楊毅超，張大可，劉 路

(重慶大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，重慶 400044)

1 引言

汽車驅(qū)動(dòng)盤用于連接汽車發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸和自動(dòng)變速器(AT)的液力變矩器，是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中的重要零部件之一［1］。汽車驅(qū)動(dòng)盤通常由驅(qū)動(dòng)盤盤體和啟動(dòng)齒圈組成，二者通過沿盤體外緣呈圓周對稱分布的偶數(shù)段焊縫相互連接，其基本結(jié)構(gòu)如圖1所示。驅(qū)動(dòng)盤盤體中心孔附近設(shè)計(jì)有與發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸連接的螺栓孔，盤體外圈附近有與液力變矩器連接的螺栓孔，減重孔均布于盤面上，用來減輕盤體質(zhì)量從而降低驅(qū)動(dòng)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，提高傳動(dòng)效率。汽車驅(qū)動(dòng)盤的主要作用為傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩，并在起動(dòng)電機(jī)的帶動(dòng)下起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)。汽車啟動(dòng)時(shí)，起動(dòng)電動(dòng)機(jī)軸上的齒輪驅(qū)動(dòng)啟動(dòng)齒圈，載荷作用于齒圈頂部，通過驅(qū)動(dòng)盤盤體與曲軸的連接起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī);行駛狀態(tài)下，動(dòng)力由發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸傳遞到驅(qū)動(dòng)盤盤體，再由盤體經(jīng)液力變矩器傳出。

某型汽車驅(qū)動(dòng)盤三維實(shí)體結(jié)構(gòu)圖

汽車驅(qū)動(dòng)盤承受的載荷主要是發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩，但其在工作過程中不可避免地承受其他載荷作用。由于與其相關(guān)聯(lián)部件的軸向竄動(dòng)，驅(qū)動(dòng)盤將承受軸向載荷作用，有可能引起疲勞破壞。因此軸向沖擊引起的疲勞是設(shè)計(jì)考量的重要指標(biāo)之一。由于計(jì)算的復(fù)雜性，工程實(shí)際中多是根據(jù)所使用的材料性能從理論上估算驅(qū)動(dòng)盤的疲勞壽命，獲得的結(jié)果精度不高。采用疲勞試驗(yàn)的方法獲得疲勞壽命是較為可靠的方法，但產(chǎn)品開發(fā)周期長，設(shè)計(jì)成本高。因此，對汽車驅(qū)動(dòng)盤進(jìn)行疲勞仿真分析具有很大的實(shí)用價(jià)值。

2 ANSYS有限元軟件疲勞分析的理論基礎(chǔ)

ANSYS疲勞計(jì)算是以ASME鍋爐與壓力容器規(guī)范作為計(jì)算依據(jù)，采用簡化了的彈塑性假設(shè)和Miner累積疲勞準(zhǔn)則來估算零件的疲勞壽命［2］。

2.1 材料的疲勞特性

材料在循環(huán)應(yīng)力或循環(huán)應(yīng)變的作用下，由于某點(diǎn)或某些點(diǎn)產(chǎn)生了局部的永久結(jié)構(gòu)變化，從而在一定的循環(huán)次數(shù)以后形成裂紋或發(fā)生斷裂的過程叫做疲勞［3］。反映材料疲勞強(qiáng)度的特性曲線為S－N曲線，即交變應(yīng)力強(qiáng)度(σmax－σmin)/2和允許循環(huán)次數(shù)的曲線。本驅(qū)動(dòng)盤盤體的材料為QSTE380，其強(qiáng)度極限σb=590 MPa，屈服極限為σs=380 MPa。由于缺乏材料的疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)，本文采用近似方法估計(jì)其S－N曲線，根據(jù)陳傳堯［4］推薦，材料循環(huán)次數(shù) N=103時(shí)，材料疲勞極限為90%σb，N=107時(shí)，材料疲勞極限為50%σb。由式(1)、(2)可得到材料的近似S－N曲線，如圖2所示。

式中:N為材料循環(huán)次數(shù);S為應(yīng)力值;單位為MPa;m和C是與材料、應(yīng)力比、加載方式有關(guān)的參數(shù)。

圖2 材料QSTE380的S－N曲線

2.2 Miner準(zhǔn)則

ANSYS－Fatigue模塊計(jì)算疲勞損傷系數(shù)采用工程上廣泛使用的Miner線性疲勞累積損傷理論。其計(jì)算公式為:

式中:Ni為對應(yīng)于當(dāng)前載荷水平Si的疲勞壽命;n為循環(huán)次數(shù);D為疲勞損傷系數(shù)。

根據(jù)ANSYS計(jì)算出的疲勞損傷系數(shù)來判斷材料是否滿足疲勞強(qiáng)度要求，當(dāng)D＜1時(shí)，認(rèn)為材料不會發(fā)生疲勞破壞，當(dāng)D=1時(shí)，材料處于疲勞臨界狀態(tài)，當(dāng)D＞1時(shí)，認(rèn)為材料已經(jīng)發(fā)生疲勞破壞。

3 基于ANSYS的疲勞分析

3.1 建立有限元模型

3.1.1 建立幾何模型

在汽車驅(qū)動(dòng)盤受到軸向沖擊時(shí)，主要由驅(qū)動(dòng)盤盤體抵抗沖擊，啟動(dòng)齒圈并不參與工作，因此在進(jìn)行疲勞有限元分析時(shí)，模型不含齒圈。該驅(qū)動(dòng)盤盤體由2.5 mm薄鋼板沖壓而成，盤面不在同一個(gè)平面內(nèi)，盤面上開有減重孔和各種螺栓通孔，結(jié)構(gòu)較為簡單，無需對結(jié)構(gòu)做簡化處理。以盤體的中性面為基準(zhǔn)面建立驅(qū)動(dòng)盤盤體的幾何模型，模型如圖3。

3.1.2 材料物理參數(shù)

驅(qū)動(dòng)盤盤體材料為QSTE380，其彈性模量為E=2.06 ×105N/mm2，泊松比 μ =0.29，密度為 ρ=7.8 ×10－6kg/mm3。

3.1.3 單元選擇與網(wǎng)格劃分

由于該驅(qū)動(dòng)盤盤體厚度僅為2.5 mm，受盤體面內(nèi)載荷作用，宜選用SHELL93單元，SHELL93為8節(jié)點(diǎn)彈性殼單元，含有中間節(jié)點(diǎn)，每個(gè)節(jié)點(diǎn)有6個(gè)自由度，即沿節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)系x、y和z方向的平動(dòng)位移和繞各軸的轉(zhuǎn)動(dòng)位移，單元在面內(nèi)各方向具有二次形函數(shù)，能夠很好地模擬盤體的幾何和載荷特征。劃分網(wǎng)格后的有限元模型含有殼單元5703個(gè)，節(jié)點(diǎn)17776個(gè)。

3.1.4 載荷與約束處理

驅(qū)動(dòng)盤與曲軸連接處有6個(gè)螺栓孔，通過卡盤將驅(qū)動(dòng)盤夾緊于曲軸上。當(dāng)螺栓擰緊時(shí)，認(rèn)為盤體螺栓孔所在的圓環(huán)面與曲軸無任何相對運(yùn)動(dòng)。這是保持驅(qū)動(dòng)盤靜定的靜力學(xué)條件。為此將該接觸面積處理為全約束，即約束x、y、z方向的平動(dòng)與轉(zhuǎn)動(dòng)自由度。驅(qū)動(dòng)盤與液力變矩器連接孔為載荷作用處，為模擬驅(qū)動(dòng)盤受到的軸向沖擊，按設(shè)計(jì)參數(shù)，在驅(qū)動(dòng)盤盤體與液力變矩器連接孔分布圓周外施加+/－0.5 mm軸向(Z向)位移載荷。其載荷與約束處理的有限元模型如圖4所示。

圖3 某型驅(qū)動(dòng)盤盤體有限元模型

圖4 某型驅(qū)動(dòng)盤盤體約 束與載荷圖

3.2 靜力分析

分別施加+/－0.5 mm軸向位移載荷時(shí)驅(qū)動(dòng)盤盤體的應(yīng)力分布如圖5、圖6所示，由應(yīng)力云圖可知應(yīng)力最大點(diǎn)的位置均為驅(qū)動(dòng)盤與曲軸連接的螺栓孔附近，同時(shí)也是盤面圓弧曲率發(fā)生變化的位置，最大應(yīng)力值約為269 MPa，遠(yuǎn)小于材料的屈服極限380 MPa，肯定不會發(fā)生盤體結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度破壞，滿足結(jié)構(gòu)的靜強(qiáng)度要求。

圖5 驅(qū)動(dòng)盤承受+0.5 mm 軸向位移載荷應(yīng)力 分布云圖

圖6 驅(qū)動(dòng)盤承受－0.5 mm軸向位移載荷應(yīng)力 分布云圖

3.3 疲勞分析

驅(qū)動(dòng)盤承受單向0.5 mm或－0.5 mm軸向位移載荷時(shí)，沖擊為脈動(dòng)循環(huán)。若承受+0.5 mm軸向位移再接－0.5 mm軸向位移沖擊，則為對稱循環(huán)。這里的疲勞計(jì)算以最不利的對稱循環(huán)應(yīng)力組合進(jìn)行計(jì)算，其應(yīng)力幅值為脈動(dòng)循環(huán)時(shí)的2倍。根據(jù)靜力學(xué)分析結(jié)果，選擇應(yīng)力最大位置的9163號節(jié)點(diǎn)作為疲勞分析對象。設(shè)計(jì)要求驅(qū)動(dòng)盤盤體應(yīng)滿足107次的單向0.5 mm的軸向沖擊。故應(yīng)力循環(huán)次數(shù)設(shè)定為5×106，計(jì)算結(jié)果如圖7，疲勞損傷系數(shù)為0.87029，小于1，能夠滿足疲勞強(qiáng)度要求。

圖7 ANSYS疲勞分析計(jì)算結(jié)果

為了便于設(shè)計(jì)分析，本文將對稱應(yīng)力循環(huán)下，不同軸向沖擊位移值載荷下的疲勞損傷系數(shù)列于表1，由表1可知該型驅(qū)動(dòng)盤盤體在承受+/－0.51 mm軸向沖擊位移載荷時(shí)的疲勞損傷系數(shù)為1.19213，大于1，但考慮到本文采用的是最不利的應(yīng)力循環(huán)方式，可以認(rèn)為該位移值載荷沖擊下，盤體處于疲勞破壞的臨界狀態(tài)。但若沖擊位移大于+/－0.51 mm，則驅(qū)動(dòng)盤將產(chǎn)生疲勞破壞。

表1 不同軸向沖擊位移下的疲勞損傷系數(shù)

4 結(jié)論

本文利用ANSYS軟件建立了某型汽車驅(qū)動(dòng)盤的有限元模型，對驅(qū)動(dòng)盤盤體作了+/－0.5 mm軸向沖擊載荷條件的疲勞仿真分析。分析表明，該盤體滿足結(jié)構(gòu)的靜強(qiáng)度要求，其疲勞損傷系數(shù)為0.8075，滿足疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。同時(shí)，利用原有模型，對其他較大的沖擊載荷作了疲勞仿真對比，獲得該驅(qū)動(dòng)盤不產(chǎn)生疲勞破壞的軸向沖擊極值。采用本文方法可以縮短新產(chǎn)品的設(shè)計(jì)周期，節(jié)約產(chǎn)品開發(fā)成本，為其它零部件的疲勞分析提供了一定參考價(jià)值。

［1］ZHANG Da － ke，WANG Chong，YANG Yi－ chao，et al.The layout optimization for axial stiffness of a flexplate disk with weight and inertial moment constraints［J］.Advan － ced Materials Research，2013(2):630－635.

［2］曾 攀，雷麗萍.基于ANSYS平臺有限元分析手冊［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2010.

［3］李舜酩.機(jī)械疲勞與可靠性設(shè)計(jì)［M］.北京:科學(xué)出版社，2006.

［4］陳傳堯.疲勞與斷裂［M］.武漢:華中科技大學(xué)出版社，2002.