隋麗娜，袁浩鈞，馬麗鳳，郭輝

（1.上海市建筑工程學(xué)校，上海 200241；2.上海工程技術(shù)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，上海 201620）

引言

隨著汽車行業(yè)的進(jìn)一步產(chǎn)業(yè)優(yōu)化與國家綠色環(huán)保的戰(zhàn)略發(fā)展，新能源汽車產(chǎn)業(yè)因其零排放的特點(diǎn)，而得到了大力的發(fā)展[1]。2017 年我國新能源汽車的銷量已達(dá)77 萬余量，且保持快速增長[2]。

大部分電動汽車采用電機(jī)直接傳動的方式。與傳統(tǒng)機(jī)械式結(jié)構(gòu)相比，該傳動方式可省去傳動軸、差速器與變速器，具有制造成本更低，傳動效率更高，質(zhì)量更輕等優(yōu)點(diǎn)[3]。目前，大學(xué)生方程式賽車中已有部分電動賽車參賽，然而，大學(xué)生電動賽車中存在電機(jī)所提供的扭矩難以滿足其實(shí)際需求的缺點(diǎn)，因此有必要增加減速器以增加其轉(zhuǎn)矩進(jìn)一步滿足其加速與快速的行駛需求。

針對上述問題，本文以微型電動方程式賽車為設(shè)計(jì)原型選用雙電機(jī)傳動系統(tǒng)方案，進(jìn)一步優(yōu)化該賽車的傳動方案。

1 某賽車傳動系統(tǒng)的傳動方案

本文選用的傳動方式為雙電機(jī)直接傳動式，該傳動方式可將電機(jī)的輸出動力通過減速器直接輸出到車輪，其在結(jié)構(gòu)上減去了差速器，并通過電控的方式實(shí)現(xiàn)差速器的功效，進(jìn)一步實(shí)現(xiàn)了結(jié)構(gòu)優(yōu)化。相比于單電機(jī)式傳動方案，雙電機(jī)傳動方式可使兩臺電機(jī)在功率范圍內(nèi)輸出最大的扭矩，因此，其加速能力為單電機(jī)傳動方式的兩倍。雖然單電機(jī)傳動方式可以實(shí)現(xiàn)較強(qiáng)的加速能力，然而其實(shí)現(xiàn)前提為較大的傳動比，而較大的傳動比將進(jìn)一步影響賽車的最高行駛速度。因此該方案不僅具有空間結(jié)構(gòu)優(yōu)化的優(yōu)點(diǎn)，可進(jìn)一步優(yōu)化電池的空間及布局結(jié)構(gòu)；另一方面可減少一級機(jī)械傳動，電機(jī)輸出后，經(jīng)半軸直接傳遞到車輪上，進(jìn)一步提高機(jī)械傳遞效率，且具有較強(qiáng)的加速能力，可實(shí)現(xiàn)較高的極速，是大學(xué)生方程式賽車傳動方案的最佳選擇。

2 減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

2.1 減速器的設(shè)計(jì)

電機(jī)輸出的動力具有高轉(zhuǎn)速、低扭矩的特點(diǎn)，因此有必要采用減速器進(jìn)一步減速增扭矩，同時可進(jìn)一步提高賽車行駛的平穩(wěn)性、動力輸出的可靠性及安全性。本文設(shè)計(jì)的減速器的具體參數(shù)如表1 所示。

表1 減速器設(shè)計(jì)基本參數(shù)

2.2 傳動比

基于行星齒輪式減速器結(jié)構(gòu)緊湊，機(jī)械傳遞效率高，運(yùn)行平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)，該賽車選用行星齒輪式減速器，齒輪采用不變位斜齒輪，其結(jié)構(gòu)形式如圖1 所示，具體數(shù)據(jù)如表2 所示。

圖1 行星齒輪減速器齒輪系結(jié)構(gòu)示意圖

根據(jù)其結(jié)構(gòu)形式、參數(shù)及式（1）可算出其實(shí)際傳動比為3.577。

表2 太陽輪-行星輪系的數(shù)據(jù)匯總

2.3 傳動比的驗(yàn)證

（1）行駛75m 的加速度

根據(jù)實(shí)際賽車的行駛情況可得出行駛75m 的平均時間為3.5s，計(jì)算得出加速度a 為12.25m/s2。

（2）行駛方程

設(shè)坡道阻力Fi=0，滾動阻力Ff=Gf，空氣阻力，加速阻力，根據(jù)汽車行駛方程式：Ft=Ff+Fw+Fi+Fj，即：

其中，G=2989N，f=0.01，CD=0.75，A=0.636m2，ua=150km/h，δ=1，du/dt =12.25m/s2，最后可以推算出傳動比為3.58。

當(dāng)賽車的速度小于60km/h 時，電機(jī)的功率處于40kW 以下，處于峰值扭矩輸出狀態(tài)，此時，賽車具有強(qiáng)勁的加速能力；當(dāng)其速度超過60km/h 后，電機(jī)功率到達(dá)極限，持續(xù)幾分鐘高扭矩的輸出之后，將轉(zhuǎn)換為正常狀態(tài)，輸出扭矩大幅下降。然而，由于此時驅(qū)動力依然大于阻力，賽車仍然具有一定的加速能力。由于電機(jī)與傳動部件采用硬鏈接，沒有離合器的離合功能，車輛的最高速度將受電機(jī)最高轉(zhuǎn)速的影響。該賽車所選電機(jī)的最高轉(zhuǎn)速為6000rpm，當(dāng)電機(jī)到達(dá)該轉(zhuǎn)速時，賽車速度已達(dá)極限，賽車最高速度大約144km/h，超過所設(shè)定的目標(biāo)135km/h，因此該傳動比符合該賽車的運(yùn)行需求。

圖2 驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖

2.4 行星輪軸的受力分析

（1）材料屬性

行星輪軸采用40Cr 材料，調(diào)質(zhì)處理，其密度為7.87×103kg/m3，彈性模量為2.11×105MPa，泊松比為0.277，剪切模量為8.28×104MPa。

（2）施加約束

行星輪軸的轉(zhuǎn)動主要由行星齒輪帶動，圍繞太陽輪公轉(zhuǎn)，并不會繞其軸線旋轉(zhuǎn)，因此，行星輪軸不受扭矩作用，僅通過行星輪將力傳遞到兩側(cè)階梯，帶動行星架轉(zhuǎn)動，其所受的最大剪切應(yīng)力的截面為兩側(cè)階梯的連接處，其運(yùn)動過程可近似為兩端階梯軸固定，向中間段均勻地施加徑向力Fxc，其大小為3718 N。

施加壓力前，首先將該行星輪軸固定，與行星架配合，對軸施加齒輪傳遞的壓力，即該軸的驅(qū)動力Fxc，具體如圖3（a）所示。

（3）網(wǎng)格劃分

采用SolidWorks 軟件對該行星輪軸進(jìn)行網(wǎng)格劃分，具體結(jié)果如圖3（b）所示。

圖3 行星輪軸受力示意圖（a）與行星輪軸網(wǎng)格劃分（b）

圖4 應(yīng)力分析結(jié)果（a）與位移分析結(jié)果（b）

仿真分析結(jié)果如圖4 所示，可以得出該行星輪軸所受最大應(yīng)力的部位為行星架與行星輪軸的連接處，其最大應(yīng)力為92.16 Mpa；該行星輪軸的最大應(yīng)變部位也在行星架與行星輪軸段的連接處，其最大位移量為0.003 mm，最大應(yīng)變?yōu)?.98×10-4，均滿足材料的使用要求。

3 結(jié)論

基于雙電機(jī)直接傳動的工作原理與減速器的設(shè)計(jì)原理，本文以微型電動方程式賽車為設(shè)計(jì)原型，設(shè)計(jì)了該賽車的傳動系統(tǒng)，得出以下結(jié)論：

（1）該賽車的傳動系統(tǒng)選用雙電機(jī)直接傳動式，減速器選用行星齒輪式，傳動比為3.58。

（2）通過該賽車的驅(qū)動力-行駛阻力特性曲線進(jìn)一步驗(yàn)證了傳動比的準(zhǔn)確性，得出該傳動比符合該賽車的加速與極速的行駛需求。

（3）采用有限元仿真分析行星軸的受力分析，其所受應(yīng)力與應(yīng)變滿足材料的使用需求。