大學(xué)生方程式賽車傳動系統(tǒng)設(shè)計及分析

張 勇，裴金源，劉 偉，高昀馳

(東北石油大學(xué)機械科學(xué)與工程學(xué)院，黑龍江 大慶 163318)

在中國大學(xué)生方程式汽車大賽(FSC大賽)中，能夠設(shè)計出擁有優(yōu)良動力性能的賽車，是各大車隊獲勝的關(guān)鍵。傳動系統(tǒng)作為動力輸送的裝置，其設(shè)計尤為重要。傳動系統(tǒng)的設(shè)計需要以FSC大賽的規(guī)則為基礎(chǔ)，為了可以在賽場上取得更好的成績，賽車的輕量化設(shè)計是必不可少的。為了能夠進(jìn)一步實現(xiàn)賽車輕量化，本文創(chuàng)新性地設(shè)計了鏈輪、差速器殼體、輸出軸等關(guān)鍵零件。

1 傳動方案的選定

方程式賽車傳動系統(tǒng)的設(shè)計首先應(yīng)選擇合理的傳動方案，從而有效輸出發(fā)動機的動力。方程式賽車的傳動系統(tǒng)在設(shè)計、選型方面應(yīng)要求其具有優(yōu)良的傳動效率，與此同時，還需要考慮結(jié)構(gòu)、穩(wěn)定性、成本等問題。

鏈傳動在工作的過程中較為穩(wěn)定，擁有精確的傳動比，占用空間小，制造、安裝簡便；帶傳動是機械傳動中重要的傳動形式[1]，用于傳遞動力和運動，能夠吸收一定程度的振動，起到一定的緩沖作用，但長時間工作易造成疲勞損壞，需要配合張緊裝置，不利于賽車的輕量化設(shè)計；齒輪傳動工作平穩(wěn)，傳動效率極高，但對制造加工精度要求較高，如果傳動距離較遠(yuǎn)，相應(yīng)地齒輪會增大，造成賽車整體過重。綜上分析，確定鏈傳動為最終的傳動設(shè)計方案，如圖1所示。

圖1 鏈傳動方案總裝圖

2 賽車動力性的設(shè)計

2.1 發(fā)動機參數(shù)

本文選取的發(fā)動機型號為Honda CBR600RR，相關(guān)參數(shù)見表1。

表1 發(fā)動機參數(shù)

根據(jù)2020年FSC大賽關(guān)于內(nèi)燃機部分的相關(guān)規(guī)則可知，進(jìn)氣系統(tǒng)必須安裝限流閥[2]。在限流閥的作用下，發(fā)動機輸出的功率及扭矩會受到一定程度的限制。當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速為11 000 r/min時，發(fā)動機可輸出的最大功率為59.47 kW；發(fā)動機可輸出的最大扭矩為59.75 N·m，對應(yīng)的轉(zhuǎn)速為8 000 r/min。

2.2 主傳動比確定

根據(jù)耐久測試賽程的相關(guān)規(guī)定，參賽賽車的最高車速被限制為105 km/h。針對這一限制，本次設(shè)計選用4個前進(jìn)擋作為發(fā)動機輸出最大功率時所對應(yīng)的擋位。賽車輪胎選用的規(guī)格是Hoosier 180/75 R13。在實際比賽中，賽車由于受到負(fù)載、路況等因素的影響，實際車輪半徑比空載下的車輪半徑小[3]，根據(jù)機械設(shè)計及汽車?yán)碚摰南嚓P(guān)設(shè)計公式，車輪的實際滾動半徑為291.35 mm，賽車車速為105 km/h 時，輪胎所對應(yīng)的轉(zhuǎn)速為955.97 r/min，末級傳動比為3.77。本次設(shè)計中，鏈傳動方案的小鏈輪齒數(shù)取13，考慮磨損及配合關(guān)系等因素，鏈輪齒數(shù)宜選質(zhì)數(shù)[4]，因此選取大鏈輪齒數(shù)為49。

2.3 賽車動力性

2.3.1賽車阻力

根據(jù)汽車?yán)碚摽刹榈抿?qū)動力公式，最終可得：1擋驅(qū)動力為4 039.50 N，2擋驅(qū)動力為2 937.82 N，3擋驅(qū)動力為2 448.67 N，4擋驅(qū)動力為2 121.11 N。同時可以得到賽車的行駛阻力Ff為46.65 N。

因為賽車在1～3擋時，車速較低，不需要考慮空氣阻力Fw對賽車造成的影響，所以此擋位下的車速ua取值為105 km/h。Fw的計算公式如下：

(1)

式中：A為迎風(fēng)面積，取值為1.5 m2；CD為空氣阻力系數(shù)，根據(jù)經(jīng)驗取0.32。

2.3.2加速度

由于1～3擋時賽車的車速較低，因此忽略Fw造成的影響。方程式賽車加速度a的計算公式如下：

(2)

式中：u為行駛速度；t為行駛時間；Ft為驅(qū)動力；δ為傳動系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量慣性系數(shù)，取值為1.2；m為整備質(zhì)量，取 340 kg。

2.4 賽車動力性的驗證

評價賽車動力性有以下3個指標(biāo)：1) 最高車速；2) 爬坡能力；3) 加速時間。由于大賽規(guī)則的限制，賽車無法達(dá)到最高車速，同時賽道平穩(wěn)，無較大坡度，因此只需驗證加速時間即可驗證賽車動力性是否優(yōu)良。

在75 m直線加速比賽中，賽車手主要使用1和2擋驅(qū)動賽車，從圖2 中可以看到，在1和2擋時賽車的最大加速度所對應(yīng)的車速大致為55 km/h、75 km/h。而根據(jù)75 m直線加速的比賽經(jīng)驗，用時4 s即可獲得優(yōu)異成績，可知本次的設(shè)計滿足此需求，即該賽車具有良好的動力性。

圖2 加速度特性曲線

3 發(fā)動機與差速器連接的設(shè)計

3.1 鏈傳動設(shè)計

在設(shè)計賽車的過程中，應(yīng)注意整體結(jié)構(gòu)的緊湊性，從而在傳動過程中減少不必要的損耗，同時盡可能降低成本。在實際設(shè)計中，滾子鏈更符合傳動系統(tǒng)的需求，通過調(diào)研一些現(xiàn)有車隊，依據(jù)他們的設(shè)計經(jīng)驗，本次設(shè)計選擇型號為10A的單排滾子鏈即可滿足需求。

鏈輪的基本設(shè)計參數(shù)，見表2。

表2 鏈輪基本參數(shù)

方程式賽車要求傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)盡可能緊湊，根據(jù)實際調(diào)研及設(shè)計經(jīng)驗，本次設(shè)計初選中心距a0為300 mm。為了減少磨損，并考慮與鏈輪裝配的問題，鏈條節(jié)數(shù)應(yīng)取偶數(shù)，最終取鏈節(jié)數(shù)為70節(jié)，由此確定中心距為294.48 mm。

3.2 設(shè)計結(jié)果驗證

3.2.1功率分析

傳動功率是鏈傳動的重要指標(biāo)之一，它的數(shù)值大小與鏈傳動的工作狀態(tài)、鏈條排數(shù)以及鏈輪的齒數(shù)等重要參數(shù)息息相關(guān)。鏈傳動計算傳動功率Pca的計算公式如下：

(3)

式中：P為發(fā)動機輸出的功率，取發(fā)動機輸出的最大功率59.47 kW；KZ為主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)，查閱機械設(shè)計手冊，取KZ=2.1；KA為工作狀態(tài)系數(shù)，因為鏈傳動的工作狀態(tài)比較穩(wěn)定，查閱《機械設(shè)計手冊》，取KA=1.0；KP為多排鏈系數(shù)，本次設(shè)計采用的是單排滾子鏈，取KP=1。

將數(shù)值代入公式(3)，可得Pca=124.89 kW。

3.2.2速度分析

鏈條上每兩個相連的鏈節(jié)通過銷進(jìn)行連接，當(dāng)鏈條與鏈輪相互配合工作時，鏈條上與鏈輪接觸的那部分鏈節(jié)近似為多邊形[5]。查閱《機械設(shè)計手冊》可以計算出鏈條的平均速度v=37.84 m/s。

3.2.3受力分析

為了使鏈傳動在工作的過程中，不會因鏈條與鏈輪產(chǎn)生不正常的嚙合關(guān)系，而導(dǎo)致鏈條脫落，所以應(yīng)使其得到一定的張緊力。查閱《機械設(shè)計手冊》，可得到有效圓周力Fe=1 571.62 N，整個鏈傳動對軸承的壓力FP=1 807.36 N。

傳統(tǒng)賽車的鏈速大約為30 m/s，對軸承的壓力約為2 000 N，與其相比可知，本次設(shè)計滿足設(shè)計要求，即該鏈傳動具有良好的性能。

4 傳動系統(tǒng)關(guān)鍵零件的設(shè)計

本次設(shè)計選用托森差速器，其內(nèi)部結(jié)構(gòu)的運作不受差速器殼體的限制，因此可以自主設(shè)計差速器殼體。與傳統(tǒng)的傳動方式相比，本次設(shè)計的差速器殼體與大鏈輪直接裝配，可減少動力傳輸損耗和零件的數(shù)量，既保證了賽車的輕量化，又能提高傳動的效率。

4.1 大小鏈輪設(shè)計

小鏈輪的最大直徑不足8 cm，為了增加其強度，把小鏈輪設(shè)計成整體式結(jié)構(gòu)。小鏈輪與發(fā)動機的輸出軸相連，從而進(jìn)行動力輸出，為了與輸出軸相匹配，軸孔采用花鍵設(shè)計。小鏈輪的整體尺寸較小，不需采取鏤空設(shè)計處理。大鏈輪整體尺寸較大，最大直徑超過250 mm，會導(dǎo)致傳動系統(tǒng)出現(xiàn)過于笨重的問題，因此需要對大鏈輪做鏤空處理，如將外觀設(shè)計為六芒星，在減輕大鏈輪自身質(zhì)量的同時還保證了大鏈輪造型的美觀。大小鏈輪結(jié)構(gòu)如圖3 所示。

圖3 大小鏈輪結(jié)構(gòu)圖

4.2 差速器殼體設(shè)計

本次設(shè)計選用的差速器是托森差速器，在設(shè)計環(huán)節(jié)中，其殼體的設(shè)計是個重要的環(huán)節(jié)[6]。差速器殼體設(shè)計成3個部分，如圖4所示。本次設(shè)計選用7050鋁合金作為制作差速器殼體的材料，與傳統(tǒng)鋼制差速器殼體相比，鋁合金殼體既可以保證一定的強度，又能夠減輕差速器的質(zhì)量。

圖4 差速器結(jié)構(gòu)件

4.3 差速器輸出軸設(shè)計

考慮制造成本、操作難易程度等因素，本文對差速器左、右輸出軸進(jìn)行自主設(shè)計，同時配合外購的三球銷式萬向節(jié)。因為左、右輸出軸通過內(nèi)花鍵進(jìn)行動力傳遞，所以需要在輸出軸上設(shè)計出與萬向節(jié)相匹配的花鍵。為了使左、右短軸能夠擁有良好的強度，滿足本次設(shè)計的需求，左、右短軸采用20CrMnTi進(jìn)行制造。

5 傳動系統(tǒng)設(shè)計結(jié)果驗證

在本次設(shè)計中，大、小鏈輪和左、右差速器輸出軸將會承受較大的作用力，因此需要對它們進(jìn)行仿真分析[7]。大、小鏈輪均采用7050鋁合金進(jìn)行制造，同時對大鏈輪進(jìn)行鏤空處理，減輕鏈輪質(zhì)量，實現(xiàn)賽車輕量化。差速器的輸出軸采用20CrMnTi進(jìn)行制造。

傳統(tǒng)賽車使用鋼作為制作材料，經(jīng)過查閱材料相關(guān)屬性可知，本次設(shè)計選用的材料密度低于鋼的密度，可進(jìn)一步實現(xiàn)賽車輕量化，為了驗證材料能否滿足強度需求，對其進(jìn)行了仿真分析。

5.1 大小鏈輪設(shè)計結(jié)果驗證

方程式賽車在行駛過程中，如果駕駛員受到外界不良環(huán)境的影響，同時踩下油門和剎車踏板，車輪便會抱死，導(dǎo)致賽車開始打滑，此時大鏈輪承受最大的載荷[8]。賽車制動時，查閱《機械設(shè)計手冊》，計算出大鏈輪所受到的扭矩為559.17 N·m；小鏈輪所受到的扭矩為163.92 N·m。

仿真分析結(jié)果如圖5、圖6所示。大鏈輪的最大變形位于齒部分，因此需要對鏈輪的齒進(jìn)行硬化處理；小鏈輪變形量微小，所以忽略其影響。

圖5 大鏈輪變形仿真圖

圖6 小鏈輪變形仿真圖

7050鋁合金的最大破壞強度為850 MPa。經(jīng)過仿真分析可知，大鏈輪的最大應(yīng)力為21.902 MPa，如圖7所示；小鏈輪的最大應(yīng)力為18.726 MPa，如圖8所示。鏈輪的最大應(yīng)力比鋁合金的最大破壞強度小，因此該設(shè)計滿足設(shè)計需求。

圖7 大鏈輪應(yīng)力情況

圖8 小鏈輪應(yīng)力情況

5.2 輸出軸設(shè)計結(jié)果驗證

在整個工作過程中輸出軸承受的扭矩為559.17 N·m。由仿真分析可知，左輸出軸的最大變形發(fā)生在軸的最大軸肩處，最大變形量為0.156 73 mm，如圖9所示，為了加強其使用性能，將此處進(jìn)行硬化處理；右輸出軸的最大變形量為0.102 66 mm，如圖10所示，最大變形發(fā)生在右輸出軸的輸入端處，因此需要對右輸出軸的齒部分進(jìn)行硬化處理。

圖9 左輸出軸變形仿真圖

圖10 右輸出軸變形仿真圖

20CrMnTi的最大破壞強度為836 MPa，由仿真分析可知，左輸出軸的最大應(yīng)力為535.43 MPa，如圖11所示；右輸出軸的最大應(yīng)力為646.44 MPa，如圖12所示。輸出軸的最大應(yīng)力比最大破壞強度小，因此該設(shè)計滿足設(shè)計需求。

圖11 左輸出軸應(yīng)力情況

圖12 右輸出軸應(yīng)力情況

6 結(jié)束語

本文基于中國大學(xué)生方程式汽車大賽規(guī)則，對賽車的傳動系統(tǒng)進(jìn)行創(chuàng)新性設(shè)計，并對承受載荷較大的零件(大、小鏈輪及差速器輸出軸)進(jìn)行仿真分析，通過設(shè)計合理的傳動系統(tǒng)，實現(xiàn)了賽車整體的輕量化，從而保證賽車擁有優(yōu)良的動力性能，為在FSC大賽上取得優(yōu)良成績奠定了基礎(chǔ)。