張燕燕，岳巧紅，朱明明

(1.黃河科技學院，河南 鄭州450093;2.河南出入境檢驗檢疫局，河南鄭州450003)

柔性飛輪是發(fā)動機上裝在曲軸后端的較大的圓盤狀零件，具有較大的轉(zhuǎn)動慣量，它可以將發(fā)動機做功行程的部分能量儲存起來，以克服其他行程的阻力，使曲軸均勻旋轉(zhuǎn);作為發(fā)動機的核心部件之一，飛輪擔負著起步、控制、傳遞動力等重要作用，其機構(gòu)性能的優(yōu)劣直接影響著傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的工作特性和整車傳動系統(tǒng)的性能指標。

目前汽車上使用的柔性飛輪大部分為一體式，即撓性盤在使用過程中既與曲軸尾端連接，又與液力變矩器相連接，所以，飛輪撓性盤在工作過程中承受從多方向來的各種載荷，容易產(chǎn)生各種失效形式，從而給柔性飛輪的設計和制造帶來了很高的要求。為了滿足高強度的使用要求，設計者們只能在已有結(jié)構(gòu)的基礎上分別從應力和提高轉(zhuǎn)動慣量的角度，對飛輪進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計。文獻［1］對飛輪進行了多目標的動態(tài)優(yōu)化，但由于安裝空間及結(jié)構(gòu)布置的限制，造成了所獲得的最優(yōu)化參數(shù)往往不能實施;文獻［2］利用光彈應力分析法，對某飛輪進行試驗分析;文獻［3］對四缸內(nèi)燃機曲軸-飛輪組進行了模態(tài)分析，并且提出為保證發(fā)動機獲得良好的動力學性能，還需在應力、模態(tài)分析基礎上對其動力學特性進行優(yōu)化。

由于理論計算的難度和工程實際的復雜性，加上生產(chǎn)廠家對開發(fā)周期無限縮短的要求，國內(nèi)廠家多采用商用有限元軟件對飛輪結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化和改進，同時利用模擬裝車的試驗驗證其合理性，從而達到減少研發(fā)成本，縮短開發(fā)周期的目的。

1 一體式柔性飛輪的結(jié)構(gòu)組成

圖1為一體式柔性飛輪總成結(jié)構(gòu)示意圖，其裝配形式在于:連接盤3與齒圈1焊接連接，撓性盤6與連接盤3通過銷釘固定連接，并用螺栓5與曲軸2相連接，撓性盤6通過液力變矩螺栓4與變速箱連接，用于傳遞力矩。

圖1 一體式柔性飛輪總成結(jié)構(gòu)示意圖

2 建立有限元模型

在有限元分析的過程中，柔性盤的材料采用高強度鋼 Q460，Q460材料的力學為:彈性模量為210 000 MPa，泊松比為 0.29，屈服強度為 520—690 MPa，密度為 7.8 ×10－9t/mm3。其它材料均為普通的Q345鋼。

在建立幾何模型時，所有的實體單元均采用10節(jié)點四面體單元 SOLID187［4］，接觸對主面采用TARGE170單元，接觸對從面采用CONTA174單元，預緊力采用PRETS179單元;劃分網(wǎng)格時對幾個接觸面處采用了細化，劃分后一體式有限元模型包含11 899個節(jié)點，35 897個單元。有限元模型如圖2所示。

圖2 飛輪的有限元模型

對于金屬材料的高周疲勞試驗，一般是通過周期循環(huán)的交變載荷作用在試件，用拉伸或者彎曲工況得出材料的S-N(應力-應變)曲線，并取一定的安全系數(shù)，用于產(chǎn)品零件的疲勞設計。由于材料的SN曲線測起來費時費力，在單一工況作用下S-N并不能全面反應材料的疲勞壽命，且高周疲勞壽命是基于材料強度應力的，應力越大，零部件的疲勞壽命越短。所以本文省去計算疲勞壽命這一環(huán)節(jié)，直接以應力與疲勞壽命對比，這樣可以實現(xiàn)飛輪的疲勞壽命預測。本文主要分析螺栓在預緊過程中以及軸向加載時的靜強度。

2.1 螺栓預緊

在液力變矩器螺栓上施加16 kN軸向預緊力，同時，在曲軸螺栓上施加42 kN的軸向預緊力，變矩器紅色端面全約束固定，各部件之間相接觸的面均指定為面-面接觸，接觸面之間摩擦系數(shù)0.15。

施加預緊力后柔性盤中心參考點軸向位移如圖3所示，從位移圖中可計算出軸向相對位移為0.52+0.0429=0.562 8 mm，剛度 K=1 500/0.562 8=2 727 N/mm。

2.2 軸向加載分析

預緊力、變矩器端面的約束及接觸面的設置均與預緊力分析時的設置相同。另外，在柔性盤中心孔圓心處設置參考點，并將曲軸圖示上的節(jié)點與參考點建立剛性連接，約束參考點的徑向自由度，并在參考點上施加軸向集中力，分別為1 500 N，3 500 N和－500 N，在3 500 N軸向力的作用下飛輪所受的應力情況如圖4、圖5所示。

圖3 柔性盤軸向位移

圖4 3 500N軸向力作用下飛輪所受應力分布情況

圖5 －3 500N軸向力作用下飛輪所受應力分布情況

如圖4所示，在3 500 N軸向力作用下，柔性盤的最大應力為628 MPa，最大應力出現(xiàn)在中心孔邊上;對比試驗結(jié)果:該軸向疲勞試驗共進行了231萬次應力循環(huán)，遠遠低于所期望的600萬次循環(huán)，并且柔性飛輪破環(huán)時的裂紋也是沿著中心孔附近開始擴張的，與有限元靜力分析最大應力出現(xiàn)的趨勢相一致，所以應該對該結(jié)構(gòu)進行改進。本產(chǎn)品最終的改進結(jié)構(gòu)最大應力為467 MPa，試驗循環(huán)次數(shù)為835萬次，這說明在飛輪上開孔對產(chǎn)品壽命影響很大。

2.3 旋轉(zhuǎn)彎曲應力分析

預緊力、變矩器的約束及接觸面的設置均與預緊力分析的設置相同。在柔性盤中心孔圓心處設置參考點，并將曲軸圖端面上的節(jié)點與參考點建立剛性連接，約束參考點的徑向自由度，并在參考點上繞X軸或者Y軸施加0.5°的角位移，分析結(jié)果見圖6所示。

圖6 Y、Z軸方向應力分布情況

結(jié)合有限元分析的結(jié)果，對比該產(chǎn)品的旋轉(zhuǎn)彎曲試驗表明:對產(chǎn)品壽命影響最大的是Z方向的彎曲應力，由有限元模擬結(jié)果表明:柔性盤在旋轉(zhuǎn)力作用下的最大應力為453.964 MPa。在試驗的條件下，抽取的4件樣品都通過了1 000萬次循環(huán)試驗，說明在分析應力不大于453 MPa的條件下，試件都可以滿足疲勞試驗的要求。

3 柔性飛輪模型的試驗驗證

對柔性飛輪進行爆裂試驗以驗證有限元分析結(jié)果的準確性。圖7為試驗現(xiàn)場的圖片，爆裂試驗轉(zhuǎn)速為n=13 000 r/min，應用文獻［5］所述慣性力作用下的應力分析的方法，在柔性盤上出現(xiàn)的最大應力為608.35 mpa，柔性盤為高強度鋼，其屈服強度為690 MPa。對飛輪進行該轉(zhuǎn)速下的超速試驗，停留時間5 min，飛輪未發(fā)生爆裂損壞。

圖7 試驗圖片

以柔性飛輪為研究對象，進行其振動響應的試驗驗證，采用錘擊法對飛輪進行其敲擊試驗，加速度傳感器安裝在飛輪總成前端，檢測的振動位移信號與飛輪前端沖擊錘的力信號放大后進入信號采集處理分析儀，計算機讀取數(shù)字信號，進行數(shù)字信號分析［6］。

表1為錘擊法對飛輪進行響應的多點激勵試驗的試驗條件，力錘與飛輪接觸瞬間，產(chǎn)生很大的沖擊力，之后，沖擊力信號很快衰減，而飛輪在收到力錘的沖擊之后，瞬間獲得很大的加速度，而后響應信號逐漸衰減，產(chǎn)生的振動信號頻譜如圖8所示。

表1 試驗條件

圖8 振動信號頻譜

圖8 中20.13 Hz、705.8 Hz為飛輪的前兩階頻率，其余的波峰為電磁噪聲的干擾振動頻率，試驗得到的前兩階頻率，與ANSYS計算的固有頻率相比略低，這是因為在建模采用了一些簡化和理想的假設，因而計算固有頻率有所提高。將實測值與有限元的計算結(jié)果進行比較，如表2所示，計算結(jié)果與實測值的談差不超過9%，驗證了理論模態(tài)分析的正確性。

表2 飛輪各階模態(tài)頻率

4 結(jié)束語

本文建立了EP6柔性飛輪的有限元模型，并通過試驗的方法驗證了有限元模型的合理性;對EP6柔性飛輪在預緊及軸向載荷作用下的仿真計算，結(jié)果表明:(1)觀察各種工況作用下飛輪的應力分布情況，能清楚知道飛輪上的最大應力的大小和位置;(2)有限元分析結(jié)果與實際試驗結(jié)果對比后顯示:該型號的柔性飛輪不能滿足軸向疲勞試驗的要求，同時固有頻率偏小;(3)應該對該飛輪的結(jié)構(gòu)再進行優(yōu)化，在滿足其它工況強度要求下，通過改變應力孔的位置或者提高剛度手段來達到釋放軸向載荷所產(chǎn)生的應力和提高產(chǎn)品的固有頻率，使之滿足設計要求。

以上工況是用于模擬試驗室內(nèi)單一工況作用下柔性飛輪的結(jié)構(gòu)強度，在裝車試驗中，可能是這幾個工況中的兩個或者幾個工況的組合，由于該分析工況中取了一定安裝系數(shù)，因此可以用于預測柔性飛輪的疲勞壽命。

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