金属带式无级变速器壳体的强度和刚度分析

金属带式无级变速器壳体的强度和刚度分析

孙德志1　郑宏远1　程乃士2　张伟华1

1.东北大学,沈阳,110004

2.重庆工学院,重庆,400050

摘要:通过对一种自行研制的车用金属带式无级变速器(co ntinuously variable t ransmission ,CV T )壳体的应力和变形情况进行ANS YS 有限元分析,表明CV T 壳体结构设计不仅对自身的强度而且对变速器的传动性能都十分重要。解决了由于传统设计时无法估算箱体变形而造成的传动隐患,使曲母线锥盘和摩擦片真正啮合,从而使轴向无偏的金属带传动成为可能,也为实现整个CV T 系统的进一步优化和改进提供了必要的依据。利用Pro/Engineer 平台构筑了复杂的CV T 箱体模型,利用ANS YS 有限元分析软件对该模型进行了较准确的强度和刚度分析。

关键词:CV T 壳体;强度分析;刚度分析;Pro/Engineer ;ANS YS 中图分类号:T H140.1 文章编号:1004—132X (2007)18—2191—04Strength and Rigidity Analysis of Metal B elt Continuously V ariable T ransmission(CVT)Box

Sun Dezhi 1　Zheng Hongyuan 1　Cheng Naishi 2　Zhang Weihua 1

1.Nort heastern U niversity ,shenyang ,110004

2.Chongqing Indust ry Instit ute ,chongqing ,400050

Abstract :By carrying on t he stress and t ransform analysis of t he box of a kind of Metal belt CV T which was self -designed and manufact ured for vehicles ,it is shown t hat st ruct ure design of t he Metal belt CV T box is very important for t he intension capability of t he box ,and for t he t ransmission f unc 2tions of CV T.The hidden t rouble of t he CV T transmission due to t he designers was solved ,which couldn ’t estimate t he t ransform of Continuously Variable Transmission box by t raditional design met hod ,and it was po ssible to make t he curved generat rix bevel -disc and friction plate really to match and no excursion for metal belt in t ransmission ,also p rovided t he necessary basis for f urt her op 2timizing and ameliorating t he whole CV T system.We const ructed a complicated model of CV T box by using t he terrace of PRO/Engineer software ,and carried on a series of accurate intension and rigid ana 2lyses for t he model by using ANS YS software.

K ey w ords :CV T bo x ;st rengt h analysis ;static rigidity analysis ;Pro/Engineer ;ANS YS

收稿日期:2006—04—24

基金项目:重庆市科委重点攻关项目(2005CC25)0　引言

金属带式无级变速器(continuously variable t ransmission ,CV T )是理想的汽车变速器。它具有传动比变化连续,功率大,效率高,传动平稳,操作简单,使车辆外界行驶条件与发动机负载实现最佳匹配,进而提高整车的燃料经济性能等诸多优点。在当今世界油价上涨的趋势下,其优越的节油性能将会越来越引起世人的青睐,因此可以预见,CV T 将成为今后几十年内车用变速器的主流[1Ο5]。虽然国外已有车用金属带式无级变速器产品,但是,其传动性能并没有达到最佳状态,其金属带在传动变速时的轴向偏移是亟待解决的问题。我国学者首先提出了摩擦传动中的啮合理论,实现了纠偏[6,7],当属国际首创。

在理论上,按照曲母线设计锥盘可以保证摩

擦片与锥盘间良好啮合,进而实现金属带轴向无

偏传动[6],但其没有考虑轴承支撑的位移和变形。而实际上,变速器壳体不是刚体,其受力变形,加之制造和安装的不确定度,很可能造成壳体上的各轴承孔形位误差超差。因此,在确定壳体上各孔的同轴度、轴线平行度的精度等级时,应当充分考虑变速器壳体的刚度。此外,上述壳体变形也会影响齿轮的传动性能。

由于我们所设计的变速器壳体的结构极其复杂,其中汽车传动系集金属带传动、二级齿轮传动、差速器为一体,壳体安装有高压齿轮泵和液压控制系统,摩擦传动、液压控制和润滑的油路铸造在壳体上,壳体内部有驻车机构,造成中间齿轮轴成悬臂布置,加之壳体上必须开设一些工艺孔(削弱了壳体强度),以及铝合金壳体壁厚很薄(通常壁厚度为4～5mm ),所以非常有必要对壳体进行强度校核,包括静强度校核和疲劳强度校核。

本研究采用以特征为主体的三维实体建模系

?

1912?

统Pro/Engineer 建模,并利用ANSYS 有限元分析软件[8],计算我们自行研制的车用无级变速器壳体的刚度和强度。经过对模型反复的修改和试验,最终得出了可靠度较高的CV T 壳体刚度和强度计算结果。

1　CV T 变速器

1.1

参数概要

新型CV T 变速器的第一轴连接发动机,转

速为3500r/min 时,其最大输入转矩为128N ?m (实测有效转矩为99196N ?m );转速为5500r/min 时,最大输入功率为62kW (实测功率为5716kW )。该箱体的材料为铸铝ZL104,其弹性模量为711GPa ,密度为2700kg/m 3,柏松比为0133,在70℃的工作温度下抗拉强度极限σb =

290M Pa ,对称循环疲劳极限,

σ-1=9617M Pa 。根据无级变速器的经济传动曲线和国内外相关的研究经验,最常用的车速为30100km/h 、56145km/h 、68100km/h 、88100km/h 和142100km/h ,但其中只有当汽车速度处于88100km/h

时各轴承座承受的力最大,且使用频率相对频繁,所以选择该速度下的受力情况作为分析依据。1.2变速传动系统

无级变速器的第一级传动为金属带式无级变速传动,第二级和第三级传动分别为斜齿圆柱齿轮传动。1.3　无级变速器壳体的三维合箱装配图

无级变速器壳体的三维合箱装配图如图1所示

。

图1

无级变速器三维合箱装配图

1.4变速箱各轴承座的受力情况

车速为88km/h 时,轴承座孔的支反力见表

1。其中,第Ⅲ轴左右轴承座均布置在左箱体上。

表1　车速为88km/h 时箱体

上轴承座孔的支反力

N

轴序号Ⅰ

Ⅱ

Ⅲ

Ⅳ

左端轴承座支反力346150439172018右端轴承座支反力

1229

161

3245

3560

2　箱体模型的建立

2.1

模型的建立与导入

本文采用Pro/Engineer 软件对该壳体进行建模且仅选择右侧箱体作为简化模型进行分析。在将其导入ANS YS 系统前对部分与材料强度无关或影响甚微的结构(如倒角、圆角和孔道等)进行了填平、拉直等结构上的简化。2.2　箱体的有限元模型

选用st ruct ure solid Tet 10node 92单元,有

限元模型为四面体模型,这种模型非常适合箱体等不规则结构的有限元分析。考虑到模型较大,所以在对模型进行网格划分时,将单元大小选择为10,同时在模型的很多关键受力部位作了网格图2轴承座孔

集中力的分解

细化,考虑到计算速度,接受默认精度6。共划分出37994个单元,61740个节点。箱体受力以节点的形式进行施加。沿轴承座圆周的分布力如图2所示,各节点力为P 0,P 1,…,P n ,参考滚动轴承滚动体的受力分析,

由计算的轴承支反力F 和变形协调条件可得:

W =

F

m

=P 0+2P 1cos

λ+……+2P n cos n λ(1)λ=360°/Z

(2)n =(Z -1)/4

(3)P n =k

δn (4)

式中,W 为轴承座孔单位线载荷,N ;F 为轴承座孔支反力,N ;m 为轴承座沿轴线方向的关键节点数量;P 0为受力最大单元所承受的最大载荷;Z 为轴承座沿圆周线方向上的关键节点总数;k 为常数;δn 为弹性变形。

假设轴承座孔的几何形状非常准确,则当变形很小时

δn =δ0cos n

λ(5)

3　有限元分析结果

3.1　施加约束并开始求解

分析左壳体和右壳体变形时,可以假定用箱体接合面作为基准面。

在此,我们仅列出右壳体稳态变形的求解结果。3.2　计算结果

从箱体总位移(图3)和应力(图4)分布图的结果可以看出,右壳体第Ⅱ轴轴承座附近的应力极小,几乎没有位移,原有设计即便是在没有加强

?

2912?

筋的情况下也完全可以满足设计要求,而第Ⅰ轴、第Ⅳ轴轴承座和油底壳远端则恰恰相反,其中油底壳最远处编号为36023的节点(x =1261093,y =-1971787,z =2181814)位移最大,其值为010234965mm 。而第Ⅳ轴轴承座中编号为17313的节点(x =22313040,y =-7314445,z =1210995)平均应力最大,其值为49125M Pa ,而最小平均应力和最小位移点分别位于编号为43944(x

=-

6016092,y =10516510,z =

-210000)和编号为44969(x =-13010000,y =-9410711,z =10210710)的节点,其值分别

为010*******M Pa 和0;同时从应变分布图(图5)可以看出,17313节点也是最大平均应变点。据此可以判定该点为箱体最易发生开裂的部位(其最大应变为010********,最小应变几乎为零)

。

图3

　箱体总位移分布图

图4

　箱体最大平均应力分布图

图5箱体总应变分布图

通常,有限元软件都会以十分夸张的形式表

现出模型的变形量,而在实际情况下,图5所示的变形均未超过1mm 。3.3　轴向载荷的影响

虽然理论计算得出第Ⅳ轴轴承座所受轴向载荷比径向载荷要小许多,但实际上该处由于结构

原因,轴向承受能力远小于径向承受能力,所以轴向载荷的影响可能会占主要部分,计算结果证实了我们的推断,其最大平均应力值为301688MPa 。3.4　壳体模型的改进

从上述分析可以得知,模型的最大位移位于油底壳最远端,这主要是由于油底壳过薄、悬臂过大造成的,因此在尽量不改变壳体基本结构的前提下,我们在大位移处增加了两条加强筋,而从图4和上述轴向载荷的影响分析中能够看出,壳体

主要承受强度部位主要分布于第Ⅳ轴轴承座附近,为提高整体强度性能,我们在该处按照载荷分布增加了4条三角形加强筋。

由有限元分析知,改进后的模型得到了较为理想的结果,其中,箱体的最大位移值从010234965mm 降到了01011858mm (图6)。而壳体最易发生破裂部位的最大平均应力值为401887MPa (图7),比原模型降低了81363M Pa 。其他多数区域的应力也相应减小,据此可见,改进后模型的强度和刚度情况均得到了很大的改善。

图6

改进后箱体总位移分布图

图7改进后箱体最大平均应力分布图

3.5　结果修正

完整的Pro/E 箱体模型中存在着大量铸造圆角。对其进行有限元分析时,由于箱体结构过于复杂且信息量巨大,导致有限元软件无法完成运算过程,因此在分析时采用了无圆角化处理,即将所有铸造圆角取消,用棱角代替。棱角和圆角的应力集中效应明显不同,因此有必要对棱角化的计算结果进行修正。

棱角以及所对应的圆角的形状、大小和位置对箱体应力和位移都有着不同程度的影响。应力修正方法是,将棱角化箱体的应力计算结果乘以圆角应力修正系数得到真实箱体的应力计算结

?

3912?

果。位移修正也是如此。现以应力修正为例,应力修正系数为

k s=σy/σl(6)式中,k s为棱角化模型各点的应力修正系数;σy为有圆角模型的应力计算值;σl为棱角化模型的应力计算值。

经过统计我们得到整箱的平均应力最大修正系数k s=01892,最大位移修正系数k D=0189。

因此,可以得到改进前模型的修正后的最大平均应力为4319MPa,而改进后模型的修正后的最大平均应力为3615M Pa。改进前模型的最大位移为01021mm,改进后模型的最大位移为01011mm。

3.6　结果分析与疲劳强度校核

箱体的最大受力处是在第Ⅳ轴(输出轴)与油底壳相连接的部位,我们在进行疲劳强度校核时认为该处适合采用单向应力下的疲劳强度计算方法,原始壳体的最大应力为4319M Pa;改进后的应力值为3615MPa,按脉动循环应力计算疲劳强度[9]:

Sσ=

σ

-1

kσ

εσβ

σa+ψσσm

≥[S](7)

ψσ=σ

-1

/σb σa=σm=σmax/2

式中,σ-1为材料对称循环疲劳极限;σb为材料抗拉强度极限;σa为应力幅;σm为平均应力;σmax为最大工作应力;kσ为应力集中系数;εσ为绝对尺寸系数;β为表面状态系数。

取kσ=2、εσ=019、β=019。对于变速箱这种大尺寸铸件,在材质的均匀性和工艺质量中等,并且难以精确计算时,取许用安全系数[S]= 114～117。原始壳体模型的疲劳强度为

Sσ1=

9617

2

019×019

×015×4319+9617

290

×015×4319

=1158

改进后壳体模型的疲劳强度为

Sσ2=

9617

2

019×019

×015×3615+9617

290

×015×3615

=

119>[S]

因此认为改进后的变速箱壳体基本达到疲劳强度校核要求,但还需进一步的改进。

4结论

(1)右壳体第Ⅱ轴轴承座附近的应力和位移很小,不会影响金属带的轴向无偏传动。

(2)箱体所受应力中轴向力的影响占主要部分。

(3)输出轴轴承座下方所受载荷较大,说明原有设计中在该轴承座附近布署加强筋合理。

(4)模型改进前油底壳位移过大,三维状态下最大应力和应变均出现在油底壳与输出轴轴承座结合部附近,同时从改进后得到的明显改善结果可以得出,相应区域的确需要增加加强筋。

(5)改进后的CV T箱体安全系数有所增大,同时应力和位移均大幅度减小,疲劳强度满足要求。

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(编辑　马尧发)

作者简介:孙德志,男,1955年生。东北大学机械工程与自动化学院副教授。主要研究方向为摩擦学、现代机械传动与信息化技术。出版专著1部,发表论文40余篇。郑宏远,男,1980年生。东北大学机械工程与自动化学院硕士研究生。程乃士,男,1947年生。重庆工学院CV T研究与发展中心主任、教授。张伟华,女,1961年生。东北大学机械工程与自动化学院副教授。

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