車用液力緩速器關(guān)鍵部件設(shè)計(jì)與有限元分析

王奎洋，陳 炯，唐金花

（江蘇理工學(xué)院汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 常州 213001）

車用液力緩速器關(guān)鍵部件設(shè)計(jì)與有限元分析

王奎洋，陳 炯，唐金花

（江蘇理工學(xué)院汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 常州 213001）

基于液力緩速器樣機(jī)與選配車型，利用相似設(shè)計(jì)法對液力緩速器關(guān)鍵部件進(jìn)行參數(shù)設(shè)計(jì)，包括動輪、定輪的循環(huán)圓內(nèi)徑、外徑、葉片數(shù)、葉片厚度及葉片傾角等；運(yùn)用CATIA軟件對液力緩速器關(guān)鍵部件進(jìn)行三維建模與虛擬裝配，并運(yùn)用ANSYS軟件對葉片進(jìn)行強(qiáng)度分析和模態(tài)分析。結(jié)果表明：所設(shè)計(jì)的葉片能滿足強(qiáng)度要求和避免共振，所設(shè)計(jì)的液力緩速器滿足匹配車輛性能與安裝要求，為液力緩速器的相關(guān)設(shè)計(jì)研究提供了參考依據(jù)。

液力緩速器；參數(shù)設(shè)計(jì)；應(yīng)力分析；模態(tài)分析

0 引 言

車輛長時(shí)間持續(xù)制動、高強(qiáng)度制動或頻繁制動時(shí)，由于行車制動器無法及時(shí)將熱量釋放到大氣中，制動器溫度大幅升高，使其摩擦因數(shù)下降、磨損程度加重，出現(xiàn)制動效能部分甚至全部損失的危險(xiǎn)和熱衰退現(xiàn)象[1]。液力緩速器能夠有效分流制動器的負(fù)荷，提高制動安全性能，延長制動器使用壽命，降低車輛使用成本，是中重型車輛輔助制動裝置的發(fā)展趨勢[2-3]。目前，我國對液力緩速器設(shè)計(jì)理論的研究明顯滯后，產(chǎn)品研發(fā)能力較為薄弱，還未形成定量化的理論來指導(dǎo)液力緩速器及其控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與開發(fā)。

液力緩速器作為液力耦合器的一種派生類型，其關(guān)鍵部件是動輪與定輪。動輪、定輪的結(jié)構(gòu)尺寸及葉片的傾角和數(shù)量是液力緩速器設(shè)計(jì)的主要方面。本文在充分了解液力緩速器相關(guān)理論的基礎(chǔ)上，運(yùn)用相似設(shè)計(jì)法，結(jié)合某一車型的具體參數(shù)要求，對液力緩速器進(jìn)行了主體參數(shù)設(shè)計(jì)，利用CATIA軟件對液力緩速器進(jìn)行了三維建模與虛擬裝配，并運(yùn)用ANSYS軟件對葉片進(jìn)行了強(qiáng)度和模態(tài)分析。

1 液力緩速器的參數(shù)設(shè)計(jì)

1.1 液力緩速器數(shù)值計(jì)算方法

常用的液力緩速器設(shè)計(jì)方法有理論設(shè)計(jì)法、相似設(shè)計(jì)法、統(tǒng)計(jì)經(jīng)驗(yàn)法和反求設(shè)計(jì)法等[4]，其中，相似設(shè)計(jì)法最為簡單；因此，本文選取相似設(shè)計(jì)法對液力緩速器關(guān)鍵部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。相似設(shè)計(jì)方法是指在較為成熟的液力緩速器的基礎(chǔ)上，根據(jù)相似理論對液力緩速器進(jìn)行設(shè)計(jì)的方法。根據(jù)不同制動力矩的要求，利用相似原理計(jì)算液力緩速器的循環(huán)圓內(nèi)外直徑，并根據(jù)內(nèi)外徑之比（即相似比）對樣機(jī)相應(yīng)參數(shù)進(jìn)行放大或者縮小。

1.2 液力緩速器關(guān)鍵部件參數(shù)確定

運(yùn)用相似設(shè)計(jì)法對成熟的液力緩速器樣機(jī)進(jìn)行放大或者縮小設(shè)計(jì)。本文選取福伊特R133-2型液力緩速器作為樣機(jī)，選取一汽解放CA1313P7K2L11T4型卡車作為匹配車型，設(shè)計(jì)適合該車使用的液力緩速器的關(guān)鍵部件主要參數(shù)。

相似設(shè)計(jì)方法的主要設(shè)計(jì)步驟如下：

1）選型。在分析國內(nèi)外現(xiàn)有各種類型液力緩速器的基礎(chǔ)上，選取適合所選車型的液力緩速器產(chǎn)品作為樣機(jī)，獲得該液力緩速器在全充注量時(shí)的原始特性。本次設(shè)計(jì)選取德國VOITH公司生產(chǎn)的R133-2型液力緩速器作為樣機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)。該型號液力緩速器具有尺寸小、質(zhì)量輕、制動力矩大和便于安裝等優(yōu)點(diǎn)[5]。

2）根據(jù)選定的液力緩速器樣機(jī)，計(jì)算出所需設(shè)計(jì)的液力緩速器有效循環(huán)圓內(nèi)外徑的值。

該液力緩速器在充液率為100%時(shí)的輔助制動力矩特性曲線如圖1所示，由曲線可知，在動輪轉(zhuǎn)速n約為1200r/min時(shí)，該液力緩速器所能產(chǎn)生的最大制動力矩TMmax為3 950 N·m，其動輪最高轉(zhuǎn)速為2800r/min。該液力緩速器的總體質(zhì)量為85kg，工作腔容積為9.5L，采用的液壓油為CF-4型發(fā)動機(jī)潤滑油，油液密度ρ為860kg/m3，油液運(yùn)動黏度ν為12mm2/s，動輪和定輪的相關(guān)參數(shù)如表1所示。

該液力緩速器的最大力矩的制動系數(shù)為

由于新液力緩速器是按照R133-2型液力緩速器進(jìn)行相似設(shè)計(jì)得來，所以其最大制動力矩系數(shù)與原樣機(jī)相等。本設(shè)計(jì)所選取的車型為一汽解放CA1313P7K2L11T4卡車，其最大速比為一擋的5.864。該變速器的最大輸入扭矩TMmax約為685N·m，所以變速器所能承受的最大扭矩為

表1 福伊特R133-2型液力緩速器動輪和定輪相關(guān)參數(shù)

在液力緩速器工作時(shí)，由于變速器輸出軸與液力緩速器連接動輪的中間軸相連，所以變速器也要承受來自液力緩速器因輔助制動而產(chǎn)生的緩速力矩。在發(fā)動機(jī)和液力緩速器同時(shí)配合制動時(shí)，還應(yīng)考慮到發(fā)動機(jī)制動扭矩、變速器從輸出軸到輸入軸的速比以及變速器所要求的扭矩安全系數(shù)；所以，與所選緩速器相匹配的液力緩速器最大制動扭矩不能達(dá)到上述值，應(yīng)該小于變速器所能承受的最大扭矩。根據(jù)發(fā)動機(jī)在制動時(shí)的制動扭矩大小、變速器從輸出軸到輸入軸的速比和所要求的變速器扭矩余量，可以取所要求設(shè)計(jì)的液力緩速器的最大緩速力矩TSmax約為3000N·m。根據(jù)相似原理，該最大扭矩也是在液力緩速器動輪轉(zhuǎn)速n為1200r/min時(shí)獲得的。

根據(jù)相似設(shè)計(jì)原理，所設(shè)計(jì)的新液力緩速器樣機(jī)的循環(huán)圓直徑D為

因?yàn)樵瓨訖C(jī)的循環(huán)圓內(nèi)徑為168 mm，外徑為293mm，所以其循環(huán)圓內(nèi)、外徑的比值為

由于相似設(shè)計(jì)的液力緩速器的循環(huán)圓內(nèi)外徑比值與原樣機(jī)一致，所以設(shè)計(jì)所得液力緩速器的循環(huán)圓內(nèi)徑ds為

根據(jù)相似設(shè)計(jì)的原理，葉片的傾角和楔角等參數(shù)都與原樣機(jī)相同，不需要做任何改變，而其它結(jié)構(gòu)幾何尺寸參數(shù)則要通過原樣機(jī)的尺寸與相似比例常數(shù)共同確定。

3）根據(jù)原樣機(jī)液力緩速器循環(huán)圓的直徑DM和新設(shè)計(jì)液力緩速器的循環(huán)圓直徑Ds，求出相似設(shè)計(jì)的相似比例常數(shù)C。

4）根據(jù)相似比例常數(shù)C和原樣機(jī)的相應(yīng)尺寸結(jié)構(gòu)參數(shù)，可求出所設(shè)計(jì)液力緩速器的主要參數(shù)，如表2所示。

表2 液力緩速器部分設(shè)計(jì)參數(shù)

1.3 液力緩速器的三維建模與虛擬裝配

根據(jù)所設(shè)計(jì)的參數(shù)，運(yùn)用軟件CATIA V5建立液力緩速器的三維模型，主要針對液力緩速器關(guān)鍵零部件——動輪、定輪、后殼、前殼及中間軸完成三維設(shè)計(jì)建模，并對所設(shè)計(jì)的模型進(jìn)行虛擬裝配。

2 液力緩速器的有限元分析

2.1 應(yīng)力分析

由于液力緩速器高速制動時(shí)，動輪葉片隨傳動軸高速旋轉(zhuǎn)并帶動工作腔內(nèi)的工作油液對固定于箱體的定輪葉片產(chǎn)生很大的表面沖擊。如果工作輪載荷超出所選用材料的強(qiáng)度極限，液力緩速器高速制動時(shí)容易導(dǎo)致葉片斷裂，存在安全隱患，所以對葉片進(jìn)行強(qiáng)度分析是液力緩速器選材的前提[6-7]。

借助CATIA與ANSYS的數(shù)據(jù)接口，將葉片模型導(dǎo)入ANSYS生成有限元模型，為了防止因局部造型的復(fù)雜而導(dǎo)致網(wǎng)格劃分的失敗，對模型做了局部的簡化修正；在ANSYS中采用solid95實(shí)體單元，該液力緩速器選用ZGD410-620鑄鋼，其彈性模量為175 GPa，泊松比為0.3，密度為7 850 kg/m3。劃分網(wǎng)格時(shí)重點(diǎn)對葉片承載面進(jìn)行局部網(wǎng)格細(xì)化，共生成8997個節(jié)點(diǎn)和4682個單元，在有限元模型的周期切割面上施加周期對稱約束，并在輪轂處施加全約束。液力緩速器工作時(shí)，液壓油在封閉的工作腔內(nèi)高速旋轉(zhuǎn)，在很高的離心力作用下對葉片的工作面產(chǎn)生壓力載荷。將該離心力寫成與半徑有關(guān)的載荷函數(shù)施加到葉片上，分析設(shè)定葉片的轉(zhuǎn)速為2800r/min時(shí)的穩(wěn)定工況。在ANSYS分析軟件的通用后處理模塊中，獲得有限元模型的結(jié)構(gòu)變形情況和等效應(yīng)力分布情況，分別如圖2和圖3所示。

圖2 葉片的結(jié)構(gòu)變形圖

圖3 葉片的等效應(yīng)力云圖

由圖2可以看出，在壓力載荷作用下，葉片發(fā)生了一定的變形，最大位移為0.559mm；由圖3等效應(yīng)力云圖可知，葉片的最高等效應(yīng)力達(dá)380MPa，最高等效應(yīng)力位于葉片和外環(huán)殼體的根部，此部位最容易產(chǎn)生應(yīng)力集中，有限元模型強(qiáng)度分析結(jié)果與真實(shí)情況基本符合。根據(jù)GB/T 14408——2014《一般工程與結(jié)構(gòu)用低合金鋼件》，ZGD 410-620鑄鋼的強(qiáng)度極限為620 MPa，強(qiáng)度安全系數(shù)為4.0。由此可以得出該葉片的應(yīng)力集中和位移量都在允許范圍內(nèi)，符合葉片強(qiáng)度要求，從而保證緩速器在最高轉(zhuǎn)速下穩(wěn)定可靠的力學(xué)性能。

2.2 模態(tài)分析

液力緩速器工作時(shí)，油液在工作腔流道中的流動是不可壓縮的三維不穩(wěn)定復(fù)雜流動，流動規(guī)律難以準(zhǔn)確測量[8]。工作狀態(tài)下，不僅其內(nèi)部能量轉(zhuǎn)換和工作油液的流動狀態(tài)極其復(fù)雜，而且還承受來自路面激勵和發(fā)動機(jī)及傳動系統(tǒng)的高頻振動，所以有必要對液力緩速器進(jìn)行模態(tài)分析，求得各階振型的固有頻率，驗(yàn)證所設(shè)計(jì)的液力緩速器葉片工作時(shí)能否避免共振。

圖4 模態(tài)振型圖

圖4為液力緩速器葉片的第2、6階模態(tài)振型圖。由模態(tài)分析可知，第1階振型為外環(huán)及葉片沿液力緩速器基準(zhǔn)軸向前振動，振動固有頻率為2.120 3 Hz，最大變形量為0.571 mm；第2階振型為外環(huán)及葉片沿葉片向后俯仰振動，振動固有頻率為7.110 2 Hz，最大變形量為0.948 mm；第3階振型為外環(huán)及葉片沿外環(huán)腰鼓前后俯仰振動，振動固有頻率為8.050 1 Hz，最大變形量為0.641 mm；第4階振型為外環(huán)及葉片沿葉片內(nèi)外兩側(cè)擺振，振動固有頻率為8.4032 Hz，最大變形量為0.974mm；第5階振型同3階振型相似沿外環(huán)腰鼓左右擺振，振動固有頻率為9.168 7 Hz，最大變形量為0.528 mm；第6階振型沿葉片前后擺振，振動固有頻率為9.5706Hz，最大變形量為0.949mm。液力緩速器作為高速制動輔助裝置，其一般工作轉(zhuǎn)速范圍為600～3000r/min，對應(yīng)的固有振動頻率范圍為10～50Hz，高于模態(tài)分析各階振型的固有頻率，從而在工作狀態(tài)下能夠避免共振的發(fā)生，因此所設(shè)計(jì)的葉片能有效降低振動。

3 結(jié)束語

采用相似理論法，設(shè)計(jì)出適用于一汽解放CA1313P7K2L11T4卡車的新型液力緩速器，用CATIA軟件對所設(shè)計(jì)的液力緩速器進(jìn)行了三維建模與虛擬裝配。利用ANSYS軟件，根據(jù)壓力分布函數(shù)對液力緩速器葉片的有限元模型進(jìn)行加載，對葉片進(jìn)行了強(qiáng)度分析和模態(tài)分析。分析結(jié)果表明所設(shè)計(jì)的新型液力緩速器的葉片符合強(qiáng)度要求而且在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)能夠避免共振。該設(shè)計(jì)方法為液力緩速器的相關(guān)設(shè)計(jì)研究提供了參考依據(jù)。

[1]余志生.汽車?yán)碚揫M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2011：77-90.

[2]何仁.汽車輔助制動裝置[M].北京：化學(xué)化工出版社，2005：133-135.

[3]黃榕清，吳磊，邵建華.汽車液力緩速器的原理及應(yīng)用[J].汽車電器，2006（11）：6-8.

[4]李濤.車用電控液力緩速器現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法研究[D].長春：吉林大學(xué)，2006.

[5]吳修義.德國福伊特（VOITH）液力緩速器[J].汽車與配件，2005（33）：30-33.

[6]過學(xué)迅，梁榮亮，陳見.基于ANSYS的車輛液力緩速器葉片強(qiáng)度分析及模態(tài)分析[J].武漢理工大學(xué)學(xué)報(bào)：交通科學(xué)與工程版，2010，34（1）：68-71.

[7]嚴(yán)軍，何仁.液力緩速器葉片變角度的緩速性能分析[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2009（4）：206-209，226.

[8]何仁，嚴(yán)軍，魯明.液力緩速器三維數(shù)值模擬及性能預(yù)測[J].汽車工程，2009，31（3）：250-252.

Design and finite element analysis of automotive hydraulic retarder’s key components

WANG Kui-yang，CHEN Jiong，TANG Jin-hua
（School of Automobile and Traffic Engineering，Jiangsu University of Technology，Changzhou 213001，China）

The parameters of hydraulic retarder’s key components，including the inner diameter and outer diameter of driving wheel and fixed wheel，the number of blades，the thickness of blade，the angle of blade and so on，were designed based on the prototype of hydraulic retarder and matching vehicle，using the design method on similarity theory.3D modeling and virtual assembly of hydraulic retarder’s key components were done with CATIA software，and the stress analysis and mode analysis of hydraulic retarder’s blade were carried out based on ANSYS software.The results show that the hydraulic retarder’s blade designed can meet the requirements of strength and avoid resonance.The hydraulic retarderdesigned can meetthe requirements on performance and installation of the matching vehicle，which may provide reference for related design research of hydraulic retarder.

hydraulic retarder；parameter design；stress analysis；modal analysis

U463.212；TG115.22+2；TB301；O241.82

：A

：1674-5124（2014)06-0141-04

10.11857/j.issn.1674-5124.2014.06.036

2014-04-02；

：2014-05-21

江蘇省汽車工程重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開放基金項(xiàng)目（QC201207）

王奎洋（1979-），男，江蘇濱海縣人，講師，碩士，研究方向?yàn)檐囕v電子控制技術(shù)。