基于ANSYS的本田節(jié)能賽車傳動系統(tǒng)優(yōu)化設計

王新建

（天津職業(yè)技術師范大學汽車與交通學院，天津 300222）

目前，有很多文獻介紹了節(jié)能車的設計與優(yōu)化、車架的優(yōu)化仿真等，但幾乎沒有針對鏈傳動系統(tǒng)的設計與優(yōu)化，因賽事本身的特殊性，需考慮將賽車在賽場上的實際加速策略與整車傳動系統(tǒng)性能相結合，另外傳動系統(tǒng)的好壞又直接影響發(fā)動機動力輸出和整車在賽場的滑行量。如果單純地從傳統(tǒng)的機械角度去優(yōu)化，那么就失去了賽事本身的創(chuàng)立意義，所以該文在傳統(tǒng)機械優(yōu)化的基礎上著重利用ANSYS Workbench中的靈敏度分析來對本田節(jié)能賽車進行優(yōu)化仿真。

1 大鏈輪參數(shù)計算

1.1 參數(shù)初步確定

本賽車使用的125cc單缸風冷四沖程發(fā)動機最大扭矩為9.7 nm/5 000 rpm，扭矩平臺出現(xiàn)在高轉(zhuǎn)速，而發(fā)動機經(jīng)濟轉(zhuǎn)速將會出現(xiàn)在3 000 rpm～4 000 rpm?？紤]到賽車燃油的經(jīng)濟性，傳動裝置傳動比越大，賽車后備功率越大，燃油消耗率越大，這與前文的動力性相矛盾，也不符合本田節(jié)能賽事的宗旨。所以，將通過計算，取得最佳傳動比。

已知發(fā)動機轉(zhuǎn)速與行駛速度的關系式：ua=0.377×r×n/i0，將賽車常處速度，發(fā)動機經(jīng)濟轉(zhuǎn)速以及賽車車輪半徑帶入，可得最佳傳動比為8～9，經(jīng)過鏈條傳動仿真，將傳動比定在8.2。大鏈輪齒數(shù)為142，材料為7075-T6鋁合金材料，固溶處理后塑性好，熱處理強化效果特別好，并采用鏤空輻條減重設計，在保證強度的同時，也達到節(jié)能車輕量化的目的。

1.2 大鏈輪結構分析

根據(jù)本田節(jié)能競技大賽的賽事規(guī)則以及比賽中賽車的實際需要，賽車發(fā)動機的輸出功率固定2速擋，需靠提高發(fā)動機的旋轉(zhuǎn)速度來獲取輸出功率，因此將發(fā)動機本變速箱切除，用發(fā)動機曲軸直接驅(qū)動后軸車輪。但若驅(qū)動力不足，賽車很難起步。所以利用傳動系統(tǒng)的減速比來減少起步和加速沖擊。由于小鏈輪運用發(fā)動機本身的變速裝置，所以只需考慮大鏈輪在沖擊最大的起步工況即可。

賽車起步時大鏈輪各齒所受力總和乘以理論安全系數(shù)K，即總受力為Fcj，為

式中，Tfmax為發(fā)動機輸出最大扭矩，N·m，此時發(fā)動機轉(zhuǎn)速n為4000（r/min）；ig為變速系統(tǒng)傳動比，i0為末級傳動比，nch為傳動系統(tǒng)效率；K為安全系數(shù)，因為鏈輪所受沖擊載荷較大，通過查找手冊確定K為0.94～0.96，計算得出Fcj=2548.112N。

大鏈輪齒數(shù)受可容納鏈條的最大磨損伸長量限制。而當這種磨損伸長量超過嚙合弧長約半個節(jié)距時，鏈條便可以產(chǎn)生跳齒而損壞鏈條或鏈輪。大鏈輪可接受的最大磨損伸長用比值表示為200/N（N為大鏈輪齒數(shù)），對容許鏈條最大磨損伸長量為3 %的大鏈輪最大受力齒數(shù)應為67齒，經(jīng)測量大鏈輪實際受力齒數(shù)為64齒，符合標準值，即每個齒面受力為Fc=40.6N。

2 ANSYS有限元分析

2.1 有限元分析的前處理過程

2.1.1 模型建立

建立分析結構的幾何模型并導入，導入后定義材料及進行幾何處理。材料選擇了7075-T6鋁合金。

2.1.2 劃分網(wǎng)格

根據(jù)分析的目的并結合模型的特點劃分網(wǎng)格，建立有限元分析的計算模型。使用 Multizone 多區(qū)域網(wǎng)格劃分，適用于復雜單體部件，Multizone 通過自動分解幾何，將分解成可掃掠體，用掃掠的方法得到六面體。其對幾何體可分解成映射區(qū)域和自由區(qū)域，并自動判斷區(qū)域生成純六面體，對不滿足條件采用更好的非結構網(wǎng)格劃分。且所選用的六面體網(wǎng)格單元計算量小，且分析精度高。所以首選六面體網(wǎng)格（Hex Dominant）。

網(wǎng)格質(zhì)量的檢查與提高是由雅克比率（Jacobian Ratio）與縱橫比（Aspect Ratio）來體現(xiàn)的，雅克比率是在單元的一些特定點上計算出雅克比矩陣行列式。其值就是最大值與最小值的比率，值為1最好，值越大說明單元越扭曲?？v橫比按法則判斷，當Aspect Ratio值為1時，說明此時劃分的網(wǎng)格質(zhì)量最好。

通過分析網(wǎng)格的雅克比率與縱橫比，雅克比率平均值為0.87；縱橫比平均值為2.213。說明此時劃分的網(wǎng)格質(zhì)量適中，能夠滿足之后的靜態(tài)應力分析。

2.1.3 邊界條件處理

根據(jù)上述計算分析，對大鏈輪施加相應載荷和約束條件。

2.2 計算結果后處理

根據(jù)有限元仿真結果，賽車起步時，大鏈輪的最大應力為出現(xiàn)在鏈輪鏈輪節(jié)圓其數(shù)值為433.9 MPa，起步瞬間此處受鏈條拉壓應力較大。由于反復切換發(fā)動機驅(qū)動和慣性形式，鏈條產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩會造成大鏈輪的變形，有限元仿真的最大變形為0.03501 mm，這個變形在可運行范圍內(nèi)。

2.3 RS減重孔優(yōu)化

該文中選用Design Explorer中的響應曲面 （Response Surface）來實現(xiàn)大鏈輪的優(yōu)化分析，通過計算輸入?yún)?shù)與輸出參數(shù)的靈敏度計算，用圖表表達出來。將小孔直徑D、角度以及距鏈輪中心距離L等輸入?yún)?shù)進行參數(shù)化；最大應力、最小安全系數(shù)、最大形變位移為輸出參數(shù)。系統(tǒng)默認將當前輸入值的正負10 %作為輸入值的初始變動范圍。通過計算得到系統(tǒng)生成的一組設計點。

從參數(shù)靈敏度分析可以看出，大鏈輪質(zhì)量主要受小直徑和角度的負影響，其次受陣列個數(shù)的正影響，最小安全系數(shù)主要受減重孔直徑的負影響和陳列個數(shù)的正影響。從這些分析可以得出：降低大鏈輪質(zhì)量可以適當?shù)卦鰷p重孔直徑，但不能過于增加；可以適當增加陣列個數(shù)，因為它會大幅度增加安全系數(shù)，而又不至于過多地增加結構質(zhì)量。優(yōu)化完成后最終確定下來的3個設計點DPI、DP2、DP3，比較確定出最優(yōu)點。此時結構質(zhì)量為0.1506，比原來減少了2.64 %，安全系數(shù)是2.02，綜上所述，優(yōu)化效果明顯，整個優(yōu)化過程是有意義的。

3 結語

通過ANSYS workbench對大鏈輪進行建模，計算和優(yōu)化，分析了腹板各參數(shù)與大鏈輪質(zhì)量和最小安全系數(shù)的關系確定了大鏈輪的最優(yōu)參數(shù)，通過優(yōu)化前后各參數(shù)的對比，從而確定適合于本田節(jié)能賽車傳動系統(tǒng)的優(yōu)化設計分析。