搜索基于Hypermesh/Fe-safe的同步環(huán)組件疲勞壽命分析
2017-07-05 by:CAE仿真在線 來源:互聯(lián)網
變速器同步環(huán)組件是鎖環(huán)式同步器系統(tǒng)的重要組成部分,鎖環(huán)式同步器系統(tǒng)的一種主要失效模式為同步環(huán)外環(huán)的斷裂,而引起同步環(huán)外環(huán)斷裂的主要原因是齒套偏擺導致同步環(huán)外環(huán)局部受力過大。針對此問題,采用Hypermesh隱式分析來計算同步過程中齒套偏擺對外環(huán)的擠壓應力,并采用Fe-safe軟件以強度分析結果為輸入,進行同步環(huán)外環(huán)疲勞壽命分析。通過此分析,在同步器設計初期進行同步環(huán)外環(huán)疲勞壽命計算,根據計算結果進行結構優(yōu)化,以滿足疲勞壽命設計要求。
疲勞破壞是工程結構和機械失效的主要原因之一,引起疲勞失效的循環(huán)載荷的峰值往往遠小于根據靜態(tài)斷裂分析估算出來的“安全”載荷[1]。因此開展同步環(huán)組件疲勞壽命研究對變速器同步器設計有著重要的工程意義。
1 簡介
目前廣泛采用的同步器是慣性式同步器,它有鎖環(huán)式和鎖銷式等形式。轎車變速器由于轉動慣量小,主要以鎖環(huán)式同步器為主[2]。鎖環(huán)式同步器主要通過同步環(huán)錐面碳層的摩擦來實現(xiàn)轉速的同步,使整個換擋過程平順完成。
理想狀態(tài)下,同步器在同步過程中同步環(huán)組件不會發(fā)生疲勞破壞。然而實際工況下,撥叉在撥環(huán)過程中,可能出現(xiàn)三個叉腳只有一個受力的情況,從而導致齒套偏擺,引起同步環(huán)外環(huán)局部受力過大,進而引起疲勞破壞。齒套偏擺狀況如圖1所示。
圖1 齒套偏擺示意圖
本文以某變速器雙錐同步環(huán)為例,基于Hypermesh/Fe-safe軟件進行齒套偏擺時同步環(huán)疲勞壽命分析,通過此分析,為同步器前期結構設計提供指導,確保其滿足設計要求。
2 強度分析
2.1 分析模型
在進行CAE分析過程中,前處理花費的時間占整個分析的60%以上,因此想要提高工程師的工作效率則必須選擇有效的、便捷的前處理軟件[3]。前處理過程主要包括:幾何處理、網格劃分、約束載荷施加及輸出參數設置。本文中的分析過程采用Pro/e軟件進行幾何建模,將Pro/e生成的.stp格式幾何模型導入Hypermesh軟件進行前處理。
為了節(jié)省分析資源的同時獲得較準確的分析結果,同步環(huán)組件采用二階四面體(C3D10I)及一階六面體(C3D8I)混合建模,為了保證計算精度和計算效率,根據以往經驗對應力不集中的地方采用較為稀疏的網格進行劃分,對應力集中位置采用較細密的網格進行劃分,對某些小倒角、小孔進行簡化處理,避免產生過小尺寸的網格單元。圖2所示為同步器系統(tǒng)的有限元分析模型。
圖2 有限元分析模型
2.2 材料參數
在Hypermesh軟件中定義材料參數、建立結構屬性和賦予結構屬性,同步器系統(tǒng)各零部件的材料參數如下表1所示。
表1 零部件材料表
2.3 邊界條件與載荷
為實現(xiàn)齒套偏擺分析計算過程,本文采用在齒套上施加1000N換擋力的同時對齒套施加強制轉角的方式進行加載。由于外環(huán)結構為周向不對稱結構,換擋力的位置會影響外環(huán)應力分布。為計算外環(huán)的最大應力值及最小應力值進而分析外環(huán)的疲勞壽命,本文在齒套周向上每間隔24°角位置處設置加載點,每次在一個加載位置處施加F=1000N的換擋力,并對齒套施加一定強制轉角,進行應力計算,共計進行15次計算。換擋力分布如圖3所示。
圖3 撥環(huán)力分布圖
變速器齒套最大偏擺角度為1°,分析過程中齒套施加繞Y軸和Z軸的強制轉角Yα和Zα,計算方法如下:
繞Y軸強制轉角Yα= Ycos(α)+Z sin(α)
繞Z軸強制轉角Zα= -Ysin(α)+Zcos(α)
其中:Y= 1°= 0.0174532925 rad
Z= 0°= 0.0 radα=0°、 24°、48°、……、336°
齒套施加繞Y軸和Z軸的強制轉角Yα和Zα的計算結果如表2所示。
表2 齒套強制轉角列表
本文仿真分析加載過程共分為兩步,第一步在換擋力F作用下齒套和外環(huán)壓緊,第二步保持換擋力F不變,給齒套施加相應強制轉角。加載方式如圖4、圖5所示。
圖4 邊界條件及載荷(step1)
圖5 邊界條件及載荷(step2)
2.5 分析結果
將建立的有限元計算模型導入ABAQUS軟件中進行強度計算,獲得同步環(huán)外環(huán)在齒套偏擺情況下的強度結果,如圖6所示。
圖6 外環(huán)應力分布云圖
從圖6中可知,外環(huán)最大應力發(fā)生在換擋力施加在264°位置處,值為410MPa;外環(huán)最小應力發(fā)生在換擋力施加在96°位置處,值為185MPa。
3 疲勞分析
3.1 材料疲勞參數
材料的疲勞參數對同步器外環(huán)疲勞壽命的影響極大,外環(huán)材料疲勞參數如表3所示。
表3 外環(huán)材料疲勞參數表
3.2 疲勞循環(huán)周期
同步器臺架試驗中,換擋過程外環(huán)平均轉速為1100rpm,平均換擋時間0.361s,因此整個換擋過程中,同步器外環(huán)旋轉6圈,承受6次交變載荷。同步器外環(huán)所在檔位換擋次數設計要求為65000次,疲勞循環(huán)周期如圖7所示。
圖7 疲勞循環(huán)周期圖
3.3 疲勞壽命分析
將外環(huán)強度分析結果,材料疲勞參數及疲勞循環(huán)周期輸入Fe-safe軟件中,采用最大主應力法作為應力判斷標準, Smith-Watson-Topper(SWT)作為平均應力修正方法,進行疲勞壽命計算。
3.4 分析結果疲勞分析結果如圖8所示,由圖可知,LOGLife小于零主要集中在卡爪根部(LOGLife<0不滿足設計要求),最容易發(fā)生疲勞破壞處LOGLife值為-1.1,循環(huán)次數N=10-1.1×65000=5163次。
圖8 外環(huán)疲勞壽命云圖
經過疲勞耐久臺架試驗后,同步器外環(huán)出現(xiàn)斷裂,其斷裂情況如圖9所示,斷裂位置與仿真結果吻合。
圖9 外環(huán)疲勞斷裂圖
(1)本文以某變速器同步器系統(tǒng)為研究對象,基于有限元軟件Hypermesh/Fe-safe,建立了分析齒套偏擺對同步環(huán)外環(huán)疲勞壽命影響的仿真分析模型;
(2)采用周向加載及強制轉角方式,通過強度分析計算,獲得了外環(huán)最大應力及最小應力分布位置及數值;
(3)結合具體試驗工況進行疲勞分析計算,獲得外環(huán)疲勞斷裂位置及疲勞循環(huán)次數;
(4)通過試驗與仿真分析結果對比,顯示斷裂位置與分析結果吻合。本文仿真分析方法可在同步器設計初期進行疲勞耐久預測,從而縮短研發(fā)周期,降低研發(fā)成本。
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