兩擋AMT換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)殼體可靠性研究

范文杰，桂經(jīng)良，沈兆樹，李加軍，張 楠

（濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061）

換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)根據(jù)動力源不同，可分為電控電動式、電控液動式和電控氣動式[1]。其中，電控電動式因可控性好、結(jié)構(gòu)緊湊、傳動效率高等優(yōu)勢受到越來越多的重視[2]。對于電控電動換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)來說，其殼體起著固定換擋電機(jī)及內(nèi)部組件的作用，是連接傳動件與變速器的橋梁。殼體的可靠性直接影響著車輛在運(yùn)行過程中的換擋可靠性和行車安全性，因此，在模型定型之前必須對殼體的可靠性進(jìn)行驗(yàn)證。

傳統(tǒng)零部件的可靠性主要通過試驗(yàn)的方法進(jìn)行驗(yàn)證，周期長、成本高，嚴(yán)重制約著產(chǎn)品的開發(fā)效率[3]。隨著計(jì)算機(jī)性能的不斷提高，有限元仿真方法在機(jī)械開發(fā)領(lǐng)域的應(yīng)用越來越廣泛，有限元仿真方法是傳統(tǒng)試驗(yàn)方法的有效補(bǔ)充[4]。本文主要論述了兩擋AMT電動換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)殼體的分析和驗(yàn)證過程，通過對執(zhí)行機(jī)構(gòu)殼體進(jìn)行受力分析，明確了殼體上應(yīng)力較大的區(qū)域；然后采用有限元仿真的方法對殼體強(qiáng)度進(jìn)行校核，計(jì)算得到殼體的模態(tài)以及隨機(jī)振動過程中殼體的應(yīng)力分布；最后通過對殼體進(jìn)行振動試驗(yàn)驗(yàn)證了其結(jié)構(gòu)的可靠性。采用理論分析、仿真和試驗(yàn)相結(jié)合的方式大大提高了開發(fā)效率，縮短了研發(fā)周期。

1 受力分析

兩擋AMT換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)主要由執(zhí)行機(jī)構(gòu)殼體（以下簡稱殼體）、滾珠絲杠組件、換擋指、導(dǎo)向桿、換擋電機(jī)、角度位移傳感器以及軸承、螺釘?shù)冉M成，實(shí)物模型如圖1所示。

圖1 換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)物圖

換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)安裝在變速器上，在車輛行駛過程中除了承受自身重力的作用外，還受到螺栓預(yù)緊對殼體產(chǎn)生的壓力、變速器振動激勵產(chǎn)生的慣性力以及變速器對執(zhí)行機(jī)構(gòu)的支撐力。圖2是慣性力方向向下時(shí)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的主要受力情況。

圖2 換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)主要受力示意圖

換擋電機(jī)安裝在殼體上類似于懸臂梁結(jié)構(gòu)，在實(shí)際運(yùn)行過程中會產(chǎn)生較大幅度的振動，這就要求固定電機(jī)的殼體必須有足夠大的強(qiáng)度。圖3為慣性力方向向下時(shí)殼體和電機(jī)的受力示意圖。由圖3可知，殼體結(jié)合面除受到面與面接觸產(chǎn)生的摩擦力的作用外，還受到來自螺栓的拉力以及電機(jī)壓力的作用。其中，拉力主要集中在螺栓孔周圍，而壓力則分布在整個(gè)殼體結(jié)合面上，這就造成結(jié)合面上不同區(qū)域沿水平方向的載荷分布不均勻，容易產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象。殼體與電機(jī)結(jié)合面上應(yīng)力較大的區(qū)域有發(fā)生壓潰的風(fēng)險(xiǎn)，需要重點(diǎn)關(guān)注。

圖3 殼體和電機(jī)受力分析示意圖

此外，當(dāng)慣性力方向?yàn)榇怪庇陔姍C(jī)軸線的水平方向，即電機(jī)發(fā)生沿水平方向的振動時(shí)，殼體受到電機(jī)和螺栓的拉力如圖4所示。此時(shí)固定電機(jī)的兩個(gè)螺栓拉力大小不同，且與慣性力方向相反一側(cè)的螺栓拉力較大，由于殼體壁厚較薄，在螺栓拉力較大的一側(cè)殼體肋部同樣存在失效風(fēng)險(xiǎn)。

圖4 殼體主要受力及易失效區(qū)域示意圖

2 有限元仿真

2.1 數(shù)值模型的建立

根據(jù)計(jì)算需求對換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)模型進(jìn)行簡化。本文主要分析變速器振動對殼體造成的影響，因此在有限元模型中忽略了換擋指、導(dǎo)向桿及軸承等運(yùn)動組件。簡化后的模型主要由執(zhí)行機(jī)構(gòu)殼體、換擋電機(jī)以及滾珠絲杠組成。其中，換擋電機(jī)模型包含電機(jī)殼體和電機(jī)輸出軸。電機(jī)輸出軸與滾珠絲杠連接，滾珠絲杠另一端與殼體連接；電機(jī)與殼體通過兩個(gè)M8×25螺栓緊固連接；在殼體下端建立一個(gè)固定板模型代替變速器，殼體和固定板通過4個(gè)M8×80×1螺栓緊固連接。簡化后的執(zhí)行機(jī)構(gòu)有限元模型如圖5所示。

圖5 換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)有限元模型

換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)各個(gè)零部件的材料參數(shù)如表1所示。電機(jī)模型中各個(gè)零部件密度根據(jù)電機(jī)質(zhì)量及質(zhì)心坐標(biāo)換算得出。

表1 各零部件材料參數(shù)

為了提高計(jì)算精度，單元類型選擇10節(jié)點(diǎn)四面體二次修正單元（C3D10M）；殼體與電機(jī)、殼體與滾珠絲杠、滾珠絲杠與電機(jī)輸出軸以及電機(jī)內(nèi)部零部件之間定義摩擦接觸，螺栓與固定件之間定義綁定連接。模型接觸設(shè)置如圖6所示。

圖6 接觸設(shè)置

螺栓規(guī)格參數(shù)如表2所示。

表2 螺栓參數(shù)表

2.2 計(jì)算結(jié)果

2.2.1 模態(tài)仿真

任何結(jié)構(gòu)都有自身的固有特性，包括頻率、阻尼、振型等，模態(tài)分析就是根據(jù)結(jié)構(gòu)的這些固有特性來對結(jié)構(gòu)特點(diǎn)進(jìn)行描述和評價(jià)的一種方法[5]。模態(tài)分析能夠計(jì)算出結(jié)構(gòu)的固有頻率，并通過對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化使結(jié)構(gòu)的固有頻率避開工作頻率，最終達(dá)到避免發(fā)生共振的效果，模態(tài)分析是其他動力學(xué)仿真的基礎(chǔ)[6]。本文計(jì)算了換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)在約束狀態(tài)下的模態(tài)，表3列出了殼體前6階模態(tài)對應(yīng)的固有頻率，圖7為前6階模態(tài)對應(yīng)的振型圖。

圖7 前6階模態(tài)振型圖

由表3可知，殼體的第一階固有頻率為613.79Hz，該頻率大于執(zhí)行機(jī)構(gòu)工作時(shí)對應(yīng)的最高頻率，系統(tǒng)固有頻率滿足實(shí)際振動要求。振型圖顯示殼體與電機(jī)連接端附近振動明顯，振幅較大，而殼體后半部分振動幅度則相對較弱。這是由于電機(jī)是懸臂梁結(jié)構(gòu)，在振動過程中電機(jī)由于受到慣性力的作用振幅較大，同時(shí)帶動殼體上靠近電機(jī)端的區(qū)域發(fā)生比較明顯的形變。

表3 前6階模態(tài)計(jì)算結(jié)果

2.2.2 隨機(jī)振動仿真

隨機(jī)振動是指未來任意時(shí)刻的瞬時(shí)值不能預(yù)先確定的機(jī)械振動，無法用確定函數(shù)而須用概率統(tǒng)計(jì)的方法定量描述其運(yùn)動規(guī)律的振動[7]。換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)在車輛行駛過程中受變速器激勵做不規(guī)則的隨機(jī)振動。國標(biāo)《GB/T 28046.3—2011道路車輛電氣及電子設(shè)備的環(huán)境條件和試驗(yàn)第3部分：機(jī)械負(fù)荷》[8]規(guī)定了電氣及電子設(shè)備安裝在車上不同位置時(shí)的振動參數(shù)和試驗(yàn)要求，能夠比較準(zhǔn)確地模擬出換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)在受到外界激勵時(shí)的振動情況。根據(jù)國標(biāo)[8]中規(guī)定的內(nèi)容對執(zhí)行機(jī)構(gòu)模型進(jìn)行仿真計(jì)算，隨機(jī)振動PSD載荷譜如表4所示。

表4 PSD載荷譜

對殼體沿X、Y、Z這3個(gè)方向進(jìn)行隨機(jī)振動仿真計(jì)算，其中，X方向?yàn)榕c電機(jī)平行方向，Y方向?yàn)榕cX方向垂直的水平方向，Z方向?yàn)樨Q直方向。通過計(jì)算得到殼體在隨機(jī)振動載荷激勵下的RMISES應(yīng)力值，并將得到的結(jié)果與材料的屈服強(qiáng)度進(jìn)行對比，最終確定模型的強(qiáng)度是否滿足要求。3個(gè)方向下的RMISES應(yīng)力分布云圖如圖8所示。

由圖8可以看出，殼體沿X、Y、Z這3個(gè)方向做隨機(jī)振動時(shí)RMISES最大應(yīng)力值分別為8.42MPa、24.34MPa和61.91MPa，均小于殼體材料的屈服強(qiáng)度246MPa，且安全系數(shù)較高。由于螺栓預(yù)緊力的作用，殼體與電機(jī)結(jié)合面無法保持完全平整，在結(jié)合面上凸起的地方產(chǎn)生了應(yīng)力集中現(xiàn)象，且應(yīng)力較大區(qū)域相對于結(jié)合面中心呈對稱分布；當(dāng)沿Y方向振動時(shí)，殼體肋部應(yīng)力也較大（紅色圓圈處），這與第1章中圖4所分析的位置相吻合。

圖8 隨機(jī)振動3個(gè)方向RMISES應(yīng)力分布云圖

3 振動試驗(yàn)

仿真結(jié)果顯示換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)殼體強(qiáng)度滿足隨機(jī)振動要求，為了確保仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性，采用試驗(yàn)的方法對殼體強(qiáng)度進(jìn)行驗(yàn)證。將組裝好的執(zhí)行機(jī)構(gòu)以實(shí)際安裝方式固定在振動試驗(yàn)臺上，執(zhí)行機(jī)構(gòu)在振動試驗(yàn)臺上的固定如圖9所示。試驗(yàn)過程中檢測項(xiàng)目及目的如表5所示。

表5 試驗(yàn)項(xiàng)目和目的

按照國標(biāo)[8]中的測試要求，每個(gè)方向各振動94h。

振動試驗(yàn)完成后，對執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行拆檢，檢查執(zhí)行機(jī)構(gòu)殼體不同部位是否存在裂紋、破損等機(jī)械性損傷，拆檢后的結(jié)構(gòu)如圖10所示。通過仔細(xì)檢查，殼體外觀與內(nèi)部結(jié)構(gòu)均無損傷，說明殼體強(qiáng)度滿足振動試驗(yàn)要求。

4 總結(jié)

本文以兩擋AMT換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)殼體為研究對象，分析了殼體在實(shí)際工作過程中的受力情況并采用有限元仿真的方法對殼體強(qiáng)度進(jìn)行校核，最后通過振動試驗(yàn)對模型可靠性進(jìn)行驗(yàn)證，結(jié)論如下。

圖10 完成振動試驗(yàn)的殼體外觀圖

1）根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)并結(jié)合其在變速器上的安裝方式，分析了殼體所承受的載荷并指出在不同方向載荷作用下殼體容易發(fā)生失效破壞的位置，為后續(xù)的仿真分析提供了理論依據(jù)。

2）殼體第一階頻率大于執(zhí)行機(jī)構(gòu)在實(shí)際工作中對應(yīng)的最高頻率，殼體結(jié)構(gòu)能夠有效避免共振的發(fā)生。此外，隨機(jī)振動計(jì)算結(jié)果顯示沿3個(gè)方向振動時(shí)殼體最大RMISES應(yīng)力值均未超過材料的屈服強(qiáng)度，殼體強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

3）振動試驗(yàn)結(jié)果表明，試驗(yàn)完成后殼體外觀及內(nèi)部結(jié)構(gòu)沒有任何損傷，殼體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，殼體強(qiáng)度滿足實(shí)際工況需求。

本文采用理論分析、有限元仿真和振動試驗(yàn)相結(jié)合的方式驗(yàn)證了兩擋AMT換擋執(zhí)行機(jī)構(gòu)殼體強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求，為模型的最終定型提供了依據(jù)，節(jié)約了成本和時(shí)間。