双离合汽车变速箱拨叉换挡Bang声音分析

双离合汽车变速箱拨叉换挡 Bang 声音分析 余立平 陈浩 黄立 朱丽丹 东风格特拉克汽车变速箱有限公司 武汉 430056 摘 要 本文使用 ABAQUS 软件对一款双离合变速箱拨叉换挡时出现 Bang 声音进行了分析 计算拨叉应力 应变 接 触力 疲劳等结果 结合试验和仿真结果 发现拨叉短臂因受力偏大产生塑性变形 从而造成换挡时出现 Bang 的声音 对 拨叉长短臂的刚度和中间 PAD 的高度进行了优化 优化后长短臂应力水平和疲劳寿命都有显著改善 建立了拨叉 CAE 校核规 范 避免在整车上出现工作失效 关键词 应力和应变 拨叉 塑性变形 疲劳寿命 Bang Failure analysis of Double Clutch Gearbox Shift Fork YU Li ping Chen Hao Huang Li XU Zhe ZHU Li dan DONGDENG GETRAG TRANSMISSION CO LTD Wuhan 430056 China Abstract ABAQUS software are been used to analyze shift fork Bang noise According to the calculation results shift fork have plastic deform So stiffness of shift fork arms and middle pad height are been optimized According to the optimization results the stresses and fatigue have significantly improvement In order to avoid shift fork failure in the vehicle CAE checking standards are been established Key words Stress and strain shift fork plastic deform fatigue failure 近年来用户对变速箱换挡性能要求越来越高 换挡效果和换挡感受是变速箱一个重要的性能评估 指标 拨叉是变速箱换挡重要换挡执行机构 汽车 在不同转速条件下 必须要使用不同档位齿轮啮合 来传递动力 在双离合变速箱中当汽车转速达到一 定值时 TCU里面程序会控制电机转动使换挡鼓转 动 来推动拨叉沿着滑到轴向移动 拨叉推动同步 器齿套来实现各档齿轮结合和脱离 达到换挡的功 能 拨叉在驾驶过程中隐患是出现两次Bang的声音 和换挡换不进 为了解决这个问题 设计者优化了 很多参数 拨叉刚度分析和拨叉叉脚受力分析也是 解决这种问题一种非常有效的方法 1 对于叉脚对 称分布拨叉 两个叉脚刚度对称是优化的目标 对 于拨叉叉脚非对称结构 两个叉脚受力均衡是优化 目标 正常换挡策略会使用三个范围的力换挡 最 初使用低的换挡力换挡 如果换挡困难 齿套推不 进去会使用中等的换挡力换挡 如果也不能实现换 挡 则选用最大换挡力换挡 随着换挡力增大 叉 脚应力和应变也随之增大 在变速箱工作时是不容 许叉脚出现塑性变形 因为变速箱各个档位的换挡 行程是严格控制的 拨叉变形会使换挡滞后 影响 换挡性能和用户感受 在拨叉设计时要求在最大换 挡力情况下拨叉叉脚不发生塑性变形 因此在拨叉 两个叉脚中间设计一个凸台 中间PAD 当使用中 等换挡力时中间PAD开始接触 来减少两个叉脚受 力 在非线性和接触有限元分析中 ABAQUS比其他 有限元软件更方便和计算时间更短 拨叉在工作时 涉及到很多接触的问题 因此使用ABAQUS软件对拨 叉强度和塑性变形分析会很方便和高效 同时 ABAQUS软件输出的应力结果可以用来计算拨叉的疲 劳寿命 使用ABAQUS软件计算拨叉各个臂上和中间 叉脚受力 拨叉在不同换挡力下的应力和应变 根 据这些计算结果 可以评估拨叉设计是否合理和拨 叉改进方向 因此通过使用ABAQUS软件 可以在产 品量产前期排查问题 避免在整车运行情况下发生 问题 从而为企业减小损失和降低成本 1 理论理论 1 1 屈服准则屈服准则 1 1 1弹塑性应力应变曲线弹塑性应力应变曲线 如图1所示大多数材料的应力和应变曲线初始 段直线上升 到达极限点A开始变成轻微的曲线 但 是斜率变化不能区分明显的屈服点 在国际标准中 通常采用0 02 应变来的弹性斜率来绘制屈服应力 2 图图1 1材料弹塑性应力材料弹塑性应力 应变曲线应变曲线 加载时 材料发生硬化 应力增加直到试验机 被停止 卸载轨迹是直的 这是弹性卸载 应力 应变曲线的斜率等于初始值 由杨氏模量给出 在D 点 虽然应力为0 但是有残余塑性应变 应变大小 为OD长度 装卸试验告诉我们总应变为塑性应变和 弹性应变之和 1 表示总应变 错误错误 未找到引用源 未找到引用源 表示弹性 应变 错误错误 未找到引用源 未找到引用源 表示塑性应变 弹性部 分不是常数而是依据当前的应力水平 2 1 1 2Tresca屈服准则屈服准则 当变形体内的最大剪切应力达到某极限值时发 生屈服 3 表示最大剪切应力 错误错误 未找到引用未找到引用 源 源 表示最大主应力 错误错误 未找到引用源 未找到引用源 表示最 小主应力 注释 1 对于拉压强度相同材料 可以用单向拉伸的 屈服应力 2 对于拉压强度不同材料 需要测定拉伸 压 缩时屈服应力 3 不能考虑中间主应力以及静水应力的影响 4 非连续函数 需要知道主应力的顺序 不便 于应用 1 1 2Mises屈服准则屈服准则 等效应力达到单向应力状态下相应条件时的真 实应力 4 表示等效应力 1 2 MinerMiner线性累积损伤理论线性累积损伤理论 构件在应力水平Si作用下 经受ni次循环的损伤 为Di ni Ni 若在K个应力水平Si作用下 经受ni次循 环 则可定义其总损伤为 3 5 其中 ni是在Si作用下的循环次数 由载荷谱给 出 Ni实在Si作用下循环到破坏的寿命 由S N区县 确定 2拨叉拨叉Bang声音问题描述声音问题描述 在整车耐久测试时 换档时出现Bang的声音 并且换挡不顺利 拆箱对拨叉各个尺寸进行了检测 发现拨叉长短臂都出现变形 结果表1所示 如 图2所示拨叉模型 1号位置为拨叉长臂叉脚 2号 位置是中间PAD位置 3号位置为短臂叉脚 图图2 2变速箱换档拨叉变速箱换档拨叉 表表1 1拨叉叉脚变形量拨叉叉脚变形量 位置位置 1 号 2 号 3 号 1 2 3 变形量 变形量 mm 0 23 0 0 51 因此很明显拨叉出现了塑性变形 为了排查是 拨叉长短臂受力不均衡的问题还是拨叉腿本身结构 很弱或者应力集中的问题 进行了CAE分析 3拨叉刚度 拨叉刚度 强度和疲劳耐久分析强度和疲劳耐久分析 3 13 1分析模型分析模型 3 1 13 1 1刚度分析模型刚度分析模型 约束拨叉滑道六个自由度 分别在在长短臂叉 脚地方加载1000N沿着滑道方向的力 计算各个叉 脚在该方向的位移 详细模型如图3所示 图图3拨叉长短臂叉脚刚度计算模型拨叉长短臂叉脚刚度计算模型 3 1 23 1 2强度分析模型强度分析模型 如图4所示 拨叉换挡时换挡鼓上的圆柱凸轮 和拨叉滑块接触 推动拨叉沿着滑杆移动 拨叉叉 脚和同步器齿套接触 从而推动齿套移动来实现变 速箱换挡 在ABAQUS软件中分析时 对模型进行 了处理 将滑杆和齿套固定 拨叉和齿套 滑杆建 立接触对 在拨叉滑块上加力 由于一个拨叉控制 两个档位 所以拨叉有两个方向换挡力 分析时采 用塑性材料分析拨叉塑性变形 图图4 4拨叉强度分析模型拨叉强度分析模型 3 1 33 1 3疲劳耐久分析模型疲劳耐久分析模型 疲劳分析需要材料S N曲线和载荷谱 载荷谱对 应的应力是以ABAQUS计算出三种换挡力作用下应 力结果 载荷谱是基于大量样本的统计数据 3 23 2分析结果分析结果 3 2 13 2 1刚度和受力分析结果刚度和受力分析结果 表表2 2拨叉刚度和受力分布结果拨叉刚度和受力分布结果 刚度 N mm 受力百分比 拨叉长臂 1227N mm 40 拨叉短臂 1302N mm 60 理想状况下 希望拨叉长短臂各分担50 力 从 表2可知拨叉腿刚度越大则受力越大 由于拨叉长短 臂不直对称结构 设计时短腿刚度比长腿小 会对 长短臂受力均衡有好处 可以把拨叉腿等效成悬臂 梁 悬臂梁的等效刚度如下 6 其中 E为材料的杨氏模量 I为梁截面的惯性 矩 对于实心梁截面积越大惯性矩越大 L为梁的 长度 由于空间和功能的限制拨叉腿的长度不能变 动 因此可以通过调整长短臂的横截面积来调节拨 叉刚度和长短臂受力 3 2 23 2 2强度分析结果强度分析结果 在设计拨叉时要求在极限工况下拨叉不发生塑 性变形 长短臂应力要小于屈服应力 加载时按极 限应力加载 图5为拨叉应力结果 图6为拨叉塑性 应变结果 图7为在ABAQUS中输出接触对接触力 的结果 图图5拨叉应力分布拨叉应力分布 拨叉材料的屈服强度极限时140Mpa 由图5结 果知拨叉短腿应力超过140Mpa 出现塑性变形 而拨叉长腿最大应力只有55Mpa 表明拨叉长短臂 受力不均衡 主要短腿受力 中间PAD没有应力 表明在很大换挡力工况下 中间PAD没有起到分担 力作用 图图6 6拨叉塑性变形结拨叉塑性变形结果果 由图6结果知 拨叉短腿出现塑性变形 最大塑 性应变值为0 05 图图7模拟不同换挡力下拨叉受力模拟不同换挡力下拨叉受力 图7中横坐标为换挡力 纵坐标为拨叉上受力分 布 在换挡力变大时 拨叉长短臂上力也在增大 但是长腿上受力比短腿小 中间PAD在很高换挡力作 用下才接触 但是设计时要求中间PAD在中等换挡力 时开始接触 来分担长短臂的受力 避免出现应力 太大 从上面结果知拨叉短腿塑性变形由两个因素造 成 1 长短臂刚度比例不合理 2 中间PAD高度低 造成接触时机太晚 没有 起到分担力的作用 3 2 23 2 2疲劳耐疲劳耐久分析结果久分析结果 图图8拨叉疲劳寿命拨叉疲劳寿命 拨叉疲劳寿命结果如图8所示 拨叉设计要求疲 劳寿命大于200 而该拨叉寿命小于200 4拨叉优化和优化结果拨叉优化和优化结果 4 14 1优化方案优化方案 根据计算结果 对拨叉重新优化设计 主要从 两个方面考虑 1 减小短腿截面积和增大长腿截面积 来减小 短腿刚度和增大长腿刚度 如图9所示 这样长短臂 受力比例更合理 2 增加中间PAD高度如图10所示 图图9改变拨叉长短臂截面积改变拨叉长短臂截面积 在图9中红色代表优化设计模型 蓝色为原模 型 图图1010中间增加中间中间增加中间PADPAD高度高度 如图10所示 增加中间PAD高度可以让中间PAD 较早分担换挡力 在较大换挡力时 拨叉长短臂受 力变小 避免出现塑性变形 4 14 1优化结果优化结果 优化后拨叉在较高换挡力作用下 没有发生塑 性变形 两个叉腿受力更均衡 疲劳寿命也达到要 求 结果如图11 12 13所示 图图11拨叉应力结果拨叉应力结果 如图11所示 拨叉应力小于屈服应力没有塑性 变形 图图1212拨叉受力分布拨叉受力分布 图12中横坐标为换挡力 纵坐标为拨叉上受力分 布 优化后拨叉长短臂受力更均衡 中间PAD在中等 换挡力就开始接触 图图1313拨叉疲劳寿命拨叉疲劳寿命 如图13所示 拨叉疲劳寿命大于1000 远满足设 计要求 5 总结总结 本文使用 软件分析了拨叉刚度 强度 塑性有变形和疲劳寿命等结果 根据计算结果排查 出拨叉换挡时出现 噪声的原因 并