陳留

摘要：在實際的開發(fā)制造中，為了很好的保證汽車的變速器撥叉能夠有足夠的強度，以保證在汽車正常行駛中能夠平順換擋以及行車安全，本文使用CATIA 對某微型車的變速器撥叉建立了簡化的三維模型。采用Hypermesh軟件，利用有限元分析法對變速器撥叉模型進行模態(tài)分析、靜力學(xué)分析及優(yōu)化分析。根據(jù)優(yōu)化分析結(jié)果的提出了優(yōu)化方案，將撥叉與撥叉軸安裝孔的部位加寬。

Abstract： In the actual development and manufacturing， in order to ensure that the transmission fork of the car can have sufficient strength to ensure smooth shifting and driving safety in the normal driving of the car， this paper uses CATIA to establish the transmission fork of a mini car ?Simplified 3D model. ?Using Hypermesh software， the finite element analysis method is used for modal analysis， static analysis and optimization analysis of the transmission fork model. ?According to the results of the optimization analysis， an optimization plan was proposed to widen the positions of the fork and fork shaft mounting holes.

關(guān)鍵詞：Hypermesh;有限元;靜力學(xué)分析;模態(tài)分析;優(yōu)化分析

Key words： Hypermesh; finite element;static analysis;modal analysis;optimization analysis

0 ?引言

在汽車變速箱傳動機構(gòu)中換擋撥叉作為汽車換擋結(jié)構(gòu)的重要部分，它的性能的好壞決定了汽車的性能，讓學(xué)者和駕駛員非常的重視[1]。變速器撥叉是汽車傳動機構(gòu)里面最重要的一部分，變速器撥叉強度優(yōu)劣會影響變速器的正常工作，影響汽車傳動機構(gòu)的安全性以及持久性[2]。然而，撥叉作為汽車變速箱換擋的至關(guān)重要的一個零部件，撥叉的疲勞損傷也直接影響著變速箱的性能，現(xiàn)有研究主要集中在撥叉斷裂的原因，沒有對進行仿真分析[3]，故以某微型車上的變速器撥叉為研究對象，對有限元模型并進行了模態(tài)分析，得出其振動特性，緊接著根據(jù)靜力學(xué)分析對撥叉進行了拓撲結(jié)構(gòu)優(yōu)化，為撥叉的設(shè)計提供理論依據(jù)。然后在靜力學(xué)分析的基礎(chǔ)上對模型進行優(yōu)化，并對優(yōu)化方案進行分析，最后得到變速器撥叉強度上的最佳設(shè)計方案。

1 ?撥叉結(jié)構(gòu)有限元模型的建立

在對建立撥叉的三維實體模型分析之前，可以對撥叉模型進行一定的簡化，并且把撥叉簡化成一個整體。這樣處理后可以縮短計算時間，提高計算效率，并且與實際情況相差不大。

根據(jù)相應(yīng)的實物及上述簡化方法，使用三維建模軟件CATIA 對該實物進行三維建模，首先建立腳叉及撥叉軸兩個零部件，然后建立撥叉安裝孔。如圖1所示。

2 ?撥叉模型模態(tài)分析

本文將Catia建好的三維模型以stp文件格式導(dǎo)入Hypermesh中，對撥叉三維模型進行離散化處理，并對進行網(wǎng)格進行后期處理，對其材料的定義和屬性的設(shè)置，根據(jù)建立的有限元模型，對撥叉進行動態(tài)特性分析，對該撥叉進行了自由模態(tài)分析，得到其固有頻率值和振型。

由圖2和圖3可知，撥叉的第1階和第2階模態(tài)的固有頻率值分別為405.8Hz、406.6Hz;撥叉的1階模態(tài)振型為彎曲振動，2階模態(tài)的振型為扭轉(zhuǎn)振動;由應(yīng)力云圖可知，1階彎曲和第2階模態(tài)時右撥爪和左撥爪頂端處的振幅較大，彎曲振動最大位移出現(xiàn)在撥叉的弧頂處，而扭轉(zhuǎn)振動最大位移出現(xiàn)在撥爪與接合套接觸的工作面的橫向弧頂處。

由圖4可知，撥叉的第3階模態(tài)的固有頻率值分別為628.3Hz。撥叉的3階模態(tài)振型的應(yīng)力云圖可知，局部扭轉(zhuǎn)時，右左撥爪頂端處的振幅相似。都比前兩階最大應(yīng)力要少。

從圖2-圖4可以看出撥叉的薄弱環(huán)節(jié)在撥爪與接合套接觸的工作面的橫向弧頂處，因此在設(shè)計撥叉時，可以通過優(yōu)化結(jié)構(gòu)或改善材料對其加以改進。

3  撥叉靜力學(xué)分析

根據(jù)建立的有限元模型和加載約束條件，對撥叉做靜力學(xué)分析，得到撥叉的振型圖和應(yīng)力云圖。由圖5可知撥叉的最大位移在撥爪與接合套接觸的工作面的橫向弧頂處。由圖6可知撥叉的最大應(yīng)力在撥叉與撥叉軸安裝孔的地方，以后若要考慮優(yōu)化設(shè)計，可著重考慮此部分的優(yōu)化設(shè)計。

4 ?撥叉的優(yōu)化分析

4.1 優(yōu)化方案

圖7為第一次迭代的結(jié)果;圖8為第十次迭代的結(jié)果;圖9為第十九次迭代的結(jié)果。經(jīng)過分析選擇的優(yōu)化方案為對撥叉應(yīng)力最為集中的撥叉與撥叉軸安裝孔的部位進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，優(yōu)化將撥叉應(yīng)力最為集中的部位進行適當(dāng)?shù)募雍瘛?/p>

4.2 優(yōu)化方案

從圖7-圖9可以看出對薄弱部位分別加寬后對優(yōu)化后的模型進行再分析，前兩張方案相比原撥叉應(yīng)力明顯變小，故滿足設(shè)計的強度要求。優(yōu)化方案得到的撥叉強度最薄弱部位均在撥叉與撥叉軸安裝孔的部位。

5 ?結(jié)論

①經(jīng)過自由模態(tài)分析得出了撥叉的模態(tài)振型，撥叉的第1階、第2階和第三階模態(tài)的固有頻率值分別為405.8Hz、406.6Hz和628.3Hz。

②經(jīng)過靜力學(xué)分析得出了撥叉的的振型圖和應(yīng)力云圖，從圖分析出撥叉的最大位移在撥爪與接合套接觸的工作面的橫向弧頂處。

③經(jīng)過優(yōu)化分析得出了撥叉的十九階迭代的振型，得出了優(yōu)化方案為對撥叉應(yīng)力最為集中的撥叉與撥叉軸安裝孔的部位進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，優(yōu)化將撥叉應(yīng)力最為集中的部位進行適當(dāng)?shù)募雍瘛?/p>

參考文獻：

[1]徐海山，湯夢蕊.變速器換檔撥叉的設(shè)計[J].機械工程師，2012，04：60-61.

[2]李金龍，吳超，廖敏.撥叉零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計及改進[J].機械設(shè)計與制造，2016，（05）：30-34.

[3]陳德民，李雪原，胡紀濱，等.輪式車輛變速箱換擋撥叉斷裂的累積損傷研究[J].北京理工大學(xué)學(xué)報，2006（10）：1-5.

[4]賈院，羅大國，陳勇，等.變速器換擋撥叉疲勞壽命分析[J].汽車工程師，2014（8）：1-4.