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。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(jì)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(dòng)慣量小，主要以鎖環(huán)式同步器為主。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(gè)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(gè)叉腳只有一個(gè)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。

　　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(shí)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(jì)提供指導(dǎo)，確保其滿足設(shè)計(jì)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(shí)間占整個(gè)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。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(shí)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(jì)算精度和計(jì)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。

　　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

　　2.3 邊界條件與載荷

　　為實(shí)現(xiàn)齒套偏擺分析計(jì)算過程，本文采用在齒套上施加1000N換擋力的同時(shí)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(jì)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(gè)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(jì)算，共計(jì)進(jìn)行15次計(jì)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(qiáng)制轉(zhuǎn)角Y_α和Z_α，計(jì)算方法如下：

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

　　繞Z軸強(qiáng)制轉(zhuǎn)角Z_α= -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Y_α和Z_α的計(jì)算結(jié)果如表2所示。

　　表2 齒套強(qiáng)制轉(zhuǎn)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(yīng)強(qiáng)制轉(zhuǎn)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(jié)果

　　將建立的有限元計(jì)算模型導(dǎo)入ABAQUS軟件中進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)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。

　　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

　　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(shí)間0.361s，因此整個(gè)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(jì)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(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(jì)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(jì)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。

　　圖8 外環(huán)疲勞壽命云圖

　　4仿真試驗(yàn)對比

　　經(jīng)過疲勞耐久臺架試驗(yàn)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(jié)果吻合。

圖9 外環(huán)疲勞斷裂圖

　　5結(jié)論

　　(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(qiáng)制轉(zhuǎn)角方式，通過強(qiáng)度分析計(jì)算，獲得了外環(huán)最大應(yīng)力及最小應(yīng)力分布位置及數(shù)值;

　　(3)結(jié)合具體試驗(yàn)工況進(jìn)行疲勞分析計(jì)算，獲得外環(huán)疲勞斷裂位置及疲勞循環(huán)次數(shù);

　　(4)通過試驗(yàn)與仿真分析結(jié)果對比，顯示斷裂位置與分析結(jié)果吻合。本文仿真分析方法可在同步器設(shè)計(jì)初期進(jìn)行疲勞耐久預(yù)測，從而縮短研發(fā)周期，降低研發(fā)成本。