方程式賽車傳動系統(tǒng)的設(shè)計與計算過程案例目錄TOC\o"1-3"\h\u19089方程式賽車傳動系統(tǒng)的設(shè)計與計算過程案例 1131611.1傳動系統(tǒng)的介紹 197821.1.1差速器 1176621.1.2半軸 2178061.1.3大小鏈輪 296891.1.4傳動支架 2135531.2傳動比的確定 3116851.3鏈傳動的設(shè)計 715851.3.1鏈條的主要參數(shù)的確定 7282471.3.2鏈輪齒數(shù)和傳動比 835131.3.3節(jié)距和排數(shù)的確定 8247121.3.4初選中心距 8276231.3.5鏈節(jié)數(shù) 9149281.3.6確定實際中心距 9188701.3.7小鏈輪主要參數(shù)的確定 918111.3.8大鏈輪的參數(shù)選擇 10148461.4半軸參數(shù)的選擇 1059291.4.1半軸扭矩 10146111.4.2半軸長度 1155131.4.3半軸直徑 11118301.4.4半軸花鍵 111.1傳動系統(tǒng)的介紹FSAE賽車的傳動系統(tǒng)是整車動力傳遞的重要途徑之一，為了能得到更好的賽車性能和良好的成績，通過對傳動系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計來進一步提高車輛的動力性、燃油消耗性、操縱穩(wěn)定性以及行駛平順性等性能的工作是必不可少的。要使發(fā)動機的動力達到最好的發(fā)揮，F(xiàn)SAE賽車傳動系統(tǒng)主要部件的設(shè)計和優(yōu)化是必不可少的。一個良好的鏈傳動系統(tǒng)在滿足其基礎(chǔ)安全性能以及輕量化的同時，同時可以促進傳動效率的提升，并且對整車的操縱性有很大的影響。如果設(shè)計不合理，將直接導(dǎo)致整車在過彎時發(fā)生側(cè)翻或者發(fā)生側(cè)滑的現(xiàn)象，會時候直接危及駕駛?cè)藛T的生命安全。在實現(xiàn)汽車得最佳地動力性、油耗經(jīng)濟性和行駛平順性的同時，整車的動力性直接關(guān)系到駕駛?cè)藛T的駕駛體驗，所以大家對賽車的動力性要求也不斷提高。采用CATIA建造傳動系統(tǒng)的三維模型，由于賽車使用的發(fā)動機布局方式中使用中置后驅(qū)，后橋空間緊湊，所以賽車使用鏈傳動，傳動效率高且過載能力強，傳動系統(tǒng)和賽車車架的安裝是傳動系機械結(jié)構(gòu)設(shè)計的首要任務(wù)。1.1.1差速器驅(qū)動汽車的主要機構(gòu)是差速器，對于賽場多曲線軌道的情形，選取了一個轉(zhuǎn)矩式限滑差速器。加大差速器的內(nèi)摩擦力矩是其限滑差速器的首要特征，達成對差速器差速效果的“限位”。德國雷克薩斯給FSAE賽車貼身打造了一個限滑差速器——LSDFORMULASTUDENTTEAMS2010V3，該差速器為摩擦片式限滑差速器，構(gòu)造輕巧、行駛平順，經(jīng)過它獨特的推力壓盤設(shè)計，能夠?qū)崿F(xiàn)鎖緊系數(shù)調(diào)整的目標。1.1.2半軸這輛賽車采用為完全浮動的半軸，也就是全浮半軸，是在外部豎直放向載荷與側(cè)向力的作用下半軸不產(chǎn)生變形彎曲，半軸僅起傳遞轉(zhuǎn)矩作用。半軸首要的功用可以把差速器輸出的能量傳輸至各邊車輪，使用球籠萬向節(jié)和車輪連接。1.1.3大小鏈輪由于使用了鏈傳動系統(tǒng)，大小鏈輪是連接發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的主要部件，其結(jié)構(gòu)如圖所示。作為發(fā)動機輸出動力的第一部件，其受力最大，且強度受鏈傳動整體形式影響，較為復(fù)雜，于是大小鏈輪的有限元分析是傳動系統(tǒng)設(shè)計的重要部分。1.1.4傳動支架差速器接受到大鏈輪傳遞的動力傳輸至半軸，因此差速器、大鏈輪等各個部件需要支架使其與車架連接，支架所受到的力較大，屬于有限元分析的重點部件。1.2傳動比的確定1.2.1發(fā)動機參數(shù)根據(jù)21賽季動力組的匹配設(shè)計，得出選定的發(fā)動機型號為鈴木GSXR600四沖程水冷摩托車發(fā)動機，由于方程式賽車發(fā)動機的特殊性，該變速器集成在發(fā)動機下方，使得各檔位傳動比不可變，因此傳動系統(tǒng)僅能采用改變主減速比來開展優(yōu)化。發(fā)動機主要參數(shù)如表2-1所示，該變速器參數(shù)如表2-2所示。表2-1發(fā)動機參數(shù)表發(fā)動機形式直列四缸排量599.4ml壓縮比11.5:1最高功率88kw/1300rpm最大轉(zhuǎn)矩71N.m/10800rpm缸徑x沖程67.0mm*41.5mm表2-2基本數(shù)據(jù)初級減速比1.974一檔傳動比ig11.785二檔傳動比ig21.052三檔傳動比ig31.714四檔傳動比ig41.500五檔傳動比ig51.347六檔傳動比ig61.208根據(jù)發(fā)動機組的臺架實驗數(shù)據(jù)，得出此款發(fā)動機的外特性曲線如圖2-1所示。2傳動系統(tǒng)的設(shè)計與計算圖2-1發(fā)動機外特性曲線根據(jù)其他組員的設(shè)計，整車其他參數(shù)如表2-3所示。表2-3整車其他參數(shù)車輪半徑R0.254整車質(zhì)量m300.000旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)&1.400滾動阻力系數(shù)f0.018迎風面積A0.900空氣阻力系數(shù)C0.4001.2.2設(shè)計目標大學(xué)生方程式賽場中，動態(tài)比賽分為四個項目，分別是：直線加速、八字繞環(huán)、高速避障以及持久賽，無論在哪項比賽中，動力性能都是第一要素，影響所有比賽項目最主要的因素是0-80km/h，，也就是近似0-75m段的加速性能，發(fā)動機以及變速器基本確定的情形之下，唯一方式是對主減速器的優(yōu)化改進。因此，主減速器的設(shè)計目標即為在保證整體強度的情況，盡可能使得0-75m過程中加速時間最短，這些過程中，可以不將燃油經(jīng)濟性考慮在范圍內(nèi)。在已知發(fā)動機基本參數(shù)，整車整備基本參數(shù)，發(fā)動機功率扭矩圖確定的情況下，通過對所選發(fā)動機與變速器等各個基本參數(shù)初步判斷各檔位間的大致傳動比，并不能得出一個較為完善的主傳動比使其與賽車所需的傳動比相互匹配，而現(xiàn)在我們需要進一步計算出賽車的主傳動比，通過采取的數(shù)學(xué)計算方法，利用窮舉的方法取傳動比為io為3.2-4.1進行一系列計算并最后繪制出時間與傳動比的關(guān)系圖，從而選擇最佳傳動比。下面為io取3.2時的計算全過程。（1）轉(zhuǎn)速(2-1)（2）功率(英制)(2-2)（3）扭矩(2-3)（4）一檔驅(qū)動力(2-4)（5）二檔驅(qū)動力(2-5)（6）三檔驅(qū)動力(2-6)（7）四檔驅(qū)動力(2-7)（8）五檔驅(qū)動力(2-8)（9）六檔驅(qū)動力(2-9)（10）一檔車速由此可計算出二擋車速至六檔車速(2-10)11．一檔加速度同理可以得到二擋至六檔的加速度(2-11)12．各檔位的加速時間(2-12)13．各檔的加速距(2-13)由整車整備參數(shù)(下圖取主傳動比為3.2時的數(shù)據(jù))及數(shù)據(jù)與公式可得出驅(qū)動力行駛阻力平衡圖如下：2傳動系統(tǒng)的設(shè)計與計算圖2-2驅(qū)動輪行駛阻力平衡圖由整車整備參數(shù)（下圖取主傳動比為3.2時所得數(shù)據(jù)）及數(shù)據(jù)與公式可得各檔位加速度曲線圖如下：圖2-3各檔加速度與車速曲線圖同理：當主傳動比為3.3-4.1時以同樣的方式方法可以得出以上數(shù)據(jù)分析圖，從而結(jié)合這所有數(shù)據(jù)及以下公式可算出傳動比與時間的關(guān)系圖。一檔加速度（2-14）各檔位的加速時間（2-15）各檔的加速距（2-16）在各個不一樣的傳動比之下賽車在75米所用加速的時間與傳動比圖如下：圖2-475米加速的時間隨傳動比變化曲線圖從圖中可以得出，主減速器的傳動比從3.2增加到4.1的時候，加速的時間首先降低再接著增高，正當傳動比在3.7左右時，75米加速的時間最短，因此在后續(xù)進行大小鏈齒選擇時，根據(jù)此數(shù)值進行選擇。1.3鏈傳動的設(shè)計1.3.1鏈條的主要參數(shù)的確定鏈的傳動不只擁有齒輪傳動與帶傳動的優(yōu)勢，還可以更好的適用于沖擊很大工況嚴峻的快速傳動，將之大量的使用到車輛傳動系統(tǒng)或有關(guān)的機械上，同時，在方程式賽車的主減速中同樣普遍的使用。但是當今對于方程式賽車的鏈傳動優(yōu)化和改進方案的資料卻較少，并且賽車在75m直線加速的彈射啟動的時候，系統(tǒng)的各個組成部件運行使得傳動系統(tǒng)造成比很大的沖撞碰擊，主減速器的大鏈輪首當其沖。所以，對于方程式賽車主減速器的大鏈輪開展優(yōu)化改進方案，從而滿足既可以確保擁有工作需要的強度，又能夠減小大小鏈輪的重量，促使提高賽車輕量化的目標。也就是說，必須達到關(guān)系式：Pw≤[Pw]，平均比壓Pw為：Pw=23*。1.3.2鏈輪齒數(shù)和傳動比對于鏈傳動的穩(wěn)定性和安全使用期限能夠產(chǎn)生相對來說比較大影響的是小鏈輪齒的數(shù)量。齒的數(shù)量少，外部輪廓的尺寸小，但是齒的數(shù)量太少時，會增加運動的不規(guī)則性，增加動載荷和沖擊；每當鏈條在進去與離開嚙合的時候，鏈節(jié)之間的角度進一步增加，鉸鏈的磨損增加；當鏈傳遞的圓周力增加時，鏈條與鏈輪的損傷就會加快速度。齒的數(shù)量過多，傳動的大小和質(zhì)量將會增加，磨損后鏈條的節(jié)距拉長可能會導(dǎo)致跳齒和脫鏈，這也會使得鏈條縮短使用期限。在賽車中，一般有11、12與13齒的小鏈輪。小鏈輪齒的數(shù)量很少，運行的不平衡性增多，鏈輪承受的沖擊載荷與周期載的增大，可能會導(dǎo)致鏈輪發(fā)生疲勞磨損。然而，如果將齒的數(shù)量增加，則鏈輪的質(zhì)量同樣會增加，相對成本隨之變高。從整體上看，選取小鏈輪齒的數(shù)量是12，依據(jù)傳動比的范圍能選取的大鏈輪齒的數(shù)量是34、35、36。鏈條的鏈節(jié)是偶數(shù)節(jié)，依據(jù)發(fā)動機和懸架位置之間的距離，經(jīng)過運算能夠得出鏈節(jié)數(shù)約為48節(jié)，為了避免大鏈輪磨損的不均衡，應(yīng)當確保大鏈輪齒的數(shù)量和鏈節(jié)的數(shù)量為互質(zhì)，所以大鏈輪能夠選取齒的數(shù)量為35，所以，主減速器的傳動比為1.92，幾乎接近通過運算得到的數(shù)值。推薦，i，。1.3.3節(jié)距和排數(shù)的確定在實際的比賽過程中會出現(xiàn)一些特定的使用狀況下，使得鏈傳動的承受能力越大，則強節(jié)距越大，但是節(jié)距隨著越大，就會導(dǎo)致鏈傳動的多邊形效應(yīng)越大，隨著這種情況的加劇進一步導(dǎo)致動態(tài)載荷、沖擊和震動也會變得越大。因此，為了其結(jié)構(gòu)相對緊湊與滿足能夠較長使用期限，則必須使用小節(jié)距的單排鏈。取工作情況系數(shù)。如果傳動的速度高，則傳遞的功率大；如果傳動中央之間的距離較少，傳動比大，那就選擇小節(jié)距的多排鏈。如果傳動中央之間的距離較大，而傳動比較低，則只需要取大節(jié)距的單排鏈。選擇主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)的選擇結(jié)果:采用單排鏈，齒數(shù)系數(shù)。因為，初定型號525，節(jié)距的單排鏈。1.3.4初選中心距由于鏈輪之間的中心之間的距離很短，使得傳動的結(jié)構(gòu)非常的緊湊，如果鏈輪間的中心距離太小，則鏈條的總長度太短，就會導(dǎo)致鏈輪的每一個鏈節(jié)在單位時間中進行嚙合的次數(shù)過多，無端的增加了鏈的摩擦損耗。如果太大，承載很好，則使得鏈條很長，鏈條在實際的使用過程中橫向的振動很大。故一般（30?50），（托板或張緊），當中心距不可調(diào)動時，。初定。1.3.5鏈節(jié)數(shù)（2-17）可得由于取整，最好取偶數(shù)。。1.3.6確定實際中心距（2-18）可得1.3.7小鏈輪主要參數(shù)的確定鏈傳動的平順性與有效期限受小鏈輪齒的數(shù)量Z1造成的后果很大。當鏈輪齒的數(shù)量很少時，可以減少外部尺寸的大小，但是鏈輪的齒數(shù)太少，就會造成以下問題：鏈條進去與離開齒合時，鏈節(jié)之間的相互轉(zhuǎn)角變大，加重了鉸鏈的摩擦消耗；傳動的不均勻性和動載荷增大；當鏈傳遞的圓周力增加時，對鏈條和鏈輪的磨損就會加快。由此觀之，增多小鏈輪齒的數(shù)量對于傳動有好處，大鏈輪齒的數(shù)量選擇會被小鏈輪齒數(shù)的選取造成直接影響，所以若z1選取的較大時，大鏈輪齒的數(shù)量z2也會變得更大，因此，不僅增加了傳動的大小與質(zhì)量以外，并且產(chǎn)生跳齒與脫鏈的可能性也由于鏈條節(jié)距的延長而增加了，所以這減少了鏈條的使用期限。因為鏈的節(jié)數(shù)一般為偶數(shù)，讓鏈條與鏈輪損耗平均，通常選取鏈輪齒的數(shù)量是奇數(shù)，而且最大程度和鏈節(jié)數(shù)相互質(zhì)，故：小鏈輪分度圓直徑（2-19）可得齒頂圓直徑（2-20）可得鏈輪包角（2-21）依據(jù)以上所得小鏈輪的最小包角為120°，可計算得中心距，根據(jù)兩鏈輪半徑，小鏈輪最小包角，中心距可在181.978——481.6之間酌情選擇。（2）小鏈輪材料的選擇由于小鏈輪輪齒的嚙合次數(shù)比大鏈輪的嚙合次數(shù)還要多，其受到的沖擊力也相對大鏈輪要大許多，由此，鏈輪的輪齒需要擁有充足的耐磨性能與剛強度。因此本文選擇40Cr用作小鏈輪的材料。并實行淬火與回火處理，使得增強了齒輪外表面的硬度，增強了耐磨性能。40Cr彈性模量為210000MPa，泊松比為0.3，材料密度為7850kg/m3。材料能承受的屈服極限為QUOTEs=785MPa，安全系數(shù)選取1.5，許用應(yīng)力為QUOTE=523MPa1.3.8大鏈輪的參數(shù)選擇（1）大鏈輪分度圓直徑：（2-22）可得大鏈輪齒頂圓直徑：（2-23）可得（2）由于大鏈輪是從動輪的重要組成部分，大鏈輪一直承受著來自鏈條的沖擊載荷，但是大鏈輪與小鏈輪相比，大鏈輪對于耐磨性與硬度的要求不是很高。然而，作為變速器關(guān)鍵部件之一的大鏈輪，對于大學(xué)生方程式賽車傳動系統(tǒng)的效率影響因素較高，[14]在此當重點思考達到輕量化的需求，所以大鏈輪材料選擇了7075-T6鋁合金。該密度為2810km/m3，彈性模量為71Gpa，泊松比為0.3，屈服極限為，安全系數(shù)為1.5，許用應(yīng)力是。1.4半軸參數(shù)的選擇1.4.1半軸扭矩半軸的最大轉(zhuǎn)矩值應(yīng)小于最大發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩和輪胎路面附著力所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩值。該計算的轉(zhuǎn)矩可以從T=X·r求出為，其中X的計算，可以依照以下兩個方式來進行計算，并且取出兩者之中的較小者[15]。（1）按最大附著力計算：x1上式，m是車輛在提速或減速時候的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)