王成明，劉曉東，陳云升，秦書祺，張得富

(1．鄭州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，鄭州 450001;2．許昌遠(yuǎn)東傳動(dòng)軸股份有限公司，河南許昌 461111)

本文以合作公司設(shè)計(jì)的傳動(dòng)軸為研究對象，對傳動(dòng)軸總成進(jìn)行建模，利用ANSYS Workbench進(jìn)行靜扭強(qiáng)度和疲勞壽命的分析，并與傳動(dòng)軸的臺架試驗(yàn)進(jìn)行對比來驗(yàn)證其可行性。

1 有限元分析

1.1 有限元模型的建立

根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)在SolidWorks中完成傳動(dòng)軸三維模型的建立，如圖1所示。并將模型轉(zhuǎn)換成X_T文件，在 Workbench的 Static structural分析系統(tǒng)中載入［1－2］。依據(jù)實(shí)際情況在結(jié)合面處建立各零件之間的接觸對，由于結(jié)合面之間沒有相對位移產(chǎn)生，接觸方式選用 Bonded［3－4］。

圖1 傳動(dòng)軸模型

根據(jù)實(shí)際中所用材料，在Engineering Data項(xiàng)中進(jìn)行材料的設(shè)置，詳細(xì)材料屬性見表1。

表1 材料屬性

六面體網(wǎng)格單元具有網(wǎng)格質(zhì)量好、同部件所需網(wǎng)格數(shù)量更少、計(jì)算結(jié)果精度高和易收斂等優(yōu)點(diǎn)［5］。因此，在網(wǎng)格劃分方法中選擇六面體主導(dǎo)，單元尺寸設(shè)為2 mm，將傳動(dòng)軸總成模型離散化，生成的單元總數(shù)為832 854，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為1 488 060。

1.2 靜扭強(qiáng)度分析

為了讓有限元分析更加符合實(shí)際情況，依據(jù)傳動(dòng)軸臺架試驗(yàn)來進(jìn)行載荷和約束的施加。在傳動(dòng)軸輸入端凸緣叉端面加載額定扭矩10 000 N·m，在另一端凸緣叉端面施加固定約束。在Workbench后處理模塊中求解模型的等效應(yīng)力，整個(gè)總成的最大應(yīng)力發(fā)生在花鍵軸叉軸徑處，為426 MPa。最小安全系數(shù)1.74在軸管端部，如圖2(a)所示。可以通過最小安全系數(shù)求出屈服扭矩，屈服扭矩等于加載額定扭矩的1.74倍，即為17 400 N·m。

圖2 傳動(dòng)軸有限元分析結(jié)果

1.3 扭轉(zhuǎn)疲勞分析

依據(jù)臺架試驗(yàn)，在傳動(dòng)軸輸入端的基準(zhǔn)面加載正弦載荷，其中最小值為0.3倍的額定扭矩和最大值為1倍的額定扭矩。另一端面固定，經(jīng)過求解，總成的壽命最小值出現(xiàn)在凸緣叉上為326 370次，疲勞壽命云圖如圖2(b)所示，高于QC/T 29082—1992《汽車傳動(dòng)軸總成技術(shù)條件》［6］要求的15萬次，也高于企業(yè)內(nèi)部標(biāo)準(zhǔn)25萬次，說明傳動(dòng)軸總成滿足需求。從圖2(b)也可以看出，凸緣叉的大部分位置都有材料富裕的現(xiàn)象，這也能為之后的優(yōu)化改進(jìn)提供參考。

2 試驗(yàn)驗(yàn)證

試驗(yàn)樣品為按照設(shè)計(jì)參數(shù)加工出來的傳動(dòng)軸總成，即與SolidWorks中建立的三維模型保持一致。試驗(yàn)設(shè)備為CRIMS的40 000 N·m扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)臺和CRIMS的30 000 N·m靜扭強(qiáng)度試驗(yàn)臺。

2.1 靜扭強(qiáng)度試驗(yàn)

按照QC/T 523—1999《汽車傳動(dòng)軸總成臺架試驗(yàn)方法》［7］中靜扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度試驗(yàn)的要求，將傳動(dòng)軸總成連接到靜扭強(qiáng)度試驗(yàn)臺上。打開靜扭強(qiáng)度試驗(yàn)軟件，設(shè)置好扭矩加載速度。然后打開控制柜電源，啟動(dòng)水泵、回油泵和子站，設(shè)備會(huì)按一定方向施加逐漸增大的扭矩，檢測裝置能夠自動(dòng)記錄扭矩及其相應(yīng)的扭角，直到傳動(dòng)軸屈服。通過試驗(yàn)系統(tǒng)的計(jì)算分析能夠得出傳動(dòng)軸的屈服扭矩，試驗(yàn)結(jié)果為17 804 N·m，屈服位置在軸管端部，如圖3(a)所示。

圖3 傳動(dòng)軸臺架試驗(yàn)結(jié)果

根據(jù)1.2中的靜扭強(qiáng)度分析和本節(jié)試驗(yàn)得出的屈服扭矩分別為17 400 N·m和17 804 N·m，均高于行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要求的1.5倍額定扭矩。分析與試驗(yàn)得到的屈服扭矩的誤差僅為2.27%，并且通過圖2(a)和圖3(a)的對比可知傳動(dòng)軸的靜扭屈服在相同位置上。有限元分析和試驗(yàn)比較吻合。

2.2 扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)

傳動(dòng)軸的失效大部分都屬于疲勞破壞，疲勞破壞沒有明顯的變形，所以很難在破壞之前發(fā)現(xiàn)［8－9］。按照QC/T 523—1999《汽車傳動(dòng)軸總成臺架試驗(yàn)方法》［7］中扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)的要求，將傳動(dòng)軸總成連接到扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)臺上。打開扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)軟件，設(shè)置好施加扭矩的最小值和最大值，其中最小值為0.3倍的額定扭矩3 000 N·m，最大值為額定扭矩10 000 N·m。然后打開控制柜電源，啟動(dòng)水泵、回油泵和子站，設(shè)備會(huì)通過扭矩施加端施加交變載荷，直到某一最薄弱的零件損壞為止。試驗(yàn)過程中，檢測裝置會(huì)自動(dòng)記錄傳動(dòng)軸發(fā)生疲勞破壞時(shí)施加的載荷周期數(shù)。通過試驗(yàn)，破壞位置在凸緣叉根部發(fā)生，并逐漸向凸緣叉內(nèi)部延伸，如圖3(b)所示。其中破壞周期數(shù)為308 755次。

根據(jù)1.3中的扭轉(zhuǎn)疲勞分析和本節(jié)試驗(yàn)得出的疲勞壽命分別為326 370次和308 755次，能夠滿足行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要求的15萬次和企業(yè)內(nèi)部要求的25萬次。分析與試驗(yàn)得到的疲勞壽命的誤差為5.57%，并且通過圖2(b)和圖3(b)的對比可知傳動(dòng)軸的疲勞破壞在相同位置上，有限元分析和試驗(yàn)比較吻合。

3 結(jié)束語

通過對傳動(dòng)軸總成的有限元分析和臺架試驗(yàn)，說明傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)存在部分區(qū)域有材料富裕的情況，可以進(jìn)行優(yōu)化，從而實(shí)現(xiàn)總成重量更輕、成本更低。同時(shí)也驗(yàn)證了采用ANSYS Workbench在傳動(dòng)軸的靜扭強(qiáng)度和扭轉(zhuǎn)疲勞分析中的可行性，在傳動(dòng)軸研發(fā)過程中可以代替部分試驗(yàn)，從而能夠節(jié)省試驗(yàn)成本，縮短設(shè)計(jì)周期。