某型汽車驅動盤軸向沖擊疲勞計算分析*

楊毅超，張大可，劉 路

(重慶大學機械工程學院，重慶 400044)

1 引言

汽車驅動盤用于連接汽車發動機曲軸和自動變速器(AT)的液力變矩器，是汽車傳動系統中的重要零部件之一［1］。汽車驅動盤通常由驅動盤盤體和啟動齒圈組成，二者通過沿盤體外緣呈圓周對稱分布的偶數段焊縫相互連接，其基本結構如圖1所示。驅動盤盤體中心孔附近設計有與發動機曲軸連接的螺栓孔，盤體外圈附近有與液力變矩器連接的螺栓孔，減重孔均布于盤面上，用來減輕盤體質量從而降低驅動盤的轉動慣量，提高傳動效率。汽車驅動盤的主要作用為傳遞發動機扭矩，并在起動電機的帶動下起動發動機。汽車啟動時，起動電動機軸上的齒輪驅動啟動齒圈，載荷作用于齒圈頂部，通過驅動盤盤體與曲軸的連接起動發動機;行駛狀態下，動力由發動機曲軸傳遞到驅動盤盤體，再由盤體經液力變矩器傳出。

某型汽車驅動盤三維實體結構圖

汽車驅動盤承受的載荷主要是發動機扭矩，但其在工作過程中不可避免地承受其他載荷作用。由于與其相關聯部件的軸向竄動，驅動盤將承受軸向載荷作用，有可能引起疲勞破壞。因此軸向沖擊引起的疲勞是設計考量的重要指標之一。由于計算的復雜性，工程實際中多是根據所使用的材料性能從理論上估算驅動盤的疲勞壽命，獲得的結果精度不高。采用疲勞試驗的方法獲得疲勞壽命是較為可靠的方法，但產品開發周期長，設計成本高。因此，對汽車驅動盤進行疲勞仿真分析具有很大的實用價值。

2 ANSYS有限元軟件疲勞分析的理論基礎

ANSYS疲勞計算是以ASME鍋爐與壓力容器規范作為計算依據，采用簡化了的彈塑性假設和Miner累積疲勞準則來估算零件的疲勞壽命［2］。

2.1 材料的疲勞特性

材料在循環應力或循環應變的作用下，由于某點或某些點產生了局部的永久結構變化，從而在一定的循環次數以后形成裂紋或發生斷裂的過程叫做疲勞［3］。反映材料疲勞強度的特性曲線為S－N曲線，即交變應力強度(σmax－σmin)/2和允許循環次數的曲線。本驅動盤盤體的材料為QSTE380，其強度極限σb=590 MPa，屈服極限為σs=380 MPa。由于缺乏材料的疲勞試驗數據，本文采用近似方法估計其S－N曲線，根據陳傳堯［4］推薦，材料循環次數 N=103時，材料疲勞極限為90%σb，N=107時，材料疲勞極限為50%σb。由式(1)、(2)可得到材料的近似S－N曲線，如圖2所示。

式中:N為材料循環次數;S為應力值;單位為MPa;m和C是與材料、應力比、加載方式有關的參數。

圖2 材料QSTE380的S－N曲線

2.2 Miner準則

ANSYS－Fatigue模塊計算疲勞損傷系數采用工程上廣泛使用的Miner線性疲勞累積損傷理論。其計算公式為:

式中:Ni為對應于當前載荷水平Si的疲勞壽命;n為循環次數;D為疲勞損傷系數。

根據ANSYS計算出的疲勞損傷系數來判斷材料是否滿足疲勞強度要求，當D＜1時，認為材料不會發生疲勞破壞，當D=1時，材料處于疲勞臨界狀態，當D＞1時，認為材料已經發生疲勞破壞。

3 基于ANSYS的疲勞分析

3.1 建立有限元模型

3.1.1 建立幾何模型

在汽車驅動盤受到軸向沖擊時，主要由驅動盤盤體抵抗沖擊，啟動齒圈并不參與工作，因此在進行疲勞有限元分析時，模型不含齒圈。該驅動盤盤體由2.5 mm薄鋼板沖壓而成，盤面不在同一個平面內，盤面上開有減重孔和各種螺栓通孔，結構較為簡單，無需對結構做簡化處理。以盤體的中性面為基準面建立驅動盤盤體的幾何模型，模型如圖3。

3.1.2 材料物理參數

驅動盤盤體材料為QSTE380，其彈性模量為E=2.06 ×105N/mm2，泊松比 μ =0.29，密度為 ρ=7.8 ×10－6kg/mm3。

3.1.3 單元選擇與網格劃分

由于該驅動盤盤體厚度僅為2.5 mm，受盤體面內載荷作用，宜選用SHELL93單元，SHELL93為8節點彈性殼單元，含有中間節點，每個節點有6個自由度，即沿節點坐標系x、y和z方向的平動位移和繞各軸的轉動位移，單元在面內各方向具有二次形函數，能夠很好地模擬盤體的幾何和載荷特征。劃分網格后的有限元模型含有殼單元5703個，節點17776個。

3.1.4 載荷與約束處理

驅動盤與曲軸連接處有6個螺栓孔，通過卡盤將驅動盤夾緊于曲軸上。當螺栓擰緊時，認為盤體螺栓孔所在的圓環面與曲軸無任何相對運動。這是保持驅動盤靜定的靜力學條件。為此將該接觸面積處理為全約束，即約束x、y、z方向的平動與轉動自由度。驅動盤與液力變矩器連接孔為載荷作用處，為模擬驅動盤受到的軸向沖擊，按設計參數，在驅動盤盤體與液力變矩器連接孔分布圓周外施加+/－0.5 mm軸向(Z向)位移載荷。其載荷與約束處理的有限元模型如圖4所示。

圖3 某型驅動盤盤體有限元模型

圖4 某型驅動盤盤體約 束與載荷圖

3.2 靜力分析

分別施加+/－0.5 mm軸向位移載荷時驅動盤盤體的應力分布如圖5、圖6所示，由應力云圖可知應力最大點的位置均為驅動盤與曲軸連接的螺栓孔附近，同時也是盤面圓弧曲率發生變化的位置，最大應力值約為269 MPa，遠小于材料的屈服極限380 MPa，肯定不會發生盤體結構的強度破壞，滿足結構的靜強度要求。

圖5 驅動盤承受+0.5 mm 軸向位移載荷應力 分布云圖

圖6 驅動盤承受－0.5 mm軸向位移載荷應力 分布云圖

3.3 疲勞分析

驅動盤承受單向0.5 mm或－0.5 mm軸向位移載荷時，沖擊為脈動循環。若承受+0.5 mm軸向位移再接－0.5 mm軸向位移沖擊，則為對稱循環。這里的疲勞計算以最不利的對稱循環應力組合進行計算，其應力幅值為脈動循環時的2倍。根據靜力學分析結果，選擇應力最大位置的9163號節點作為疲勞分析對象。設計要求驅動盤盤體應滿足107次的單向0.5 mm的軸向沖擊。故應力循環次數設定為5×106，計算結果如圖7，疲勞損傷系數為0.87029，小于1，能夠滿足疲勞強度要求。

圖7 ANSYS疲勞分析計算結果

為了便于設計分析，本文將對稱應力循環下，不同軸向沖擊位移值載荷下的疲勞損傷系數列于表1，由表1可知該型驅動盤盤體在承受+/－0.51 mm軸向沖擊位移載荷時的疲勞損傷系數為1.19213，大于1，但考慮到本文采用的是最不利的應力循環方式，可以認為該位移值載荷沖擊下，盤體處于疲勞破壞的臨界狀態。但若沖擊位移大于+/－0.51 mm，則驅動盤將產生疲勞破壞。

表1 不同軸向沖擊位移下的疲勞損傷系數

4 結論

本文利用ANSYS軟件建立了某型汽車驅動盤的有限元模型，對驅動盤盤體作了+/－0.5 mm軸向沖擊載荷條件的疲勞仿真分析。分析表明，該盤體滿足結構的靜強度要求，其疲勞損傷系數為0.8075，滿足疲勞強度設計要求。同時，利用原有模型，對其他較大的沖擊載荷作了疲勞仿真對比，獲得該驅動盤不產生疲勞破壞的軸向沖擊極值。采用本文方法可以縮短新產品的設計周期，節約產品開發成本，為其它零部件的疲勞分析提供了一定參考價值。

［1］ZHANG Da － ke，WANG Chong，YANG Yi－ chao，et al.The layout optimization for axial stiffness of a flexplate disk with weight and inertial moment constraints［J］.Advan － ced Materials Research，2013(2):630－635.

［2］曾 攀，雷麗萍.基于ANSYS平臺有限元分析手冊［M］.北京:機械工業出版社，2010.

［3］李舜酩.機械疲勞與可靠性設計［M］.北京:科學出版社，2006.

［4］陳傳堯.疲勞與斷裂［M］.武漢:華中科技大學出版社，2002.