鳳貝貝

（安徽糧食工程職業(yè)學(xué)院 機(jī)電工程系，合肥 230000）

離合器是汽車轉(zhuǎn)動(dòng)系統(tǒng)中十分重要的部件，在傳統(tǒng)方法的基礎(chǔ)上，進(jìn)行離合器減震盤軸向壓縮量仿真測(cè)試，整個(gè)過(guò)程主要分為兩個(gè)步驟：（1）接合耐久性測(cè)試；（2）軸向壓縮耐久性測(cè)試。

但是上述操作步驟無(wú)法精確反映離合器分離和接合過(guò)程中實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)[1-2]，所以，需要通過(guò)有限元法進(jìn)行離合器動(dòng)態(tài)接合和軸向壓縮耐久性仿真實(shí)驗(yàn)測(cè)試，全面檢驗(yàn)汽車離合器減震盤軸向壓縮量仿真測(cè)試。

在離合器研發(fā)設(shè)計(jì)的過(guò)程中，通過(guò)理論分析以及相關(guān)專家經(jīng)驗(yàn)指導(dǎo)是不夠的，還需要進(jìn)行較為全面且系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)。通過(guò)實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果驗(yàn)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(cè)試是測(cè)試離合器性能的重要內(nèi)容[3]，同時(shí)也是衡量系統(tǒng)好壞的一項(xiàng)重要技術(shù)，是產(chǎn)品綜合測(cè)評(píng)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(wú)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(cè)試方法。測(cè)試結(jié)果表明，所提方法具有較強(qiáng)的有效性和實(shí)用性。

1 LS-DYNA計(jì)算方法

在不需要考慮慣性效應(yīng)的情況下，t+tΔ隱式時(shí)間積分下的計(jì)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(gè)過(guò)程屬于非線性分析，具體通過(guò)線性逼近取得，同時(shí)在分析的過(guò)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(shí)間積分的表達(dá)形式：

通過(guò)式(3)計(jì)算不同節(jié)點(diǎn)的速度，即：

同時(shí)，為了確保結(jié)果的準(zhǔn)確性，LS-DYNA理論中需要加入步長(zhǎng)積分法，各個(gè)時(shí)間段的積分步長(zhǎng)判定依據(jù)為網(wǎng)絡(luò)最小單元[7]。但是由于積分步長(zhǎng)的取值偏低，所以只能夠用于解決各種瞬態(tài)問(wèn)題，在大量的實(shí)驗(yàn)測(cè)試中，摩擦片和飛輪的105數(shù)量級(jí)撞擊過(guò)程中的每一次撞擊即為瞬態(tài)過(guò)程。同時(shí)，針對(duì)于海量的數(shù)據(jù)節(jié)點(diǎn)，采用傳統(tǒng)方法計(jì)算較為復(fù)雜，所以采用LS-DYNA有限元方法對(duì)汽車離合器減震盤軸向壓縮量進(jìn)行測(cè)試。

2 基于 LS-DYNA的汽車離合器減震盤軸向壓縮量仿真試驗(yàn)

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(dòng)機(jī)件，主要包括動(dòng)盤本體、摩擦片、從動(dòng)盤盤轂；它們的主要作用是當(dāng)其被夾在壓盤和飛輪兩者之間時(shí)，能夠形成摩擦力和傳遞動(dòng)力。制定減震盤采用動(dòng)盤鋼片，在中心位置和從動(dòng)盤進(jìn)行連接[8-9]，方便變速器共同旋轉(zhuǎn)，同時(shí)能夠?qū)⑵渥鳛檩S進(jìn)行移動(dòng)。

汽車離合器摩擦片包含兩個(gè)不同性能的參數(shù)，即β和α；兩個(gè)尺寸參數(shù)為D和d；一個(gè)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(dòng)機(jī)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(gè)十分重要的參數(shù)，通過(guò)后備參數(shù)取值的大小能夠判定汽車發(fā)動(dòng)機(jī)矩陣的可信程度。

其中，β的取值需要重點(diǎn)考慮以下方面的條件：

（1）需要設(shè)計(jì)安全可靠的傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)最大矩陣，其中β的取值不宜過(guò)大。

（2）為了減低傳動(dòng)系過(guò)載[10]，確保操作的安全性，β的取值不宜過(guò)大。

（3）當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)的后備功率過(guò)大使用性能較為優(yōu)越時(shí)，β的取值需要較小一些。

（4）當(dāng)汽車的總質(zhì)量過(guò)大時(shí)，β的取值應(yīng)該較大一些。

（5）當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)的缸數(shù)越多且轉(zhuǎn)矩波動(dòng)越小，β的取值可以選取小一些。

綜合分析上述條件，當(dāng)β=1.5時(shí)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(shí)還能夠有效降低采購(gòu)成本。

摩擦片外徑通過(guò)以下公式進(jìn)行計(jì)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩上增加的安全系數(shù)，即：

式中，Tmax代表發(fā)動(dòng)機(jī)的最大矩陣。

離合器是減震器置于離合器從動(dòng)盤中的彈性阻尼式扭矩減震器[11-12]，主要作用是在汽車動(dòng)力系統(tǒng)中加入低剛度環(huán)節(jié)，同時(shí)加入適當(dāng)?shù)淖枘?，最終實(shí)現(xiàn)隔離發(fā)動(dòng)機(jī)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(gè)十分重要的功能參數(shù)，由于減震盤的類型不同，所以在實(shí)際研究的過(guò)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(dòng)的過(guò)程中最大限度地進(jìn)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(gè)實(shí)驗(yàn)測(cè)試過(guò)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(duì)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(jī)上進(jìn)行超速破壞試驗(yàn)，因此需通過(guò)試驗(yàn)全面檢測(cè)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(diǎn)6面體作為基本單元，在映射的過(guò)程中，通過(guò)位移函數(shù)和對(duì)應(yīng)幾何形狀的描述獲取統(tǒng)一的形狀函數(shù)，同時(shí)要確保節(jié)點(diǎn)數(shù)量一致。將它的局部坐標(biāo)原點(diǎn)放置在單元軸上，由于坐標(biāo)軸的方向和直角坐標(biāo)放置在相同的單元上，坐標(biāo)軸和直角坐標(biāo)軸兩者方向一致，所以局部坐標(biāo)和直角坐標(biāo)間的關(guān)系為

坐標(biāo)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(duì)汽車離合器減震盤軸向壓縮量仿真測(cè)試，最主要的工作是通過(guò)參數(shù)進(jìn)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(jìn)行摩擦離合器減震盤建模，建模完成后，進(jìn)行裝配以及存儲(chǔ)，為后續(xù)的分析奠定堅(jiān)實(shí)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(shí)驗(yàn)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(gè)操作環(huán)節(jié)設(shè)定為第一步，同時(shí)還需要檢測(cè)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(duì)未進(jìn)行分析的物理性質(zhì)以及相關(guān)材料進(jìn)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(dāng)完成前面的操作后，主要對(duì)模型基礎(chǔ)面進(jìn)行定義，針對(duì)多個(gè)接觸面進(jìn)行設(shè)定，考慮離合器的實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)，將接觸算法設(shè)定為MPC算法。此外還需對(duì)單元節(jié)點(diǎn)進(jìn)行約束和加載。完成模擬實(shí)驗(yàn)前期的處理后，基于LS-DYNA軟件進(jìn)行計(jì)算，經(jīng)過(guò)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(shí)驗(yàn)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(huì)導(dǎo)致最大應(yīng)力同時(shí)發(fā)生在從動(dòng)盤以及減震盤的各個(gè)連接單元內(nèi)，當(dāng)減震盤的局部應(yīng)力達(dá)到200 MPa時(shí)，安全系數(shù)為1.80，說(shuō)明安全系數(shù)是合理的。測(cè)試結(jié)果顯示，在合理的尺寸范圍內(nèi)，需要增加圓角，同時(shí)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(jìn)行調(diào)制條件，全面提升零件的屈服極限，同時(shí)確保汽車離合器達(dá)到使用標(biāo)準(zhǔn)。

（3）摩擦離合器減震盤中的各個(gè)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(guò)仿真實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果可知，摩擦片的強(qiáng)度偏低，所以以下重點(diǎn)針對(duì)摩擦片的強(qiáng)度進(jìn)行分析以及校驗(yàn)。

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(guò)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(dāng)圓板和截面K-K上的平均拉應(yīng)力對(duì)稱時(shí)，如果截面發(fā)生斷裂，則微元離心力在F方向上的分力計(jì)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(guò)鉚釘孔裝配到離合器減振盤中，獲取對(duì)應(yīng)的極限轉(zhuǎn)速。

2.4 離合器減振盤軸向壓縮量試驗(yàn)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(píng)價(jià)汽車構(gòu)造中十分重要的指標(biāo)，行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)是在汽車離合器高速旋轉(zhuǎn)的情況下進(jìn)行測(cè)試，當(dāng)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，如果負(fù)荷取值偏低，則供油量會(huì)增加，汽車的速度也會(huì)隨之增加。同時(shí)，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(yàn)條件如表3所示。

表3 離合器減振盤器件的耐高速試驗(yàn)條件

汽車離合器的耐高速試驗(yàn)結(jié)果如表4所示。

表4 汽車離合器耐高速試驗(yàn)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(duì)離合器減振盤軸向壓縮量進(jìn)行測(cè)試分析，基于LS-DYNA軟件選取關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)并進(jìn)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(shí)驗(yàn)分析結(jié)果，局部最大尺寸變形量為0.224 mm可知，本實(shí)驗(yàn)仿真測(cè)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(dòng)較為平穩(wěn)，由此驗(yàn)證了本文通過(guò)LS-DYNA有限元軟件測(cè)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(yǔ)

本文通過(guò)重點(diǎn)汽車離合器減震盤軸向壓縮量進(jìn)行仿真測(cè)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^(guò)LS-DYNA有限元軟件對(duì)汽車離合器減振盤進(jìn)行軸向壓縮量進(jìn)行測(cè)試，（2）通過(guò)仿真實(shí)驗(yàn)測(cè)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(shí)際需求，為汽車離合器減振盤的選取和設(shè)計(jì)提供一定的理論依據(jù)。