費(fèi)逢宇 權(quán)雙璐

摘 要：本文針對(duì)市場(chǎng)對(duì)變速器匹配緩速器、取力器的要求，方便用戶(hù)拆裝緩速器、取力器，在保證法蘭盤(pán)強(qiáng)度的基礎(chǔ)上，通過(guò)改變法蘭盤(pán)結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上，讓出緩速器、取力器的拆卸空間，方便客戶(hù)加裝緩速器或取力器。

關(guān)鍵詞：法蘭盤(pán);緩速器;取力器;Proe

1 背景描述

變速器原廠(chǎng)裝配液力并聯(lián)緩速器或后取力器，由于法蘭盤(pán)在軸向位置擋住了緩速器（取力器）的位置，需要先裝配液力緩速器（取力器），再用專(zhuān)用工具將變速器法蘭盤(pán)打緊。

主機(jī)廠(chǎng)或售后服務(wù)需要加裝緩速器（取力器），通常沒(méi)有專(zhuān)用工具，無(wú)法拆卸法蘭盤(pán)，導(dǎo)致客戶(hù)無(wú)法加裝緩速器（取力器），售后服務(wù)不方便。因此客戶(hù)要求我們不拆法蘭盤(pán)情況下，能夠方便加裝緩速器（取力器）。

2 法蘭盤(pán)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

2.1 結(jié)構(gòu)構(gòu)思

為了讓出緩速器、取力器的裝配空間，可考慮將法蘭盤(pán)切成豁口，豁口位置對(duì)稱(chēng)，將法蘭盤(pán)固定在變速器上，法蘭盤(pán)的一側(cè)豁口能夠避開(kāi)緩速器，另一側(cè)的豁口能夠避開(kāi)取力器。

改進(jìn)后的法蘭盤(pán)的兩側(cè)開(kāi)設(shè)有兩個(gè)豁口，旋轉(zhuǎn)法蘭盤(pán)，可將緩速器與法蘭盤(pán)的軸向位置讓開(kāi)，此時(shí)不用拆卸法蘭盤(pán)，即可直接將緩速器和取力器拆下或裝上，方便了緩速器和取力器的拆卸，在沒(méi)有專(zhuān)用工具的情況下也能夠進(jìn)行拆卸，提高了工作效率。

2.2 尺寸設(shè)計(jì)

根據(jù)以上想法，為了留出緩速器的裝配空間，需要確定法蘭盤(pán)的豁口尺寸大小，圖3中的豁口太大，會(huì)切去端面齒法蘭盤(pán)的結(jié)合齒，導(dǎo)致法蘭盤(pán)加工困難、降低法蘭盤(pán)的強(qiáng)度，豁口太小，安裝空間不夠。我們采用了Proe三維設(shè)計(jì)及干涉校核。我們將變速器與緩速器裝為一體，通過(guò)調(diào)整法蘭盤(pán)的豁口大小，在三維圖中確定法蘭盤(pán)的豁口X、R大小。

經(jīng)過(guò)多次三維校核，確定法蘭盤(pán)豁口尺寸X=184，R=120，法蘭盤(pán)與液力緩速器的間隙為：7.148。

3 法蘭盤(pán)的CAE分析

考慮到改進(jìn)后的法蘭盤(pán)切去豁口，需要對(duì)比改進(jìn)前后法蘭盤(pán)的靜強(qiáng)度是否有變化。法蘭盤(pán)在使用過(guò)程中與傳動(dòng)軸相連，傳遞扭矩給傳動(dòng)軸。以某變速器為例，三檔速比為9.39，輸入扭矩為2 000 N.m，考慮到安全性，將速比取為10，根據(jù)重型變速器靜扭實(shí)驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)，法蘭盤(pán)所承受的扭矩為60 000 N.m。

為了準(zhǔn)確模擬實(shí)際情況，采用實(shí)體建模，利用PROE得到的法蘭盤(pán)三維模型如圖1所示，對(duì)此三維圖建立有限元模型。對(duì)法蘭盤(pán)和萬(wàn)向節(jié)劃分四面體網(wǎng)格，在嚙合接觸的花鍵處及螺栓孔進(jìn)行細(xì)化，對(duì)應(yīng)的零部件的材料、單元類(lèi)型、單元大小如表1所示。

載荷及邊界條件的施加如圖3所示，豁口法蘭盤(pán)與萬(wàn)向節(jié)以簡(jiǎn)化的螺栓連接，法蘭內(nèi)表面耦合于中心點(diǎn)，并在其上施加繞X軸的扭矩大小為T(mén)=60 000 N.m，同時(shí)將萬(wàn)向節(jié)進(jìn)行全約束，以消除結(jié)構(gòu)的剛體位移。法蘭盤(pán)與萬(wàn)向節(jié)的花鍵齒面建立接觸關(guān)系，以傳遞扭矩。添加螺栓預(yù)緊力29 342 N，其他約束如圖3所示。

本文的關(guān)注點(diǎn)是法蘭盤(pán)切豁口前后的強(qiáng)度變化，對(duì)比切豁口前后法蘭盤(pán)的mises應(yīng)力變化。

對(duì)比兩法蘭盤(pán)的mises應(yīng)力值未切豁口法蘭盤(pán)最大值為653.1MPa，切豁口后法蘭盤(pán)的mises應(yīng)力最大值為

654.8 MPa，二者差別不大，但均超過(guò)45鋼的屈服極限555 MPa，因此切豁口法蘭盤(pán)的靜扭強(qiáng)度安全性還要進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

4 法蘭盤(pán)的靜扭實(shí)驗(yàn)

CAE分析結(jié)果表明法蘭盤(pán)不能滿(mǎn)足使用要求，故有必要對(duì)法蘭盤(pán)做靜扭實(shí)驗(yàn)，為了對(duì)比CAE結(jié)果與實(shí)驗(yàn)的差別，在豁口法蘭盤(pán)應(yīng)力分布較均勻的部位進(jìn)行粘貼應(yīng)變片以測(cè)試靜扭試驗(yàn)時(shí)該部位的應(yīng)力值。

應(yīng)變片粘貼位置如4所示A、B部位?？紤]到法蘭盤(pán)的對(duì)稱(chēng)性，在對(duì)稱(chēng)的另一面同位置也粘貼應(yīng)變片，取其平均值。

改進(jìn)前后的輸出法蘭盤(pán)與副箱主軸一起靜扭，靜扭試驗(yàn)數(shù)據(jù)如表2：

從以上數(shù)據(jù)看出，改進(jìn)前后的法蘭盤(pán)與副箱主軸一起靜扭后，都是副箱主軸斷裂，兩種法蘭盤(pán)均完好，表明兩種法蘭盤(pán)的靜扭強(qiáng)度均大于副箱主軸的靜扭強(qiáng)度。切去豁口法蘭盤(pán)強(qiáng)度沒(méi)有問(wèn)題。

5 法蘭盤(pán)的CAE及實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

試驗(yàn)中加載靜扭54 000 N.m。

主應(yīng)變的計(jì)算公式為：

試驗(yàn)數(shù)據(jù)及計(jì)算值如下表：

取粘貼應(yīng)變片的A部位作為計(jì)算對(duì)象，將模型簡(jiǎn)化為空心軸，根據(jù)圓軸扭轉(zhuǎn)變形特征，圓軸受扭后，其橫截面依然保持平面，其上的各點(diǎn)只能在同一平面內(nèi)轉(zhuǎn)動(dòng)，且橫截面只發(fā)生剛性轉(zhuǎn)動(dòng)。

圓軸受扭轉(zhuǎn)時(shí)橫截面上任意點(diǎn)的切應(yīng)力為：

計(jì)算出A部位橫截面的極慣性矩為1.57×107 mm4，外徑是128 mm，在扭矩54 000 N.m下，此截面扭轉(zhuǎn)的最大切應(yīng)力位于最大半徑處即A處為：

對(duì)有限元模型重新計(jì)算，加載扭矩54 000 N.m，計(jì)算A部位的切應(yīng)力值?？紤]到應(yīng)變片粘貼部位誤差，所以有限元模型取A部位附近的100個(gè)單元，取平均值，用平均值計(jì)算出此處的切應(yīng)力為：

對(duì)于B處，同理統(tǒng)計(jì)出其最大主應(yīng)力和最小主應(yīng)力分別為261 MPa和-96 MPa。

從上表可以看出，對(duì)法蘭盤(pán)進(jìn)行靜扭試驗(yàn)測(cè)出的值可以

計(jì)算出該部位的最大主應(yīng)力和最小主應(yīng)力，從而也可以計(jì)算其切應(yīng)力。對(duì)于A處，有限元計(jì)算出的切應(yīng)力比試驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算出的切應(yīng)力偏大8.53%，比理論值偏大4.1%。B處用有限元計(jì)算的最大主應(yīng)力比試驗(yàn)值偏大1.56%，但最小主應(yīng)力與試驗(yàn)值差距較大。

對(duì)豁口法蘭盤(pán)加載54 000 N.m的扭矩，進(jìn)行有限元計(jì)算，得出切豁口法蘭盤(pán)的mises應(yīng)力值，最大值為598.1 MPa，超過(guò)了45鋼的屈服強(qiáng)度555 MPa。

6 結(jié)論

通過(guò)對(duì)切豁口法蘭盤(pán)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)我們可以總結(jié)出零件的設(shè)計(jì)方法：

（1）通過(guò)Proe找到了豁口法蘭盤(pán)的最優(yōu)尺寸;

（2）采用CAE分析、臺(tái)架實(shí)驗(yàn)、相互驗(yàn)證結(jié)果;

（3）通過(guò)此次試驗(yàn)證明有限元計(jì)算值與試驗(yàn)值很接近，也驗(yàn)證了有限元模型的正確性，對(duì)法蘭盤(pán)靜扭進(jìn)行CAE分析的數(shù)據(jù)有很大參考價(jià)值;

（4）改進(jìn)后的發(fā)蘭盤(pán)已用于客戶(hù)，方便了客戶(hù)的裝配，滿(mǎn)足了客戶(hù)要求。

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