基于Workbench的FSAE傳動系統的有限元分析

王西洋，徐家川，王橙，王孟恩，焦學健

?

基于Workbench的FSAE傳動系統的有限元分析

王西洋，徐家川，王橙，王孟恩，焦學健

（山東理工大學交通與車輛工程學院，山東 淄博 255000）

FSAE賽車的輕量化設計很大程度上是靠有限元軟件實現的，文章在CATIA中對FSAE傳動系統建立三維模型，通過理論分析進行受力計算；針對傳動系統中的架載荷特性，建立大鏈輪和偏心輪支架的有限元模型，對其進行模態與靜力學分析，得到其安全系數云圖，在此基礎上，文章對鏈輪與支架的結構進行優化，使得鏤空處的尺寸最合理，保證其在滿足強度的要求下，質量最輕。通過對優化后的結構再次分析，結果表明該鏈輪與偏心輪支架的結構優化設計是可行的。

FSAE傳動系統；鏈輪；結構優化；輕量化

引言

本文運用有限元結構分析的方法，在三維軟件CATIA中建立三維模型，并對模型進行計算受力分析；利用ANSYS軟件對模型靜力學結構強度分析，并進行結構優化。

1 傳動系統機械結構

1.1 布置方案

由于賽車采用發動機中置后驅的布置形式，后橋空間緊湊，故賽車采用傳動效率高、過載能力強的鏈傳動，傳動系機械結構的設計的主要任務包括傳動系與車架的安裝機構，鏈條張緊機等[4]。

1.2 傳動系統鏈條張緊機構的設計

車隊自成立以來曾用過固定式機構、正反絲鏈條張緊機構以及墊片調節結構。綜合考慮其優缺點，今年采用如圖1所示的拆裝、調節更為方便的偏心輪鏈條張緊機構。

圖1 鏈條張緊機構

1.3 大、小鏈輪的結構設計

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

圖2 鏈輪總成

1.4 受力計算

1.4.1 鏈條張緊機構

本文張緊機構為偏心輪，其外部通過螺栓與支架連接，內部放置軸承，主要承受來自軸承載荷，在分析的時候將偏心輪與支架固接成一個整體，即偏心輪支架。以發動機最大輸出扭矩計算，由于車隊使用的是本田CBR600F4iRR發動機，其相關參數如表1。

表1 發動機相關參數

可知鏈輪受力

至于對停在路邊未上鎖的車上私鎖的行為，筆者認為同樣構成侵占罪。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，失主如果及時采取措施，將會很快恢復對該物的控制。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行定位，但是由于其未上鎖，因此其處于一種不確定的狀態之下，可以認為其處于一種被遺忘的狀態，但當再關上鎖時，就可回復到一種完全的占有狀態。

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，其危險工況為發動機在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 選擇材料及網格劃分

2.1.1 材料選擇

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

2.1.2 網格劃分

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

將鏈輪分為接觸區和非接觸兩個部分，采用不同的網格密度及劃分方法，其中接觸區域的網格最小并進行局部網格劃分；對鏈條張緊機構中的支架進行多區網格劃分。

2.2 施加載荷及約束

將大鏈輪導入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，右偏心輪機構一樣。

3 靜力學分析

3.1 大鏈輪、偏心輪支架靜力學分析

圖3 大鏈輪安全系數

圖4 偏心輪支架安全系數

根據車隊以往設計經驗以及輕量化的目標，將安全系數定在1.5，通過計算得到大鏈輪與偏心輪支架的安全系數分別如圖3、圖4。

根據所取安全系數，由安全系數云圖可知大鏈輪最小安全系數為2.46，偏心輪支架最小安全系數為3.42，基于輕量化的目標，其結構設計過于保守，故對其進行結構優化。

4 結構優化

結構優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要求的情況下使其最輕。

4.1 偏心輪支架優化

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

圖5 總質量隨圓弧直徑的變化

圖6 最大應力隨圓弧直徑的變化

圖7 安全系數隨圓弧直徑的變化

如圖5所示，隨著圓弧直徑的增大，其總質量不斷變小；如圖6所示，最大應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，其最大應力最小；如圖7所示，安全系數隨著圓弧直徑的增大而呈現先增后減的趨勢，在圓弧直徑為6mm是，其安全系數最大。

當產生一個設計后，要對方案進行評估[8]，首先查看更新后的幾何模型，然后用優化后的參數重新進行靜力學仿真，優化后的仿真結果與優化前的對比如表2。

表2 優化前后數據對比

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

4.2 大鏈輪優化

通過分析得到的應力應變云圖以及安全系數分布并對其進一步分析后，設定優化參數如表3。

表3 優化參數表

優化結果首先看響應圖，通過上述參數，得到大鏈輪質量、安全系數、總的變形隨凹槽尺寸的變化如圖8、圖9、圖10。

圖9 總質量隨凹槽尺寸變化

圖10 總體形變隨凹槽尺寸變化

由以上響應圖可知，每一個點對應一個優化的凹槽尺寸，由計算結果可得到如下表4所示的設計點。

表4 優化設計點參數

表5 優化前后數據對比

通過比較表6中三個設計點，在保證大鏈輪強度要求的前提下，使得大鏈輪總質量盡可能的小，從安全系數角度考慮，DP2強度最高；從總質量方面考慮，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為最終優化點，將優化前與優化后進行對比如表5。

由表7可知，參數優化后，大鏈輪的厚度更薄，質量由0.316kg降為0.253kg，降低了%16.90，但同時其最大應力增大，安全系數變小，總體形變也有所增加，但總體上符合大鏈輪的強度要求。

5 結論

通過對偏心輪支架與大鏈輪進行參數設置，通過計算得到其優化點，將優化點參數導進原有模型重新進行靜力學仿真，偏心輪支架質量由0.683kg降到0.610kg，大鏈輪質量有0.316kg降到0.253kg，可見此設計方案對賽車的輕量化設計具有一定的意義。

參考文獻

[1] 邵鵬禮,魏來生,賈爽.傳動箱有限元強度計算與優化[J].車輛與動力技術,20022(3):31-35.

[2] 劉波,鄭忠才.7YPJ.型農用三輪汽車齒輪箱體有限元靜力分析[J]山東建筑大學學報,2007,122(5):434-437.

[3] 劉春美,李夢群,丁愛玲.汽車變速箱箱體的動態設計[J]山西機械, 2000（增刊）:8-9.

[4] 魏琛琛,劉浩凌等.FSAE 方程式賽車傳動系統的優化設計及LSD的調教[J].汽車實用技術.2017.

[5] 高偉,鄧召文,嚴子雄.FSC賽車鏈傳動系統的設計與分析[J].汽車實用技術2014.

[6] 王明強,朱永梅,劉文欣.有限元網格劃分方法應用研究[J].機械設計與制造,2004,2(1):22-24.

[7] 王嬿舒,基于ANSYS的方程式賽車傳動系統優化設計[J].機械傳動,2017.

[8] 袁素粉,袁曉紅,陳昌生.基于ANSYS Workbench的半掛車車軸的強度分析及其優[J].北京汽車,2011.

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

文獻標識碼：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交通與車輛工程學院，本科三年級。徐家川，男，山東理工大學副教授，主要從事汽車車身設計、車身曲面光順、尺寸控制等方面的教學與研究工作。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.21.019