FSC賽車鏈傳動系統的設計與分析

高偉，鄧召文，嚴子雄

（湖北汽車工業學院 汽車工程學院，湖北 十堰 442002）

FSC賽車鏈傳動系統的設計與分析

高偉，鄧召文，嚴子雄

（湖北汽車工業學院 汽車工程學院，湖北 十堰 442002）

本文根據FSC賽車設計規則要求，利用Optimum Lap軟件對FSC賽車鏈傳動系統的傳動比進行設計及優化，得到了最優傳動比以確保法發動機最佳的動力輸出。在此基礎上，對FSC賽車鏈傳動系統的關鍵零部件進行了設計，并對其強度進行了有限元分析，仿真結果表明FSC賽車鏈傳動系統的關鍵零部件結構強度均滿足設計要求。

FSC賽車；鏈傳動系統；關鍵零部件；設計；強度分析

CLC NO.:U461.2Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014)08-27-05

引言

中國大學生方程式汽車大賽（簡稱FSC大賽）是由中國汽車工程協會主辦，秉持“力爭上游，擎動未來”的遠大理想，堅持“穩中求勝”的設計理念，立足于中國汽車工程教育和汽車產業的現實基礎，吸收借鑒國際大學生方程式汽車大賽（簡稱FSAE大賽）賽事的成功經驗，為國內優秀汽車人才的培養和選拔搭建公共平臺，由高等院校汽車相關專業及機械專業在校學生組隊參加的汽車設計、制造與調校的比賽。各參賽車隊按照賽事規則和賽車制造標準，在一年的時間內自行設計和制造出一輛在加速、制動、操控性等方面均具有優異表現的小型單人座休閑賽車，同時該車必須具有足夠的耐久性和經濟性以能夠成功完成部分或全部賽事環節的比賽[1]。FSC賽車包括發動機系統、懸架系統、傳動系統、轉向系統、車架、車身、制動系統及安全系統等。因此，為了獲得良好的加速性、制動性、操控性、耐久性和經濟性，傳動系統的設計尤為重要。

就汽車而言，傳動方式一般可以有軸傳動、齒輪傳動、帶傳動和鏈傳動等，每種傳動方式都有各自的優缺點。鏈傳動可以在兩軸中心相距較遠的情況下傳遞運動和動力，能在低速、重載和高溫條件下及塵土飛揚的不良環境中工作，傳遞效率較高，一般可達0.95～0.97。相對于帶傳動，鏈傳動傳遞功率較大，且作用在軸和軸承上的力小，并且制作、裝配都較為方便，故我校FSC賽車采用鏈傳動系統。為了保證發動機最佳的動力輸出，FSC賽車鏈傳動系統傳動比的設計及其關鍵零部件的設計與分析至關重要。本文利用Optimum Lap軟件，對FSC賽車鏈傳動系統的傳動比進行了優化，在此基礎上，對FSC賽車鏈傳動系統的關鍵零部件——鏈條、

鏈輪進行了設計，并對鏈輪強度進行了有限元元分析。

1、FSC賽車鏈傳動系統傳動比的設計及優化

FSC賽車鏈傳動系統傳動比ioo，又可稱為主減速比或末級傳動比。傳動比過大，鏈條在小鏈輪上的包角就會過小，參與嚙合的齒數減少，每個輪齒承受的載荷增大，加速輪齒的磨損，且易出現跳齒和脫鏈現象，故鏈條在小鏈輪上的包角不應小于120°。FSC動態比賽分為75m直線加速、8字繞環、高速避障以及耐久賽，不同的賽道的最佳傳動比是不一樣的。高速避障和耐久賽是同一個賽道，且以這個賽道最為復雜，考驗賽車的綜合性能最強，在此賽道發動機的擋位只能用到3擋，故針對此賽道在Optimum Lap軟件中輸入整車的基本參數、空氣動力學參數、輪胎參數、發動機參數、變速箱參數并建立德國霍根海姆比賽區耐久賽賽道模型如圖1所示，數值模擬結果如表1所示。

由表1可以看出跑完整個高速避障賽道耗時71.2652s，與實際的測試時間72.38s誤差在5%范圍內，故仿真結果具有一定的參考價值，整個比賽過程中，轉彎占了總時間的85.75%，加速占了64.88%，制動占了21.43%；而100%節門開度只占有12.65%。由此可見FSAE比賽對賽車最大的要求是轉彎的操縱性能以及加速性能。轉彎操控性越好，加速性能越強，需要的單圈時間越短。

表1 Optimum Lap軟件模擬結果

通過數值模擬得到整車速度在賽道上的表現如圖2所示。由圖2可以看出在賽道模擬中，最大車速可以達到116.06km/h，只有很短的一段賽道且集中在直線長度較長的區域。平均速度達到71.84km/h，平均速度越高，加速能力越強，相同路程所消耗的時間越短，成績越好。

FSC賽車比賽的賽道可以被看成是由多個賽段組成。每個賽段又是由一個彎道、一條直道和另一個彎道組成。圖3所示的曲線為賽車在幾個賽段里行駛的過程中，賽車行駛速度隨行駛路程變化的情況。圖中X軸表示賽車在賽道上所行駛的距離，Y軸表示賽車的行駛速度。該圖反映了賽車在比賽過程中的行駛狀態。下面以其中一個賽段來舉例說明這種狀態。圖中A點表示賽車正處在某一彎道的彎心（Apex），從A點開始賽車將逐漸駛出彎道，并伴隨這一過程逐漸提高行駛速度。當賽車行駛到B點時，賽車開始猛烈制動，以降低行駛速度為進入下一個彎道C做準備。圖中在彎道附近賽車速度曲線的曲率變化是由于在過彎過程中賽車手不斷地對剎車和油門進行控制所致。而在直道行駛時，隨著賽車速度的提高而加速度逐漸下降則是因為逐漸增加的空氣阻力和不斷提高擋位而減小的變速器傳動比所致[2]。

根據上述FSC賽車在賽道中的表現，應用Optimum Lap軟件本文對該賽車鏈傳動系統傳動比進行了優化。仿真結果如圖4所示。由圖4可以看出隨著傳動比的增加，賽車在賽道中行駛單圈所耗時間減少，當傳動比增加到3.8時，單圈所耗時間達到最少，此后隨著傳動比的增大，單圈所耗時間

開始增加。此外，傳動比的增加，導致驅動力的增大，在不考慮胎壓、胎溫的影響下，附著系數保持不變，由于輪胎對地面的附著力是有限的，故當驅動力大于附著力（附著系數取2，對應的縱向力為3000N）時，車輪將出現打滑，動力將出現損耗，燃油消耗增加。

2、鏈條的主要參數的選擇

鏈條是由專門工廠制造的，因此設計鏈傳動時，主要是根據傳動的用途、傳遞的功率、大小鏈輪轉速、工作狀況等，選擇鏈條的型號，確定鏈輪的齒數、鏈節距、鏈節數、排數，確定兩軸的中心距等。鏈節是組成鏈條的基本結構單元，每個鏈節在鏈條縱向含有一個節距。組成鏈節的基本元件有鏈板，銷軸，套筒，滾子。銷軸和外鏈板、套筒與內鏈板由過盈配合而固定[3]。套筒與銷軸為間隙配合，套筒可繞銷軸自由轉動，故相鄰兩鏈節可擺動。滾子和套筒之間也為間隙配合，使得滾子進入鏈輪時，與鏈輪齒間為滾動摩擦，從而延長了滾子的壽命[4]。

有許多鏈傳動,往往不能按推薦的潤滑方式工作, 如垃圾筒提升機械、金屬管棒的拉拔機械、摩托車等的鏈傳動,只能人工定期加油潤滑。而按許用功率曲線法計算,這種潤滑方式可能不適用,傳動的主要失效形式是鏈條鉸鏈間的磨損,導致鏈節距伸長而掉鏈。為保證鏈條有一定的工作壽命,按耐磨性條件來選擇鏈條節距較為合理[5]。根據耐磨性條件，當鉸鏈中的平均比壓pw不超過許用比壓[pw]時, 鏈傳動在其壽命內能安全工作, 即應滿足關系式:pw≤[pw]，平均比壓pw為：

式中，KA—工作情況系數；P0—傳動功率；Km—排數系列，這里單排，取Km=1；n1—主動輪轉速；z1—主動輪齒數。已知，發動機的輸出轉速n1=2240rpm；初定小鏈輪齒數z1=11；工作情況系數KA=1.5；Km=1；傳動功率P0=56Kw；初定節距p在12.7～15.875mm內，轉速n1≤2400 rpm，根據表2，得[pw]=14.7MPa，代入式（1），求得節距p≥9.34mm。

根據節距p和每米長度q，查表3，確定鏈條鏈號428，節距p=12.7mm。

表2 許用平均比壓[pw]，MPa的取值范圍

表3 滾子鏈規格和主要參數

3、小鏈輪的設計及有限元分析

3.1 小鏈輪主要參數的確定

3.2 小鏈輪材料的選擇

鏈輪輪齒要具有足夠的耐磨性和強度。由于小鏈輪輪齒的嚙合次數比大鏈輪多，所受的沖擊也比較大，故本文選取40Cr作為小鏈輪材料，并進行淬火、回火處理，增加齒面硬度，提高耐磨性能。40Cr彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為 0.3，材料密度為 7850kg/m3。材料屈服極限σs=785MPa，安全系數取1.5，則許用應力[σ]=523MPa。

3.3 小鏈輪強度的有限元分析

小鏈輪作為驅動輪，需要承受來自發動機通過花鍵輸出的大扭矩，還要承受來自鏈條的沖擊載荷，FSC賽車在行駛過程中，小鏈輪存在兩種危險工況，第一種是起步時，發動機輸出扭矩到小鏈輪花鍵，鏈齒保持不動；第二種是制動時，鏈齒存在慣性引起的接觸力，而花鍵保持不動。本文在已建立的三維模型及有限元模型的基礎上，在ANSYS Workbench軟件中對小鏈輪在上述兩種工況下的強度進行了有限元分析。

3.3.1 工況一

對小鏈輪的鏈齒進行約束，小鏈輪花鍵施加扭矩M=267N·m，其應力和變形分別如圖5、圖6所示。

由圖5可以看出，小鏈輪所受到的最大應力為136MPa，小于材料的許用應力523MPa。由圖6可以看出，小鏈輪的最大變形量為0.0135mm，滿足國家標準（小于0.1mm）。

3.3.2 工況二

對小鏈輪花鍵進行約束，與鏈條嚙合的 5個鏈齒依次施加法向力1400N、1330N、1200N、1065N、950N，其應力和變形分別如圖7、圖8所示。

由圖7可以看出此工況小鏈輪受到的最大應力為146.7MPa，小于材料的許用應力523MPa。由圖8可以看出，在此工況下，小鏈輪的最大變形量為0.01233mm，滿足國家標準（小于0.1mm）。

4、大鏈輪的設計及有限元分析

4.1 大鏈輪主要的參數選擇

大鏈輪齒數為：z2= z1×io=39

齒頂圓直徑為：

小鏈輪包角為：

4.2 大鏈輪材料的選擇

大鏈輪作為從動輪，被動的承受來自鏈條的沖擊載荷，對材料的耐磨性和硬度都沒有小鏈輪的高。且大鏈輪作為傳動的關鍵零件之一，對FSC賽車傳動系統傳動效率的影響很大，此外還應考慮其滿足輕量化的要求，故選取7075—T6鋁合金作為大鏈輪材料。其密度為2810 kg/m3，彈性模量為71Gpa，泊松比為0.3，屈服極限σs=462MPa，安全系數取1.5，則許用應力[σ]=308MPa。

4.3 大鏈輪強度的有限元分析

通過分析發現，大鏈輪危險工況為：FSC賽車起步工況，此時鏈條給大鏈輪提供緊邊拉力，而差速器左端通過花鍵與大鏈輪連接，鏈條與大鏈輪在嚙合瞬間，沖擊力最大，有16個齒處于緊邊拉力狀態，有8個齒處于松邊拉力狀態，由于大鏈輪處于旋轉狀態，每個齒都會按周期循環受一次沖擊力。本文在已建立的大鏈輪的三維模型及有限元模型的基礎上，在ANSYS Workbench軟件中對大鏈輪在此工況下的強度進行了有限元分析。由于該鏈輪為對稱結構，故分析時只對大鏈輪的三個鏈齒依次施加1400N、1350N、1300N的法向載荷，對大鏈輪的花鍵進行約束，其應力和變形分別如圖9、圖10所示。

由圖9可以看出，大鏈輪所受到的最大應力為125.07MPa，小于材料的許用應力308MPa。由圖10可以看出，大鏈輪的最大變形量為0.10967mm，基本滿足國家標準。

5、 結論

本文利用Optimum Lap軟件對FSC賽車的鏈傳動比進行了設計優化，得到了滿足其發動機最佳動力輸出的傳動比；對FSC賽車鏈傳動系統的關鍵零部件進行了設計，并對大小鏈輪的強度進行了有限元分析，結果表明，在FSC賽車行駛過程中的危險工況下各鏈輪的最大應力值均小于材料的許用應力，其強度滿足設計要求。

[1] 中國汽車工程學會.中國大學生方程式汽車大賽規則（2013）. 2013.5.

[2] 柴天. FSAE賽車整車性能分析與研究 [D]. 長沙:湖南大學，2009.

[3] 鄭志峰，王義行，柴邦衡.鏈傳動[M].北京：機械工業出版社，1984.

[4] 楊剛，朱國仁，闞君武.鏈條聯結牢固度對疲勞性能的影響[J].農業機械學報，2004,9（5）:205-207.

Chain Driving System Design and Analysis of FSC Race Car

Gao Wei, Deng Zhaowen, Yan Zixiong
(Department of Automobile Engineering, HuBei Institute of Automotive Technology, HuBei Shiyan 442002)

According to the design rules requirement of FSC race car, chain driving system ratio of the FSC race car was designed and optimized.In order to insure the optimal power export of the engine, the optimal ratio was gotten. On this basis, chain driving system critical components of the FSC race car was designed, and the intensity of the critical components were analyzed by finite element method. The simulation results show that the structure intensity of the critical components satisfies the design requirements.

FSC race car; chain driving system; critical components; design; intensity analysis

U461.2

A

1671-7988(2014)08-27-05

高偉，就職于湖北汽車工業學院汽車工程學院。