李 亮，王永國，翁曉明

碟形彈簧載荷與應(yīng)力特性的有限元分析

李 亮，王永國，翁曉明

（南京邦奇自動變速箱有限公司 研發(fā)中心，江蘇 南京 210038）

利用ANSYS Workbench和彈塑性材料模型對碟形彈簧的載荷-位移特性和應(yīng)力-位移特性進行了有限元分析，并與A-L法的理論解進行了對比。在此基礎(chǔ)上，研究了不同的齒槽圓角和齒槽寬度對載荷-位移和應(yīng)力-位移特性的影響。分析結(jié)果表明，在塑性變形階段，有限元分析結(jié)果與A-L法的理論值差異較大。相對于A-L法，有限元法與實測值更加吻合。增大齒槽圓角會使載荷增加，增大齒槽寬度會使載荷減小。不同的齒槽圓角和齒槽寬度都會對碟簧截面四個角點的主應(yīng)力有一定的影響，這為碟形彈簧的設(shè)計提供了理論依據(jù)。

碟形彈簧；有限元分析；載荷-位移特性；應(yīng)力-位移特性

碟形彈簧由于占用空間小、形狀可調(diào)性強、成本低等特點，應(yīng)用于汽車自動變速箱或混動變速箱的濕式離合器中，為濕式離合器活塞提供準確的預(yù)緊載荷和復(fù)位載荷。為了保證濕式離合器的接合平順性和耐久性，在設(shè)計初期階段就首先需要對碟形彈簧進行載荷-位移特性和應(yīng)力-位移特性的精確計算。

對碟簧的設(shè)計和計算常采用近似計算法和數(shù)值計算法[1]。近似計算法由于假設(shè)較多，計算結(jié)果和實驗值存在一定的誤差[2]。碟形彈簧載荷和應(yīng)力的近似理論計算普遍采用A-L法。A-L法假設(shè)碟形彈簧的材料具有完全彈性，沒有考慮材料塑性對其載荷和應(yīng)力的影響，也沒有考慮齒槽幾何參數(shù)（齒槽寬度、齒槽圓角）的影響。

利用有限元法來求解碟形彈簧是一種十分有效的數(shù)值計算方法?；跀?shù)值模擬的普通碟簧的力學(xué)性能研究已有一定的基礎(chǔ)[1]，但是公開發(fā)表的研究碟形彈簧彈塑性力學(xué)特性和齒槽幾何參數(shù)影響的有限元分析論文很少。

本文基于ANSYS Workbench和彈塑性材料模型，對碟形彈簧進行了有限元計算，得出了載荷-位移和應(yīng)力-位移特性曲線，并與A-L法的理論解進行了對比。在此基礎(chǔ)上，進一步研究了齒槽幾何參數(shù)（齒槽寬度、齒槽圓角）對其載荷-位移特性和應(yīng)力-位移特性的影響，為碟形彈簧的有限元計算和設(shè)計提供了指導(dǎo)和參考。

1 碟形彈簧的A-L法

A-L法于1936年提出，采用假設(shè)進行簡化分析，利用板殼理論推導(dǎo)代數(shù)方程，得出理論解。

在A-L法采用以下列假設(shè)[3]：

1）碟形彈簧的矩形截面繞其中性點轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)角與變形量之間的關(guān)系是線性的，矩形截面本身也沒有變形；

2）碟形彈簧的載荷和支反力均勻分布在內(nèi)圓周和外圓周上，且不考慮與上、下支撐面之間的滑動摩擦；

3）碟形彈簧材料是線彈性體，具有完全彈性，應(yīng)力-應(yīng)變關(guān)系符合虎克定律，沒有塑性變形；

4）受載變形時，碟形彈簧與上、下支撐面的接觸點保持不變。

圖1為碟形彈簧截面示意圖。式（1）為碟形彈簧的載荷-變形公式（A-L式）[4]。A-L式形式簡單，便于計算。

圖1 碟形彈簧的矩形截面

式中，為軸向載荷；為外徑；為內(nèi)徑；為厚度；為變形量；為泊松比；0為內(nèi)截錐高度。

2 幾何參數(shù)

圖2為一個碟形彈簧尺寸示意圖，由碟簧部分A和舌片部分B組成。材料為65 Mn，厚度為0.7 mm，內(nèi)徑圓周表面上的舌片之間開有24個均布的徑向槽，齒槽圓角為R1，齒槽寬度為5.7 mm。

圖2 碟形彈簧的幾何參數(shù)

3 有限元分析

3.1 網(wǎng)格劃分

離散后的裝配體模型如圖3所示。為了保證計算精度并減小計算規(guī)模，采用1/24圓周循環(huán)對稱的三維模型。碟形彈簧兩側(cè)的旋轉(zhuǎn)對稱面網(wǎng)格單元為匹配控制。單元尺寸為0.15 mm，類型為Hex20，節(jié)點數(shù)為155 492。為了準確地得到碟形彈簧自身的載荷-位移特性，定義上、下支撐面的實體均為剛體。

圖3 網(wǎng)格劃分結(jié)果

3.2 應(yīng)力-應(yīng)變關(guān)系

碟形彈簧在工作時，其局部材料會進入塑性區(qū)，要準確地計算碟簧在工作過程中的應(yīng)力，需要對其展開彈塑性分析[5]。彈性階段為線性的應(yīng)力-應(yīng)變關(guān)系，彈性模量為212 000 MPa，泊松比為0.3，屈服強度為1 500 MPa。塑性階段的應(yīng)力-應(yīng)變關(guān)系采用雙線性隨動強化模型，屈服后的強化模量為2 500 MPa。

3.3 邊界條件

對上支撐面施加方向的位移，約束其他方向的自由度。約束下支撐面所有方向的自由度。

為了與A-L法的假設(shè)保持一致，定義碟形彈簧的上、下支撐面均為無摩擦接觸。接觸方程為增廣拉格朗日乘子法。為保證收斂性，經(jīng)初步試算后，確定上、下支撐面的法向剛度系數(shù)均取為0.1。

3.4 載荷-位移特性

求解后提取支反力，圖4顯示了載荷與位移之間的關(guān)系。

圖4 載荷-位移特性曲線

相對于A-L法，有限元法與實測值更加吻合，誤差最大為3.3%。有限元法載荷計算值和實測值要比A-L法要小，差值隨著位移量的增大而逐漸增大。比如：在位移為2 mm時，A-L法與實測值之間的差值為59 N，而在位移為0.8 mm，差值達到了104 N。兩者差異增大的主要原因是A-L法假設(shè)材料是線彈性體，沒有考慮塑性變形的影響。

3.5 應(yīng)力-位移特性

如圖5所示，選取位于碟簧區(qū)域的循環(huán)對稱截面上的4個角點，并定義為I、II、III、IV。點I和點II分別對應(yīng)碟簧區(qū)域內(nèi)徑的上、下緣，點III和點IV對應(yīng)碟簧區(qū)域外徑的下、上緣。

圖5 碟簧區(qū)域的4個角點

求解后提取的各個角點主應(yīng)力如圖6所示，實線為各點的有限元法計算結(jié)果，虛線為對應(yīng)各點的A-L法計算結(jié)果。正的應(yīng)力值代表拉應(yīng)力，負的應(yīng)力值代表壓應(yīng)力。由圖6可以看出：I點受壓，而III點受拉，有限元法得出的主應(yīng)力絕對值要小于A-L法。對于有限元法，這兩處角點在進入塑性區(qū)域后，位移量持續(xù)增加，但應(yīng)力值幾乎保持不變，與A-L法的應(yīng)力差值越來越大。II點先受壓再受拉，而IV點先受拉再受壓，這兩處角點隨著位移量的增加，有限元法和A-L法的應(yīng)力差值趨于穩(wěn)定。

圖6 應(yīng)力-位移特性曲線

4 齒槽參數(shù)的影響

齒槽參數(shù)包括齒槽圓角和齒槽寬度。通過有限元法研究齒槽參數(shù)對其載荷和應(yīng)力的影響。

4.1 齒槽圓角的影響

圖7顯示了齒槽圓角分別為R0.5、R1、R1.5（其他參數(shù)相同）時的載荷-位移特性曲線。

圖7 不同齒槽圓角的載荷-位移特性曲線

由圖7可以得出：齒槽圓角越大，載荷越大。這是因為增大齒槽圓角可以增加結(jié)構(gòu)剛度，在相同的位移下，載荷會隨之增大。

圖8顯示了齒槽圓角分別為R0.5、R1、R1.5（其他參數(shù)相同）時的應(yīng)力-位移特性曲線。

圖8 不同齒槽圓角的應(yīng)力-位移特性曲線

由圖8可以得出：增大齒槽圓角會使角點I的壓應(yīng)力絕對值和角點III的拉應(yīng)力增加，但這兩處角點在進入塑性區(qū)域后，主應(yīng)力值趨于相同。對于角點II，增大齒槽圓角會使其壓應(yīng)力絕對值增加，拉應(yīng)力減小。對于角點IV，則與之相反。對于角點II和IV，隨著位移量增加，不同齒槽圓角相互之間的應(yīng)力差值趨于穩(wěn)定。

4.2 齒槽寬度的影響

圖9顯示了齒槽寬度分別為4.7 mm、5.7 mm、6.7 mm（其他參數(shù)相同）時的載荷-位移特性曲線。

由圖9可以得出：齒槽寬度越大，載荷越小。這是因為增大齒槽寬度會減小結(jié)構(gòu)剛度，在相同的位移下，載荷會隨之變小。

圖9 不同齒槽寬度的載荷-位移特性曲線

圖10顯示了齒槽寬度分別為4.7 mm、5.7 mm、6.7 mm（其他參數(shù)相同）時的應(yīng)力-位移特性曲線。

圖10 不同齒槽寬度的應(yīng)力-位移特性曲線

由圖10可以得出：增大齒槽寬度會使角點I的壓應(yīng)力絕對值和角點III的拉應(yīng)力減小，但這兩處角點在進入塑性區(qū)域后，主應(yīng)力值趨于相同。對于角點II，增大齒槽寬度會使其壓應(yīng)力絕對值減小，拉應(yīng)力增加。對于角點IV，則與之相反。對于角點II和IV，隨著位移量增加，不同齒槽寬度相互之間的應(yīng)力差值趨于穩(wěn)定。

5 結(jié)論

通過碟形彈簧的有限元分析對比了有限元計算與A-L法的差異，分析了不同齒槽圓角和齒槽寬度對載荷和應(yīng)力-位移特性的影響。得出以下結(jié)論：

1）相對于A-L法，有限元分析得出的載荷值與實際更吻合；

2）在塑性變形階段，有限元法得出的載荷值和應(yīng)力值與A-L法的理論值差異較大；

3）增大齒槽圓角會使載荷增加。不同的齒槽圓角會對碟簧截面4個角點的主應(yīng)力有一定的影響；

4）增大齒槽寬度會使載荷減小。不同的齒槽寬度會對碟簧截面4個角點的主應(yīng)力有一定的影響。

[1] 張少軍,趙思巖,朱冬梅,等.碟簧力學(xué)性能試驗及仿真分析[J].湖南大學(xué)學(xué)報:自然科學(xué)版,2018,45(4): 64-73.

[2] 王英浩,李文斌,王川云,等.基于有限元的航天器用碟形彈簧優(yōu)化設(shè)計[J].導(dǎo)彈與航天運載技術(shù),2013 (6):51-55.

[3] 林世裕.膜片彈簧與碟形彈簧離合器的設(shè)計與制造[M].南京:東南大學(xué)出版社,1995:25.

[4] 全國彈簧標準化技術(shù)委員會.碟形彈簧:GB/T 1972—2005[S].北京:中國國家標準化管理委員會,2005.

[5] 廖日東,左正興.飛行器結(jié)構(gòu)分離碟形彈簧大位移彈塑性有限元分析[J].兵工學(xué)報,2006,27(4):702-707.

Finite Element Analysis on Load and Stress Characteristics of Disc Spring

LI Liang, WANG Yongguo, WENG Xiaoming

( Department of Research and Development,Nanjing Punch Powertrain Company Limited, Nanjing 210038, China )

The load-displacement and stress-displacement characteristics of disc spring are analysed by using ANSYS Workbench and elastoplastic material models,and compared with the theoretical results of the A-L method. On this basis, the effects of different slot fillets and slot widths on load-displacement and stress-displacement characteristics are studied.The analysis results show that in the plastic deformation stage, the finite element analysis results are quite different from the theoretical values of the A-L method. Compared with the A-L method, the finite element method is more consistent with the measured values. Increasing the slot fillet increases the load, and increasing the slot width decreases the load. Different slot fillets and slot widths will have a certain influence on the principal stresses at the four corner points of the disc spring section. This provides a theoretical basis for the design of disc springs.

Disc spring;Finite element analysis;Load-displacement characteristic;Stress-displace- ment characteristic

U462

A

1671-7988(2023)10-144-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.010.030

李亮（1984—），男，碩士，工程師，研究方向為自動變速箱開發(fā)，E-mail:victor.li@punchpowertrain.com。