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《湖北汽車工業(yè)學院學報》2015年第一期

1軸管和花鍵軸靜力分析

軸管和花鍵軸的材料為40Cr，其彈性模量為210GPa，泊松比為0.3，屈服極限為800MPa。設(shè)計安全系數(shù)要求大于1.5。軸管采用4節(jié)點殼單元，網(wǎng)格尺寸4mm，節(jié)點數(shù)35148個，單元數(shù)35032個。花鍵軸采用10節(jié)點四面體和20節(jié)點六面體分網(wǎng)，大多數(shù)為六面體網(wǎng)格，網(wǎng)格尺寸為4mm，節(jié)點數(shù)72778個，單元數(shù)21914個，如圖5所示。對軸管和花鍵軸的端面施加扭矩，另端施加固定約束，理論解與有限元數(shù)值解很接近。驗證有限元模型是正確的。

傳動軸軸管為空心圓管，長度l為604mm，外徑D為76mm，厚度t為2.5mm。有限元計算結(jié)果與理論解的對比見表1。有限元解與理論解比較接近，有限元計算的安全系數(shù)。花鍵軸最大Mises應(yīng)力為627.5MPa，發(fā)生在加載端部。這是應(yīng)力奇異的體現(xiàn)，因左端作用扭矩，整個凹槽段的應(yīng)力分布應(yīng)較為均勻。凹槽段末端發(fā)生最大Mises應(yīng)力，其值為443.3MPa，如圖6a所示。計算其安全系數(shù)為。符合設(shè)計要求。花鍵軸實心軸段受純剪切，其最大切應(yīng)力為199.8MPa，如圖6b所示。花鍵軸最大周向位移0.336mm，如圖6c所示。該值除以半徑16.25mm得扭轉(zhuǎn)角為0.021rad。

2軸管極限扭矩計算

利用Ansys確定軸管極限扭矩的大致范圍，給結(jié)構(gòu)施加一個稍大的載荷，打開自動荷載步二分法，并進行彈塑性非線性靜力分析，最后計算會因不收斂終止，則倒數(shù)第2個子步對應(yīng)的就是軸管的極限扭矩［5］。繪制扭矩扭轉(zhuǎn)角曲線至極限載荷時，應(yīng)呈水平線。軸管采用理想彈塑性模型，理論計算極限扭矩。施加扭矩大小為10000N•m，分成30個子步加載，經(jīng)過計算后，模型在26個子步時不收斂。

讀取25子步結(jié)果，如圖7所示，軸管已經(jīng)全部屈服，TIME為1對應(yīng)扭矩為10000，TIME為0.978101對應(yīng)扭矩值為極限載荷9781N•m。選擇一個節(jié)點（8716號），查看軸管的周向位移，位移值除以半徑，得到扭轉(zhuǎn)角，繪制其載荷位移曲線，得到曲線如圖8所示，從曲線上可以看出扭轉(zhuǎn)角隨著扭矩的增大而增大，最后隨著扭轉(zhuǎn)角的增大所需要的扭矩不再改變。有限元確定的極限扭矩與理論解相差較小，證明彈塑性模型正確和確定極限扭矩的方法可行。

3結(jié)論

1）輕型車傳動軸總成的十字軸、軸管、花鍵軸線彈性有限元分析結(jié)果表明滿足設(shè)計要求。2）線彈性和彈塑性的理論計算驗證傳動軸結(jié)構(gòu)各零件的有限元模型正確。3）利用有限元法可較為準確地確定結(jié)構(gòu)的極限載荷。

作者：尹長城馬迅楊強單位：湖北汽車工業(yè)學院汽車工程學院