīng)力的關(guān)系。其中，Goodman曲線和Gerber曲線應(yīng)用最為廣泛，見圖6?？梢钥闯?，采用Goodman方法比Gerber方法更加保守，本文采用Goodman修正平均應(yīng)力，見圖7。

圖6　Goodman和Gerber兩種曲線

圖7　nCode中采用Goodman修正平均應(yīng)力

2.3　疲勞壽命預(yù)測結(jié)果分析

完成疲勞計算后，在nCode 的后處理中可以得到疲勞損傷壽命云圖和各節(jié)點疲勞壽命情況，見圖8和圖9。從圖中可以看出，在飛輪殼右下方加強筋根部損傷最大。

通過疲勞損傷云圖可以看出，最小壽命出現(xiàn)在飛輪殼右下方筋的根部，為9526個循環(huán)。計算輸入的載荷譜信息對應(yīng)的為試驗道路的情況為：每一個載荷譜循環(huán)對應(yīng)試驗路5公里。因此計算結(jié)果相當(dāng)于海南試驗路47630km里程，根據(jù)試驗要求，要求試驗完成3萬公里試驗路里程，可見，通過疲勞損傷計算分析，該方案滿足疲勞壽命要求。

該方案搭載實車上進行可靠性試驗，通過3萬公里的實車試驗，從試驗的角度再次證明該方案結(jié)構(gòu)的可行性，同時也驗證了有限元疲勞壽命預(yù)測的準(zhǔn)確性。

圖9　各節(jié)點疲勞壽命情況表圖

圖8　疲勞壽命仿真結(jié)果

3　結(jié)論

本文對飛輪殼、離合器殼、變速器殼體零件進行了疲勞壽命的仿真分析，得到了預(yù)期的效果，找到疲勞壽命最為薄弱的位置，并且分析出結(jié)構(gòu)方案可以達到設(shè)計要求的疲勞壽命。

隨著有限元分析在汽車行業(yè)應(yīng)用越來越廣泛，對分析準(zhǔn)確性的要求越來越高。為此，實際路面的載荷信息明顯是作為載荷輸入的最好選擇。

[1] KubilayYay,I. Murat Ereke ,Technical University of Istanbul. Fatigue Strength of an Urban Type Midi Bus Vehicle Chassis by Using Fem Analysis and Accelerated Fatigue Life Test [J], Sae 2009-01-1453.

[2] 成大先.機械設(shè)計手冊（第五版）[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2007.

[3] 趙文峻.基于有限元方法的某變速器箱體的疲勞壽命預(yù)測與研究[D].吉林大學(xué)碩士論文,2012.

[4] 黎明發(fā),張開銀,黃莉.材料力學(xué)[D].北京:科學(xué)出版社,2007:271-272

[5] 范平清. MB_1新型客車轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的疲勞分析[J].試驗技術(shù)與試驗機,2006:16.