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(wǎng)

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(dǎo)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(yīng)力,并采用Fe-safe軟件以強(qiáng)度分析結(jié)果為輸入,進(jìn)行同步環(huán)外環(huán)疲勞壽命分析。通過此分析,在同步器設(shè)計初期進(jìn)行同步環(huán)外環(huán)疲勞壽命計算,根據(jù)計算結(jié)果進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化,以滿足疲勞壽命設(shè)計要求。

疲勞破壞是工程結(jié)構(gòu)和機(jī)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(yuǎn)小于根據(jù)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(shè)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(zhuǎn)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(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)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(shí)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(dǎo)致齒套偏擺,引起同步環(huán)外環(huán)局部受力過大,進(jìn)而引起疲勞破壞。齒套偏擺狀況如圖1所示。

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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(jìn)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(jié)構(gòu)設(shè)計提供指導(dǎo),確保其滿足設(shè)計要求。

2 強(qiáng)度分析

2.1 分析模型

在進(jìn)行CAE分析過程中,前處理花費(fèi)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(wǎng)格劃分、約束載荷施加及輸出參數(shù)設(shè)置。本文中的分析過程采用Pro/e軟件進(jìn)行幾何建模,將Pro/e生成的.stp格式幾何模型導(dǎo)入Hypermesh軟件進(jìn)行前處理。

為了節(jié)省分析資源的同時獲得較準(zhǔn)確的分析結(jié)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(jù)以往經(jīng)驗(yàn)對應(yīng)力不集中的地方采用較為稀疏的網(wǎng)格進(jìn)行劃分,對應(yīng)力集中位置采用較細(xì)密的網(wǎng)格進(jìn)行劃分,對某些小倒角、小孔進(jìn)行簡化處理,避免產(chǎn)生過小尺寸的網(wǎng)格單元。圖2所示為同步器系統(tǒng)的有限元分析模型。

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圖2 有限元分析模型

2.2 材料參數(shù)

在Hypermesh軟件中定義材料參數(shù)、建立結(jié)構(gòu)屬性和賦予結(jié)構(gòu)屬性,同步器系統(tǒng)各零部件的材料參數(shù)如下表1所示。

表1 零部件材料表

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2.3 邊界條件與載荷

為實(shí)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(qiáng)制轉(zhuǎn)角的方式進(jìn)行加載。由于外環(huán)結(jié)構(gòu)為周向不對稱結(jié)構(gòu),換擋力的位置會影響外環(huán)應(yīng)力分布。為計算外環(huán)的最大應(yīng)力值及最小應(yīng)力值進(jìn)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(shè)置加載點(diǎn),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(qiáng)制轉(zhuǎn)角,進(jìn)行應(yīng)力計算,共計進(jìn)行15次計算。換擋力分布如圖3所示。

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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(qiáng)制轉(zhuǎn)角Yα和Zα,計算方法如下:

繞Y軸強(qiáng)制轉(zhuǎn)角Yα= Ycos(α)+Z sin(α)

繞Z軸強(qiáng)制轉(zhuǎn)角Zα= -Ysin(α)+Zcos(α)

其中:Y= 1°= 0.0174532925 rad

Z= 0°= 0.0 rad

α=0°、 24°、48°、……、336°

齒套施加繞Y軸和Z軸的強(qiáng)制轉(zhuǎn)角Yα和Zα的計算結(jié)果如表2所示。

表2 齒套強(qiáng)制轉(zhuǎn)角列表

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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(yīng)強(qiáng)制轉(zhuǎn)角。加載方式如圖4、圖5所示。

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圖4 邊界條件及載荷(step1)

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圖5 邊界條件及載荷(step2)

2.5 分析結(jié)果

將建立的有限元計算模型導(dǎo)入ABAQUS軟件中進(jìn)行強(qiáng)度計算,獲得同步環(huán)外環(huán)在齒套偏擺情況下的強(qiáng)度結(jié)果,如圖6所示。

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圖6 外環(huán)應(yīng)力分布云圖

從圖6中可知,外環(huán)最大應(yīng)力發(fā)生在換擋力施加在264°位置處,值為410MPa;外環(huán)最小應(yīng)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(shù)

材料的疲勞參數(shù)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(shù)如表3所示。

表3 外環(huán)材料疲勞參數(shù)表

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3.2 疲勞循環(huán)周期

同步器臺架試驗(yàn)中,換擋過程外環(huán)平均轉(zhuǎn)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(zhuǎn)6圈,承受6次交變載荷。同步器外環(huán)所在檔位換擋次數(shù)設(shè)計要求為65000次,疲勞循環(huán)周期如圖7所示。

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圖7 疲勞循環(huán)周期圖

3.3 疲勞壽命分析

將外環(huán)強(qiáng)度分析結(jié)果,材料疲勞參數(shù)及疲勞循環(huán)周期輸入Fe-safe軟件中,采用最大主應(yīng)力法作為應(yīng)力判斷標(biāo)準(zhǔn), Smith-Watson-Topper(SWT)作為平均應(yīng)力修正方法,進(jìn)行疲勞壽命計算。

3.4 分析結(jié)果

疲勞分析結(jié)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(shè)計要求),最容易發(fā)生疲勞破壞處LOGLife值為-1.1,循環(huán)次數(shù)N=10-1.1×65000=5163次。