引言
由于鏈條傳動在運(yùn)轉(zhuǎn)時因多邊形效應(yīng)因而不能保持恒定的瞬時傳動比、帶傳動無法兼顧密封性與散熱性,故無法應(yīng)用于巴哈賽車,齒輪傳動成為了其傳動的主要形式。然而大家為了提高其安全系數(shù),經(jīng)驗(yàn)性的給定減速器殼體結(jié)構(gòu)參數(shù),造成體積太大,從而導(dǎo)致原材料的浪費(fèi),成本偏高。為解決該問題,對減速器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計具有重要意義。
本文采用有限元法分析對給定載荷下分析箱體結(jié)構(gòu)的應(yīng)力和形變云圖。并對箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行校核。在此基礎(chǔ)上進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化,滿足設(shè)計和使用要求,從而達(dá)到殼體輕量化目的和降低生產(chǎn)成本。
1 三維模型及有限元模型建立
圖1 殼體三維模型和有限元模型建立及驗(yàn)證流程
在有限元模型建立過程中會出現(xiàn)很多問題,它們會直接影響到模型仿真得出結(jié)果的有效性。為保證胸部-護(hù)欄薄壁長桿的有效性和精確性,采用如圖1 所示的流程圖。
利用CATIA 建立減速器三維模型,減速器包括齒輪、齒輪軸、減速箱殼體等部件。導(dǎo)入ANSYA Workbench 進(jìn)行前處理,網(wǎng)格采用四面體,節(jié)點(diǎn)數(shù)66935,單元數(shù)量39510,如圖2 所示。
圖2 殼體三維模型和有限元模型
2 結(jié)果分析
從圖3(a)中可以得出,最大應(yīng)變位置在第一軸箱體邊緣附近和第二軸第三軸軸承座根部附近,最大應(yīng)變?yōu)?.00053732mm,遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于許用的變形量。從圖3(b)可以得出應(yīng)力較大位置在第二軸第三軸軸承座根部附近,應(yīng)力大小為0.51454 MPa,遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于選用材料的許用應(yīng)力。
圖3 箱體云圖
3 拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計
由上述分析發(fā)現(xiàn),減速箱殼體設(shè)計強(qiáng)度較高,致使減速箱體積過大造成浪費(fèi)?,F(xiàn)使用ANSYS 中Shape Optimization 模塊進(jìn)行形狀優(yōu)化,在拓?fù)鋬?yōu)化選項中,設(shè)置要去除的材料為你所想要的百分比,求解得出可以優(yōu)化的方案。如圖4 所示有限元模型在形狀優(yōu)化后的結(jié)果。將圖中紅色部分修改其厚度,原厚度為5mm,現(xiàn)將厚度縮小為3mm,如圖4 所示。
從圖5 箱體應(yīng)變云圖可以看出經(jīng)過形狀優(yōu)化后的模型最大應(yīng)變數(shù)值為0.0053779mm。最大變形量為10.343MPa。由結(jié)果可知其變形與應(yīng)力值仍遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于材料的許用值,但考慮到賽車在比賽過程中遇到復(fù)雜的沖擊載荷和耐久性等情況,認(rèn)定該優(yōu)化后的方案可行。
圖4 拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果圖
圖5 拓?fù)鋬?yōu)化后箱體云圖
4 結(jié)束語
通過采用有限元法和優(yōu)化設(shè)計理論,在變速器箱最大應(yīng)力小于材料屈服強(qiáng)度的條件下,利用ANSYS 軟件計算和分析箱體的應(yīng)力情況,優(yōu)化結(jié)果與原設(shè)計方案相比優(yōu)化效果明顯,提高設(shè)計、修改設(shè)計的效率。為巴哈賽車中變速器殼體輕量化的設(shè)計提供了思路和參考。
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