鳳貝貝

（安徽糧食工程職業(yè)學(xué)院 機電工程系，合肥 230000）

離合器是汽車轉(zhuǎn)動系統(tǒng)中十分重要的部件，在傳統(tǒng)方法的基礎(chǔ)上，進行離合器減震盤軸向壓縮量仿真測試，整個過程主要分為兩個步驟：（1）接合耐久性測試；（2）軸向壓縮耐久性測試。

但是上述操作步驟無法精確反映離合器分離和接合過程中實際運行狀態(tài)[1-2]，所以，需要通過有限元法進行離合器動態(tài)接合和軸向壓縮耐久性仿真實驗測試，全面檢驗汽車離合器減震盤軸向壓縮量仿真測試。

在離合器研發(fā)設(shè)計的過程中，通過理論分析以及相關(guān)專家經(jīng)驗指導(dǎo)是不夠的，還需要進行較為全面且系統(tǒng)的實驗。通過實驗測試結(jié)果驗證離合器成品的可靠性和耐久性。離合器減震盤軸向壓縮量仿真測試是測試離合器性能的重要內(nèi)容[3]，同時也是衡量系統(tǒng)好壞的一項重要技術(shù)，是產(chǎn)品綜合測評不可獲取的重要環(huán)節(jié)。雖然現(xiàn)階段已經(jīng)取得了較為顯著的研究成果，但是仍然無法滿足現(xiàn)階段的發(fā)展需求。為此，提出一種汽車離合器減震盤軸向壓縮量仿真測試方法。測試結(jié)果表明，所提方法具有較強的有效性和實用性。

1 LS-DYNA計算方法

在不需要考慮慣性效應(yīng)的情況下，t+tΔ隱式時間積分下的計算位移可以表示為公式(1)的形式：

由于摩擦片撞擊飛輪的整個過程屬于非線性分析，具體通過線性逼近取得，同時在分析的過程中需要將其轉(zhuǎn)換為非線性剛度矩陣[4-6]。

利用式(2)給出顯示時間積分的表達形式：

通過式(3)計算不同節(jié)點的速度，即：

同時，為了確保結(jié)果的準確性，LS-DYNA理論中需要加入步長積分法，各個時間段的積分步長判定依據(jù)為網(wǎng)絡(luò)最小單元[7]。但是由于積分步長的取值偏低，所以只能夠用于解決各種瞬態(tài)問題，在大量的實驗測試中，摩擦片和飛輪的105數(shù)量級撞擊過程中的每一次撞擊即為瞬態(tài)過程。同時，針對于海量的數(shù)據(jù)節(jié)點，采用傳統(tǒng)方法計算較為復(fù)雜，所以采用LS-DYNA有限元方法對汽車離合器減震盤軸向壓縮量進行測試。

2 基于 LS-DYNA的汽車離合器減震盤軸向壓縮量仿真試驗

2.1 汽車離合器減震盤參數(shù)設(shè)定

減震盤是汽車離合器中十分重要的傳動機件，主要包括動盤本體、摩擦片、從動盤盤轂；它們的主要作用是當其被夾在壓盤和飛輪兩者之間時，能夠形成摩擦力和傳遞動力。制定減震盤采用動盤鋼片，在中心位置和從動盤進行連接[8-9]，方便變速器共同旋轉(zhuǎn)，同時能夠?qū)⑵渥鳛檩S進行移動。

汽車離合器摩擦片包含兩個不同性能的參數(shù)，即β和α；兩個尺寸參數(shù)為D和d；一個摩擦片厚度b。β代表離合器的后備系數(shù)，將其設(shè)定離合器能夠傳遞的最大摩擦力和發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速之比，β的取值必須大于1。后備系數(shù)是汽車離合器中一個十分重要的參數(shù)，通過后備參數(shù)取值的大小能夠判定汽車發(fā)動機矩陣的可信程度。

其中，β的取值需要重點考慮以下方面的條件：

（1）需要設(shè)計安全可靠的傳遞發(fā)動機最大矩陣，其中β的取值不宜過大。

（2）為了減低傳動系過載[10]，確保操作的安全性，β的取值不宜過大。

（3）當發(fā)動機的后備功率過大使用性能較為優(yōu)越時，β的取值需要較小一些。

（4）當汽車的總質(zhì)量過大時，β的取值應(yīng)該較大一些。

（5）當發(fā)動機的缸數(shù)越多且轉(zhuǎn)矩波動越小，β的取值可以選取小一些。

綜合分析上述條件，當β=1.5時為最佳的離合器摩擦片的后備系數(shù)，這樣不僅能夠確保離合器工作的穩(wěn)定性，同時還能夠有效降低采購成本。

摩擦片外徑通過以下公式進行計算：

式中，KD代表直徑系數(shù)，由于車種的直徑次數(shù)取值不同，需要結(jié)合車種類型設(shè)定直徑系數(shù)。

設(shè)定cT為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩上增加的安全系數(shù)，即：

式中，Tmax代表發(fā)動機的最大矩陣。

離合器是減震器置于離合器從動盤中的彈性阻尼式扭矩減震器[11-12]，主要作用是在汽車動力系統(tǒng)中加入低剛度環(huán)節(jié)，同時加入適當?shù)淖枘?，最終實現(xiàn)隔離發(fā)動機的目的。

汽車離合器減震盤的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦原件之間的摩擦矩陣是兩個十分重要的功能參數(shù)，由于減震盤的類型不同，所以在實際研究的過程中，還需要考慮極限轉(zhuǎn)矩、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩等。

為了在汽車離合器發(fā)動的過程中最大限度地進行消振，需要選取最佳的阻尼摩擦矩陣[13]，通常情況下約束條件為

汽車離合器中的扭轉(zhuǎn)矩陣彈簧是整個實驗測試過程中十分重要的彈性元件，成品離合器的螺旋彈簧通常情況下選取圓柱螺旋彈簧。本文采用LS-DYNA有限元分析，將全部待分析的工件設(shè)定為剛性元件，則彈簧對應(yīng)的曲度系數(shù)可以表示為

彈簧的自振頻率為

2.2 基于參數(shù)構(gòu)建三維結(jié)構(gòu)模型

由于離合器減震盤需要在超速機上進行超速破壞試驗，因此需通過試驗全面檢測汽車離合器減震盤的抗破壞能力[14-15]。

基于參數(shù)設(shè)置情況，將8節(jié)點6面體作為基本單元，在映射的過程中，通過位移函數(shù)和對應(yīng)幾何形狀的描述獲取統(tǒng)一的形狀函數(shù)，同時要確保節(jié)點數(shù)量一致。將它的局部坐標原點放置在單元軸上，由于坐標軸的方向和直角坐標放置在相同的單元上，坐標軸和直角坐標軸兩者方向一致，所以局部坐標和直角坐標間的關(guān)系為

坐標變換式為

應(yīng)變和位移兩者間的關(guān)系為

則汽車離合器減震盤三維結(jié)構(gòu)模型的幾何矩陣表示為

對汽車離合器減震盤軸向壓縮量仿真測試，最主要的工作是通過參數(shù)進行三維建模，根據(jù)構(gòu)建的模型的幾何矩陣，采用CATIA繪制方式進行摩擦離合器減震盤建模，建模完成后，進行裝配以及存儲，為后續(xù)的分析奠定堅實的基礎(chǔ)。

利用CATIA軟件構(gòu)建的汽車離合器減震盤三維結(jié)構(gòu)模型如圖1所示。

圖1 汽車離合器減震盤三維結(jié)構(gòu)模型

2.3 三維模型的LS-DYNA有限元實驗分析

將CATIA所繪制的汽車離合器減震盤三維模型導(dǎo)入到LS-DYNA軟件中，整個操作環(huán)節(jié)設(shè)定為第一步，同時還需要檢測模型中是否存在較小的面以及連接線段等。

在LS-DYNA有限元分析中，需首先針對未進行分析的物理性質(zhì)以及相關(guān)材料進行參數(shù)設(shè)定，具體物理性質(zhì)如表1所示。

表1 離合器減震盤主要構(gòu)件的物理性質(zhì)

當完成前面的操作后，主要對模型基礎(chǔ)面進行定義，針對多個接觸面進行設(shè)定，考慮離合器的實際運行狀態(tài)，將接觸算法設(shè)定為MPC算法。此外還需對單元節(jié)點進行約束和加載。完成模擬實驗前期的處理后，基于LS-DYNA軟件進行計算，經(jīng)過求解就可以獲取離合器減震盤的有限元分析結(jié)果。

有限元實驗分析結(jié)果顯示：

（1）局部最大尺寸變形量為0.224 mm。

（2）內(nèi)應(yīng)力最大值為200 MPa。在離合器減震盤總成中，超速會導(dǎo)致最大應(yīng)力同時發(fā)生在從動盤以及減震盤的各個連接單元內(nèi)，當減震盤的局部應(yīng)力達到200 MPa時，安全系數(shù)為1.80，說明安全系數(shù)是合理的。測試結(jié)果顯示，在合理的尺寸范圍內(nèi)，需要增加圓角，同時降低摩擦發(fā)生的概率，并且將連接單元的最大應(yīng)力控制在145 MPa內(nèi)。另外，在工藝條件允許的條件下，能夠?qū)p震盤進行調(diào)制條件，全面提升零件的屈服極限，同時確保汽車離合器達到使用標準。

（3）摩擦離合器減震盤中的各個部件的極限變形尺寸和最大應(yīng)力如表2所示。

表2 不同部件最大變形尺寸和最大應(yīng)力

通過仿真實驗測試結(jié)果可知，摩擦片的強度偏低，所以以下重點針對摩擦片的強度進行分析以及校驗。

摩擦片屬于高摩阻的復(fù)合材料，結(jié)合平均應(yīng)力理論，將摩擦片經(jīng)過打磨形成薄圓板。摩擦片微元dm在離心力合力F的作用下，當圓板和截面K-K上的平均拉應(yīng)力對稱時，如果截面發(fā)生斷裂，則微元離心力在F方向上的分力計算式為則半圓的離心合力F為

由于減震盤和摩擦片兩者之間的鉚接，導(dǎo)致鉚釘孔數(shù)量增加，截面面積減少，在相同的破壞條件下，明顯拉斷力F能夠有效降低F1。

所以帶鉚釘?shù)哪Σ疗瑪嗔艳D(zhuǎn)速可以表示為以下的形式：

在離合器減震盤總成中，摩擦片需要通過鉚釘孔裝配到離合器減振盤中，獲取對應(yīng)的極限轉(zhuǎn)速。

2.4 離合器減振盤軸向壓縮量試驗分析

汽車離合器核心部件是減震盤，它的軸向壓縮向量是評價汽車構(gòu)造中十分重要的指標，行業(yè)標準是在汽車離合器高速旋轉(zhuǎn)的情況下進行測試，當汽車發(fā)動機高速運轉(zhuǎn)時，如果負荷取值偏低，則供油量會增加，汽車的速度也會隨之增加。同時，只有符合超速旋轉(zhuǎn)條件并且未損壞的離合器才是合格產(chǎn)品。

離合器減振盤中耐高速的試驗條件如表3所示。

表3 離合器減振盤器件的耐高速試驗條件

汽車離合器的耐高速試驗結(jié)果如表4所示。

表4 汽車離合器耐高速試驗結(jié)果

基于上述分析可知，本文使用的離合器為合格狀態(tài)，在這一結(jié)論支持下對離合器減振盤軸向壓縮量進行測試分析，基于LS-DYNA軟件選取關(guān)鍵節(jié)點并進行處理，生成壓縮變形幅頻圖，并輸出仿真模擬結(jié)果，軟件模擬界面如圖2所示。

圖2 軟件模擬界面

模擬生成的壓縮變形幅頻圖如圖3所示。

圖3 壓縮變形幅頻圖

分析圖3壓縮變形幅頻圖可知，離合器減振盤軸向壓縮量變化范圍在0.020～0.203 mm之間，根據(jù)2.3節(jié)三維模型的LS-DYNA有限元實驗分析結(jié)果，局部最大尺寸變形量為0.224 mm可知，本實驗仿真測試的形變結(jié)果處于理想結(jié)果范圍內(nèi)，且幅頻變化曲線波動較為平穩(wěn)，由此驗證了本文通過LS-DYNA有限元軟件測試汽車離合器減振盤軸向壓縮量的有效性及穩(wěn)定性。

3 結(jié)束語

本文通過重點汽車離合器減震盤軸向壓縮量進行仿真測試，主要取得了以下幾方面的結(jié)論：（1）在滿足相關(guān)需求的基礎(chǔ)上，設(shè)定合理的參數(shù)?？赏ㄟ^LS-DYNA有限元軟件對汽車離合器減振盤進行軸向壓縮量進行測試，（2）通過仿真實驗測試表明，所提方法具有較好的有效性及穩(wěn)定性，完全滿足實際需求，為汽車離合器減振盤的選取和設(shè)計提供一定的理論依據(jù)。