王西洋，徐家川，王橙，王孟恩，焦學(xué)健

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基于Workbench的FSAE傳動系統(tǒng)的有限元分析

王西洋，徐家川，王橙，王孟恩，焦學(xué)健

（山東理工大學(xué)交通與車輛工程學(xué)院，山東 淄博 255000）

FSAE賽車的輕量化設(shè)計很大程度上是靠有限元軟件實現(xiàn)的，文章在CATIA中對FSAE傳動系統(tǒng)建立三維模型，通過理論分析進(jìn)行受力計算；針對傳動系統(tǒng)中的架載荷特性，建立大鏈輪和偏心輪支架的有限元模型，對其進(jìn)行模態(tài)與靜力學(xué)分析，得到其安全系數(shù)云圖，在此基礎(chǔ)上，文章對鏈輪與支架的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，使得鏤空處的尺寸最合理，保證其在滿足強(qiáng)度的要求下，質(zhì)量最輕。通過對優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)再次分析，結(jié)果表明該鏈輪與偏心輪支架的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計是可行的。

FSAE傳動系統(tǒng)；鏈輪；結(jié)構(gòu)優(yōu)化；輕量化

引言

本文運用有限元結(jié)構(gòu)分析的方法，在三維軟件CATIA中建立三維模型，并對模型進(jìn)行計算受力分析；利用ANSYS軟件對模型靜力學(xué)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，并進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

1 傳動系統(tǒng)機(jī)械結(jié)構(gòu)

1.1 布置方案

由于賽車采用發(fā)動機(jī)中置后驅(qū)的布置形式，后橋空間緊湊，故賽車采用傳動效率高、過載能力強(qiáng)的鏈傳動，傳動系機(jī)械結(jié)構(gòu)的設(shè)計的主要任務(wù)包括傳動系與車架的安裝機(jī)構(gòu)，鏈條張緊機(jī)等[4]。

1.2 傳動系統(tǒng)鏈條張緊機(jī)構(gòu)的設(shè)計

車隊自成立以來曾用過固定式機(jī)構(gòu)、正反絲鏈條張緊機(jī)構(gòu)以及墊片調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu)。綜合考慮其優(yōu)缺點，今年采用如圖1所示的拆裝、調(diào)節(jié)更為方便的偏心輪鏈條張緊機(jī)構(gòu)。

圖1 鏈條張緊機(jī)構(gòu)

1.3 大、小鏈輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計

小鏈輪的齒數(shù)1對鏈傳動的平穩(wěn)性和使用壽命有較大影響，齒數(shù)不宜過多，也不宜過少，考慮后橋的空間，根據(jù)計算得末級傳動比i=3.181，由于鏈節(jié)數(shù)通常是偶數(shù)，為使鏈條磨損均勻，常取鏈輪齒數(shù)為奇數(shù)，并盡可能與鏈節(jié)數(shù)互質(zhì)[5]，故取小鏈輪齒數(shù)1=11，大鏈輪齒數(shù)為35。通過CATIA對大小鏈輪進(jìn)行參數(shù)化模型建立，如圖2。

圖2 鏈輪總成

1.4 受力計算

1.4.1 鏈條張緊機(jī)構(gòu)

本文張緊機(jī)構(gòu)為偏心輪，其外部通過螺栓與支架連接，內(nèi)部放置軸承，主要承受來自軸承載荷，在分析的時候?qū)⑵妮喤c支架固接成一個整體，即偏心輪支架。以發(fā)動機(jī)最大輸出扭矩計算，由于車隊使用的是本田CBR600F4iRR發(fā)動機(jī)，其相關(guān)參數(shù)如表1。

表1 發(fā)動機(jī)相關(guān)參數(shù)

可知鏈輪受力

至于對停在路邊未上鎖的車上私鎖的行為，筆者認(rèn)為同樣構(gòu)成侵占罪。理由在于停在路邊未上鎖的車屬于遺忘物，遺忘物與遺失物的區(qū)別在于遺忘物是由于財物的所有人、持有人的疏忽，或者遺忘而暫時失去占有、控制的財物。其特點是遺忘的時間短，遺忘物依然處于失主可能控制的范圍之內(nèi)，失主如果及時采取措施，將會很快恢復(fù)對該物的控制。在共享單車停在路邊未上鎖的情況下，共享單車公司還能夠通過電子鎖對其進(jìn)行定位，但是由于其未上鎖，因此其處于一種不確定的狀態(tài)之下，可以認(rèn)為其處于一種被遺忘的狀態(tài)，但當(dāng)再關(guān)上鎖時，就可回復(fù)到一種完全的占有狀態(tài)。

即可算得支架處左右軸承分別承受力：

1=11247.413N

2=2176.919N

故左右偏心輪所承受軸承力大小分別為1、2。

1.4.2 鏈輪總成

本文主要分析大鏈輪，其危險工況為發(fā)動機(jī)在1檔時的彈射起步，取其最大扭矩計算，由(1)式計算鏈輪受最大拉力為F=9070.494N。

2 有限元模型建立

2.1 選擇材料及網(wǎng)格劃分

2.1.1 材料選擇

基于實際需要及輕量化目標(biāo)，大鏈輪、偏心輪及支架選擇7075-T6鋁合金材料，屈服極限σ=462MPa，安全系數(shù)取1.5，則許用應(yīng)力為[]=308 MPa。

2.1.2 網(wǎng)格劃分

根據(jù)分析對象和目的，確定有限元網(wǎng)格劃分方案，建立有限元分析的計算模型。使用Multizone多區(qū)域網(wǎng)格化分，實現(xiàn)面體與楔形單元的有效劃分，增加網(wǎng)格劃分精度，減少出錯機(jī)會[6]。

將鏈輪分為接觸區(qū)和非接觸兩個部分，采用不同的網(wǎng)格密度及劃分方法，其中接觸區(qū)域的網(wǎng)格最小并進(jìn)行局部網(wǎng)格劃分；對鏈條張緊機(jī)構(gòu)中的支架進(jìn)行多區(qū)網(wǎng)格劃分。

2.2 施加載荷及約束

將大鏈輪導(dǎo)入ANSYS中，在大鏈輪鏈齒的分度圓處施加11個切向力，大小為1000N[7]，并在大鏈輪花鍵孔處施加固定約束。在支架上下孔處分別施加圓柱約束，在偏心圓處施加一軸承載荷為F=11247.413N，同理，右偏心輪機(jī)構(gòu)一樣。

3 靜力學(xué)分析

3.1 大鏈輪、偏心輪支架靜力學(xué)分析

圖3 大鏈輪安全系數(shù)

圖4 偏心輪支架安全系數(shù)

根據(jù)車隊以往設(shè)計經(jīng)驗以及輕量化的目標(biāo)，將安全系數(shù)定在1.5，通過計算得到大鏈輪與偏心輪支架的安全系數(shù)分別如圖3、圖4。

根據(jù)所取安全系數(shù)，由安全系數(shù)云圖可知大鏈輪最小安全系數(shù)為2.46，偏心輪支架最小安全系數(shù)為3.42，基于輕量化的目標(biāo)，其結(jié)構(gòu)設(shè)計過于保守，故對其進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

結(jié)構(gòu)優(yōu)化的目的在于最大限度的減重，通過改變減重孔的大小并在保證相關(guān)要求的情況下使其最輕。

4.1 偏心輪支架優(yōu)化

由上述靜力分析結(jié)果可知偏心輪支架的鏤空區(qū)域還有很大的優(yōu)化空間，故將支架棱厚、偏心輪鏤空圓弧半徑定義為變量參數(shù)，其響應(yīng)結(jié)果如圖5、圖6、圖7。

圖5 總質(zhì)量隨圓弧直徑的變化

圖6 最大應(yīng)力隨圓弧直徑的變化

圖7 安全系數(shù)隨圓弧直徑的變化

如圖5所示，隨著圓弧直徑的增大，其總質(zhì)量不斷變??；如圖6所示，最大應(yīng)力隨著圓弧直徑的增大而先減小再增大，在圓弧直徑為6mm時，其最大應(yīng)力最??；如圖7所示，安全系數(shù)隨著圓弧直徑的增大而呈現(xiàn)先增后減的趨勢，在圓弧直徑為6mm是，其安全系數(shù)最大。

當(dāng)產(chǎn)生一個設(shè)計后，要對方案進(jìn)行評估[8]，首先查看更新后的幾何模型，然后用優(yōu)化后的參數(shù)重新進(jìn)行靜力學(xué)仿真，優(yōu)化后的仿真結(jié)果與優(yōu)化前的對比如表2。

表2 優(yōu)化前后數(shù)據(jù)對比

從結(jié)果中可以看出，總質(zhì)量及總體形變優(yōu)化后相比優(yōu)化前，其優(yōu)化率有明顯的變化，其安全系數(shù)有所下降，但在允許的范圍之內(nèi)，可見此優(yōu)化方案具有實際意義。

4.2 大鏈輪優(yōu)化

通過分析得到的應(yīng)力應(yīng)變云圖以及安全系數(shù)分布并對其進(jìn)一步分析后，設(shè)定優(yōu)化參數(shù)如表3。

表3 優(yōu)化參數(shù)表

優(yōu)化結(jié)果首先看響應(yīng)圖，通過上述參數(shù)，得到大鏈輪質(zhì)量、安全系數(shù)、總的變形隨凹槽尺寸的變化如圖8、圖9、圖10。

圖9 總質(zhì)量隨凹槽尺寸變化

圖10 總體形變隨凹槽尺寸變化

由以上響應(yīng)圖可知，每一個點對應(yīng)一個優(yōu)化的凹槽尺寸，由計算結(jié)果可得到如下表4所示的設(shè)計點。

表4 優(yōu)化設(shè)計點參數(shù)

表5 優(yōu)化前后數(shù)據(jù)對比

通過比較表6中三個設(shè)計點，在保證大鏈輪強(qiáng)度要求的前提下，使得大鏈輪總質(zhì)量盡可能的小，從安全系數(shù)角度考慮，DP2強(qiáng)度最高；從總質(zhì)量方面考慮，DP3最輕；從總體形變角度考慮，則DP1變形最小。本文從輕量化的角度考慮，故取DP3為最終優(yōu)化點，將優(yōu)化前與優(yōu)化后進(jìn)行對比如表5。

由表7可知，參數(shù)優(yōu)化后，大鏈輪的厚度更薄，質(zhì)量由0.316kg降為0.253kg，降低了%16.90，但同時其最大應(yīng)力增大，安全系數(shù)變小，總體形變也有所增加，但總體上符合大鏈輪的強(qiáng)度要求。

5 結(jié)論

通過對偏心輪支架與大鏈輪進(jìn)行參數(shù)設(shè)置，通過計算得到其優(yōu)化點，將優(yōu)化點參數(shù)導(dǎo)進(jìn)原有模型重新進(jìn)行靜力學(xué)仿真，偏心輪支架質(zhì)量由0.683kg降到0.610kg，大鏈輪質(zhì)量有0.316kg降到0.253kg，可見此設(shè)計方案對賽車的輕量化設(shè)計具有一定的意義。

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Finite element analysis of FSAE drive system based on Workbench

Wang Xiyang, Xu Jiachuan, Wang Cheng, Wang Mengen, Jiao Xuejian

( School of transportation and vehicle engineering, Shandong university of technology, Shandong Zibo 255000 )

Abstract: The lightweight design of FSAE car is largely realized by finite element software. In this paper, a threedimensional model of FSAE transmission system is built in CATIA, and the force is calculated through theoretical analysis. For the load characteristics of the frame in the transmission system, the finite element model of the large chain wheel and eccentric wheel support is established, and its modal and static analysis is carried out to obtain the safety factor cloud map. On this basis, this paper optimizes the structure of sprocket and bracket, so as to make the dimension of the hollow-out most reasonable and ensure the lightest quality under the requirement of strength. The results show that the optimal design of sprocket and eccentric support is feasible.

Keywords: FSAE car transmission; Sprocket; Structure optimization; Lightweight

CLC NO.: U463.2

Document Code: A

Article ID: 1671-7988(2018)21-53-04

中圖分類號：U463.2

文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

文章編號：1671-7988(2018)21-53-04

作者簡介：王西洋，男（1997-），男，就讀于山東理工大學(xué)交通與車輛工程學(xué)院，本科三年級。徐家川，男，山東理工大學(xué)副教授，主要從事汽車車身設(shè)計、車身曲面光順、尺寸控制等方面的教學(xué)與研究工作。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.21.019