汽车零部件扭转疲劳试验系统设计与分析

汽车零部件扭转疲劳试验系统设计与分析

吴少兵  ,王喻  ,何雄

湖北省机电研究设计院  湖北  武汉 430200

摘要：为了解决试验设备功能的单一性，而提出的研发针对轻、中型桥类、轴类等汽车零部件产品的扭转疲劳试验系统项目。利用现有设备条件，设计扭转疲劳试验台系统，解决设备只能做垂直疲劳试验的问题，提高了设备的利用率，完成产品扭转疲劳试验项目的要求。

关键词：垂直 扭转 力学分析 有限元分析 装配

1引言

随着汽车行业的飞速发展，汽车的设计承载能力逐渐加强，同时对传动系统相关部件的性能要求也会相应提高。为了保障汽车的安全、舒适、高效，对汽车零部件的可靠性检测项目有着严格要求。除了对桥类、轴类、杆类等产品做垂直疲劳检测外，同时还要求对类似产品做扭转疲劳检测。为了满足产品的试验要求，而提出设计汽车零部件扭转试验台项目，实现输出8000N・m的疲劳扭矩。

2整体机构与工作原理

2.1工作原理（如图1所示）：

将疲劳试验机输出的脉动垂直试验力通过压杆作用在圆轴的径向力臂上，从而使圆轴产生扭转，并传递到汽车零部件上，产生扭转疲劳，实现力的转化为扭矩。

2.2 整体机构（如图2所示）：

工作过程：扭转疲劳试验台主要机构为花键轴与花键轴套。在试验时，试验机脉动器与载荷定位盘接触，通过压杆传递脉动垂直试验力作用在花键套力臂上，通过花键轴传动扭矩。试验产品一端通过花键套法兰盘工装与花键轴联接，另一端与固定后支座联接，形成闭环装置。疲劳试验机按照试验要求的频率输出脉动试验力，呈周期性转化为力矩，达到扭转疲劳试验的目的。

3 设计方案

1选择材料、确定许用切应力、剪切弹性模量、许用扭转角等设计参数；

2根据现场情况及项目要求，初步确定试验台整体外形尺寸及圆轴的最小直径。使用材料力学数学模型对花键轴进行了强度及刚度进行计算验证；

3应用三维建模Creo/Simulate模块，对花键套进行应力、位移有限元分析，得出应力和位移云图，确定其强度及刚度达到设计要求；

4使用三维建模Creo软件对试验台的各个零部件进行设计及装配；

5采用不同扭矩要求的汽车零部件产品进行实际试验，验证扭矩试验台整体的强度安全可靠，试验数据准确，能够满足产品的试验条件要求。

4、花键轴的设计与分析

设计要求：实现输出扭矩Tmax=8000N・m，强度及刚度满足使用安全要求。

圆轴选用材料45#钢，许用切应力=60MPa；剪切弹性模量G=80GPa；

许用扭转角取值：=1.0°/m。

4.1圆轴直径D的选定

4.1.1圆轴的扭转强度计算：

⑴ 扭转强度条件为：   即：

式中： —许用切应力；

Wt—抗扭截面系数， ；

         Tmax—计算许可载荷。

⑵ 扭转强度条件的应用：

① 已知T、D和 时，校核强度：；

② 已知T和时， 设计截面：；

③ 已知D和 时，确定载荷：。

⑶ 作圆轴的扭矩图（如图3所示）：

Tmax=8000N・m

⑷ 圆轴的扭转强度条件为：

D≥0.0879m=87.9mm

4.1.2 圆轴的扭转刚度计算

⑴ 扭转刚度条件为：单位长度的扭转角不超过某一许用值。

即：

式中：—圆轴的抗扭刚度，它反映了圆轴抵抗扭转变形的能力；

其中

⑵ 扭转刚度条件的应用：

①已知T、D和 时，校核刚度：

② 已知T和 时，设计截面：

③已知D和 时，确定许可载荷：

⑶ 扭转刚度条件为：，其中

根据圆轴的强度与刚度直径的初步计算，结合考虑与其配合使用的单列向心球轴承224型轴承，最后确定圆轴最小直径：Dmin=90mm。

4.1.3 圆轴扭转强度的校核：=a<

（满足扭转强度条件）

4.1.4 圆轴的扭转刚度的校核：

（满足刚度条件）

经过对圆轴的扭转强度及刚度进行校核，结果均满足其强度、刚度条件，证明圆轴的设计是安全的。

4.2 花键轴的选用

4.2.1 综合考虑圆轴直径的选定及试验台的尺寸，查GB/T1144-2001《矩形花键尺寸》标准，确定花键的规格：（如图4所示）

大端矩形花键：10×112h7×125a11×18h10；

小端矩形花键：10×92h7×102a11×14h10

4.2.2 花键联接的强度校核

4.2.2.1 矩形花键联接的失效形式为工作面被压溃（静联接），其强度条件为：

 ，N/mm2

式中： —各齿载荷不均系数，一般取 =0.7～0.8；

Z—花键齿数；

—花键齿侧面的工作高度，mm，，此处的D和d分别为花键轴的外径和内径，C为倒角；

—花键平均半径，mm；；

—齿的工作长度，mm；设计为140mm；

—许用挤压应力，N/mm2。

4.2.2.2 矩形花键联接强度校核

静联接：校核挤压应力。查表，许用挤压应力取值：=100～140 N/mm2

大端矩形花键：

小端矩形花键：

（矩形花键联接满足强度要求）

5 花键套的设计与分析

5.1花键套设计

内花键套与花键轴大端相配合，查GB/T1144-2001《矩形花键尺寸》标准，

选用矩形内花键规格：10×112H7×125H10×18H11；

力臂长度确定:内花键套中心到力点距离定为150mm。（如图5所示）

5.2 静力学分析

采用Creo软件中的Creo Simulate模块对花键套进行静力学分析。静力学分析用于计算载荷作用于结构或部件上引起的位移、应力、应变和力等(惯性和阻尼效应载荷除外)的变化，静力学分析施加的载荷包括外部施加的作用力和压力、稳态的惯性力、位移载荷、温度载荷。

矩形花键套材料选用40Cr，查手册可知：40Cr的弹性模量、泊松比、密度、屈服强度、抗拉强度如表1所示。

表1  矩形花键套材料属性

5.2.1 模型分析设置

（1）在Creo软件中打开Creo Simulate界面，进入机构分析模块。

（2）进行材料分配。

（3）约束和载荷。因花键轴套传递扭力到花键轴上，花键轴与产品形成闭环传递扭矩，所以对花键轴套的花键部位定义为约束。在3D模型中曲面上选择力臂上表面，在模型上表面草绘出压块的区域，完成零件的理想化设置。完全符合设计的实际加载区域。如图6所示。

（4）对距轴套中心150mm处的平面上施加垂直向下的力，载荷定义为-53.4kN。

5.2.2分析和研究模型。

⑴ 调用分析和研究模块，插入应力，旋转、反作用力、最大剪切变形等定义设置，进行分析求解。

（2）获取分析结果。花键套的等效应力云图，如图7所示

花键套的位移云图。如图8所示

5.2.3 结论

（1） 从图7等效应力云图可以看出，最大等效应力为426.4MPa，小于材料屈服强度785MPa；图8位移云图，位移最大变形量为0.08mm。内花键套能够满足强度、刚度的设计要求。

（2）花键联接强度在花键轴设计中已进行静联接的挤压应力校核，能够满足强度要求，在此内花键的联接强度就不再累述了。

6 扭转试验台装配图

6.1装配分解图。如图9、图10所示

6.2装配分解图。如图25所示

7 试验验证效果

7.1 使用杠杆力臂方式对试验台进行校准。试验台精确度等级达到0.5级。扭矩校准结果如表2所示。

表2 扭矩校准结果

7.2 采用不同产品在扭转试验台上进行扭转疲劳试验验证。如图11所示。

7.3 扭转试验验证结果：均能完成产品标准要求的扭转疲劳寿命限值。最大扭矩可达到11000 N・m。试验台各结构部件均未出现变形，断裂等失效及异常现象，扭矩较设计值提高了37%。

8 结语

完成了扭转疲劳试验台花键轴和花键轴套的设计，对整体试验台进行了装配及分解。使用材料力学模型对花键轴进行了强度及刚度计算验证；应用三维建模Creo/Simulate模块对花键轴套进行有限元分析，得出了应力和位移云图。花键轴、花键轴套强度及刚度均满足设计使用要求。

    扭转疲劳试验台实现了输出8000N・m的疲劳扭矩的设计目标，试验台安装调试方便，运行稳定，输出试验扭矩准确。能够满足汽车零部件试验标准中对试验设备条件的要求，达到使用预期效果，提高了设备的利用率。

参加文献：

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