冼宇堅

（廣州市交通技師學院，廣東廣州 510000）

0 前言

中國工程學會巴哈大賽（BAJA SAE CHINA，簡稱BSC），是由中國汽車工程學會舉辦，國內(nèi)外大學生與職業(yè)院校學生團隊共同參與的國際性賽事，它有一系列測試賽車極限項目。賽車要求必須能夠穿越崎嶇地形，包括崎嶇不平的路或陡峭的山坡，而且能夠最大程度保護駕駛員的安全。來自廣州市交通技師學院的“交通行者”巴哈車隊15位隊員以及2位指導老師組成的團隊，參加了2017年在8月中旬和下旬2站賽，首站內(nèi)蒙古烏蘭察布、終站湖北襄陽?？紤]到賽道情況，選用在巴哈比賽中最常見的CVT作為變速器，要完成一組減速器的設計，進行分組，大部分結(jié)構(gòu)設計由學生完成，其中的齒輪疲勞強度是整個減速箱的關鍵，針對這些因素就減速器初級齒輪疲勞強度校核。最終得到適合巴哈賽車要求的減速箱。

這個項目的主要目的是設計和制造巴哈賽車，滿足客戶和相關利益者的需求。具體要求如下：減速器使用為3年，它能供客戶在假日空閑時，駕駛著巴哈車體驗越野。

設計一個傳動系統(tǒng)，該系統(tǒng)包含發(fā)動機、CVT、減速箱，主要設計是其減速箱，減速箱要與一個10馬力的發(fā)動機以及一款傳動比變化范圍為0.46～3的CVT匹配，該傳動系統(tǒng)要驅(qū)動一個重量為175 kg的車進行全地形越野，目標是最高車速為60 km/h[1]。

該傳動系統(tǒng)里減速箱設計最終要符合目標和比賽規(guī)則，比賽要求巴哈賽車將采用百利通M20發(fā)動機，發(fā)動機為10馬力，具體參數(shù)如圖1和圖2。

無級變速器則是皮帶傳動，它具有最低傳動比0.43和最高傳動比3，它的傳動比與發(fā)動機轉(zhuǎn)速關系為圖3。

圖1 發(fā)動機凈功率曲線圖

圖2 發(fā)動機扭矩曲線圖

圖3 CVT傳動比與發(fā)動機轉(zhuǎn)速關系曲線圖

1 分析數(shù)據(jù)

經(jīng)過實測，發(fā)動機轉(zhuǎn)速在負荷運轉(zhuǎn)時最高轉(zhuǎn)速n為3 600 r/min，這時發(fā)動機輸出的功率P對照上表為7.5 kW，CVT在3 600 r/min時的傳動比i1為0.5，減速器第一級傳動比i2經(jīng)過計算為3.5。

（注：CVT由于是皮帶傳動，按照經(jīng)驗來說其功率轉(zhuǎn)換效率μ為0.96%，減速器為齒輪傳動，齒輪精度等級為7級，因此轉(zhuǎn)換效率為98%）

按照以上數(shù)值開始設計及校核齒輪疲勞強度。

（1）基本參數(shù)

①齒輪1功率P1=P·μ=7.2 kW

②齒輪1轉(zhuǎn)速n1=n i1=7 200 r/min

③齒輪1轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106×P1n1=9 550 N·mm

（2）選定齒輪材料、處理工藝及精度等級（見表1）

（3）初步設計齒輪主要尺寸

①齒數(shù)

設計齒數(shù)Z=18，Z=iZ=63，i=u==3.5

121111

（u1為實際傳動比）

②齒寬系數(shù)φd

齒寬系數(shù)選取范圍一般為0.2～1.2，選取φd=0.6

③載荷系數(shù)K

Ⅰ使用系數(shù)KA：

KA=2（單缸內(nèi)燃機；工作特性為中等沖擊），

Ⅱ動載荷系數(shù)KV=1.08，

Ⅲ齒向載荷分布系數(shù)KFβ：預估齒寬b=40 mm，KHβ=1.171，b/h=6，KFβ=1.13，

Ⅳ齒間載荷分配系數(shù)KFα=KHα=1.0，

最終動載荷系數(shù)K=KAKVKFβKFα=2.53。

表1 齒輪材料、處理工藝及精度等級

④齒形系數(shù)YFα與應力修正系數(shù)YSα

由于齒輪齒數(shù)Z1=18，Z2=63，

因此YFα1=2.86，YFα2=2.29，YSα1=1.53，YSα2=1.73

⑤重合度系數(shù)Yε

⑥許用彎曲應力δFP1、δFP2

Ⅰ安全系數(shù)SF=1.25（按1%失效的概率考慮）；

Ⅱ齒輪應力循環(huán)次數(shù)選擇彎曲壽命系數(shù)、接觸壽命系數(shù)；

齒輪1應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1ktn=1.617×109；

（注：k為齒輪轉(zhuǎn)一周時同側(cè)齒面的嚙合次數(shù)，定為1次；tn為齒輪工作壽命時間，前面定了使用時間為3年，每年52周，每周2天，每天12小時，單位為小時）

齒輪2應力循環(huán)次數(shù)N2==4.62×108。

按照應力循環(huán)次數(shù)選擇以下系數(shù)：Ⅲ實驗齒輪應力修正系數(shù)YST=2.0；Ⅳ預設彎曲疲勞尺寸系數(shù)YX=1.0。

（4）計算齒輪主要尺寸

①計算模數(shù)

按照GB/T 1357～1987選取mn=2

②計算尺寸

Ⅰ中心距：a=mn（Z1+Z2）=162 mm

Ⅱ分度圓直徑：d1=mnZ1=36 mm d2=mnZ2=126 mm

Ⅲ齒寬：b=φdd1=21.6 mm

當小齒輪齒寬為比計算值大4 mm，

小齒輪齒寬b1=27 mm，大齒輪齒寬b2=22 mm，

齒寬系數(shù)φ==0.61取0.6。

（5）校核齒輪疲勞強度

①校核齒輪齒根彎曲疲勞強度

確定實際齒面齒根載荷系數(shù)K齒根

Ⅰ按φd=0.6，b=22 mm，∴KHβ=1.17（不變）

Ⅲ齒輪寬高比為b/h=b/（2.25 mn）=4.89，

∴KFβ=1.15（增大）

ⅣKA=2.0（不變）

Ⅴ KHα=KFα=1.0 （不變）

齒輪1齒面壓力Ft=2T1d1=530.6 N

得到實際齒輪齒根彎曲疲勞強度：

②校核齒輪齒面接觸疲勞強度

確定各系數(shù)如下：

Ⅰ材料彈性系數(shù)ZE=189.8 MPA；

Ⅱ節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.5；

Ⅲ重合度系數(shù)Zε=0.988；

Ⅳ工作硬化系數(shù)ZW=1；

Ⅴ尺寸系數(shù)Zx=1；

Ⅵ安全系數(shù)SH=1.05。

齒輪齒面許用接觸應力計算：

選取δHP=δHP1=1 257 MPa。

得到實際齒輪齒面接觸疲勞強度：

（注：+[2]《機械設計》上面算式中的系數(shù)大多數(shù)參考了《機械設計》里第9章9.8-9.9章圓柱齒輪強度計算的表格，具體看參考文獻）

2 數(shù)據(jù)結(jié)果

得出齒輪數(shù)據(jù)如表2所示。

表2 齒輪數(shù)據(jù)表

3 建模制造

（1）軟件建模

建立如圖4所示模型。

圖4 SolidWorks建模

（2）整體裝配

CVT與減速箱裝配圖如圖5。發(fā)動機與減速箱裝配圖如圖6。

圖5 CVT與減速箱裝配圖

圖6 發(fā)動機與減速箱裝配圖

（3）成品調(diào)試

成品調(diào)試情況如圖7。

圖7 磨合測試

（4）實車測試

實車測試情況如圖8。

圖8 實車測試

4 測試結(jié)果

2月份開始對賽車進行設計，5月份開始制造，賽車于6月中旬下地，在經(jīng)過一些安全測試（如制動測試、5秒逃生、車手裝備、賽車安全裝備等等）后，進行了為期25天的連續(xù)測試。分析與測試清單見表3。

賽車在日常訓練中，過滾木、駝峰、亂石堆等等障礙沒有任何異響，在爬坡道角度為30h，長約100 m的坡時也非常輕松，按照組委會提供的賽道圖進行仿造以此來測試，賽車連續(xù)經(jīng)過4小時的不間斷測試也沒有異響以及其他問題。

表3 分析與測試清單

5 結(jié)論

團隊花費了一整個學期，完成了巴哈賽車的設計與制造。在完成齒輪設計指導，開始加工時也發(fā)現(xiàn)很多問題，通過借助企業(yè)的指導和幫助，使設計的減速器能順利達到預期目標。最終通過整個減速器的測試和試驗基本能滿足巴哈賽車相關要求，減速器綜合性能上與現(xiàn)在市面上專為巴哈賽車配套的減速箱不相上下，達到了預期的設計目標。

［1］張宏慶，孟巖，陳剛.中國汽車工程學會巴哈大賽規(guī)則（2017年）［Z］.中國汽車工程學會，2017.

［2］吳克堅，于曉紅，錢瑞明.機械設計手冊［M］.北京：高等教育出版社，2003.

［3］鄒青.機械制造技術基礎課程設計指導教程［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2004.9

［4］羅伯特·諾頓.機械設計［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2016.

［5］吳宗澤.機械設計師手冊上下冊［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2009.1

［6］王德倫，馬雅麗.機械設計［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2015.