農(nóng)用車離合器蓋有限元分析

劉從權(quán)，陳照中

（霍邱縣農(nóng)機(jī)校，安徽 霍邱 237400）

離合器蓋工作性能的優(yōu)劣直接影響著整個(gè)離合器的工作情況和整車傳動(dòng)系統(tǒng)的使用壽命。根據(jù)材料的強(qiáng)度理論可知，當(dāng)任何零件的應(yīng)力值達(dá)到材料的強(qiáng)度極限或屈服極限時(shí)材料就會(huì)發(fā)生斷裂破壞或塑性變形，離合器蓋作為一個(gè)機(jī)械結(jié)構(gòu)件，首先應(yīng)該保證它的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，即離合器蓋在正常工作時(shí)，蓋各部分的應(yīng)力值不能超過(guò)材料的許用應(yīng)力極限，因此在離合器的設(shè)計(jì)過(guò)程中對(duì)離合器蓋進(jìn)行強(qiáng)度分析、模態(tài)分析計(jì)算是非常必要的。本文采用有限單元法綜合分析離合器蓋的所有結(jié)構(gòu)參數(shù)，全面掌握它們的受力大小、應(yīng)力水平以及變形狀況，蓋的耐久性以及固有模態(tài)頻率，以便為離合器的設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1 離合器蓋靜力學(xué)

（1）離合器蓋有限元模型。離合器蓋采用的材料為08#鋼，在結(jié)構(gòu)上屬于薄殼結(jié)構(gòu)，中間凸筋面處的結(jié)構(gòu)相對(duì)比較簡(jiǎn)單，但是四周的螺栓緊固孔處的結(jié)構(gòu)很復(fù)雜，因此建立離合器蓋有限元建模時(shí)要注意其在結(jié)構(gòu)和工作上的特點(diǎn)，把握網(wǎng)格劃分的精度，力圖保證模型與離合器蓋真實(shí)的工作狀態(tài)吻合。計(jì)算所用的離合器蓋為沖壓件，由厚度3.0mm的08#鋼沖壓而成，利用UG軟件建立的離合器蓋有限元模型，模型采用10節(jié)點(diǎn)四面體單元，共劃分了29786個(gè)單元，60797個(gè)節(jié)點(diǎn)。在離合器分離時(shí)，離合器蓋主要承受分離軸承傳來(lái)的分離力的作用。在離合器蓋的凸筋上加載3300N的壓力，力的方向沿XC方向。其次正確的約束是有限元計(jì)算的關(guān)鍵，離合器蓋與飛輪裝配的端面螺釘孔處不能產(chǎn)生軸向移動(dòng)，故限制這些點(diǎn)的軸向平移自由度，同時(shí)在實(shí)際的工作過(guò)程中，由于有螺栓孔的壓緊力在表面產(chǎn)生的摩擦力的作用，也使得離合器蓋在六個(gè)緊固孔處的周向和徑向的移動(dòng)受到了約束，因此，在對(duì)蓋進(jìn)行有限元約束處理的時(shí)候也限制了這些點(diǎn)的周向和徑向平移自由度，如圖1所示：

圖1 離合器蓋有限元模型及加載狀況

（2）離合器蓋靜態(tài)位移及應(yīng)力計(jì)算結(jié)果云圖輸出。約束及加載處理后，提交Nastran軟件求解器進(jìn)行計(jì)算處理，讀結(jié)果文件到程序內(nèi)存數(shù)據(jù)庫(kù)。在離合器接合狀態(tài)時(shí)，蓋的軸向變形會(huì)使膜片彈簧的實(shí)際變形量減小，從而使膜片彈簧的工作點(diǎn)位置偏離設(shè)計(jì)值，造成產(chǎn)品質(zhì)量不能滿足設(shè)計(jì)要求，甚至不合格；此外，蓋的變形使膜片彈簧分離指尖部向分離軸承方向移動(dòng)，使分離軸承與分離指尖部的間隙減小甚至消失，嚴(yán)重時(shí)造成離合器不能平穩(wěn)傳遞動(dòng)力，并加速分離軸承的磨損。在離合器分離狀態(tài)時(shí)，蓋的變形量會(huì)使分離軸承的無(wú)效行程增加，由于離合器的分離行程是設(shè)計(jì)時(shí)給定的，蓋的變形使得有效分離行程減小，造成離合器的壓盤行程過(guò)小甚至?xí)a(chǎn)生分離不徹底的現(xiàn)象，因此，要盡量減少其軸向變形。綜上，本次研究中我們最關(guān)心的就是凸筋的軸向位移。通過(guò)Nastran后處理功能，得到離合器蓋靜態(tài)軸向位移分布，如圖2所示；離合器蓋靜態(tài)應(yīng)力分布如圖3所示。

圖2 離合器蓋分離工況靜態(tài)軸向位移云圖

圖3 離合器蓋靜態(tài)應(yīng)力云圖

由圖2離合器蓋分離工況靜態(tài)軸向位移云圖可以看出，離合器蓋的軸向位移主要在其頂面，在側(cè)面及螺釘孔附近幾乎沒(méi)有位移分布條紋，說(shuō)明此處基本不產(chǎn)生軸向變形。軸向變形量在內(nèi)圈最大，沿徑向由內(nèi)向外逐漸減小，沿周向變化不大，這也與離合器蓋受力后的實(shí)際情況相符。離合器蓋在分離載荷作用下，該處最大軸向位移量為0.468mm。

由圖3可以看出，離合器蓋工作過(guò)程中在凸筋處受到3300N的壓力作用下，在離合器蓋開口處部產(chǎn)生應(yīng)力集中，且靜應(yīng)力達(dá)到最大值；離合器蓋最大應(yīng)力發(fā)生在這部分的第60757號(hào)節(jié)點(diǎn)上，大小為201.4MPa，而材料的許用應(yīng)力為253MPa，節(jié)點(diǎn)應(yīng)力值小于材料的許用應(yīng)力，因此此離合器蓋在設(shè)計(jì)上是安全的。

2 離合器蓋模態(tài)分析

根據(jù)離合器蓋材料特性參數(shù)，運(yùn)用Nastran進(jìn)行求解，得到離合器蓋模態(tài)分析的結(jié)果。整個(gè)模態(tài)分析提取了離合器蓋的前7～12階彈性體模態(tài)（1～6為剛體模態(tài)），模態(tài)頻率分別為324、325、681、766、1007、1008。 圖 4～圖 6 列舉離合器蓋第七階、第十階、第十二階對(duì)應(yīng)的彈性模態(tài)變形圖。

圖4 第七階模態(tài)變形圖

圖5 第十階模態(tài)變形圖

圖6 第十二階模態(tài)變形圖

分析結(jié)果顯示，各階模態(tài)下均表現(xiàn)為離合器蓋不同狀態(tài)下的彎曲變形。由于該離合器適用的汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速為6500r/min，因此其危險(xiǎn)頻率應(yīng)該在110Hz左右，該頻率低于離合器蓋的固有頻率范圍，因此離合器蓋的設(shè)計(jì)是合理的。

3 離合器蓋耐久性分析

離合器蓋的耐久性分析是建立在靜力學(xué)分析基礎(chǔ)上的拓展性分析，主要用應(yīng)力圖的形式展現(xiàn)所分析零件的危險(xiǎn)疲勞點(diǎn)，為后續(xù)設(shè)計(jì)提供理論參考。

3.1 解題參數(shù)設(shè)置

應(yīng)力安全因子：極限強(qiáng)度；應(yīng)力類型：VonMises；疲勞安全因子：無(wú)限壽命

疲勞強(qiáng)度因子：(kf)：1.000000；疲勞壽命準(zhǔn)則：應(yīng)力壽命；解算方案步驟：Subcase-Static Loads 1；縮放因子：1.000000；循環(huán)次數(shù)：1000000；縮放函數(shù)：半個(gè)單位周期。

3.2 結(jié)果顯示

經(jīng)Nastran軟件分析后，離合器蓋的疲勞應(yīng)力云圖如圖7所示。

圖7 離合器蓋疲勞應(yīng)力云圖

由圖可知，離合器蓋的最危險(xiǎn)的疲勞點(diǎn)出現(xiàn)在蓋邊緣的21112號(hào)節(jié)點(diǎn)處，為提高離合器蓋的使用壽命，在后續(xù)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)考慮這一因素。

4 結(jié)語(yǔ)

論文建立了一款離合器蓋的三維有限元模型，并基于有限元模型對(duì)離合器蓋進(jìn)行了靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，在對(duì)離合器蓋分析時(shí)，我們關(guān)心的是它的受力凸筋面處在其軸向所產(chǎn)生的位移。研究結(jié)果表明離合器蓋的強(qiáng)度、剛度均符合設(shè)計(jì)的要求。經(jīng)安裝約束條件下的模態(tài)分析，得到了離合器蓋前6階彈性模態(tài)變形圖及其固有頻率，為避開發(fā)動(dòng)機(jī)共振點(diǎn)提供了理論設(shè)計(jì)依據(jù)。