本站小編為你精心準備了輕型車傳動軸總成的有限元分析參考范文，愿這些范文能點燃您思維的火花，激發您的寫作靈感。歡迎深入閱讀并收藏。

《湖北汽車工業學院學報》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。設計安全系數要求大于1.5。軸管采用4節點殼單元，網格尺寸4mm，節點數35148個，單元數35032個。花鍵軸采用10節點四面體和20節點六面體分網，大多數為六面體網格，網格尺寸為4mm，節點數72778個，單元數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。花鍵軸最大Mises應力為627.5MPa，發生在加載端部。這是應力奇異的體現，因左端作用扭矩，整個凹槽段的應力分布應較為均勻。凹槽段末端發生最大Mises應力，其值為443.3MPa，如圖6a所示。計算其安全系數為。符合設計要求。花鍵軸實心軸段受純剪切，其最大切應力為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，給結構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，則倒數第2個子步對應的就是軸管的極限扭矩［5］。繪制扭矩扭轉角曲線至極限載荷時，應呈水平線。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，經過計算后，模型在26個子步時不收斂。

讀取25子步結果，如圖7所示，軸管已經全部屈服，TIME為1對應扭矩為10000，TIME為0.978101對應扭矩值為極限載荷9781N•m。選擇一個節點（8716號），查看軸管的周向位移，位移值除以半徑，得到扭轉角，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角隨著扭矩的增大而增大，最后隨著扭轉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果表明滿足設計要求。2）線彈性和彈塑性的理論計算驗證傳動軸結構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構的極限載荷。

作者：尹長城馬迅楊強單位：湖北汽車工業學院汽車工程學院