基于實測路譜的動力總成殼體疲勞壽命預測

翟文濤，崔勇奎，李瑞

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

前言

有限元分析方法在汽車方案設計中應用的越來越廣泛。因其周期短、成本低的優點，有限元分析方法已經成為汽車零部件方案設計的重要環節。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計時，需要對方案進行疲勞壽命的預測，為產品的開發提供設計參考。

本文進行研究的是國內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。在進行結構輕量化設計過程中，將原方案的灰鑄鐵更換為壓鑄鋁材料。材料的物理參數存在較大的差異，因此需要對輕量化結構進行有限元計算分析，本文將進行該結構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　采集設備及試驗路況

載荷譜是進行疲勞分析的基礎，因此準確地采集路譜信息尤為重要。本文采用 EDAQ多通道數采儀、Crossbow CXL10GP3型三向加速度傳感器和Somat EASE數據后處理軟件進行數據采集和處理。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號環道，環道長約為6km，其中有效強化路段約5km。車速根據汽車試驗場可靠性路各典型路段的規定進行路面信號數據采集。

圖1　傳感器布置位置

表1　試驗場路面信息

1.2　試驗數據處理

采集到的數據經過整理后，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　疲勞壽命預測

疲勞壽命預測一般流程見圖 3，對幾何模型進行單位載荷應力分析、設置材料參數并輸入載荷譜信息，進行相對應的疲勞壽命分析計算，最終得到疲勞壽命分布云圖及相應的數值。

圖3　疲勞壽命預測流程框圖

2.1　單位載荷應力計算

2.1.1材料參數設定

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，參考已有文獻相關類似結構的邊界條件及載荷施加方法[3]，將飛輪殼與發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單位載荷應力結果

進行疲勞仿真前需計算結構的單位載荷應力分布，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聯。單位載荷靜應力施加后的應力分布見圖4。

圖4　單位載荷作用應力分布云圖

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

根據材料的物理參數，在nCode材料中進行設定，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（標準試件）的疲勞極限稱之為材料的疲勞極限。工程實際中的構件，截面尺寸、形狀和表面加工質量、工作環境等于標準試件存在區別，這些因素的影響，會明顯降低疲勞極限的數值，因此在進行疲勞計算時，不能直接應用材料的疲勞極限，需要考慮上述中的一些主要因素，確定構件的疲勞極限[4]。

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

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

2.2.2平均應力修正

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

一般情況下，通過經驗公式描述應力幅與平均應力的關系。其中，Goodman曲線和Gerber曲線應用最為廣泛，見圖6。可以看出，采用Goodman方法比Gerber方法更加保守，本文采用Goodman修正平均應力，見圖7。

圖6　Goodman和Gerber兩種曲線

圖7　nCode中采用Goodman修正平均應力

2.3　疲勞壽命預測結果分析

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，最小壽命出現在飛輪殼右下方筋的根部，為9526個循環。計算輸入的載荷譜信息對應的為試驗道路的情況為：每一個載荷譜循環對應試驗路5公里。因此計算結果相當于海南試驗路47630km里程，根據試驗要求，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構的可行性，同時也驗證了有限元疲勞壽命預測的準確性。

圖9　各節點疲勞壽命情況表圖

圖8　疲勞壽命仿真結果

3　結論

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，得到了預期的效果，找到疲勞壽命最為薄弱的位置，并且分析出結構方案可以達到設計要求的疲勞壽命。

隨著有限元分析在汽車行業應用越來越廣泛，對分析準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.機械設計手冊（第五版）[M].北京:化學工業出版社,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測與研究[D].吉林大學碩士論文,2012.

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

[5] 范平清. MB_1新型客車轉向架構架的疲勞分析[J].試驗技術與試驗機,2006:16.