基于ANSYS的FSAE賽車后輪芯的分析與優(yōu)化*

李乃斌　李耀平　王功博

（昆明理工大學(xué)交通學(xué)院云南昆明650224）

基于ANSYS的FSAE賽車后輪芯的分析與優(yōu)化*

李乃斌李耀平王功博

（昆明理工大學(xué)交通學(xué)院云南昆明650224）

為確保賽車穩(wěn)定性，采用ANSYS軟件對(duì)昆明理工大學(xué)KMUST車隊(duì)的賽車驅(qū)動(dòng)輪輪芯即后輪芯進(jìn)行分析，結(jié)果表明，純鋁合金加工的后輪芯符合賽車對(duì)其形變以及材料屬性對(duì)其應(yīng)力的要求，不能滿足對(duì)其磨損的要求，因此加裝調(diào)質(zhì)45鋼的襯套，以提高其耐磨性能。

ANSYS中國(guó)大學(xué)生方程式賽車后輪芯

引言

輪芯是賽車行駛系的中心環(huán)節(jié)，而后輪芯作為驅(qū)動(dòng)輪輪芯受力復(fù)雜且對(duì)整車性能及穩(wěn)定性影響較大。輪芯的設(shè)計(jì)理念為在滿足賽車的穩(wěn)定性要求后盡量輕量化［1］。因此需要通過分析找到穩(wěn)定性與輕量化兩者之間的平衡點(diǎn)，從而得到更為理想的設(shè)計(jì)方案。昆明理工大學(xué)KMUST車隊(duì)本年度賽車選用7075-T6鋁合金作為材料并采用聯(lián)軸器一體式輪芯的設(shè)計(jì)方案。特點(diǎn)為：其一端直接與輪輞連接，另一端與半軸上的三球銷相連，從而受到傳動(dòng)力矩的作用；其上設(shè)計(jì)的剎車盤安裝位使輪芯在剎車時(shí)受到因制動(dòng)力所帶來(lái)的轉(zhuǎn)矩。本文主要對(duì)這兩種情況進(jìn)行分析，并根據(jù)結(jié)果分析后輪芯在結(jié)構(gòu)與磨損兩個(gè)方面是否滿足要求，并得出優(yōu)化方案。

1　外形參數(shù)設(shè)計(jì)

昆明理工大學(xué)KMUST車隊(duì)的賽車采用7英寸寬，10英寸直徑三件式鋁合金輪輞，考慮到零件在空間上的布置，決定選用wilwood GP200卡鉗、61 815-2ZR軸承、三球銷式萬(wàn)向節(jié)，剎車盤為浮動(dòng)式剎車盤，外徑為190 mm、內(nèi)徑為109 mm、卡扣安裝位半徑為7 mm。綜合以上零件參數(shù)，以輕量化的設(shè)計(jì)理念，將后輪芯與聯(lián)軸器設(shè)計(jì)為一體式，設(shè)計(jì)后輪芯外形與參數(shù)如圖1所示。

2　受力分析

2.1制動(dòng)力所帶來(lái)的力矩

賽車采用嘉陵JH600發(fā)動(dòng)機(jī)。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)效率，計(jì)算所得賽車的理論上最大速度為124 km/h，但是作為FSAE賽車，對(duì)于本年度比賽所在地的襄陽(yáng)夢(mèng)想方程式賽場(chǎng)，賽道全長(zhǎng)1 460 m，寬10-12 m，最大直路長(zhǎng)180 m，且賽道中多處放有樁桶，彎道較多，結(jié)合往年所采集的數(shù)據(jù)，并考慮當(dāng)年賽車情況與車手駕駛賽車的實(shí)際情況，在比賽中賽車最大速度只在60 km/h左右。當(dāng)賽車以60 km/ h的速度行駛時(shí)突然剎車，經(jīng)實(shí)際測(cè)量制動(dòng)距離為9.79 m，因?yàn)橹苿?dòng)距離

圖1　后輪芯三維圖及工程圖

式中：τ＇2為制動(dòng)力起作用的時(shí)間；τ〃2為制動(dòng)力增長(zhǎng)過程所需時(shí)間；ua0為初始速度；abmax為賽車剎車加速度。

可得abmax=44.52 m/s2。整車及60 kg車手的總質(zhì)量為262 kg。前、后制動(dòng)力的分配為

式中：φ0為附著系數(shù)；hg為賽車質(zhì)心高度；b為質(zhì)心至后軸線的距離；L為軸距。

可得單個(gè)后輪所受的制動(dòng)力為11 583.44 N，則作用于剎車盤安裝位的力矩為165 547.44 N·m。

2.2輪芯所受傳動(dòng)力矩

可由力矩求出作用在輪芯上的力

式中：Tiq為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩；ig為變速器傳動(dòng)比；io為主減速器傳動(dòng)比；ηT為傳動(dòng)系統(tǒng)機(jī)械效率；r為球環(huán)中心到三銷架中心的距離。

賽車采用的嘉陵JH600發(fā)動(dòng)機(jī)，最大輸出轉(zhuǎn)矩為51 N·m，傳動(dòng)大鏈輪同時(shí)作為主減速器，傳動(dòng)比為2.41。則單個(gè)后輪芯受力為Ft1=4 999.72 N；由于三球銷與輪芯為線接觸，對(duì)此處做受力模型的簡(jiǎn)化如圖2所示。

圖2　受力模型簡(jiǎn)化圖

為盡量減小簡(jiǎn)化模型相對(duì)實(shí)際情況的誤差，在球環(huán)與后輪芯接觸處，做出一塊面積為9.6mm×0.8mm的矩形區(qū)域作為受力面積，其拉伸高度為0.1 mm。

則每個(gè)球環(huán)對(duì)輪芯施加的力為1 666.57 N，簡(jiǎn)化后的壓力為220 MPa。

3　分析策略

3.1網(wǎng)格劃分

全局采用Proximity and Curvature劃分，整體劃分為四面體網(wǎng)格，對(duì)局部采用Mapped Face Meshing優(yōu)化網(wǎng)格。同時(shí)采用Face Sizing對(duì)不同位置的網(wǎng)格大小進(jìn)行控制。網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖3所示。

3.2條件設(shè)置

3.2.1約束

后輪芯與輪輞用螺栓連接處設(shè)置為固定約束；軸承處用圓柱面約束模擬。如圖4所示。

3.2.2傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩

考慮到三球銷與后輪芯為線接觸，且力作用在三個(gè)不連續(xù)的面上，因此通過計(jì)算將傳動(dòng)力矩轉(zhuǎn)化為壓力（pressure）的方式施加到后輪芯與三球銷接觸處。如圖5所示。

圖3　后輪芯網(wǎng)格劃分

圖4　約束圖

圖5　傳動(dòng)力矩轉(zhuǎn)化為壓力

3.2.3制動(dòng)力

賽車采用浮動(dòng)式剎車盤，通過卡環(huán)與后輪芯連接。為達(dá)到整個(gè)與剎車盤接觸處均勻受力，本文通過計(jì)算，將制動(dòng)力轉(zhuǎn)化為力矩（moment）的方式施加于圖示位置。如圖6所示。

圖6　制動(dòng)力轉(zhuǎn)化為力矩

4　結(jié)果與分析

4.1結(jié)果

分析結(jié)果如圖7～圖10所示。

圖7　受制動(dòng)力時(shí)的形變

圖8　受制動(dòng)力時(shí)的應(yīng)力

圖9　受轉(zhuǎn)矩時(shí)的形變

圖10　受轉(zhuǎn)矩時(shí)的應(yīng)力

4.2分析

4.2.1結(jié)構(gòu)要求

7075-T6鋁合金的抗拉強(qiáng)度為524 MPa，屈服強(qiáng)度為462MPa［2］。由以上分析結(jié)果可以看出，零件在兩種情況下應(yīng)力最大不超過155 MPa，所以在零件所受的應(yīng)力方面滿足要求。

零件采用普通車床、加工中心、數(shù)控銑床等幾種機(jī)床進(jìn)行加工，在加工過程中允許誤差為±0.05 mm，由以上分析結(jié)果可以看出，零件在兩種情況下形變均小于0.03 mm，因此形變?cè)谠试S范圍內(nèi)，且可滿足賽車的正常行駛要求。

4.2.2磨損要求

7075-T6鋁合金的硬度為150HB［3］。分析兩種情況下最大應(yīng)力處即輪芯承受轉(zhuǎn)矩時(shí)與三球銷接觸處的磨損情況。磨損形式為磨料磨損，磨損量：

式中：h為單位面積上磨損的深度；Ka為磨損系數(shù)；P為應(yīng)力；H為硬度。

可得單位面積上的磨損深度為0.11 mm，加工誤差為±0.05 mm?？紤]到賽車需要行駛的里程，此種磨損量過大，不符合要求。

5　優(yōu)化方案及其結(jié)果與分析

5.1優(yōu)化方案

考慮到對(duì)磨損的要求，因此優(yōu)化選擇在輪芯與三球銷接觸處加一個(gè)調(diào)質(zhì)處理后的45鋼制作的襯套［4］，如圖11所示。

圖11　襯套工程圖

5.2結(jié)果

根據(jù)以上方法進(jìn)行分析。結(jié)果如圖12～15所示。

5.3分析

5.3.1結(jié)構(gòu)要求

調(diào)質(zhì)處理的45鋼經(jīng)實(shí)際測(cè)試，得到其抗拉強(qiáng)度為790 MPa，屈服強(qiáng)度為510 MPa。由以上分析結(jié)果可以看出，零件在兩種情況下應(yīng)力最大處為襯套處，其大小不超過155 MPa，所以在零件所受的應(yīng)力方面滿足要求。

由以上分析可知，零件在受剎車力時(shí)，最大變形在剎車盤安裝位處，最大不超過0.03 mm。零件鋁制部分采用普通車床、加工中心、數(shù)控銑床等幾種機(jī)床進(jìn)行加，在加工過程中允許誤差為±0.05 mm；零件在受最大轉(zhuǎn)矩情況下形變最大處在襯套上，其數(shù)值小于0.01 mm。整個(gè)襯套為線切割加工，采用快走絲，在加工過程中允許誤差為±0.05 mm。因此形變?cè)谠试S范圍內(nèi)，且可滿足賽車的正常行駛要求。

圖12　受制動(dòng)力時(shí)的形變

圖13　受制動(dòng)力時(shí)的應(yīng)力

圖14　受轉(zhuǎn)矩時(shí)的形變

圖15　受轉(zhuǎn)矩時(shí)的應(yīng)力

5.3.2磨損要求

分析兩種情況下最大應(yīng)力處即輪芯承受轉(zhuǎn)矩時(shí)與三球銷接觸處的磨損情況。經(jīng)試驗(yàn)測(cè)得調(diào)質(zhì)處理后的45鋼襯套硬度在30 HRC，得到單位面積上的磨損深度為0.04 mm，而加工誤差在±0.05 mm，磨損深度符合要求，而且此種設(shè)計(jì)比原設(shè)計(jì)磨損深度減小了63.6%，因此采用此種優(yōu)化設(shè)計(jì)。

6　結(jié)論

通過ANSYS軟件對(duì)以上兩種方案的結(jié)構(gòu)和磨損方面進(jìn)行分析，得出以下結(jié)論：

1）FSAE賽車零件設(shè)計(jì)的主要目的為在滿足要求的情況下盡可能輕量化以提高整車性能。采用密度較小的7075-T6鋁合金作為材料制造零件可以滿足結(jié)構(gòu)上的要求，但是在受力較大處磨損量會(huì)偏大。

2）后輪芯采用加調(diào)質(zhì)處理的45鋼襯套的優(yōu)化方案雖然增加了質(zhì)量，但是此種方案在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下同時(shí)滿足了對(duì)零件磨損的要求，從而將輕量化與穩(wěn)定性兩者平衡，提了高整車穩(wěn)定性。

1余志生.汽車?yán)碚摚跰］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009

2烏爾里?！し粕釥?簡(jiǎn)明機(jī)械手冊(cè)［M］.云忠，楊放瓊，譯.長(zhǎng)沙：湖南科學(xué)技術(shù)出版社，2010

3陳冠國(guó).金屬材料的硬度與磨損［J］.唐山工程技術(shù)學(xué)院學(xué)報(bào)，1990（3）：75-81

4石寶樞.三球銷式萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)主參數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)化與系列化設(shè)計(jì)［J］.軸承，2008（12）：9-15

The Analysis and Optimization of the Rear Hub on FSAE Race Car based on ANSYS

Li Naibin，Li Yaoping，Wang Gongbo
College of Traffic，Kunming University of Science and Technology（Kunming，Yunan，650224，China）

To ensure the stability of race car，this paper analyses the driving wheel hub i.e.the rear hub of the Kunming University of Science and Technology KMUST team racing using ANSYS.The results show that the rear hub made by aluminum alloy meets the demand of deformation and stress，but it fails to provide enough wear resistance.So we add a bush made by quenched and tempered 45 steel to improve its wear resistance.

ANSYS，F(xiàn)omula Student China（FSC），Rear hub

U463.343

A

2095-8234（2016）03-0069-05

云南省教育廳“交通運(yùn)輸工程專業(yè)綜合改革試點(diǎn)”項(xiàng)目及云南科技廳其它項(xiàng)目（KKST201402004）。

李乃斌（1989-），男，碩士研究生，主要研究方向?yàn)槠囅到y(tǒng)動(dòng)力學(xué)。

李耀平（1966-），男，高級(jí)工程師，主要研究方向?yàn)槠嚈z測(cè)。

2016-03-16）