劉從權(quán)，陳照中

（霍邱縣農(nóng)機校，安徽 霍邱 237400）

離合器蓋工作性能的優(yōu)劣直接影響著整個離合器的工作情況和整車傳動系統(tǒng)的使用壽命。根據(jù)材料的強度理論可知，當任何零件的應(yīng)力值達到材料的強度極限或屈服極限時材料就會發(fā)生斷裂破壞或塑性變形，離合器蓋作為一個機械結(jié)構(gòu)件，首先應(yīng)該保證它的結(jié)構(gòu)強度，即離合器蓋在正常工作時，蓋各部分的應(yīng)力值不能超過材料的許用應(yīng)力極限，因此在離合器的設(shè)計過程中對離合器蓋進行強度分析、模態(tài)分析計算是非常必要的。本文采用有限單元法綜合分析離合器蓋的所有結(jié)構(gòu)參數(shù)，全面掌握它們的受力大小、應(yīng)力水平以及變形狀況，蓋的耐久性以及固有模態(tài)頻率，以便為離合器的設(shè)計提供依據(jù)。

1 離合器蓋靜力學

（1）離合器蓋有限元模型。離合器蓋采用的材料為08#鋼，在結(jié)構(gòu)上屬于薄殼結(jié)構(gòu)，中間凸筋面處的結(jié)構(gòu)相對比較簡單，但是四周的螺栓緊固孔處的結(jié)構(gòu)很復雜，因此建立離合器蓋有限元建模時要注意其在結(jié)構(gòu)和工作上的特點，把握網(wǎng)格劃分的精度，力圖保證模型與離合器蓋真實的工作狀態(tài)吻合。計算所用的離合器蓋為沖壓件，由厚度3.0mm的08#鋼沖壓而成，利用UG軟件建立的離合器蓋有限元模型，模型采用10節(jié)點四面體單元，共劃分了29786個單元，60797個節(jié)點。在離合器分離時，離合器蓋主要承受分離軸承傳來的分離力的作用。在離合器蓋的凸筋上加載3300N的壓力，力的方向沿XC方向。其次正確的約束是有限元計算的關(guān)鍵，離合器蓋與飛輪裝配的端面螺釘孔處不能產(chǎn)生軸向移動，故限制這些點的軸向平移自由度，同時在實際的工作過程中，由于有螺栓孔的壓緊力在表面產(chǎn)生的摩擦力的作用，也使得離合器蓋在六個緊固孔處的周向和徑向的移動受到了約束，因此，在對蓋進行有限元約束處理的時候也限制了這些點的周向和徑向平移自由度，如圖1所示：

圖1 離合器蓋有限元模型及加載狀況

（2）離合器蓋靜態(tài)位移及應(yīng)力計算結(jié)果云圖輸出。約束及加載處理后，提交Nastran軟件求解器進行計算處理，讀結(jié)果文件到程序內(nèi)存數(shù)據(jù)庫。在離合器接合狀態(tài)時，蓋的軸向變形會使膜片彈簧的實際變形量減小，從而使膜片彈簧的工作點位置偏離設(shè)計值，造成產(chǎn)品質(zhì)量不能滿足設(shè)計要求，甚至不合格；此外，蓋的變形使膜片彈簧分離指尖部向分離軸承方向移動，使分離軸承與分離指尖部的間隙減小甚至消失，嚴重時造成離合器不能平穩(wěn)傳遞動力，并加速分離軸承的磨損。在離合器分離狀態(tài)時，蓋的變形量會使分離軸承的無效行程增加，由于離合器的分離行程是設(shè)計時給定的，蓋的變形使得有效分離行程減小，造成離合器的壓盤行程過小甚至會產(chǎn)生分離不徹底的現(xiàn)象，因此，要盡量減少其軸向變形。綜上，本次研究中我們最關(guān)心的就是凸筋的軸向位移。通過Nastran后處理功能，得到離合器蓋靜態(tài)軸向位移分布，如圖2所示；離合器蓋靜態(tài)應(yīng)力分布如圖3所示。

圖2 離合器蓋分離工況靜態(tài)軸向位移云圖

圖3 離合器蓋靜態(tài)應(yīng)力云圖

由圖2離合器蓋分離工況靜態(tài)軸向位移云圖可以看出，離合器蓋的軸向位移主要在其頂面，在側(cè)面及螺釘孔附近幾乎沒有位移分布條紋，說明此處基本不產(chǎn)生軸向變形。軸向變形量在內(nèi)圈最大，沿徑向由內(nèi)向外逐漸減小，沿周向變化不大，這也與離合器蓋受力后的實際情況相符。離合器蓋在分離載荷作用下，該處最大軸向位移量為0.468mm。

由圖3可以看出，離合器蓋工作過程中在凸筋處受到3300N的壓力作用下，在離合器蓋開口處部產(chǎn)生應(yīng)力集中，且靜應(yīng)力達到最大值；離合器蓋最大應(yīng)力發(fā)生在這部分的第60757號節(jié)點上，大小為201.4MPa，而材料的許用應(yīng)力為253MPa，節(jié)點應(yīng)力值小于材料的許用應(yīng)力，因此此離合器蓋在設(shè)計上是安全的。

2 離合器蓋模態(tài)分析

根據(jù)離合器蓋材料特性參數(shù)，運用Nastran進行求解，得到離合器蓋模態(tài)分析的結(jié)果。整個模態(tài)分析提取了離合器蓋的前7～12階彈性體模態(tài)（1～6為剛體模態(tài)），模態(tài)頻率分別為324、325、681、766、1007、1008。 圖 4～圖 6 列舉離合器蓋第七階、第十階、第十二階對應(yīng)的彈性模態(tài)變形圖。

圖4 第七階模態(tài)變形圖

圖5 第十階模態(tài)變形圖

圖6 第十二階模態(tài)變形圖

分析結(jié)果顯示，各階模態(tài)下均表現(xiàn)為離合器蓋不同狀態(tài)下的彎曲變形。由于該離合器適用的汽車發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速為6500r/min，因此其危險頻率應(yīng)該在110Hz左右，該頻率低于離合器蓋的固有頻率范圍，因此離合器蓋的設(shè)計是合理的。

3 離合器蓋耐久性分析

離合器蓋的耐久性分析是建立在靜力學分析基礎(chǔ)上的拓展性分析，主要用應(yīng)力圖的形式展現(xiàn)所分析零件的危險疲勞點，為后續(xù)設(shè)計提供理論參考。

3.1 解題參數(shù)設(shè)置

應(yīng)力安全因子：極限強度；應(yīng)力類型：VonMises；疲勞安全因子：無限壽命

疲勞強度因子：(kf)：1.000000；疲勞壽命準則：應(yīng)力壽命；解算方案步驟：Subcase-Static Loads 1；縮放因子：1.000000；循環(huán)次數(shù)：1000000；縮放函數(shù)：半個單位周期。

3.2 結(jié)果顯示

經(jīng)Nastran軟件分析后，離合器蓋的疲勞應(yīng)力云圖如圖7所示。

圖7 離合器蓋疲勞應(yīng)力云圖

由圖可知，離合器蓋的最危險的疲勞點出現(xiàn)在蓋邊緣的21112號節(jié)點處，為提高離合器蓋的使用壽命，在后續(xù)設(shè)計時應(yīng)考慮這一因素。

4 結(jié)語

論文建立了一款離合器蓋的三維有限元模型，并基于有限元模型對離合器蓋進行了靜力學分析和模態(tài)分析，在對離合器蓋分析時，我們關(guān)心的是它的受力凸筋面處在其軸向所產(chǎn)生的位移。研究結(jié)果表明離合器蓋的強度、剛度均符合設(shè)計的要求。經(jīng)安裝約束條件下的模態(tài)分析，得到了離合器蓋前6階彈性模態(tài)變形圖及其固有頻率，為避開發(fā)動機共振點提供了理論設(shè)計依據(jù)。