， ，，

(廣東工業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，廣東 廣州 510006)

FSE電動賽車集成化減速箱的設(shè)計及校核

馮勇，陽林，彭仁杰，鐘云耀

(廣東工業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，廣東 廣州 510006)

根據(jù)E05號賽車的動力性指標(biāo)，設(shè)計了一種結(jié)構(gòu)緊湊的集成化減速箱，將差速器整合到減速箱里。主要設(shè)計了減速箱的總體方案、傳動齒輪參數(shù)、差速器和減速箱箱體，并利用ANSYS軟件對傳動齒輪和差速器殼進(jìn)行了靜力學(xué)仿真分析，最后將集成化減速箱進(jìn)行裝車試驗(yàn)。

FSE電動賽車；集成化減速箱；傳動齒輪；靜力分析

0 引言

FSE(formula student electric)大學(xué)生電動方程式汽車大賽是FSAE大學(xué)生方程式汽車大賽的一個分支，而Formula SAE，即是各國汽車工程師協(xié)會SAE面向大學(xué)本科生和研究生舉辦的一項大學(xué)生方程式賽車競賽[1]。減速箱是FSE電動賽車動力傳動系統(tǒng)中的重要組成部分，對于FSE賽車完成動態(tài)比賽項目起著決定性的作用。

近年來，國內(nèi)外的FSE電動賽車所采用的減速箱都是鏈傳動或齒輪傳動加鏈傳動。而鏈傳動在實(shí)際的比賽過程中存在一些問題：一是傳動比不能太大，由于小鏈輪的包角限制，一般鏈傳動的傳動比i≤6，常取i=2～3.5[2]；二是鏈傳動的潤滑條件差，耐久賽中鏈條容易出問題，不穩(wěn)定。由于FSE電動賽車的傳動系統(tǒng)布置空間非常有限，因此，亟待設(shè)計一種功能集成、結(jié)構(gòu)緊湊和質(zhì)量輕的集成化減速箱。

1 集成化減速箱的總體設(shè)計

根據(jù)FSE大賽規(guī)則，以及2012年廣東工業(yè)大學(xué)E03號賽車的相關(guān)參數(shù)和設(shè)計經(jīng)驗(yàn)，確定廣東工業(yè)大學(xué)E05號電動賽車的整車參數(shù)及性能目標(biāo)參數(shù)如表1所示。

表1 賽車整車參數(shù)及性能目標(biāo)

項目參數(shù)長×寬×高/mm2900×1390×1105整備質(zhì)量/kg300軸距/mm1550質(zhì)心前軸距/mm852．5質(zhì)心后軸距/mm697．5車輪半徑/m0．26最高車速/(km/h)1100～75m直線加速時間/s≤5續(xù)航里程/km≥30

據(jù)表1的整車數(shù)據(jù)可知，F(xiàn)SE整車軸距為1550mm，質(zhì)心到后軸的距離約697.5mm，F(xiàn)SE電動賽車的驅(qū)動電機(jī)布置在座椅后面，所以賽車座椅到驅(qū)動軸的布置空間很有限，沒有放置主減速器的空間，因此，必須重新設(shè)計一套減速箱與差速器相連的方案。

相對于鏈傳動，齒輪傳動的結(jié)構(gòu)緊湊，傳動平穩(wěn)、工作可靠，傳動效率高，傳遞的功率和速度范圍廣，使用壽命長[2]，很適合布置空間有限、穩(wěn)定性要求高的FSE電動賽車，因此，E05號電動賽車確定采用齒輪傳動減速箱。

E05號電動賽車，動力系統(tǒng)以驅(qū)動電機(jī)、動力電池為核心，傳遞系統(tǒng)采用齒輪傳動減速箱及驅(qū)動軸等組成，F(xiàn)SE電動賽車的結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 電動賽車結(jié)構(gòu)

在集成化減速箱的設(shè)計方案中，將差速器整合到齒輪傳動減速箱里，通過螺栓連接，將差速器殼與最后一級傳動齒輪的從動齒輪內(nèi)圈相連。

2 減速箱傳動齒輪和差速器的設(shè)計

2.1 總傳動比的確定

經(jīng)過對FSE賽車的動力性能和驅(qū)動電機(jī)的分析，最終確定選用深圳大地和某款額定功率為20kW的永磁同步電機(jī)，電機(jī)的相關(guān)參數(shù)已經(jīng)確定，電機(jī)的扭矩、功率特性曲線如圖2所示。

圖2 驅(qū)動電機(jī)扭矩、功率特性曲線

由圖2可以看出，電機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在2000r/min附近時，電機(jī)的輸出功率可以穩(wěn)定在額定功率20kW左右，且輸出扭矩保持最大扭矩180N·m。根據(jù)賽道的實(shí)際經(jīng)驗(yàn)得知，F(xiàn)SE電動賽車在賽道上的常用速度為25～30km/h，為了使得賽車能充分利用驅(qū)動電機(jī)的動力，且使得電機(jī)持續(xù)工作在高效率區(qū)域。車速與賽車速度的計算公式為：

(1)

i為減速比；n為電機(jī)轉(zhuǎn)速；u為賽車速度；r為車輪半徑，初期已經(jīng)確定為0.26 m。

經(jīng)計算確定，減速箱的總傳動比為i=6.99。

2.2 傳動方案選型

根據(jù)《機(jī)械設(shè)計手冊》可知：對于圓柱齒輪減速器，當(dāng)傳動比在8以下時，可采用單機(jī)圓柱齒輪減速器；大于8時，最好選用二級(i=8～40)和二級以上(i>40)的減速器。雖然之前確定了減速箱的總傳動比為7(在8以下)，但由于FSE電動賽車的減速箱布置空間非常限，若采用單級減速箱，則會因減速箱的外廓尺寸較大而無法布置，所以確定選用兩級圓柱齒輪減速器。

常見的兩級圓柱齒輪減速器的布置形式有展開式、分流式和同軸式[3]?？紤]到FSE電動賽車要求傳遞的功率不是很大，且對減速箱要求結(jié)構(gòu)簡單、軸向尺寸緊湊、加工方便和成本低廉，所以選用直齒圓柱齒輪，且減速箱布置形式選用軸向尺寸小的展開式。整個的傳動方案如圖3所示。

圖3 選用的傳動方案

2.3 基本參數(shù)設(shè)計計算

FSE賽車傳動比的分配，對減速箱的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸及質(zhì)量的大小影響很大。總傳動比i與兩級速比的關(guān)系式為：

i=i1i2

(2)

因?yàn)镕SE賽車的離地間隙和布置空間有限，所設(shè)計的變速箱輪廓不能太大，所以速比分配要均勻?？紤]潤滑條件、布置空間等因素，速比分配定為i1=2.53，i2=2.76。

2.3.1 第1級傳動齒輪的設(shè)計

a.選用標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動；FSE賽車在賽道上的常用轉(zhuǎn)速不高，故齒輪選用6級精度，齒輪經(jīng)磨齒精加工；大小齒輪材料均選用20CrMnTi低碳合金鋼，經(jīng)滲碳淬火處理，齒面硬度高，心部韌性好，小齒輪硬度為55HRC，大齒輪硬度為50HRC，二者材料硬度差為5HRC。

在不產(chǎn)生齒輪根切的前提下，盡量將小齒輪的齒數(shù)取小。因?yàn)橐坏┬↓X輪齒數(shù)增大，對應(yīng)的與之嚙合的大齒輪也要增大，導(dǎo)致整個減速箱的輪廓要增大，而FSE電動賽車的布置空間有限，所以取小齒輪齒數(shù)Z1=17，則大齒輪齒數(shù)Z2=i1Z1=2.53×17=43.01，取Z2=43。

b.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計公式，計算確定模數(shù)m1=4；按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計公式，計算確定小齒輪的分度圓直徑為d1=68mm，大齒輪的分度圓直徑為d2=188mm

c.根據(jù)相關(guān)公式，計算確定中心距a1=128mm，計算確定齒輪寬B1=40mm，B2=40mm。

2.3.2 第2級傳動齒輪的設(shè)計

a.選用標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動；齒輪選用6級精度，經(jīng)磨齒精加工；大小齒輪材料都選用為20CrMnTi低碳合金鋼，經(jīng)滲碳淬火處理，小齒輪硬度為55HRC，大齒輪硬度為50HRC，二者材料硬度差為5HRC。

取第2級嚙合齒輪的小齒輪齒數(shù)Z3=17，則大齒輪齒數(shù)Z4=i2Z3=2.76×17=46.92，取Z4=47。

b.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計公式，計算確定模數(shù)m2=3；按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計公式，計算確定小齒輪的分度圓直徑為d3=51mm，大齒輪的分度圓直徑為d4=129mm。

c.根據(jù)相關(guān)公式，計算確定中心距a2=90mm，計算確定齒輪寬B3=40mm，B4=40mm。

2.4 差速器的設(shè)計

差速器的作用是在向兩邊半軸傳遞動力的同時，允許兩邊半軸以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)[4-5]。為保證差速器有足夠的鎖緊系數(shù)及良好的操縱性能，差速器選用托森差速器，但重新設(shè)計了差速器外殼，將差速器整合到減速箱里，通過螺栓連接，將差速器殼與第2級嚙合齒輪的大齒輪內(nèi)圈相連。為了輕量化設(shè)計，對托森差速器的外殼進(jìn)行重新改造設(shè)計，差速器殼材料也由鋼材改為7075鋁合金。

3 建模仿真分析

3.1 傳動齒輪的建模仿真分析

根據(jù)齒輪傳動的設(shè)計準(zhǔn)則可知，齒輪傳動的失效形式主要是輪齒折斷和齒面損傷，當(dāng)使用齒輪傳動時，通常只按保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度及保證齒面接觸疲勞強(qiáng)度兩準(zhǔn)則進(jìn)行設(shè)計[6]，故靜力分析主要分析傳動齒輪的齒根彎曲應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)力。

第1級傳動齒輪的大小齒輪嚙合時的接觸應(yīng)力云圖、變形云圖分別如圖4和圖5所示。由圖4和圖5可知，第1級齒輪的最大接觸應(yīng)力為914.09MPa，小于許用接觸應(yīng)力945MPa；最大變形量為0.0178mm，遠(yuǎn)低于該材料的許可承載變形量，滿足設(shè)計要求。

圖4 第1級傳動齒輪的接觸應(yīng)力云圖

圖5 第1級傳動齒輪的接觸變形云圖

分析第1級傳動齒輪的齒根彎曲應(yīng)力情況，可知大齒輪、小齒輪的齒根處最大彎曲應(yīng)力分別為159.29MPa和301.6 MPa，均小于許用彎曲應(yīng)力546 MPa。

第2級傳動齒輪的大小齒輪嚙合時的應(yīng)力云圖、變形云圖分別如圖6和圖7所示。由圖6和圖7可知，第2級齒輪的最大接觸應(yīng)力為925.9MPa，小于許用接觸應(yīng)力945MPa；最大變形量為0.0313 mm，遠(yuǎn)低于該材料的許可承載變形量，滿足設(shè)計要求。

圖6 第2級傳動齒輪的接觸應(yīng)力云圖

圖7 第2級傳動齒輪的接觸變形云圖

分析第2級傳動齒輪的齒根彎曲應(yīng)力情況，可知大齒輪、小齒輪的齒根處最大彎曲應(yīng)力分別為216.47MPa和327.77MPa，均小于許用彎曲應(yīng)力546 MPa。

3.2 差速器的建模仿真分析

主要針對重新設(shè)計的差速器殼進(jìn)行限元仿真分析，得到差速器殼的等效應(yīng)力和總位移變形分別如圖8和圖9所示。由圖8和圖9可知，差速器殼的最大應(yīng)力為190.97MPa，小于7075鋁合金的許用應(yīng)力200MPa；最大變形量為0.0982mm，遠(yuǎn)低于該材料的許可承載變形量，滿足設(shè)計要求。

圖8 差速器殼等效應(yīng)力云圖

圖9 差速器殼總位移變形云圖

4 減速箱箱體的設(shè)計和裝車試驗(yàn)

4.1 減速箱箱體的設(shè)計

經(jīng)過有限元的仿真分析可知，齒輪的設(shè)計是滿足要求的。在齒輪設(shè)計的基礎(chǔ)上，對減速箱箱體進(jìn)行強(qiáng)量化設(shè)計，根據(jù)減速箱箱體的設(shè)計要求，所設(shè)計的減速箱箱體的UG三維模型如圖10所示。

圖10 減速箱箱體三維模型

4.2 裝車試驗(yàn)

所設(shè)計的集成化減速箱經(jīng)加工制造并裝車后的實(shí)物如圖11所示。

圖11 集成化減速箱的實(shí)車裝配

受測試場地和測試設(shè)備的限制，根據(jù)FSE電動賽車的動態(tài)比賽項目，確定試驗(yàn)過程中，主要測試電動賽車的動力性參數(shù)如下：最高車速、0～75m直線加速時間和八字繞環(huán)時間。

實(shí)車試驗(yàn)方案如下：車輪輪芯處裝有霍爾速度編碼器，將測得的車速實(shí)時顯示在車載數(shù)碼表上；0～75m直線加速時間通過采集多組試驗(yàn)結(jié)果求平均值；八字繞環(huán)時間測試，按照比賽規(guī)則設(shè)置八字繞環(huán)跑道，通過采集多組試驗(yàn)結(jié)果求平均值。

實(shí)車測試得到的最高車速為106 km/h；0～75m直線加速時間，4組測試結(jié)果分別為4.21s4.01s4.05s4.14 s，取平均值為4.10s；八字繞環(huán)時間，3組測試結(jié)果分別為5.88s5.91s6.24 s，取平均值為6.01s。

5 結(jié)束語

以E05賽車為研究對象，根據(jù)賽車的動力性要求和有限的布置空間，設(shè)計了一套功能集成，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊的集成化減速箱，并通過ANSYS軟件，對集成化減速箱的傳動齒輪和差速器殼進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析。分析結(jié)果表明，所設(shè)計的集成化減速箱滿足靜強(qiáng)度要求。將集成化減速箱進(jìn)行裝車試驗(yàn)，得到的幾項動力性試驗(yàn)結(jié)果也達(dá)到了性能目標(biāo)。搭載這款集成化減速箱參賽的E05賽車，在2013年的FSE電動車比賽中，取得了優(yōu)異的成績。

[1] 中國FSAE委員會.中國大學(xué)生方程式汽車大賽項目報告[R].北京：中國大學(xué)生方程式汽車大賽組委會，2010.

[2] 吳克堅，于曉紅，錢瑞明.機(jī)械設(shè)計[M].北京：高等教育出版社，2011.

[3] 王春艷，白 鑫，童 鐳，等.基于活齒傳動的電動輪自卸車輪邊減速器設(shè)計[J].機(jī)電工程，2011，28(3)：286-291.

[4] 王 斌，過學(xué)迅.越野車輪邊減速器設(shè)計研究[J].汽車零部件，2010(5)：56-59.

[5] 尹占順，齊吉富，劉 毅.定軸式動力換擋變速箱的設(shè)計[J].農(nóng)業(yè)技術(shù)與裝備，2008(8)：12-14.

[6] 張淑艷，郭 輝，孫向軒.電動汽車減速器箱體結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計[J].機(jī)械設(shè)計與研究，2013，29(2):133-136.

Design and Check on the Compound Gear Box of FSE Electric Car

FENGYong，YANGLin，PENGRenjie，ZHONGYunyao

(School of Electromechanical Engineering, Guangdong University of Technology, Guangzhou 510006,China)

According to the performance indicators of E05racing car，an integrated gear box is designed. The solution is to integrate the differential into the gear box. The overall scheme，the parameters of gears，the differential and the box body are mainly designed. Then the static simulation analysis is made by using ANSYS，and the test of car with integrated gearbox fitted is carried out.

FSE electric car；integrated gear box；drive gear；static analysis

2014-06-04

國家級大學(xué)生創(chuàng)新創(chuàng)業(yè)訓(xùn)練計劃項目(201211845008)

U461.2;TP391.9

A

1001-2257(2014)10-0031-04

馮勇(1988-)，男，湖北麻城人，碩士研究生，研究方向?yàn)镕SAE賽車技術(shù)、電動汽車關(guān)鍵技術(shù)；陽林(1966-)，男，廣東廣州人，博士，教授，碩士研究生導(dǎo)師，研究方向?yàn)镕SAE賽車技術(shù)、電動汽車關(guān)鍵技術(shù)和車身模具CAD/CAE/CAM/VR。