FSC賽車鏈輪傳動系統設計分析

李任任，胡順安，許凱

(常熟理工學院，江蘇蘇州 215500)

0 引言

FSC是Formula Student China的簡寫，其中文名稱為中國大學生方程式汽車大賽[1]。該賽事從2010年開始舉辦，2018年預期有近80所高校參加該項賽事。參賽隊伍數量逐年增加，影響力也不斷擴大。FSC作為中國汽車工程學會舉辦的三大賽事之一，能夠促進大學生自主學習、積極參與賽事，培養大學生的設計能力和動手能力，是一種較好的大學生培養方式。

在大學生方程式賽車中，主減速器主要采用鏈輪系統傳動，它位于變速器與主動橋之間，由主動鏈輪將變速器輸出的運動和力傳遞給從動鏈輪，從而傳遞至驅動橋。鏈輪系統主要由鏈輪和鏈條組成，其中的鏈傳動參數設計及鏈輪結構設計分析尤為重要。

1 鏈傳動主要參數的確定

鏈傳動的承載能力與其失效形式有關。工況不同，承載能力也不同，依據在一定使用壽命和潤滑條件下繪制出的功率曲線選擇鏈條型號，發現所選取鏈條型號過大。所以依據以往經驗，選取10A鏈條，其節距為15.875 mm。CIT16賽車選取525鏈條導致鏈輪防護罩過寬及鏈條過重，現更換同樣節距的520鏈條，有效地減小鏈條的質量和防護罩的寬度。

選用較小齒數的鏈輪可以有效減小鏈輪的尺寸，從而有效地減小傳動系統的質量和轉動慣量。而齒數過少，將極大地影響鏈傳動的平穩性和使用壽命，造成鏈傳動的動載荷、傳動的圓周力、傳動的不均勻性增大，從而加劇鏈輪和鏈條的磨損[2]。同時考慮到，奇數的鏈輪齒輪可以使鏈輪及鏈條的磨損更加均勻。最終確定11齒數的小鏈輪、34齒的大鏈輪，主減速器比為3.09。減小鏈輪中心距，可以使賽車尾部更加緊湊，減少不必要的鋼管使用數量，有效地減小整車質量。但過小的鏈輪中心距，會導致鏈條在小鏈輪上的包角過小，參與齒合的齒數減少，使得輪齒承受的載荷變大，加劇鏈輪磨損，易出現跳齒、脫鏈現象。最終，確定鏈輪中心距為192.9 mm，小鏈輪包角為145.6°。

2 大鏈輪傳動的受力計算

小鏈輪作為驅動輪，安裝在發動機上，直接承受發動機輸出的力矩，且由于選用的鏈輪齒數較少，鏈輪本身的尺寸已經很小，同時考慮到小鏈輪一旦失效，將會對發動機造成無法挽回的損失[3]。據此，小鏈輪采用較為保守的設計，選用40Cr材料，不對其進行過多的優化。

大鏈輪作為從動輪，安裝在驅動橋上，主要承受來自鏈條的緊邊拉力。由于大鏈輪的尺寸較大，選用強度更高且密度更小的7075航空鋁，可以有效減輕鏈輪質量[4]。同時對鏈輪進行鏤空，進一步減輕其質量。鏈輪作為主減速器，其安全性及可靠性尤為重要?？紤]到CIT15賽車由于大鏈輪斷裂造成發動機變速箱的損壞，對大鏈輪工況的計算要求更加準確。

賽車實際行駛時，遇到的工況非常復雜，但可主要分為：勻速、彈射起步、緊急制動3個工況。經過分析，發現大鏈輪的危險工況為彈射起步工況，發動機將力矩傳遞給小鏈輪，小鏈輪通過鏈條將力矩傳遞給大鏈輪，在起步瞬間，可以假設大鏈輪靜止，承受來自鏈條的全部拉力[5]。

小鏈輪傳遞的最大扭矩：

M0=Tmaxi0i1η

(1)

式中：M0為一擋時小鏈輪傳遞的最大扭矩；Tmax為發動機提供的最大扭矩，48.33 N·m；τ0為發動機初始傳動比，2.11；τ1為變速箱一擋傳動比，2.75；η為傳動效率，100%。

將上述數據代入公式(1)得

M0=48.33×2.11×2.75×100%=280.44 N·m

小鏈輪的分度圓直徑：

(2)

式中：d為小鏈輪分度圓直徑；P為鏈條節距，15.875 mm；z為小鏈輪齒數，11。

則得到

此時，大鏈輪所承受的緊邊拉力：

(3)

式中：F0為大鏈輪所承受的緊邊拉力；M0為一擋時小鏈輪傳遞的最大扭矩，280.44 N·m；d為小鏈輪分度圓直徑，56.35 mm。

將上述數據代入公式(3)得

3 大鏈輪建模

大鏈輪的三維模型如圖1所示。

圖1 大鏈輪三維數模

大鏈輪建模過程為：運用SoildWorks的插件邁迪工具集，選用鏈輪命令，輸入大小鏈輪齒數、鏈條型號及選定鏈輪中心距，生成大鏈輪，并將文件導成中間格式。在CATIA中導入該中間格式，導入齒輪模型。并運用投影命令將德雷克斯勒差速器的花鍵模型投影到鏈輪模型上，建立花鍵，進一步對鏈輪進行鏤空。由于鏈輪的使用工況較為極限、鏈輪中心距較短、且鏈輪較緊，將增大鏈齒倒角，以防止鏈條跳齒。

4 大鏈輪驗證分析

在Engineering Data中建立材料7075鋁，并輸入彈性模量7.20×1010Pa、泊松比0.330。利用CAD/CAE之間接口，將大鏈輪與鏈條裝配的igs三維數模導入ANSYS WorkBench軟件中。大鏈輪與鏈條的約束采用ANSYS自動生成。采用網格密度為1.5 mm的四面體網格，劃分大鏈輪的網格質量大于0.8。在大鏈輪花鍵的一端施加Fix Support約束，在其中一個鏈節上施加鏈輪切向、大小為9 953.33 N的力，如圖2所示。有限元分析結果如圖3、圖4所示。

圖2 大鏈輪的約束與切向拉力施加

圖3 大鏈輪應力云圖分布

圖4 大鏈輪變形量云圖分布

由圖3可知，鏈輪在局部產生最大應力為387.89 MPa，遠小于7075鋁的屈服強度(503 MPa)。由圖4可知，鏈輪在鏈齒處產生最大變形量為0.229 mm，滿足使用要求。因此，大鏈輪符合設計要求。

通過訓練和磨合跑合后，將大鏈輪拆解下來，檢查其運行情況，結果良好。如圖5所示為大鏈輪跑合后的運行情況。

圖5 大鏈輪跑合后情況

5 結論

通過對鏈傳動主要參數的設計和選取，計算鏈輪的受力情況，應用有限元分析驗證鏈輪設計的合理性，并應用于2018年FSC賽車上，經驗證設計合理。其結構比以往FSC賽車的鏈輪傳動系統更為緊湊，質量更輕，結構更為合理。