王新建

（天津職業(yè)技術(shù)師范大學(xué)汽車與交通學(xué)院，天津 300222）

目前，有很多文獻(xiàn)介紹了節(jié)能車的設(shè)計(jì)與優(yōu)化、車架的優(yōu)化仿真等，但幾乎沒有針對(duì)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)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(shí)際加速策略與整車傳動(dòng)系統(tǒng)性能相結(jié)合，另外傳動(dòng)系統(tǒng)的好壞又直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力輸出和整車在賽場的滑行量。如果單純地從傳統(tǒng)的機(jī)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(jī)械優(yōu)化的基礎(chǔ)上著重利用ANSYS Workbench中的靈敏度分析來對(duì)本田節(jié)能賽車進(jìn)行優(yōu)化仿真。

1 大鏈輪參數(shù)計(jì)算

1.1 參數(shù)初步確定

本賽車使用的125cc單缸風(fēng)冷四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為9.7 nm/5 000 rpm，扭矩平臺(tái)出現(xiàn)在高轉(zhuǎn)速，而發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)濟(jì)轉(zhuǎn)速將會(huì)出現(xiàn)在3 000 rpm～4 000 rpm?？紤]到賽車燃油的經(jīng)濟(jì)性，傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比越大，賽車后備功率越大，燃油消耗率越大，這與前文的動(dòng)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(jì)算，取得最佳傳動(dòng)比。

已知發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與行駛速度的關(guān)系式：ua=0.377×r×n/i0，將賽車常處速度，發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)濟(jì)轉(zhuǎn)速以及賽車車輪半徑帶入，可得最佳傳動(dòng)比為8～9，經(jīng)過鏈條傳動(dòng)仿真，將傳動(dòng)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(qiáng)化效果特別好，并采用鏤空輻條減重設(shè)計(jì)，在保證強(qiáng)度的同時(shí)，也達(dá)到節(jié)能車輕量化的目的。

1.2 大鏈輪結(jié)構(gòu)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(shí)際需要，賽車發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出功率固定2速擋，需靠提高發(fā)動(dòng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)速度來獲取輸出功率，因此將發(fā)動(dòng)機(jī)本變速箱切除，用發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸直接驅(qū)動(dòng)后軸車輪。但若驅(qū)動(dòng)力不足，賽車很難起步。所以利用傳動(dòng)系統(tǒng)的減速比來減少起步和加速?zèng)_擊。由于小鏈輪運(yùn)用發(fā)動(dòng)機(jī)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(shí)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(dòng)機(jī)輸出最大扭矩，N·m，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n為4000（r/min）；ig為變速系統(tǒng)傳動(dòng)比，i0為末級(jí)傳動(dòng)比，nch為傳動(dòng)系統(tǒng)效率；K為安全系數(shù)，因?yàn)殒溳喫軟_擊載荷較大，通過查找手冊確定K為0.94～0.96，計(jì)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(dāng)這種磨損伸長量超過嚙合弧長約半個(gè)節(jié)距時(shí)，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(duì)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(yīng)為67齒，經(jīng)測量大鏈輪實(shí)際受力齒數(shù)為64齒，符合標(biāo)準(zhǔn)值，即每個(gè)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(jié)構(gòu)的幾何模型并導(dǎo)入，導(dǎo)入后定義材料及進(jìn)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(jié)合模型的特點(diǎn)劃分網(wǎng)格，建立有限元分析的計(jì)算模型。使用 Multizone 多區(qū)域網(wǎng)格劃分，適用于復(fù)雜單體部件，Multizone 通過自動(dòng)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(duì)幾何體可分解成映射區(qū)域和自由區(qū)域，并自動(dòng)判斷區(qū)域生成純六面體，對(duì)不滿足條件采用更好的非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分。且所選用的六面體網(wǎng)格單元計(jì)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(diǎn)上計(jì)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(dāng)Aspect Ratio值為1時(shí)，說明此時(shí)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(shí)劃分的網(wǎng)格質(zhì)量適中，能夠滿足之后的靜態(tài)應(yīng)力分析。

2.1.3 邊界條件處理

根據(jù)上述計(jì)算分析，對(duì)大鏈輪施加相應(yīng)載荷和約束條件。

2.2 計(jì)算結(jié)果后處理

根據(jù)有限元仿真結(jié)果，賽車起步時(shí)，大鏈輪的最大應(yīng)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(yīng)力較大。由于反復(fù)切換發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)和慣性形式，鏈條產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩會(huì)造成大鏈輪的變形，有限元仿真的最大變形為0.03501 mm，這個(gè)變形在可運(yùn)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(yīng)曲面 （Response Surface）來實(shí)現(xiàn)大鏈輪的優(yōu)化分析，通過計(jì)算輸入?yún)?shù)與輸出參數(shù)的靈敏度計(jì)算，用圖表表達(dá)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(jìn)行參數(shù)化；最大應(yīng)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(rèn)將當(dāng)前輸入值的正負(fù)10 %作為輸入值的初始變動(dòng)范圍。通過計(jì)算得到系統(tǒng)生成的一組設(shè)計(jì)點(diǎn)。

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(fù)影響，其次受陣列個(gè)數(shù)的正影響，最小安全系數(shù)主要受減重孔直徑的負(fù)影響和陳列個(gè)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(dāng)?shù)卦鰷p重孔直徑，但不能過于增加；可以適當(dāng)增加陣列個(gè)數(shù)，因?yàn)樗鼤?huì)大幅度增加安全系數(shù)，而又不至于過多地增加結(jié)構(gòu)質(zhì)量。優(yōu)化完成后最終確定下來的3個(gè)設(shè)計(jì)點(diǎn)DPI、DP2、DP3，比較確定出最優(yōu)點(diǎn)。此時(shí)結(jié)構(gòu)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(gè)優(yōu)化過程是有意義的。

3 結(jié)語

通過ANSYS workbench對(duì)大鏈輪進(jìn)行建模，計(jì)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(guān)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(duì)比，從而確定適合于本田節(jié)能賽車傳動(dòng)系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)分析。