FSAE賽車傳動系統(tǒng)匹配動力性能的研究及輕量化設(shè)計(jì)

劉浩宇，席紅霞，陳浩，石南輝，黃享有，陶詩航，盧雪凈

(北部灣大學(xué)機(jī)械與船舶海洋工程學(xué)院，廣西欽州 535011)

0 引言

FSAE(Formula SAE)由國際汽車工程師學(xué)會(SAE International)于1978年開辦，是向所有大學(xué)生設(shè)計(jì)團(tuán)隊(duì)征集設(shè)計(jì)制造一輛小型的類似于標(biāo)準(zhǔn)方程式的賽車[1]，比賽包含了75直線加速、8字繞環(huán)、高速避障、耐久賽和燃油經(jīng)濟(jì)測試[2]，要求賽車在加速、制動、操控性方面都有優(yōu)異的表現(xiàn)并且足夠穩(wěn)定耐久。

在很多情況下，車重與速度是成反比的，車體越重受到的阻力就會越大。傳動系統(tǒng)作為發(fā)動機(jī)與整車的橋梁[3]，想要充分發(fā)揮賽車性能就必須要對傳動系統(tǒng)進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，并且合理匹配發(fā)動機(jī)與整車的動力性能。本文作者研究了賽車動力性能匹配以及傳動系統(tǒng)輕量化設(shè)計(jì)。

1 賽車動力性匹配研究

1.1 數(shù)據(jù)采集與分析

根據(jù)賽事規(guī)則，某學(xué)校采用的是本田CBR600發(fā)動機(jī)進(jìn)氣需要進(jìn)行20 mm的限流。為了能充分展現(xiàn)發(fā)動機(jī)性能，對發(fā)動機(jī)性能進(jìn)行了重新的標(biāo)定，標(biāo)定得出發(fā)動機(jī)的最大功率和扭矩以及賽車的相關(guān)參數(shù)見表1。

標(biāo)定后采集到的數(shù)據(jù)利用Optimum Lap對發(fā)動機(jī)進(jìn)行功率和扭矩?cái)M合曲線結(jié)果如圖1所示，速度與牽引力擬合結(jié)果如圖2所示。

圖1 功率和扭矩線擬合曲線

圖2 速度與牽引力關(guān)系曲線

1.2 賽道與整車的建模

利用Optimum Lap軟件對賽車的相關(guān)參數(shù)建立賽車模型[4]，賽車模型建立如圖3所示；根據(jù)襄陽賽場賽道進(jìn)行建模如圖4所示。

圖3 賽車模型建立

圖4 襄陽賽場賽道建模

1.3 仿真結(jié)果與分析

利用Optimum Lap建立的賽車模型和賽道對賽車進(jìn)行模擬仿真。耐久賽道的速度仿真分析結(jié)果如圖5所示，由圖可知最高車速能達(dá)到95.2 km/h；對賽車進(jìn)行單圈時(shí)間以及賽道適宜車速分析等多項(xiàng)模擬仿真，第一圈最快96.14 s，在高速壁障和耐久賽中會有很大的提升；直線加速4.43 s，結(jié)合多項(xiàng)分析結(jié)果最終得出最優(yōu)傳動比為3.273。對比于往屆賽事中都能取得比較好的成績，且適中的傳動比不會造成鏈輪太大，故取傳動比為3.273，如圖6所示。

圖5 耐久賽道速度仿真分析

圖6 最優(yōu)傳動比分析

2 傳動系統(tǒng)輕量化設(shè)計(jì)

合理的輕量化能減輕一輛賽車的部分質(zhì)量，一方面能減輕運(yùn)行阻力，另一方面可以減少因阻力帶來的巨大油耗。為此，設(shè)計(jì)對一輛賽車而言至關(guān)重要。

在FSAE賽車傳動系統(tǒng)包括了大小鏈輪、差速器以及差速器固定支架、鏈條張緊調(diào)節(jié)座、左右球籠、三球銷式等速萬向節(jié)、半軸等。在此節(jié)中著重對大鏈輪、支架及半軸進(jìn)行輕量化分析優(yōu)化。

2.1 鏈傳動輕量化設(shè)計(jì)

2.1.1 鏈傳動大鏈輪建模

在前期賽車動力性匹配分析中確定了傳動比為3.273，小鏈輪齒數(shù)取得太多的話會造成大鏈輪齒盤會比較大。結(jié)合往屆經(jīng)驗(yàn)及分析，選用的小鏈輪齒數(shù)z1為11齒，故大鏈輪齒數(shù)z2=z1×3.273=36齒。

大鏈輪建模參數(shù)見表2，在實(shí)際中大鏈輪中部是有矩形花鍵與差速器進(jìn)行銜接的，但由于分析過程是對鏈輪中部進(jìn)行施加扭矩分析，所以省去花鍵部分；根據(jù)大鏈輪參數(shù)數(shù)據(jù)利用UG建模如圖7所示。

表2 大鏈輪參數(shù)

圖7 大鏈輪建模

2.1.2 大鏈輪優(yōu)化分析

根據(jù)理論計(jì)算，賽車在1擋彈射起步時(shí)賽車輪胎不打滑情況下會受到最大的沖擊載荷，即假設(shè)賽車在靜止?fàn)顟B(tài)突然受到1擋情況下發(fā)動機(jī)施加的最大載荷[5]。

式中：FT為賽車最大驅(qū)動力；Tmax為動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；i0為發(fā)動機(jī)初級傳動比；ig為主減速器傳動比；i1為變速器1擋傳動比；η為傳動系統(tǒng)機(jī)械傳動效率；r為賽車車輪的半徑。

通過計(jì)算得出最大驅(qū)動力FT為2 786.7 N，最大驅(qū)動扭矩為707.8 N·m。

文中采用的是對裝配體進(jìn)行總體分析查看部分零件的原則；對鏈輪采用的是固定鏈條對鏈輪施加1擋起步時(shí)承受的最大扭矩進(jìn)行分析[6]。

通過計(jì)算大鏈輪包角確定大鏈輪主要受力的齒數(shù)。

式中：d2是大鏈輪分度圓直徑，d1是小鏈輪分度圓直徑。

所以可算出受力齒數(shù)

由于設(shè)計(jì)、裝配以及加工誤差，經(jīng)過實(shí)際測量發(fā)現(xiàn)受力的齒僅為8～11個(gè)，選用了8節(jié)鏈條進(jìn)行分析。

2.1.3 大鏈輪分析前處理

在分析前期通過給大鏈輪修改材料為AL7075-T6，如圖8所示；以及修改鏈條于鏈輪齒面接觸為“Frictional”摩擦接觸并設(shè)置摩擦因數(shù)為0.2，在鏈條與鏈輪嚙合的中間處應(yīng)使用“No Separation”不分離約束，如圖9所示。

圖8 修改鏈輪材料

圖9 修改齒面接觸

此次分析中并沒有對鏈輪進(jìn)行細(xì)致的網(wǎng)格劃分，只是對鏈輪與鏈條接觸的齒面以及部分鏤空的徑向面網(wǎng)格大小進(jìn)行細(xì)化分設(shè)置網(wǎng)格大小，初次網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖10所示；網(wǎng)格劃分平均網(wǎng)格質(zhì)量圖11中達(dá)到了0.744 07，并且結(jié)合分析后結(jié)果以及再次收斂結(jié)果令分析結(jié)果更加準(zhǔn)確。

圖10 網(wǎng)格劃分結(jié)果

圖11 網(wǎng)格劃分質(zhì)量

通過前面計(jì)算得到的最大扭矩為707.8 N·m，可直接順時(shí)針施加到鏈輪中心處；并且設(shè)置鏈條滾子部分為固定約束，施加邊界條件得到結(jié)果如圖12所示。

圖12 施加邊界條件

2.1.4 大鏈輪分析后處理

經(jīng)過對等效應(yīng)力設(shè)置的5次等級為2的細(xì)化循環(huán)收斂中，設(shè)置5%的允許改變量，在第2次就完成了收斂，收斂結(jié)果從初次的431.02 MPa收斂為421.01 MPa如圖13所示。完成細(xì)化循環(huán)收斂后得到的分析結(jié)果如圖14—圖16所示。

圖13 收斂結(jié)果

圖14 等效應(yīng)力

圖15 最大形變量

根據(jù)圖14中的分析結(jié)果最大應(yīng)力表現(xiàn)為431.02 MPa滿足了材料AL7075-T6屈服強(qiáng)度為505 MPa的使用要求。查看圖16安全系數(shù)分析后鏈輪的最小安全系數(shù)出現(xiàn)在齒根處為1.608 8滿足了最小安全系數(shù)大于1的危險(xiǎn)條件。根據(jù)查看最大應(yīng)力和最小安全系數(shù)可以分析出鏈輪在鏤空部分的支撐條還可以再一步進(jìn)行分析細(xì)化，使輕量化設(shè)計(jì)體現(xiàn)更加充分。

分析最大形變量結(jié)果圖15中可以看到大鏈輪的分析結(jié)果最大形變量為0.553 29 mm，在使用過程中會發(fā)生微小的形變量可以近似磨損量，在加工中可以針對齒面容易磨損的情況對齒面進(jìn)行陽極氧化處理。

大鏈輪未鏤空之前重達(dá)0.456 kg，鏤空且分析后重0.276 kg，在輕量化設(shè)計(jì)過程中減重比達(dá)到了39%。此大鏈輪不僅達(dá)到了輕量化設(shè)計(jì)的目的，同時(shí)也滿足了使用的要求。

3 結(jié)束語

通過利用Optimum Lap軟件使FSAE賽車的傳動系統(tǒng)與整車及動力性能完成了一個(gè)很好的匹配，得到了一個(gè)更合適賽車的傳動比；并通過ANSYS軟件的使用對傳動系統(tǒng)零部件進(jìn)行優(yōu)化分析，校核分析結(jié)果，從而達(dá)到輕量化設(shè)計(jì)的目標(biāo)。