橡膠扭轉減振器輪轂的有限元分析及結構改進設計

摘要：利用有限元軟件Abaqus計算了輪轂的應力分布情況，并根據材料的P-S-N曲線預估了輪轂的疲勞壽命。在此基礎上對輪轂的結構進行了改進設計，使得輪轂的最大應力大幅減小。

關鍵詞：橡膠扭轉減振器；有限元；結構改進設計

中圖分類號：U463.342 文獻標志碼：A 文章編號：1005-2550（2012）01-0056-03

The Finite Element Analysis and Structural Improvement

Design of the Hub of Rubber Torsional Damper

WU Chang-bin，XIAO Zu-yu，GAN Xin-gang，TANG Zhao-xia，LIU Ding-bang

（Hubei GuangAo vibration absorber Co. Ltd.，Shiyan 442002，China）

Abstract: The stress distribution of the hub was calculated using the finite element software Abaqus. Then the fatigue life of the hub was estimated according to the material’s P-S-N curves. On this basis，a structural improvement design of the hub was made，which resulted to a significantly reduction of the hub’s maximum stress.

Key words:rubber torsional damper；finite element analysis；structural improvement design.

橡膠扭轉減振器被廣泛應用于汽車發動機中，以減小發動機曲軸在工作過程中的扭轉振動，提高曲軸的疲勞壽命［1，2］。橡膠扭轉減振器通常由輪轂、膠圈和慣量環組成。其中輪轂是減振器和曲軸之間的連接件，將曲軸的運動傳遞給減振器；膠圈可以吸收曲軸的扭振能量，衰減振動。

本文首先分析了減振器輪轂的受力情況，通過在Abaqus中建立輪轂的有限元模型，分析了輪轂的應力分布情況，并根據材料的P-S-N曲線預估了輪轂的疲勞壽命。在此基礎上，對減振器的結構進行了改進設計，并與原結構進行了對比。

1 載荷分析

該減振器的結構如圖1所示，采用的是內置慣量環式的結構。圖1中從左到右依次是輪轂、膠圈和慣量環。輪轂與皮帶輪、曲軸轉速信號盤做成一體，膠圈與慣量環都在輪轂的腔內。膠圈與輪轂和慣量環之間是以粘結的方式連接在一起的。

減振器在工作過程中，輪轂上的皮帶輪作為發動機前端輪系的主動輪，將發動機的功率傳遞給各個附件，包括發動機、水泵、空調壓縮機、冷卻風扇和動力轉向泵等，因此輪轂受到一個交變扭矩的作用。輪轂皮帶輪與其他附件輪之間是通過皮帶來傳遞動力的，所以輪轂還受到皮帶的張力作用。

發動機附件系統的功率見表1，其中皮帶輪的扭矩是用附件系統的總功率P與對應的曲軸轉速n代入下式（1）計算得到的。由表1可知，在曲軸轉速為3 600 r/min左右時輪轂受到的交變扭矩最大，達到85.5 Nm。

T=9 550×P/n（1）

皮帶對輪轂的壓力的示意圖見圖2。附件系統皮帶的安裝預緊力F0為440 N。輪轂皮帶輪的半徑R為0.067 m，當交變扭矩達到最大值時，如果不考慮皮帶夾角的影響，皮帶對輪轂的最大壓力為：

F=2F0+Fd=2×440+85.5/0.067=2156 N（2）

式中：其中F0為皮帶安裝的預緊力；Fd為傳遞扭矩所需的力。

上述載荷分析考慮的是輪轂的穩態載荷，并沒有考慮振動、沖擊等因素的影響。穩態載荷比動態載荷偏小，為了更好的反應實際情況，并預留一定的安全余量，將上述載荷都乘以系數1.8，即最大扭矩為153.9 Nm，最大壓力為3 881 N。

2 輪轂的有限元分析

輪轂作為減振器的主要承力件，極易發生疲勞破壞。如果輪轂結構設計不當，出現了較大的應力集中現象，則輪轂的疲勞壽命可能達不到預定目標。為了分析輪轂的疲勞強度，可以通過有限元分析的方法，計算輪轂在皮帶拉力和扭矩作用下的應力分布情況。然后根據輪轂材料的P-S-N曲線，估計輪轂的疲勞壽命［3］。

在有限元軟件Abaqus中建立的幾何模型如圖3所示，其中信號齒圈部分由于不受力，已經在幾何清理中去除了。為了提高分析精度，模型采用六面體網格，共生成了34 278個單元。輪轂的材料為HT250，其彈性模量為138 GPa，泊松比為0.156。

輪轂是通過中間的三個螺栓安裝在曲軸前端，因此輪轂中間三個螺栓孔的內表面為全約束表面。在輪轂外圈的皮帶輪表面上施加繞輪轂中心軸的153.9 Nm的扭矩和一個平行于輪轂平面的3 881 N的集中力。計算得到的應力云圖見圖4。由圖4可見，最大應力出現在螺栓孔處，達到了128.8 MPa。另外，在中間圓弧過渡處產生了較大的變形，表明輪轂的剛性偏小。

HT200和HT300的P-S-N曲線如圖5所示，圖中的橫坐標為應力循環次數對10的對數，縱坐標為最大應力，95%是存活率［4］。HT250的力學性能介于HT200和HT300之間，因此不妨以HT200的P-S-N曲線對輪轂的疲勞壽命進行保守估計。由HT200的P-S-N曲線可知，128.8 MPa對應的應力循環次數在104級。

3 輪轂結構的改進設計

為了減小輪轂的最大應力，提高其疲勞壽命，對其結構進行了改進設計。新結構采用外置慣量環式，膠圈直接壓入輪轂和慣量環之間，慣量環與皮帶輪做成一體，曲軸轉速齒圈信號盤單獨制造，安裝時直接套裝在螺栓上。改進后的減振器結構見圖6，圖中從左到右依次是信號盤、輪轂、膠圈和慣量環。為了適應膠圈的壓入式結構，輪轂外表面和慣量環內表面中間都有凹槽，從而增大膠圈與輪轂和慣量環之間的摩擦面積，并起一定的軸向定位的作用。

同樣在Abaqus中建立有限元模型，如圖7所示。模型采用六面體網格，共生成了12 696個單元。其材料仍然是HT250，施加同樣的約束條件和載荷條件，計算得到的應力云圖見圖8。由圖8可見，輪轂的最大應力仍然出現在螺栓孔附近，但是其最大應力僅為40.83 MPa，比舊結構減小了68.3%。輪轂變形量也明顯減小。根據圖5中的P-S-N曲線可知，40.83 MPa對應的疲勞壽命趨于無窮大。這表明改進之后的輪轂的疲勞壽命比原結構得到了大幅度的提升。

4 總結

利用有限元軟件Abaqus計算分析了某橡膠減振器輪轂的應力分布情況，并根據材料的P-S-N曲線預測其疲勞壽命。結果表明，輪轂的應力偏大，疲勞壽命偏小。為此，對輪轂的結構進行了改進設計，使得輪轂的最大應力由128.8 MPa減小到40.83 MPa，疲勞壽命也由104級大幅度提高到趨于無窮大。

參考文獻：

［1］ 呂振華，馮振東. 汽車發動機曲軸阻尼式扭振吸振器設計方法探討及應用. 內燃機工程［J］. 1992，13（3）:27-33.

［2］ 上官文斌，牛立志，黃興. 發動機曲軸多級橡膠阻尼式扭轉減振器的設計. 汽車工程［J］. 2007，29（11）:991-994.

［3］ 姚衛星. 結構疲勞壽命分析［M］. 北京: 國防工業出版社，2003.

［4］ 《機械工程材料性能數據手冊》編委會. 機械工程材料性能數據手冊［M］. 北京:機械工業出版社，1994.