車用液力緩速器關鍵部件設計與有限元分析

王奎洋，陳 炯，唐金花

（江蘇理工學院汽車與交通工程學院，江蘇 常州 213001）

車用液力緩速器關鍵部件設計與有限元分析

王奎洋，陳 炯，唐金花

（江蘇理工學院汽車與交通工程學院，江蘇 常州 213001）

基于液力緩速器樣機與選配車型，利用相似設計法對液力緩速器關鍵部件進行參數設計，包括動輪、定輪的循環圓內徑、外徑、葉片數、葉片厚度及葉片傾角等；運用CATIA軟件對液力緩速器關鍵部件進行三維建模與虛擬裝配，并運用ANSYS軟件對葉片進行強度分析和模態分析。結果表明：所設計的葉片能滿足強度要求和避免共振，所設計的液力緩速器滿足匹配車輛性能與安裝要求，為液力緩速器的相關設計研究提供了參考依據。

液力緩速器；參數設計；應力分析；模態分析

0 引 言

車輛長時間持續制動、高強度制動或頻繁制動時，由于行車制動器無法及時將熱量釋放到大氣中，制動器溫度大幅升高，使其摩擦因數下降、磨損程度加重，出現制動效能部分甚至全部損失的危險和熱衰退現象[1]。液力緩速器能夠有效分流制動器的負荷，提高制動安全性能，延長制動器使用壽命，降低車輛使用成本，是中重型車輛輔助制動裝置的發展趨勢[2-3]。目前，我國對液力緩速器設計理論的研究明顯滯后，產品研發能力較為薄弱，還未形成定量化的理論來指導液力緩速器及其控制系統的設計與開發。

液力緩速器作為液力耦合器的一種派生類型，其關鍵部件是動輪與定輪。動輪、定輪的結構尺寸及葉片的傾角和數量是液力緩速器設計的主要方面。本文在充分了解液力緩速器相關理論的基礎上，運用相似設計法，結合某一車型的具體參數要求，對液力緩速器進行了主體參數設計，利用CATIA軟件對液力緩速器進行了三維建模與虛擬裝配，并運用ANSYS軟件對葉片進行了強度和模態分析。

1 液力緩速器的參數設計

1.1 液力緩速器數值計算方法

常用的液力緩速器設計方法有理論設計法、相似設計法、統計經驗法和反求設計法等[4]，其中，相似設計法最為簡單；因此，本文選取相似設計法對液力緩速器關鍵部件進行設計計算。相似設計方法是指在較為成熟的液力緩速器的基礎上，根據相似理論對液力緩速器進行設計的方法。根據不同制動力矩的要求，利用相似原理計算液力緩速器的循環圓內外直徑，并根據內外徑之比（即相似比）對樣機相應參數進行放大或者縮小。

1.2 液力緩速器關鍵部件參數確定

運用相似設計法對成熟的液力緩速器樣機進行放大或者縮小設計。本文選取福伊特R133-2型液力緩速器作為樣機，選取一汽解放CA1313P7K2L11T4型卡車作為匹配車型，設計適合該車使用的液力緩速器的關鍵部件主要參數。

相似設計方法的主要設計步驟如下：

1）選型。在分析國內外現有各種類型液力緩速器的基礎上，選取適合所選車型的液力緩速器產品作為樣機，獲得該液力緩速器在全充注量時的原始特性。本次設計選取德國VOITH公司生產的R133-2型液力緩速器作為樣機進行設計。該型號液力緩速器具有尺寸小、質量輕、制動力矩大和便于安裝等優點[5]。

2）根據選定的液力緩速器樣機，計算出所需設計的液力緩速器有效循環圓內外徑的值。

該液力緩速器在充液率為100%時的輔助制動力矩特性曲線如圖1所示，由曲線可知，在動輪轉速n約為1200r/min時，該液力緩速器所能產生的最大制動力矩TMmax為3 950 N·m，其動輪最高轉速為2800r/min。該液力緩速器的總體質量為85kg，工作腔容積為9.5L，采用的液壓油為CF-4型發動機潤滑油，油液密度ρ為860kg/m3，油液運動黏度ν為12mm2/s，動輪和定輪的相關參數如表1所示。

該液力緩速器的最大力矩的制動系數為

由于新液力緩速器是按照R133-2型液力緩速器進行相似設計得來，所以其最大制動力矩系數與原樣機相等。本設計所選取的車型為一汽解放CA1313P7K2L11T4卡車，其最大速比為一擋的5.864。該變速器的最大輸入扭矩TMmax約為685N·m，所以變速器所能承受的最大扭矩為

表1 福伊特R133-2型液力緩速器動輪和定輪相關參數

在液力緩速器工作時，由于變速器輸出軸與液力緩速器連接動輪的中間軸相連，所以變速器也要承受來自液力緩速器因輔助制動而產生的緩速力矩。在發動機和液力緩速器同時配合制動時，還應考慮到發動機制動扭矩、變速器從輸出軸到輸入軸的速比以及變速器所要求的扭矩安全系數；所以，與所選緩速器相匹配的液力緩速器最大制動扭矩不能達到上述值，應該小于變速器所能承受的最大扭矩。根據發動機在制動時的制動扭矩大小、變速器從輸出軸到輸入軸的速比和所要求的變速器扭矩余量，可以取所要求設計的液力緩速器的最大緩速力矩TSmax約為3000N·m。根據相似原理，該最大扭矩也是在液力緩速器動輪轉速n為1200r/min時獲得的。

根據相似設計原理，所設計的新液力緩速器樣機的循環圓直徑D為

因為原樣機的循環圓內徑為168 mm，外徑為293mm，所以其循環圓內、外徑的比值為

由于相似設計的液力緩速器的循環圓內外徑比值與原樣機一致，所以設計所得液力緩速器的循環圓內徑ds為

根據相似設計的原理，葉片的傾角和楔角等參數都與原樣機相同，不需要做任何改變，而其它結構幾何尺寸參數則要通過原樣機的尺寸與相似比例常數共同確定。

3）根據原樣機液力緩速器循環圓的直徑DM和新設計液力緩速器的循環圓直徑Ds，求出相似設計的相似比例常數C。

4）根據相似比例常數C和原樣機的相應尺寸結構參數，可求出所設計液力緩速器的主要參數，如表2所示。

表2 液力緩速器部分設計參數

1.3 液力緩速器的三維建模與虛擬裝配

根據所設計的參數，運用軟件CATIA V5建立液力緩速器的三維模型，主要針對液力緩速器關鍵零部件——動輪、定輪、后殼、前殼及中間軸完成三維設計建模，并對所設計的模型進行虛擬裝配。

2 液力緩速器的有限元分析

2.1 應力分析

由于液力緩速器高速制動時，動輪葉片隨傳動軸高速旋轉并帶動工作腔內的工作油液對固定于箱體的定輪葉片產生很大的表面沖擊。如果工作輪載荷超出所選用材料的強度極限，液力緩速器高速制動時容易導致葉片斷裂，存在安全隱患，所以對葉片進行強度分析是液力緩速器選材的前提[6-7]。

借助CATIA與ANSYS的數據接口，將葉片模型導入ANSYS生成有限元模型，為了防止因局部造型的復雜而導致網格劃分的失敗，對模型做了局部的簡化修正；在ANSYS中采用solid95實體單元，該液力緩速器選用ZGD410-620鑄鋼，其彈性模量為175 GPa，泊松比為0.3，密度為7 850 kg/m3。劃分網格時重點對葉片承載面進行局部網格細化，共生成8997個節點和4682個單元，在有限元模型的周期切割面上施加周期對稱約束，并在輪轂處施加全約束。液力緩速器工作時，液壓油在封閉的工作腔內高速旋轉，在很高的離心力作用下對葉片的工作面產生壓力載荷。將該離心力寫成與半徑有關的載荷函數施加到葉片上，分析設定葉片的轉速為2800r/min時的穩定工況。在ANSYS分析軟件的通用后處理模塊中，獲得有限元模型的結構變形情況和等效應力分布情況，分別如圖2和圖3所示。

圖2 葉片的結構變形圖

圖3 葉片的等效應力云圖

由圖2可以看出，在壓力載荷作用下，葉片發生了一定的變形，最大位移為0.559mm；由圖3等效應力云圖可知，葉片的最高等效應力達380MPa，最高等效應力位于葉片和外環殼體的根部，此部位最容易產生應力集中，有限元模型強度分析結果與真實情況基本符合。根據GB/T 14408——2014《一般工程與結構用低合金鋼件》，ZGD 410-620鑄鋼的強度極限為620 MPa，強度安全系數為4.0。由此可以得出該葉片的應力集中和位移量都在允許范圍內，符合葉片強度要求，從而保證緩速器在最高轉速下穩定可靠的力學性能。

2.2 模態分析

液力緩速器工作時，油液在工作腔流道中的流動是不可壓縮的三維不穩定復雜流動，流動規律難以準確測量[8]。工作狀態下，不僅其內部能量轉換和工作油液的流動狀態極其復雜，而且還承受來自路面激勵和發動機及傳動系統的高頻振動，所以有必要對液力緩速器進行模態分析，求得各階振型的固有頻率，驗證所設計的液力緩速器葉片工作時能否避免共振。

圖4 模態振型圖

圖4為液力緩速器葉片的第2、6階模態振型圖。由模態分析可知，第1階振型為外環及葉片沿液力緩速器基準軸向前振動，振動固有頻率為2.120 3 Hz，最大變形量為0.571 mm；第2階振型為外環及葉片沿葉片向后俯仰振動，振動固有頻率為7.110 2 Hz，最大變形量為0.948 mm；第3階振型為外環及葉片沿外環腰鼓前后俯仰振動，振動固有頻率為8.050 1 Hz，最大變形量為0.641 mm；第4階振型為外環及葉片沿葉片內外兩側擺振，振動固有頻率為8.4032 Hz，最大變形量為0.974mm；第5階振型同3階振型相似沿外環腰鼓左右擺振，振動固有頻率為9.168 7 Hz，最大變形量為0.528 mm；第6階振型沿葉片前后擺振，振動固有頻率為9.5706Hz，最大變形量為0.949mm。液力緩速器作為高速制動輔助裝置，其一般工作轉速范圍為600～3000r/min，對應的固有振動頻率范圍為10～50Hz，高于模態分析各階振型的固有頻率，從而在工作狀態下能夠避免共振的發生，因此所設計的葉片能有效降低振動。

3 結束語

采用相似理論法，設計出適用于一汽解放CA1313P7K2L11T4卡車的新型液力緩速器，用CATIA軟件對所設計的液力緩速器進行了三維建模與虛擬裝配。利用ANSYS軟件，根據壓力分布函數對液力緩速器葉片的有限元模型進行加載，對葉片進行了強度分析和模態分析。分析結果表明所設計的新型液力緩速器的葉片符合強度要求而且在高速運轉時能夠避免共振。該設計方法為液力緩速器的相關設計研究提供了參考依據。

[1]余志生.汽車理論[M].北京：機械工業出版社，2011：77-90.

[2]何仁.汽車輔助制動裝置[M].北京：化學化工出版社，2005：133-135.

[3]黃榕清，吳磊，邵建華.汽車液力緩速器的原理及應用[J].汽車電器，2006（11）：6-8.

[4]李濤.車用電控液力緩速器現代設計方法研究[D].長春：吉林大學，2006.

[5]吳修義.德國福伊特（VOITH）液力緩速器[J].汽車與配件，2005（33）：30-33.

[6]過學迅，梁榮亮，陳見.基于ANSYS的車輛液力緩速器葉片強度分析及模態分析[J].武漢理工大學學報：交通科學與工程版，2010，34（1）：68-71.

[7]嚴軍，何仁.液力緩速器葉片變角度的緩速性能分析[J].農業機械學報，2009（4）：206-209，226.

[8]何仁，嚴軍，魯明.液力緩速器三維數值模擬及性能預測[J].汽車工程，2009，31（3）：250-252.

Design and finite element analysis of automotive hydraulic retarder’s key components

WANG Kui-yang，CHEN Jiong，TANG Jin-hua
（School of Automobile and Traffic Engineering，Jiangsu University of Technology，Changzhou 213001，China）

The parameters of hydraulic retarder’s key components，including the inner diameter and outer diameter of driving wheel and fixed wheel，the number of blades，the thickness of blade，the angle of blade and so on，were designed based on the prototype of hydraulic retarder and matching vehicle，using the design method on similarity theory.3D modeling and virtual assembly of hydraulic retarder’s key components were done with CATIA software，and the stress analysis and mode analysis of hydraulic retarder’s blade were carried out based on ANSYS software.The results show that the hydraulic retarder’s blade designed can meet the requirements of strength and avoid resonance.The hydraulic retarderdesigned can meetthe requirements on performance and installation of the matching vehicle，which may provide reference for related design research of hydraulic retarder.

hydraulic retarder；parameter design；stress analysis；modal analysis

U463.212；TG115.22+2；TB301；O241.82

：A

：1674-5124（2014)06-0141-04

10.11857/j.issn.1674-5124.2014.06.036

2014-04-02；

：2014-05-21

江蘇省汽車工程重點實驗室開放基金項目（QC201207）

王奎洋（1979-），男，江蘇濱海縣人，講師，碩士，研究方向為車輛電子控制技術。