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[动力系统轻量化] FSAE赛车传动系统匹配动力性能的研究及轻量化设计

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发表于 2020-11-25 09:10:23 | 显示全部楼层 |阅读模式

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汽车轻量化在线】FSAE赛车传动系统匹配动力性能的研究及轻量化设计
摘要:为打造一辆具有良好动力性能的赛车。利用Optimum Lap软件对FSAE赛车传动系统与整车动力性能进行匹配分析,对传动系统部分零部件进行优化设计,利用ANSYS软件对重要零部件进行轻量化分析。分析结果表明:完成校核了整车的传动系统匹配发动机动力性能输出的理论性,并且传动系统部分零部件在安全可靠的前提下完成轻量化设计。
关键词:FSAE赛车;传动系统;ANSYS优化





0 引言
FSAE(Formula SAE)由国际汽车工程师学会(SAE International)于1978年开办,是向所有大学生设计团队征集设计制造一辆小型的类似于标准方程式的赛车[1],比赛包含了75直线加速、8字绕环、高速避障、耐久赛和燃油经济测试[2],要求赛车在加速、制动、操控性方面都有优异的表现并且足够稳定耐久。
在很多情况下,车重与速度是成反比的,车体越重受到的阻力就会越大。传动系统作为发动机与整车的桥梁[3],想要充分发挥赛车性能就必须要对传动系统进行轻量化设计,并且合理匹配发动机与整车的动力性能。本文作者研究了赛车动力性能匹配以及传动系统轻量化设计。



1 赛车动力性匹配研究
1.1 数据采集与分析
根据赛事规则,某学校采用的是本田CBR600发动机进气需要进行20 mm的限流。为了能充分展现发动机性能,对发动机性能进行了重新的标定,标定得出发动机的最大功率和扭矩以及赛车的相关参数见表1。

表1 赛车相关参数

标定后采集到的数据利用Optimum Lap对发动机进行功率和扭矩拟合曲线结果如图1所示,速度与牵引力拟合结果如图2所示。


图1 功率和扭矩线拟合曲线


图2 速度与牵引力关系曲线

1.2 赛道与整车的建模
利用Optimum Lap软件对赛车的相关参数建立赛车模型[4],赛车模型建立如图3所示;根据襄阳赛场赛道进行建模如图4所示。


图3 赛车模型建立

图4 襄阳赛场赛道建模

1.3 仿真结果与分析
利用Optimum Lap建立的赛车模型和赛道对赛车进行模拟仿真。耐久赛道的速度仿真分析结果如图5所示,由图可知最高车速能达到95.2 km/h;对赛车进行单圈时间以及赛道适宜车速分析等多项模拟仿真,第一圈最快96.14 s,在高速壁障和耐久赛中会有很大的提升;直线加速4.43 s,结合多项分析结果最终得出最优传动比为3.273。对比于往届赛事中都能取得比较好的成绩,且适中的传动比不会造成链轮太大,故取传动比为3.273,如图6所示。


图5 耐久赛道速度仿真分析

图6 最优传动比分析



2 传动系统轻量化设计
合理的轻量化能减轻一辆赛车的部分质量,一方面能减轻运行阻力,另一方面可以减少因阻力带来的巨大油耗。为此,设计对一辆赛车而言至关重要。
在FSAE赛车传动系统包括了大小链轮、差速器以及差速器固定支架、链条张紧调节座、左右球笼、三球销式等速万向节、半轴等。在此节中着重对大链轮、支架及半轴进行轻量化分析优化。

2.1 链传动轻量化设计2.1.1 链传动大链轮建模
在前期赛车动力性匹配分析中确定了传动比为3.273,小链轮齿数取得太多的话会造成大链轮齿盘会比较大。结合往届经验及分析,选用的小链轮齿数z1为11齿,故大链轮齿数z2=z1×3.273=36齿。
大链轮建模参数见表2,在实际中大链轮中部是有矩形花键与差速器进行衔接的,但由于分析过程是对链轮中部进行施加扭矩分析,所以省去花键部分;根据大链轮参数数据利用UG建模如图7所示。

表2 大链轮参数


图7 大链轮建模

2.1.2 大链轮优化分析
根据理论计算,赛车在1挡弹射起步时赛车轮胎不打滑情况下会受到最大的冲击载荷,即假设赛车在静止状态突然受到1挡情况下发动机施加的最大载荷[5]。

式中:FT为赛车最大驱动力;Tmax为动机最大转矩;i0为发动机初级传动比;ig为主减速器传动比;i1为变速器1挡传动比;η为传动系统机械传动效率;r为赛车车轮的半径。
通过计算得出最大驱动力FT为2 786.7 N,最大驱动扭矩为707.8 N·m。
文中采用的是对装配体进行总体分析查看部分零件的原则;对链轮采用的是固定链条对链轮施加1挡起步时承受的最大扭矩进行分析[6]。
通过计算大链轮包角确定大链轮主要受力的齿数。


式中:d2是大链轮分度圆直径,d1是小链轮分度圆直径。
所以可算出受力齿数

由于设计、装配以及加工误差,经过实际测量发现受力的齿仅为8~11个,选用了8节链条进行分析。

2.1.3 大链轮分析前处理
在分析前期通过给大链轮修改材料为AL7075-T6,如图8所示;以及修改链条于链轮齿面接触为“Frictional”摩擦接触并设置摩擦因数为0.2,在链条与链轮啮合的中间处应使用“No Separation”不分离约束,如图9所示。


图8 修改链轮材料

图9 修改齿面接触

此次分析中并没有对链轮进行细致的网格划分,只是对链轮与链条接触的齿面以及部分镂空的径向面网格大小进行细化分设置网格大小,初次网格划分结果如图10所示;网格划分平均网格质量图11中达到了0.744 07,并且结合分析后结果以及再次收敛结果令分析结果更加准确。


图10 网格划分结果

图11 网格划分质量

通过前面计算得到的最大扭矩为707.8 N·m,可直接顺时针施加到链轮中心处;并且设置链条滚子部分为固定约束,施加边界条件得到结果如图12所示。

图12 施加边界条件

2.1.4 大链轮分析后处理
经过对等效应力设置的5次等级为2的细化循环收敛中,设置5%的允许改变量,在第2次就完成了收敛,收敛结果从初次的431.02 MPa收敛为421.01 MPa如图13所示。完成细化循环收敛后得到的分析结果如图14—图16所示。

图13 收敛结果

图14 等效应力

图15 最大形变量

图16 安全系数

根据图14中的分析结果最大应力表现为431.02 MPa满足了材料AL7075-T6屈服强度为505 MPa的使用要求。查看图16安全系数分析后链轮的最小安全系数出现在齿根处为1.608 8满足了最小安全系数大于1的危险条件。根据查看最大应力和最小安全系数可以分析出链轮在镂空部分的支撑条还可以再一步进行分析细化,使轻量化设计体现更加充分。
分析最大形变量结果图15中可以看到大链轮的分析结果最大形变量为0.553 29 mm,在使用过程中会发生微小的形变量可以近似磨损量,在加工中可以针对齿面容易磨损的情况对齿面进行阳极氧化处理。
大链轮未镂空之前重达0.456 kg,镂空且分析后重0.276 kg,在轻量化设计过程中减重比达到了39%。此大链轮不仅达到了轻量化设计的目的,同时也满足了使用的要求。



3 结束语
通过利用Optimum Lap软件使FSAE赛车的传动系统与整车及动力性能完成了一个很好的匹配,得到了一个更合适赛车的传动比;并通过ANSYS软件的使用对传动系统零部件进行优化分析,校核分析结果,从而达到轻量化设计的目标。
来源:期刊-《汽车零部件》;作者:刘浩宇,席红霞,陈浩,石南辉,黄享有,陶诗航,卢雪净
(北部湾大学机械与船舶海洋工程学院)


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