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11.东北大学,沈阳,1100042.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)BoxSun Dezhi 1 Zheng Hongyuan 1 Cheng Naishi 2 Zhang Weihua 11.Nort heastern U niversity ,shenyang ,1100042.Chongqing Indust ry Instit ute ,chongqing ,400050Abstract :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ⅠⅡⅢⅣ左端轴承座支反力346150439172018右端轴承座支反力1229161324535602 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 =Fm=P 0+2P 1cosλ+……+2P n cos n λ(1)λ=360°/Z(2)n =(Z -1)/4(3)P n =kδn (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 nλ(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)。