年仿真設(shè)計(jì)報(bào)告廣東工業(yè)大學(xué)方程式車隊(duì)

1、目錄1. 車架43. 輪邊旋轉(zhuǎn)系153.1介紹153.2問題描述151.1介紹43.33.3.13.3.23.3.3方法15分析方法15模型建立15網(wǎng)格劃分151.2問題描述41.31.3.11.3.21.3.31.3.4方法4分析策略4模型建立4網(wǎng)格劃分4邊界設(shè)定53.4靜力學(xué). 153.4.13.4.23.4.33.4.4設(shè)計(jì)要求15靜力學(xué)邊界條件設(shè)定15結(jié)果16結(jié)論161.41.4.11.4.21.4.31.4.41.4.51.4.6結(jié)果6扭轉(zhuǎn)剛度6靜強(qiáng)度6前部撞擊7側(cè)部撞擊7翻車7前輪沖擊73.5瞬態(tài)動(dòng)力學(xué). 163.5.13.5.23.5.33.5.4瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)邊界條件設(shè)定. 16運(yùn)

2、動(dòng)副與接觸定義16載荷步與載荷施加16結(jié)果171.5迭代分析與重驗(yàn)證83.6疲勞分析171.6車架優(yōu)化93.6.13.6.23.6.3創(chuàng)建接口17材料信息編輯17分析結(jié)果181.7自由模態(tài)91.8顯示動(dòng)力學(xué)下的前部撞擊103.7自由模態(tài)181.92.結(jié)論與建議11前轉(zhuǎn)向節(jié)113.7.13.7.2設(shè)計(jì)要求18固有頻率184. 齒輪熱處理192.1介紹114.1介紹192.2問題描述112.2.12.2.2工況分析11設(shè)計(jì)要求114.2問題描述194.3方法192.32.3.12.3.22.3.32.3.42.3.52.3.62.3.72.3.8方法11分析策略11模型建立11接觸設(shè)置12網(wǎng)格劃分

3、12邊界設(shè)定12結(jié)果13結(jié)構(gòu)優(yōu)化及分析重驗(yàn)證14結(jié)論與建議144.4網(wǎng)格劃分194.5邊界條件204.6結(jié)果205. 制動(dòng)盤205.1介紹205.2工況分析205.3分析策略216.5.66.5.7結(jié)果31結(jié)論325.4單次制動(dòng)217. 車身及空氣動(dòng)力學(xué)335.4.15.4.25.4.35.4.45.4.55.4.65.4.75.4.85.4.95.4.105.4.115.4.125.4.13建立條件21建立模型21劃分網(wǎng)格21建立接口21材料定義22耦合單元選取22接觸定義22轉(zhuǎn)動(dòng)副定義23Analysis Settings23邊界設(shè)定23求解算法23分析結(jié)果24結(jié)論與驗(yàn)證247.1介紹33

4、7.2問題描述337.37.3.17.3.27.3.37.3.47.3.57.3.67.3.7流程33整體思路33模型建模及簡(jiǎn)化33計(jì)算域的建立34模型修復(fù)34網(wǎng)格劃分34求解器的設(shè)置35結(jié)果365.5連續(xù)制動(dòng)247.4參數(shù)化優(yōu)化375.5.15.5.25.5.35.5.45.5.55.5.65.5.7建立條件24建立模型25材料定義25網(wǎng)格劃分25邊界設(shè)定25結(jié)果26結(jié)論與驗(yàn)證267.4.17.4.27.4.37.4.4模型修改與參數(shù)化37DOE 設(shè)置37響應(yīng)面優(yōu)化38通過改變攻角而減少阻力. 387.5結(jié)論與建議396. 電池?zé)岱治?76.1介紹276.2問題描述276.3分析策略276.

5、4Simplorer分析276.4.16.4.26.4.36.4.46.4.56.4.6Simplorer 模型建立27元器件設(shè)置28優(yōu)化電池模型28求解設(shè)置28分析結(jié)果28結(jié)果后處理296.5電池模塊 CFD. 296.5.16.5.26.5.36.5.46.5.5實(shí)驗(yàn)探究29電模型簡(jiǎn)化30網(wǎng)格劃分30湍流模型選擇31求解器以及邊界條件設(shè)置. 311. 車架1.3方法1.3.1 分析策略使用 ANSYS 中的 Static Structural 模塊分析車架扭轉(zhuǎn)剛度，靜強(qiáng)度及前部撞擊等工況，驗(yàn)證車架的強(qiáng)度和剛度是否達(dá)到要求。利用 Modal 模塊分析車架的非剛體的1.1 介紹車架作為各大總成

6、的承載結(jié)構(gòu)，必須確保有足夠的強(qiáng)度和剛度以使其在極限工況下安全可靠；車架的扭轉(zhuǎn)剛度決定車輛在扭曲路面行駛時(shí)懸架硬點(diǎn)的位置精度；自由模態(tài)，確保車架與電機(jī)及路面發(fā)生共振。利用 Shape Optimization（Beta）模的各部撞擊是造成車輛和人身的主要塊優(yōu)化極限工受力較小管件，達(dá)到減重形式，這些都是影響性能的重要指標(biāo)。目的。利用 Explicit Dynamics 模塊分析車架撞擊剛性墻的變形量及其對(duì)整車的影響。1.3.2 模型建立同時(shí)，良好的模態(tài)響應(yīng)對(duì)整車的穩(wěn)定性也有重要的意義。1.2 問題描述車架為桁架式結(jié)構(gòu)，在 CATIA 中根據(jù)硬點(diǎn)數(shù)據(jù)建立車架線體模型，通過掃掠得到曲面模型，再通過厚曲

7、面定義厚度得到車架實(shí)體模型，如圖 1.1 所示。所用的鋼管材料為 SAE4130，其力學(xué)性能如表 1.1所示。利用 ANSYS 的Static Structural 模塊、Modal 模塊、Shape Optimization（Beta）模塊以及 Explicit Dynamics 對(duì)車架進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度、各工況和自由模態(tài)等有限元分析、車架整體重量的優(yōu)化以及顯示動(dòng)力學(xué)的分析，保證車架在各工的安全系數(shù)均在1.5 以上，利用分析結(jié)果進(jìn)行局部?jī)?yōu)化，確保車架有足夠的強(qiáng)度和剛度的同時(shí)實(shí)現(xiàn)輕量化，且與電機(jī)、路面產(chǎn)生共振，保證車架良好的動(dòng)態(tài)特性。車架分析項(xiàng)目如下：1)扭轉(zhuǎn)剛度分析車架兩側(cè)受到彎矩時(shí)的車架剛度自由

8、模態(tài)車架的自由模態(tài)靜強(qiáng)度靜態(tài)下加載主要部件及車手重量之后的車架強(qiáng)度圖 1.1 初始車架模型2)3)4)前部撞擊模擬在以最高時(shí)速表 1.1 30CrMo 力學(xué)性能與固定物發(fā)生正面撞擊的情況5)側(cè)部撞擊模擬的情況受到側(cè)面撞擊1.3.3 網(wǎng)格劃分將車架實(shí)體模型導(dǎo)入 ANSYS 中，運(yùn)用Sweep 方法劃分網(wǎng)格，設(shè)置如圖 1.2 所示。6)7)翻車模擬翻車時(shí)的情況前輪沖擊模擬突起物的情況一側(cè)前輪通過8)局部?jī)?yōu)化優(yōu)化車架在極限工受力最小的管件顯示動(dòng)力學(xué)車架以最高時(shí)速撞擊剛性墻時(shí)的變形情況9)圖 1.2 具體網(wǎng)格設(shè)置步驟材料楊氏模量泊松比密度30CrMo211GPa0.2797850Kg/m3劃分后網(wǎng)格的

9、平均畸變度為 0.252，大量網(wǎng)格的畸變度處于 00.3 之間，網(wǎng)格質(zhì)量較為理想，結(jié)果如圖 1.3、圖 1.4 所示。F2=558.6N，F(xiàn)3=370.83N，如圖 1.6 所示。圖 1.6 側(cè)箱以及電機(jī)承載桿件受力圖c 前部撞擊由 v=u+at，根據(jù)前部撞擊分析，設(shè) u= 最大時(shí)速（130km/h）， v=0（撞擊后，假設(shè)無回彈），按照國(guó)際汽車碰撞實(shí)驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn),撞擊時(shí)間 t=0.3s，根據(jù)以上方程，計(jì)算出加速度 a ，由 F=ma 計(jì)算得前部撞擊力F=32557N，施加在前隔板，如圖 1.7 所示。圖 1.3 車架網(wǎng)格畸變度圖 1.4 車架網(wǎng)格畸變度柱狀圖1.3.4 邊界設(shè)定1)載荷施加a 扭轉(zhuǎn)

10、剛度在前輪左右兩側(cè)輪心處對(duì)懸架安裝桿圖 1.7 前隔板桿件受力圖d 側(cè)部撞擊按照汽車碰撞實(shí)驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)，在側(cè)防撞結(jié)構(gòu)上施加撞擊力 F=3G=7951.8N（G 為整車重量），如圖 1.8 所示。施加一對(duì)垂直方向相反的2000N，如圖 1.5 所示。力， 大小圖 1.5 懸架安裝桿受力圖圖 1.8 側(cè)防撞桿件受力圖b 靜強(qiáng)度整車的質(zhì)量主要由車手、電池和電機(jī)驅(qū) 動(dòng)系統(tǒng)提供，忽略其他部件質(zhì)量，在相應(yīng)的安裝點(diǎn)施加載荷，其中車手的質(zhì)量為 67Kg， 電池 57Kg，電機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng) 37.83Kg。由e 翻車按照汽車碰撞實(shí)驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)，在主環(huán)和前環(huán)頂端施加撞擊 F=2G=5301.2N（G 為整車重量），如圖 1.9

11、所示。F=ma 計(jì)算得各力大小為 F1=666.4N，1.4結(jié)果1.4.1 扭轉(zhuǎn)剛度車架的扭轉(zhuǎn)剛度由相對(duì)兩側(cè)所受的相同彎矩時(shí)產(chǎn)生的角位移決定。通過 ANSYS 分析車架的極限變形量，再通過公式計(jì)算出車架的扭轉(zhuǎn)剛度，分析結(jié)果如下圖所示。圖 1.9 主環(huán)和前環(huán)頂端受力圖f 前輪沖擊通過突起物時(shí)，正常狀態(tài)下輪胎所受的力將會(huì)通過懸架傳遞到車架的懸架安裝點(diǎn)上，現(xiàn)假設(shè)懸架失效，所均施加在車架上，此時(shí)車架所受載荷等于整車重量，則有 F=G/2=1325.3N，以力的形式施圖 1.11 車架扭轉(zhuǎn)形變?cè)茍D加在懸架硬點(diǎn)上，如圖 1.10 所示。后輪沖擊情況與此相似，故不再詳述。圖 1.12 車架扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)云圖圖

12、 1.10 前懸架硬點(diǎn)受力圖運(yùn)用 Deformation Probe 測(cè)得車架的縱 向 極 限 變 形 量 Z1 =1.8m ， Z2 =1.26mm ， 代 入 公 式 ： k = T/ =2)約束條件各分析項(xiàng)目依據(jù)實(shí)際工況要求，在模型 上對(duì)應(yīng)的位置和方式進(jìn)行約束，具體如下表：FL /tan1( Z1 + Z2 /L )F=2000N,L=455.95mmK=2371.6Nm/deg。1.4.2 靜強(qiáng)度其，中則車架的靜強(qiáng)度工況由車手，電機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的重力決定，分析結(jié)果和電。圖 1.13 靜強(qiáng)度車架形變?cè)茍D表 1.2 各工況約束條件編號(hào)項(xiàng)目約束1扭轉(zhuǎn)剛度后輪 ALL DOF=02靜強(qiáng)度懸架安裝點(diǎn)

13、ALLDOF=03前部撞擊懸架安裝點(diǎn)Ux=Uy=0， 車架后平面 AllDOF=04側(cè)部撞擊懸架安裝點(diǎn) ALL DOF=05翻車車架底部 All DOF=06前輪沖擊前輪+后輪 All DOF=0圖 1.14 靜強(qiáng)度車架安全系數(shù)云圖圖 1.18 側(cè)部撞擊車架安全系數(shù)云圖1.4.3 前部撞擊車架的前部撞擊工況由施加在前隔板1.4.5 翻車車架的翻車工況由施加前環(huán)與主環(huán)最上的力決定，分析結(jié)果如下圖所示：高點(diǎn)的力決定，分析結(jié)果：圖 1.15 前部撞擊車架形變?cè)茍D圖 1.19 翻車工況車架形變?cè)茍D圖 1.16 前部撞擊車架安全系數(shù)云圖圖 1.20 翻車工況車架安全系數(shù)云圖1.4.4 側(cè)部撞擊車架的側(cè)部

14、撞擊工況由施加在側(cè)防撞1.4.6 前輪沖擊車架的前輪沖擊工況由施加在懸架硬點(diǎn)上的力決定，分析結(jié)果如下圖所示：結(jié)構(gòu)上的力決定，分析結(jié)果如下圖所示：圖 1.17 側(cè)部撞擊車架形變?cè)茍D圖 1.21 前輪沖擊車架形變?cè)茍D圖 1.22 前輪沖擊車架安全系數(shù)云圖圖 1.25 初始車架扭轉(zhuǎn)形變?cè)茍D根據(jù)分析及計(jì)算結(jié)果可以看出，車架整體在各工的安全系數(shù)均為 15，極少數(shù)部分低于 5，滿足設(shè)計(jì)要求。車架的扭轉(zhuǎn)處于中等水平，前環(huán)附近管件的變形對(duì)車架的縱向極限變形量有較大的影響，可通過改變這部分管件的位置及長(zhǎng)度優(yōu)化設(shè)計(jì)。1.5 迭代分析與重驗(yàn)證圖 1.26 第一次優(yōu)化后管件位置根據(jù)分析結(jié)果，在嘗試調(diào)整一些管件位置和長(zhǎng)

15、度之后發(fā)現(xiàn)，改變前環(huán)與側(cè)防撞管件的連接位置和側(cè)邊長(zhǎng)度對(duì)車架的扭轉(zhuǎn)剛度較大的影響，如圖 1.23 所示的紅色管件，具體的優(yōu)化過程如下：圖 1.27 第一次優(yōu)化后扭轉(zhuǎn)形變?cè)茍D圖 1.23 初始車架模型圖 1.28 第二次優(yōu)化后管件位置圖 1.24 初始管件位置圖 1.29 第二次優(yōu)化后扭轉(zhuǎn)形變?cè)茍D圖 1.31 車架受力較小區(qū)域圖如圖 1.31 所示結(jié)果分析，車架下方的兩根管件受力較小，對(duì)其剛強(qiáng)度要求不高， 因此使用管壁更薄，管徑較小的管件達(dá)到優(yōu)化目的。1.7 自由模態(tài)表 1.3扭轉(zhuǎn)變形量對(duì)比汽車行駛中，激勵(lì)源主要來自路面、車輪不平衡重、驅(qū)動(dòng)電機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)等，當(dāng)這些激勵(lì)頻率與車架的某一固有頻率相吻合時(shí)

16、就會(huì)產(chǎn)生共振，可能破壞整車的結(jié)構(gòu)，因此要求車架低階頻率避開這些激振頻率，以避免發(fā)生整體共振。為了得到較準(zhǔn)確的固有頻率，采用梁?jiǎn)卧獎(jiǎng)澐志W(wǎng)格，利用 ANSYS Workbench 中自帶的模態(tài)分析求解器求取車架的十二階自由模態(tài)，如下圖所示。與初始方案相比，優(yōu)化后的車架最終模型的重量不僅僅減少 0.1Kg，且優(yōu)化剛度從2311.1Nm/deg 提高至 2371.6Nm/deg，滿足車架的設(shè)計(jì)要求。1.6 車架優(yōu)化在前期車架設(shè)計(jì)過程中，相對(duì)比較保守， 在各個(gè)工況分析時(shí)發(fā)現(xiàn)強(qiáng)度完全達(dá)到要求， 為直觀的知道哪一部分的管件可以優(yōu)化，使 用 ANSYS 中的 Shape Optimization（Beta）模

17、塊，分析在車手駕駛時(shí)前輪跳動(dòng)的極限工況，其受力情況如下圖1.30 所示。圖 1.30 極限工況受力圖圖 1.32 車架十二階自由模態(tài)模型初始模型初始優(yōu)化最終模型最大形變量(mm)2.932.882.75扭轉(zhuǎn)剛度（Nm/deg）2311.12318.52371.6圖 1.35 顯示動(dòng)力學(xué)約束圖圖 1.33 車架十二階自由模態(tài)由模態(tài)分析結(jié)果可知，車架的固有頻率很 好 地 避 開 了 路 面 的 激 勵(lì) 頻 率（10Hz-20Hz），電機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)正常使用時(shí)的頻率范圍（23.3HZ-39.7HZ），說明其動(dòng)態(tài)特性良好其余各工況的安全系數(shù)均在 1.5 以上，符合設(shè)計(jì)目標(biāo)，確保了車架擁有足夠的強(qiáng)度和剛度來

18、承受各種沖擊。圖 1.36 撞擊后車架整體應(yīng)力云圖1.8 顯示動(dòng)力學(xué)下的前部撞擊車架在實(shí)際行駛過程中是沿著 X 軸負(fù)方向運(yùn)動(dòng)，且在行駛過程中遇到多為前部撞擊，為更加接近真實(shí)工況，校核車架的安全性，現(xiàn)在車架前面建立一剛性130km/h 的速度撞擊在剛性，車架以上，在 0.03秒后的一個(gè)效果，使用 ANSYS 中的Explicit Dynamics、ANSYS AUTODYN、ANSYS LS-DYNA 模塊，分析在撞擊后對(duì)車架的影響。具體設(shè)置步驟如下圖 1.34 所示：圖 1.37 撞擊后車架整體形變?cè)茍D由變形云圖可知，車架撞擊的后的主要變形是在前隔板，且形變量由 Deformation Pro

19、be 測(cè)得為 6.012mm，在撞擊后對(duì)前鼻， 座艙及后懸沒有影響。使用ANSYS AUTODYN 模塊進(jìn)行后處理，求取應(yīng)力及其變形數(shù)據(jù)。圖 1.34 前處理具體設(shè)置步驟圖 1.38 撞擊后車架整體應(yīng)力云圖據(jù)分析結(jié)果優(yōu)化結(jié)構(gòu)并實(shí)現(xiàn)輕量化。2.2 問題描述2.2.1 工況分析在工作過程中共有六種運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，包括勻速、直線、制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎、轉(zhuǎn)彎加速、轉(zhuǎn)彎制動(dòng)六種工況，而為了保證轉(zhuǎn)向節(jié)在工作過程中的安全性，我們選取最為的工況進(jìn)行分析。前轉(zhuǎn)向節(jié)在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)的聯(lián)圖 1.39 撞擊后車架整體形變?cè)茍D使用兩個(gè)模塊可以看到應(yīng)力相差較小，而形變相差大，但最大形變不超過 4cm。合工最為，故本文只對(duì)該種工況進(jìn)行分析說明。

20、2.2.2 設(shè)計(jì)要求由于前轉(zhuǎn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)相對(duì)復(fù)雜且在轉(zhuǎn)彎和制動(dòng)的工，受力也較為復(fù)雜，要優(yōu)先保證前轉(zhuǎn)向節(jié)使用時(shí)的安全，將目標(biāo)安全系數(shù)定為 1.5。同時(shí)為了保證懸架及轉(zhuǎn)向的特性在使用過程中盡可能不發(fā)生過大的變化，應(yīng)使得主銷點(diǎn)的吊耳及轉(zhuǎn)向吊耳的最大形變量不超過 0.5mm。圖 1.40 車架形部放大圖由圖 1.40 可知車架最大形變?cè)谇案舭逄帲趯?shí)際中前隔板上有安裝標(biāo)準(zhǔn)緩沖塊，2.3方法車架撞擊變形量車架設(shè)計(jì)滿足要求。威脅到車手安全，因此2.3.1分析策略通過 ANSYS Workbench 中的 StaticStructural 模塊對(duì)前轉(zhuǎn)向節(jié)在轉(zhuǎn)彎和制動(dòng)聯(lián)1.9 結(jié)論與建議合工進(jìn)行靜力學(xué)分析，根

21、據(jù)分析結(jié)果對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。2.3.2 模型建立運(yùn)用 Hypermesh 對(duì)轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu) 化。以拓?fù)鋬?yōu)化出來的模型為基礎(chǔ)，再根據(jù)實(shí)際裝配需要，用 CATIA 對(duì)前轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行初步建模，為了減小分析量和提高分析效率， 將螺栓及螺母進(jìn)行簡(jiǎn)化后，通過利用 CATIA 與 ANSYS Workbench 接口功能，直接導(dǎo)入CATPart 文件，加快優(yōu)化進(jìn)程。模型優(yōu)化及裝配如下四圖所示。運(yùn)用 ANSYS 軟件對(duì)車架進(jìn)行優(yōu)化， 根據(jù)分析結(jié)果對(duì)車架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。經(jīng)過多次優(yōu)化，最終車架質(zhì)量 41Kg，扭轉(zhuǎn)剛度也有提高，模態(tài)響應(yīng)也較為合理，滿足車架的設(shè)計(jì)要求。2. 前轉(zhuǎn)向節(jié)2.1 介紹轉(zhuǎn)向節(jié)作為橫臂與輪轂間的連

22、接件，一旦失效會(huì)給車手帶來極大的。同時(shí)它作為簧下質(zhì)量的一部分，減輕其質(zhì)量有利于減小簧下質(zhì)量，提高的性能。為了在保證足夠強(qiáng)度剛度的前提下達(dá)到減重目的，運(yùn)用 ANSYS 軟件對(duì)其進(jìn)行靜力學(xué)分析，根2.3.3接觸設(shè)置表 2.2 接觸設(shè)置表2.3.4網(wǎng)格劃分圖 2.1 初模型圖 2.2 拓?fù)淠Ｐ捅?3 轉(zhuǎn)向節(jié)網(wǎng)格設(shè)置表圖 2.3 初步建立模型表 4 網(wǎng)格劃分結(jié)果表2.3.5邊界設(shè)定前轉(zhuǎn)向節(jié)的裝配關(guān)系如圖 2.5 所示。圖 2.4 分析所用裝配圖前轉(zhuǎn)向節(jié)采用的材料為 7075-T6金，其力學(xué)性能如表 2.1 所示：鋁合圖 2.5 輪邊裝配圖前轉(zhuǎn)向節(jié)在轉(zhuǎn)向和制動(dòng)的工受到的要來自上下橫臂外點(diǎn)的作用力、表 2

23、.1 7075 鋁合金力學(xué)性能制動(dòng)反力、轉(zhuǎn)向橫拉桿的拉力以及軸承安裝處的軸承力。根據(jù)整車參數(shù)，通過靜力楊氏模量泊松比抗拉強(qiáng)度屈服強(qiáng)度72GPa0.33570MPa505MPaElemnts258851Skewness0.258項(xiàng)目設(shè)置整體SmoothingMediumTransitionslowElement size2.5mm上橫臂吊耳螺栓連接處SphereRadius34mmElement size1.5mm轉(zhuǎn)向吊耳連接處SphereRadius20mmElement size1.5mm卡鉗安裝位SphereRadius20mmElement size1.5mm下橫臂螺栓連接處Sphere

24、 Radius15mmElement size1.5mm部件接觸類型螺栓與螺栓孔No Separation其余Bonded學(xué)方法，計(jì)算出各部位的受力情況。以整車坐標(biāo)系為基準(zhǔn)，轉(zhuǎn)向節(jié)各部位的受力大小及方向如圖 2.6 所示。圖 2.8 初始方案形變?cè)茍D圖 2.6 受力簡(jiǎn)圖受力及約束將采取如下方法：兩側(cè)軸承面上施加約束，其他受力處加載力。這種設(shè)置方式的分析結(jié)果用于檢驗(yàn)設(shè)計(jì)是否安全， 能夠比較準(zhǔn)確的校核部分肋的強(qiáng)度，且能對(duì)應(yīng)力集中的地方做出優(yōu)化，同時(shí)也是對(duì)上下橫臂外硬點(diǎn)及轉(zhuǎn)向硬點(diǎn)處結(jié)構(gòu)優(yōu)化時(shí)主要 的參考依據(jù)。載荷及約束情況如圖 2.7 所示。圖 2.9 初始方案應(yīng)力云圖圖 2.10 初始方案安全系數(shù)

25、云圖圖 2.7 載荷及約束施加1)2)3)4)5)6)7)8)A 處 Fixed Support，內(nèi)外軸承安裝面B 處 Remote force：上橫臂吊耳孔Fx=3080N，F(xiàn)y=2460N，F(xiàn)z=-2550NC 處 Remote force：下橫臂吊耳孔Fx=-5890N，F(xiàn)y=-7390N，F(xiàn)z=826ND 處 Remote force：轉(zhuǎn)向吊耳孔Fx=82.9N，F(xiàn)y=1640N，F(xiàn)z=-222NE 處 Remote force：制動(dòng)卡鉗安裝面， 施力點(diǎn)位于摩擦襯片與制動(dòng)盤接觸中心Fx=0N，F(xiàn)y=0N，F(xiàn)z=5495N表 2.5結(jié)果觀察分析后結(jié)果云圖，發(fā)現(xiàn)上橫臂附近應(yīng)力、變形量較小，

26、安全系數(shù)能達(dá)到設(shè)計(jì)要求，而下橫臂附近變形量、應(yīng)力較大，安全系數(shù)遠(yuǎn)未能達(dá)到設(shè)計(jì)要求。9)2.3.6結(jié)果只取前轉(zhuǎn)向節(jié)部分，分析得到的形變?cè)茍D、應(yīng)力云圖、安全系數(shù)云圖如圖 2.8、2.9、圖 2.11 上橫臂附近安全系數(shù)云圖2.10 所示。結(jié)果如表 2.5 所示。最大形變量最大應(yīng)力最小安全系數(shù)1.405mm916.27MPa0.55圖 2.12 下橫臂附近安全系數(shù)云圖圖 2.15 改進(jìn)方案形變?cè)茍D2.3.7 結(jié)構(gòu)優(yōu)化及分析重驗(yàn)證根據(jù)分析結(jié)果，對(duì)模型做出如下改動(dòng)：1)由于上橫臂附近安全系數(shù)較高，可做適當(dāng)鏤空，如圖 2.13 所示。圖 2.16 改進(jìn)方案應(yīng)力云圖圖 2.13 上橫臂附近修改圖而下橫臂附近

27、安全系數(shù)過低，應(yīng)力集中現(xiàn)象明顯，可去除此處鏤空，并在過渡處加上圓角，如圖 2.14 所示。2)圖 2.17 改進(jìn)方案安全系數(shù)云圖2.3.8 結(jié)論與建議初始設(shè)計(jì)與優(yōu)化后設(shè)計(jì)分析結(jié)果對(duì)比如表 2.6 所示：圖 2.14 下橫臂附近修改圖參考第一次分析，對(duì)修改后的轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行靜力學(xué)分析，并對(duì)其分析結(jié)果分析然后多次優(yōu)化。表 2.6 初始模型及優(yōu)化后參數(shù)對(duì)比優(yōu)化后轉(zhuǎn)向節(jié)質(zhì)量比優(yōu)化前轉(zhuǎn)向節(jié)重 了45g，但總體的安全系數(shù)由 0.55 增至1.57，最大形變量由 1.4055mm 變至 0.4974mm， 在提高安全性的同時(shí)更便于懸架的設(shè)計(jì)，符 合預(yù)定的設(shè)計(jì)目標(biāo)，且可見初模型設(shè)計(jì)減重 過于極限，通過 ANSYS

28、 分析優(yōu)化用盡可能輕的質(zhì)量來讓結(jié)構(gòu)的安全系數(shù)足夠高。模型最大形變量/mm最大應(yīng)力/ MPa最小安全系數(shù)重量/kg初始1.4055916.270.550.374優(yōu)化0.4974321.371.570.4193. 輪邊旋轉(zhuǎn)系3.1 介紹此處定義輪邊旋轉(zhuǎn)系為包括、傳動(dòng)銷、制動(dòng)盤浮動(dòng)銷等旋轉(zhuǎn)零件總成。旋轉(zhuǎn)系作為整車與地面相互作用的直接部分，其工作的工況非常復(fù)雜，同時(shí)受力變化多，幅值比較大，故需要利用 ANSYS 對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析確定其安全性。本章節(jié)將利用 Static Structure、Transient Structural 及 Ncode Designlife 校核前輪邊旋轉(zhuǎn)系設(shè)計(jì)，再用M 模塊

29、驗(yàn)證其安全性。圖 3.1 輪邊旋轉(zhuǎn)系導(dǎo)入圖前輪邊旋轉(zhuǎn)系所用材料皆為 7075-T6鋁合金，其力學(xué)性能如表 3.1 所示表 3.1 7075 鋁合金力學(xué)性能3.2 問題描述3.3.3網(wǎng)格劃分在不同激烈工的載荷轉(zhuǎn)移以及整車，存在不同程度度，從而造成輪輞受力的變化，以及輪邊旋轉(zhuǎn)系度的變化形成的沖擊載荷。對(duì)于前輪邊，制動(dòng)轉(zhuǎn)彎工的受力最大。因此選取轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況作為極限工況。表 3.2網(wǎng)格設(shè)置3.3方法表 3.3網(wǎng)格劃分結(jié)果表3.3.1 分析方法通 過 ANSYSWorkbench中 的Transient Structural 模塊和Static Structure模塊以及Ncode Designlif

30、將進(jìn)行，驗(yàn)證前輪邊的應(yīng)力分布、強(qiáng)度極限及是否滿足我們的使用。3.3.2 模型建立利用 CATIA 進(jìn)行建模裝配，并進(jìn)行部分細(xì)節(jié)如螺紋的模型簡(jiǎn)化， 后通過利用ANSYS 識(shí)別 CATIA 模型，直接導(dǎo)入CATPart 文件，加快優(yōu)化進(jìn)程。導(dǎo)入模型如圖 3.1 所示：圖 3.2 網(wǎng)格劃分效果圖3.4 靜力學(xué)3.4.1 設(shè)計(jì)要求此處受力較大，且為了后續(xù)的進(jìn)一步安全校核，將目標(biāo)安全系數(shù)暫定為 1.5，總變形為 0.5mm。3.4.2 靜力學(xué)邊界條件設(shè)定兩軸承面施加約束，其它受力處施加載荷，這種設(shè)置方式的分析結(jié)果用于檢驗(yàn)設(shè)計(jì)Elements192278Skewness0.238項(xiàng)目設(shè)置整體Smoothi

31、ngMediumTransitionslowElement Size2mm楊氏模量泊松比抗拉強(qiáng)度屈服強(qiáng)度72GPa0.33570MPa505MPa是否安全。載荷施加及約束條件如下圖所示。圖 3.6 輪邊旋轉(zhuǎn)系安全系數(shù)云圖圖 3.3 載荷約束施加圖3.4.4 結(jié)論1)2)A 處 Fix Support：內(nèi)外軸承安裝面B 處 Remote Force：傳動(dòng)銷與輪輞接觸面Fx=-3397N，F(xiàn)y=-2642N，F(xiàn)z=1887NC 處 Remote Force：浮動(dòng)銷與制動(dòng)盤接觸面Fx=0，F(xiàn)y=0，F(xiàn)z=5495N表 3.4結(jié)果3)4)由上述分析云圖可知，旋轉(zhuǎn)系分析結(jié)果初步達(dá)到設(shè)計(jì)要求。5)3.5

32、瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)3.4.3結(jié)果3.5.1 瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)邊界條件設(shè)定旋轉(zhuǎn)系與整車間以旋轉(zhuǎn)副連接，在整車突然進(jìn)入轉(zhuǎn)向制動(dòng)工況時(shí)，產(chǎn)生度和速度的變化而存在沖擊載荷與動(dòng)載荷。為校核以及銷的強(qiáng)度，現(xiàn)假設(shè)工況為整車通過0.25s 由勻速直線運(yùn)動(dòng)變?yōu)檗D(zhuǎn)彎制動(dòng)工況。3.5.2 運(yùn)動(dòng)副與接觸定義圖 3.4 輪邊旋轉(zhuǎn)系形變?cè)茍D考慮到實(shí)際情，旋轉(zhuǎn)系各部件間相對(duì)位移非常小，可以忽略；瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析需要進(jìn)行大量的計(jì)算，分析一般較長(zhǎng)；為簡(jiǎn)化運(yùn)算， 且保證可靠性， 軸承面建立Body-Ground 的 Revolute，Applied By 設(shè)置皆為 Remote Attachment，behavior 設(shè)置為 Deformabl

33、e，其余聯(lián)接部分采用 contacts中的 boned。3.5.3 載荷步與載荷施加設(shè)置載荷步數(shù)為 2，End Time 分別為0.05s、0.25s。各載荷步設(shè)置如下：圖 3.5 輪邊旋轉(zhuǎn)系應(yīng)力云圖最大形變量最大應(yīng)力最小安全系數(shù)0.411mm321.13 MPa1.5726圖 3.11 傳動(dòng)銷受力與時(shí)間關(guān)系圖 3.7 載荷步一3.5.4結(jié)果圖 3.8 載荷步二圖 3.12應(yīng)力云圖圖 3.9 邊界條件施加1)A 處 Joint-Rotational：軸承旋轉(zhuǎn)副，對(duì)0.25s 數(shù)據(jù)采用 Deactivate 進(jìn)行抑制，讓系統(tǒng)自行計(jì)算角速度的變化。圖 3.13 安全系數(shù)云圖在工況改變階段，由于沖擊

34、載荷的加入,安全系數(shù)仍能達(dá)到 1.5378，滿足設(shè)計(jì)要求。3.6 疲勞分析3.6.1 創(chuàng)建接口選用 SN TimeStep 與靜力學(xué)學(xué)分析結(jié)果建立接口，如圖 3.14 所示。圖 3.9 Joint Load 設(shè)置2)B 處 Remote Force：施加于浮動(dòng)銷表面圖 3.10 制動(dòng)力與時(shí)間關(guān)系3)C 處 Remote Force：傳動(dòng)銷與輪圈接觸面，施力點(diǎn)為輪胎接地中心點(diǎn)圖 3.14 ANSYS 與 Designlife 接口圖3.6.2 材料信息編輯賦予零件 Designlife 自帶的 7075-T6，如圖 3.15 所示。輪不平衡重、驅(qū)動(dòng)電機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)等，當(dāng)這些激勵(lì)頻率與旋轉(zhuǎn)系的某一固有

35、頻率相吻合時(shí)就會(huì)產(chǎn)生共振，可能破壞整車的結(jié)構(gòu)，因此要求旋轉(zhuǎn)頻率避開這些激振頻率，以避免發(fā)生整體共振。理論上來講，旋轉(zhuǎn)系有無數(shù)階頻率，但基于實(shí)際情況上，過于高階的頻率是無法被激發(fā)的，因此在這里我們只采取前十二階進(jìn)行研究。3.7.2 固有頻率經(jīng)過分析，得出旋轉(zhuǎn)系的十二階固有頻率，如圖 3.17、圖 3.18 所示。圖 3.15 材料表在 material group parameters 里面，按照實(shí)際零件的工藝，表面狀況對(duì)修正系數(shù)進(jìn)行修改，如表 3.5 所示。表 3.5 修正系數(shù)表圖 3.17 固有頻率數(shù)值3.6.3 分析結(jié)果圖 3.16 循環(huán)次數(shù)云圖由疲勞分析結(jié)果可知，在最極限的工況下，最低循

36、環(huán)次數(shù)仍達(dá)到 130300 次，滿足我們的日常練車及比賽使用，可知輪邊旋轉(zhuǎn)系符合安全要求。圖 3.18 固有頻率圖表由于是研究該輪邊旋轉(zhuǎn)系的自由模態(tài)， 則該模態(tài)分析中的前六階頻率接近為零，實(shí)際中可以忽略不計(jì)，因此只考慮第七階往后的固有頻率。由模態(tài)分析結(jié)果可知，輪邊旋轉(zhuǎn)系的固3.7 自由模態(tài)3.7.1 設(shè)計(jì)要求汽車行駛中，激勵(lì)源主要來自路面、車Scale Factor1Stress Offset0Stress Offset UnitsMPaSurface Treatment Factor1User Surface Factor0.7Surface Roughness TypeMachined有頻

37、率很好地避開了路面的激勵(lì)頻率（10Hz-20Hz），電機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)正常使用時(shí)的頻率范圍（23.3Hz-39.7Hz），說明其動(dòng)態(tài)特性良好其余各工況的安全系數(shù)均在 1.5 以上，符合設(shè)計(jì)目標(biāo)。4. 齒輪熱處理圖 4.2 齒輪模型齒輪材料為 40C，其材料性能如下：4.1 介紹作為傳動(dòng)系統(tǒng)的重要組成零件之一，齒輪在行駛過程中承受著較大的載荷，在各種不同工況的載荷作用下，齒輪可能會(huì)出現(xiàn)齒面的急劇磨損和齒的斷裂。因此，對(duì)齒輪采用熱處理的工藝可以提高齒輪的硬度以及使得齒輪更加耐磨損，防止齒輪的失效。4.2 問題描述表 4.1 材料參數(shù)設(shè)置齒輪應(yīng)用于箱之中，在行駛過程中會(huì)受到?jīng)_擊等較大的載荷，因此有必要 進(jìn)

38、行熱處理，熱處理硬度為 40HRC-50HRC。熱處理工藝可以提高齒輪的硬度和耐磨損 性，但同時(shí)也會(huì)引起齒的變形，過大的變形量將會(huì)影響齒輪的嚙合精度。因此，為了觀察變形量是否會(huì)嚴(yán)重影響嚙合精度，將運(yùn)用ANSYS 軟件進(jìn)行分析。4.4 網(wǎng)格劃分網(wǎng)格為 1mm，其余設(shè)置：4.3方法通過 ANSYS 的 Transient Thermal 和圖 4.3 網(wǎng)格設(shè)置Static Structure 模塊結(jié)果中的變形量。，觀察后處理劃分后網(wǎng)格平均畸變度為 0.2528，網(wǎng)格數(shù)量為 275263，節(jié)點(diǎn)數(shù)為 392994，網(wǎng)格質(zhì)量較為理想。圖 4.1分析圖 4.4 網(wǎng)格質(zhì)量密度(kg/m3)7870楊氏模量(

39、MPa)211000泊松比0.277比熱容(J/(kg·)460熱導(dǎo)率(W/(m·)44熱膨脹系數(shù)(×10-5C-1)1.2抗拉強(qiáng)度(MPa)980屈服強(qiáng)度(MPa)7854.6結(jié)果圖 4.5 網(wǎng)格畸變度4.5 邊界條件根據(jù)齒輪實(shí)際熱處理工藝：淬火、回火； 對(duì)時(shí)間步作出一下設(shè)置，如下圖：其中，Step1-Step3：淬火-將零件加熱到八百五十?dāng)z氏度，保溫一段時(shí)間，放到淬質(zhì)中快速冷卻；Step4-Step6：回火-將淬火過的零件 重新加熱到五百二十?dāng)z氏度，保溫一段時(shí)間， 之后快速冷卻。圖 4.8 形變?cè)茍D由圖可得，最大的變形量出現(xiàn)在部分齒端，最大變形量值為 0.00

40、497mm，變形量極小，因此不影響正常使用。5. 制動(dòng)盤5.1 介紹汽車制動(dòng)性作為衡量汽車安全性和駕駛性能的重要標(biāo)準(zhǔn)之一，是車輛設(shè)計(jì)制造中必須考慮的重要因素。由于制動(dòng)頻繁且強(qiáng)度較高，產(chǎn)生的高溫會(huì)降低摩擦副的摩擦系數(shù)，減小制動(dòng)力矩，嚴(yán)重的熱現(xiàn)象甚至?xí)?dǎo)致剎車失靈等問題。因此分別采用 Transient Structural 和 Transient Thermal 對(duì)制動(dòng)盤進(jìn)行摩擦生熱和瞬態(tài)熱的分析，校核其對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)可靠性和性能的影響。圖 4.6 時(shí)間步設(shè)置溫度設(shè)置如下：5.2 工況分析根據(jù)設(shè)計(jì)要求，可把制動(dòng)工況分為單次制動(dòng)和連續(xù)制動(dòng)兩類工況。單次制動(dòng)我們選以 120km/h 的取最為極限的條件高

41、速制動(dòng)至車速為 0；連續(xù)制動(dòng)我們參考了上兩年上海國(guó)際場(chǎng)和襄陽夢(mèng)想方程式賽道耐久賽的直線和彎道特點(diǎn)，并根據(jù)整車圖 4.7 溫度設(shè)置CAN系統(tǒng)獲取的比賽數(shù)據(jù)（路面附著系數(shù)、彎道半徑及車輛速度隨時(shí)間的變化關(guān)系）得到優(yōu)化的賽道模型車速?gòu)?5km/h 減到 25km/h，制動(dòng)時(shí)間為 1.4s，一個(gè)制動(dòng)周期為 4s，制動(dòng)次數(shù) 23 次，總時(shí)間為 92s。至于 Static Structure 模塊不需要再創(chuàng)建其余邊界條件。5.3 分析策略對(duì)于極限條件下的單次制動(dòng)，取到的最大制動(dòng)強(qiáng)度 z1=1.4（車手給據(jù)予制動(dòng)踏板最大的腳力并且在地面附著系數(shù)高的良好路面上行駛），而根據(jù)連續(xù)制動(dòng)中優(yōu)化的賽道模型，可求得制動(dòng)

42、強(qiáng)度z2= 1.01。對(duì)比 z1 和 z2 的大小，可認(rèn)為單次制動(dòng)中的產(chǎn)熱會(huì)影響摩擦副的接觸，同時(shí)制動(dòng)盤的 和形變對(duì)產(chǎn)熱有很大影響，只能采用 命令流 Commands 的方式進(jìn)行圖 5.1 優(yōu)化后的制動(dòng)盤和摩擦片模型5.4.3 劃分網(wǎng)格由于制動(dòng)盤上存在大量的散熱孔， workbench 的網(wǎng)格劃分難以滿足摩擦生熱的收斂要求。為了提高網(wǎng)格精度，使分摩擦生熱的。而制動(dòng)強(qiáng)度較小的連續(xù)制動(dòng)可忽略溫度變化對(duì)于結(jié)構(gòu)的力學(xué)影響，近似的看成單向弱耦合，但由于間接耦合的實(shí)際意義不大，因此只對(duì)制動(dòng)盤進(jìn)行瞬態(tài)熱分析。析更為容易收斂，同時(shí)減小運(yùn)算量，運(yùn)用 Hypermesh 設(shè)定網(wǎng)格單元最大為2mm，細(xì)調(diào)模型的面網(wǎng)格

43、質(zhì)量，再生成大量的六面體網(wǎng)格，通過 ANSYS MechanicalAPDL 進(jìn)行轉(zhuǎn)化后再以 cdb 格式導(dǎo)入到5.4 單次制動(dòng)ANSYS Finite Element M5.4.4 建立接口摩擦生熱的直接耦合er。5.4.1 建立條件1)制動(dòng)過程中，不考慮車輪可能出現(xiàn)的抱死和打滑現(xiàn)象，只考慮車輪做滾動(dòng)的運(yùn)動(dòng)現(xiàn)象；應(yīng)選用Transient Structural，并建立接口使 FiniteElement Mer 實(shí)現(xiàn)網(wǎng)格數(shù)據(jù)的傳遞，結(jié)2)假設(shè)制動(dòng)直接作用在摩擦片上，且果如圖 4.2 所示。均勻分布在摩擦片上，制動(dòng)過程中保持不變；的3)制動(dòng)盤和摩擦片均為各向同性的彈性材料，且材料的物理參數(shù)不變；假

44、設(shè)摩擦副的接觸界面為理想的平面，4)且不考慮制動(dòng)過程中對(duì)摩擦副的磨損；圖 5.2 FE 和瞬態(tài)結(jié)構(gòu)數(shù)據(jù)傳遞圖5)假設(shè)制動(dòng)過程境溫度保持不變且進(jìn)入 Mechanical 查看Element Quality 的平均值，可知 workbench 中默認(rèn)劃分的網(wǎng)格為 0.71，全部為四面體網(wǎng)格，如圖 4.3 所示；而經(jīng) Hypermesh 處理后的網(wǎng)格為0.96，大多數(shù)為六面體網(wǎng)格，如圖 4.4 所示，顯然經(jīng)處理后網(wǎng)格質(zhì)量得到明顯提高，更適合進(jìn)行熱固的直接耦合。摩擦副的初始溫度等于環(huán)境溫度。5.4.2 建立模型應(yīng)用 CATIA 建立制動(dòng)盤和摩擦片的模型， 根據(jù)實(shí)際裝配要求使制動(dòng)盤距離上下兩片 摩擦片各

45、 1mm。因?yàn)槟Σ辽鸁崾且环N較為復(fù)雜的非線性問題，對(duì)網(wǎng)格質(zhì)量要求很高，我們把易引起網(wǎng)格畸變但對(duì)結(jié)果影響很小的部分進(jìn)行優(yōu)化，減小網(wǎng)格劃分難度。圖 5.5 命令流定義耦合單元類型5.4.7 接觸定義因?yàn)橹苿?dòng)盤比摩擦片硬度更高，且具有更大的面積，選取制動(dòng)盤表面為目標(biāo)面，摩擦片表面為接觸面。 接觸類型設(shè)置為Frictional ， 摩擦系數(shù)為 0.35 ， 表現(xiàn)為Asymmetric（限制接觸面不能穿透目標(biāo)面），如圖 5.6 所示。圖 5.3 Workbench 默認(rèn)處理網(wǎng)格質(zhì)量圖圖 5.6 定義接觸類型圖 5.4 Hypermesh 處理網(wǎng)格質(zhì)量圖選用 Augmented Lagrange 算法來提

46、高收斂效果，法向接觸剛度為 Manual，相5.4.5 材料定義制動(dòng)盤材料采用 2Cr13，摩擦片為粉末冶金材料，其力學(xué)及熱學(xué)性能如表 4.1 所示：對(duì)因子取 1.0，剛度迭代更新的EachIteration。摩擦生熱此類難以收斂的干涉問題，界面處理設(shè)置為“ Add Offset,Ramped Effects”（分割一個(gè)載荷步為幾個(gè)子步逐步施加，減小收斂），接觸面偏移距離為 0mm，如圖 5.7 所示。表 5.1 材料參數(shù)設(shè)置5.4.6 耦合單元選取分 別 選 中 制 動(dòng) 盤 和 摩 擦 片“ Commands ” ， 寫 入 命 令“et,matid,solid226,11”，目的是把摩擦副

47、的單元類型定義為 solid226 多物理場(chǎng)耦合單元，并確定其關(guān)鍵字為 11，使單元用作熱固耦合分析，如圖 4.5 所示。圖 5.7 接觸非線性收斂設(shè)置對(duì)于接觸單元 contact172，設(shè)置其 1號(hào)關(guān)鍵字是 1，需在接觸設(shè)置下命令“keyopt,cid,1,1”,目的是使接觸單元每個(gè)節(jié)點(diǎn)均含有 UX、UY、TEMP 三個(gè)自由度，即可進(jìn)行熱固耦合，如圖 5.8 所示。制動(dòng)盤摩擦片密度(kg/m3)77702620楊氏模量(MPa)2160002300泊松比0.280.3比熱容(J/(kg·)5022熱導(dǎo)率(W/(m·)22.21100熱膨脹系數(shù)(×10-5C-1)

48、1.151.6抗拉強(qiáng)度(MPa)635540屈服強(qiáng)度(MPa)440345圖 5.8 命令流定義接觸單元自由度5.4.8 轉(zhuǎn)動(dòng)副定義根據(jù)摩擦副的實(shí)際工況，選取制動(dòng)盤內(nèi)圓面建立 Body-Ground 的接觸，類型為Revolute 。 Applied By 設(shè)置為 Remote Attachment，Behavior 設(shè)置為 Deformable。5.4.9 Analysis Settings以 120km/h 的高速制動(dòng)至車速為0，制動(dòng)強(qiáng)度為 1.4，則制動(dòng)時(shí)間為：120 0圖 5.11 邊界條件設(shè)置1)A、B 處 Pressure：施加于兩側(cè)摩擦片外表面上，模擬卡鉗活塞受油壓對(duì)摩擦片施加，

49、由的據(jù)得知制為 7MPa。動(dòng)強(qiáng)度為 1.4 時(shí)油管中t = 2.43𝑠1.4 × 9.8設(shè)置載荷步數(shù)為1，結(jié)束時(shí)間為2.43s，打開時(shí)間迭代。因?yàn)闊峁恬詈嫌?jì)算量大且難圖 5.12 摩擦片與時(shí)間關(guān)系以收斂，載荷步的設(shè)置如圖 4.9 所示：2)C、D 處 Displacement：建模初期制動(dòng)盤距離兩側(cè)摩擦片各 1mm，現(xiàn)在約束摩擦副之間的間隙為 0，實(shí)現(xiàn)摩擦接觸。圖 5.13 摩擦副間隙與時(shí)間關(guān)系3)E 處 Joint-Rotational Velocity：的制動(dòng)初速度為 120km/h，車輪半徑為0.219m，則制動(dòng)盤制動(dòng)初始角速度：1200 = 3.6 ÷

50、; 0.219 152𝑟𝑎𝑑/𝑠圖 5.9 載荷步一設(shè)置打開大變形和線性搜索。由于接觸設(shè)置中的摩擦系數(shù) 0.35 大于一般值 0.2，易出現(xiàn)中的-拉收斂的問題，非線性弗森迭代選項(xiàng)需設(shè)置為 Unsymmetric，如圖4.10 所示。圖 5.14 制動(dòng)盤轉(zhuǎn)速與時(shí)間關(guān)系5.4.11 求解算法在 Transient 下如圖 4.15令：圖 5.10 載荷步二設(shè)置5.4.10 邊界設(shè)定摩擦生熱邊界條件設(shè)定總覽如圖 4.11：圖 5.15 命令流定義熱固耦合求解方式其含義如下：進(jìn)入 solu 求解；選擇所有的節(jié)點(diǎn)和單元參與計(jì)算； 定義初始溫

51、度為 32；定義熱應(yīng)變分析的參考溫度是 0； 定義瞬態(tài)分析的算法為完全法；不考慮質(zhì)量或者慣性作用，只做瞬態(tài)熱分析。5.4.12 分析結(jié)果圖 5.19 制動(dòng)盤單次制動(dòng)的溫度云圖圖 5.16 制動(dòng)盤與摩擦片的接觸狀態(tài)云圖圖 5.20 制動(dòng)盤溫度隨時(shí)間變化關(guān)系圖單次制動(dòng)中，制動(dòng)盤與摩擦片的接觸狀態(tài)一直保持著 sliding（滑動(dòng)摩擦），符合仿真條件中只考慮車輪滾動(dòng)的假設(shè)，也驗(yàn)證了邊界條件設(shè)置的正確性。5.4.13 結(jié)論與驗(yàn)證1、從溫度云圖可以得知，摩擦熱量主要產(chǎn)生在制動(dòng)盤與摩擦片接觸的表面上，而由于單次制動(dòng)的時(shí)間極短，熱量還來不及向非摩擦區(qū)域傳遞，因此導(dǎo)致高溫區(qū)域集中在摩擦面上，且沿徑向產(chǎn)生很大的溫度梯度。2、通過溫度隨時(shí)間變化關(guān)系圖，我們發(fā)現(xiàn)制動(dòng)盤溫度在制動(dòng)過程中并非一直處于持續(xù)上升的狀態(tài)。制動(dòng)前期，制動(dòng)盤轉(zhuǎn)速較高，溫度由室溫迅速上升；制動(dòng)后期，隨著轉(zhuǎn)速不斷下降，溫度在達(dá)到最大值后緩慢下降。3、在應(yīng)力云圖中，由于溫度場(chǎng)的影響， 等效應(yīng)力的分布表現(xiàn)了明顯的不均勻性；類似于溫度