1、研究介紹

FSAE（大學(xué)生方程式）賽車是完全由在校大學(xué)生自己設(shè)計制作的單座小型方程式賽車，并參加國內(nèi)外一系列大學(xué)生方程式賽事。隨著賽車穩(wěn)定性的逐年提高，賽車的輕量化的重要性在比賽中的重要性越來越明顯，尤其是簧下系統(tǒng)的輕量化對賽車的性能提升有著非常重要的意義。

 

輪轂作為 FSAE 賽車簧下系統(tǒng)的重要組成部分，不僅需要承擔(dān)復(fù)雜且苛刻的載荷工況，而且其質(zhì)量對賽車懸架系統(tǒng)的響應(yīng)性、穩(wěn)定性等又具有非常大的影響。

 

傳統(tǒng)的輪轂結(jié)構(gòu)通過數(shù)控機(jī)床加工而成，材料采用牌號為 7075 的航空鋁，必要時需要對其進(jìn)行表面陽極氧化處理。

 

 

圖 1 輪邊系統(tǒng)爆炸圖

 

2、輪轂受力工況分析

對于 FSAE 賽車，極限工況有三個：加速工況，制動工況，轉(zhuǎn)彎工況，在不同工況下輪轂的受力狀態(tài)各不相同，因此對于輪轂的優(yōu)化設(shè)計需要保證在各個工況下均能表現(xiàn)出良好的性能。FSAE 在加速，制動轉(zhuǎn)向工況中的甲速度分別可

 

以達(dá)到 0.9g，1.6g， 2.0g?；谝陨系臉O限工況對FSAE 賽車后輪進(jìn)行受力分析如表 1 所示。其中輪轂在制動工況下各個方向的受力均比其他兩個工況小，因此本文僅考慮加速和轉(zhuǎn)向工況。

 

表 1 輪轂受力

 

 

輪轂通過軸承與立柱連接，因此不能直接對輪轂進(jìn)行分析，還需要考慮輪轂軸承之間的非線性接觸，這使得問題更為復(fù)雜。

 

3、有限元模型建立

根據(jù)零件基本設(shè)計要求建立原始幾何模型，減少人為設(shè)計特征，將主要的概念設(shè)計工作通過軟件計算完成。

 

在拓?fù)鋬?yōu)化過程期間，軟件需要反復(fù)對結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析來確定最佳的優(yōu)化方案，同時本次優(yōu)化設(shè)計非線性接觸，這均使結(jié)算成本大大增加。因此本模型采用六面體減縮積分單元(C3D8R)進(jìn)行劃分，以減少計算規(guī)模。有限元模型中包含單元 47436 個，節(jié)點 56201 個，如圖 2 所示。

 

 

圖 2 原始模型有限元網(wǎng)格劃分

 

由于賽車的直接受力點為輪胎與地面接觸的點，因此通過 Kinamatic Couplin 對輪胎進(jìn)行進(jìn)行簡化并將載荷加載 Kinamatic Couplin 的主節(jié)點上如圖 3 所示。

 

 

圖 3 輪輞簡化方式（剖視圖）

 

約束對軸承外表面的所有自由度，并建立圓柱局部坐標(biāo)系，對三球銷與球籠部分的接觸區(qū)域進(jìn)行周向約束，如圖 4 所示

 

 

圖 4 約束方式

 

分別建立加速和轉(zhuǎn)向兩個載荷步，分別將加速和轉(zhuǎn)向工況下的載荷分別加載到相應(yīng)的載荷步下。

 

4、優(yōu)化設(shè)置

將輪轂分為兩大部分，分別為球籠部分以及輪輞法蘭部分，兩部分的功能以及設(shè)計要求完全不同。輪輞法蘭部分主要用來連接輪輞，需要設(shè)有四個螺紋孔。球籠部分主要用于連接三球銷，傳遞發(fā)動機(jī)輸出的動力。

 

根據(jù)以上的設(shè)計要求，對輪轂劃分為球籠可設(shè)計區(qū)域，輪輞法蘭設(shè)計區(qū)域，非設(shè)計區(qū)域，如圖 5所示。

 

 

圖 5 設(shè)計區(qū)域與非設(shè)計區(qū)域（剖視圖）

 

本優(yōu)化設(shè)計的主要目標(biāo)是在保證結(jié)構(gòu)在各個工況下安全性的前提下輕量化，因此將設(shè)計區(qū)域的體積為約束條件，將兩個載荷步下結(jié)構(gòu)的應(yīng)變能之和最小化為優(yōu)化目標(biāo)。

 

輪轂在實際工作中是一個旋轉(zhuǎn)件，因此將輪轂的幾何約束設(shè)置為周期對稱以及平面對稱，其中輪輞法蘭部分為四周期對稱，球籠部分為三周期對稱。

 

表 2 優(yōu)化目標(biāo)與約束

 

 

5、優(yōu)化結(jié)果分析

經(jīng)過 22 次迭代，計算完成并且收斂，拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果清晰明了。取優(yōu)化結(jié)果中單元密度大于 0.6 的區(qū)域來指導(dǎo)新的設(shè)計方案，如圖 6 所示。重建后的模型如圖 8 所示

 

 

圖 6 拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果

 

 

圖 7 應(yīng)變能收斂曲線

 

 

圖 8 優(yōu)化后輪轂結(jié)構(gòu)

 

6、模型重建與強(qiáng)度校核

通過 Abaqus 分別對輪轂優(yōu)化前和優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析，優(yōu)化前的分析結(jié)果如圖 8 所示，優(yōu)化后的分析結(jié)果如圖 9 所示。

 

 

圖 10a 優(yōu)化后加速工況位移云圖 圖 10b 優(yōu)化后加速工況應(yīng)力云圖

 

 

圖 10c 優(yōu)化后轉(zhuǎn)向工況位移云圖 圖 10d 優(yōu)化后轉(zhuǎn)向工況應(yīng)力云圖

 

表 3 優(yōu)化前后輪轂性能對比

 

 

從表 3 可以看出，經(jīng)過優(yōu)化設(shè)計，輪轂質(zhì)量從0.66kg 變?yōu)?0.49kg，減重達(dá) 25.8%，對提高懸架的響應(yīng)速度具有非常重要的意義。在轉(zhuǎn)向工況下，零件的最大位移明顯減小，在加速工況下，零件的最大位移基本與優(yōu)化前保持一致，有效改善了輪轂的力學(xué)性能。

 

資料來源：達(dá)索官方