吳優,李熠帆,馮理
(武漢華夏理工學院,湖北 武漢 430223)
節能環保一直都是國內近幾年的主流,針對這種需求汽車界也緊跟時代潮流大力發展新型能源汽車。其中電動汽車的發展尤為突出,并以蔚來汽車為代表。隨著蔚來汽車的影響力不斷加大,它獨家冠名的中國大學生電動方程式大賽也得到了越來越多高校的踴躍參與和社會關注[1]。因此為了更快和國際接軌,各大高校在規則允許范圍不斷的優化自家的傳動系,形成了圍繞主流設計的各種方案。
針對賽事技術要求,本文展開了純電動FSEC 賽車傳動系統的研究工作,對賽車傳動系統進行匹配設計,并用MATLAB 編程軟件進行模擬仿真。最終在滿足空間布置上完成了傳動系統的布置。
根據賽事相關規定,確定賽車的最高車速為110km/h,求得其傳動比應滿足公式(1)的要求。

式中:u——行駛的最高車速,單位為km/h;r——車輪半徑,取值為0.24765m;n——電機的最高轉速,取值為9000r/min;i——傳動比。
為保證賽車的直線加速性能,要求賽車0-75m 的加速時間小于3.5s。由此求得最大加速度a≥12.24m/s2,因此:

式中:
F1--加速阻力,單位為N;F2--滾動阻力,單位為N;F3--空氣阻力,單位為N;Δ--旋轉質暈換算系數,取值為1.04;a--賽車的加速度,單位為m/s2.
此處,車速取110km/h,電機轉矩取220N*m,因此可計算得i≥5.7039。
經過計算,可確定傳動比的范圍為:5.7039≤i≤7.6388
首先從理論上進行驗證傳動比范圍的可行性:
1.3.1 從輪胎附著力確定傳動比
輪胎在運動狀態時有:

式中:
Ft—驅動力,單位為N;K1—軸荷轉移系數,此賽車取值為1.1612;G1—前軸負荷,單位為kg;G2—后軸負荷,單位為kg;F2—滾動阻力,單位為N;Tmax—驅動力矩,單位為N*m。
代入數值求得:Tmax=441.1865
且電機輸入轉矩To與輸入車輪的扭矩T 的關系式為:

將傳動比范圍代入式(7)中,得電機輸出扭矩范圍64.1733≤To≤85.9424,滿足所選電機要求。
1.3.2 仿真分析

圖1 i=7.6 的功率平衡圖
利用MATLAB 仿真軟件對傳動系參數進行模擬仿真,通過分析對比不同傳動比下的0-75m 直線加速時間,當傳動比為7.6 時,整車耗時最短,符合設計目標,故傳動比初步取值為7.6。
由于上述的傳動比較大,在結合車架后倉的布置空間,通過計算不同傳動方式下的中心距,最終采用二級斜齒輪減速箱,以達到傳動系統的設計需求[2]。
對于二級斜齒輪減速箱,確保各級傳動的承載能力近似相等,保證各級傳動的大齒輪浸入油中的深度大致相等,通過計算確定傳動系一級傳動比i1=52/25,二級傳動比i2=72/19,故最終傳動比為i=7.882(略大于7.6),從整體來看,系統傳動比在誤差允許范圍內。
由于減速箱的斜齒輪是選用的現有零件,所以在此只進行建模分析,與之匹配設計的殼體同理。

圖2 中間齒輪總成應力受力云圖
由圖可知其最大應力為6.7MPa,小于屈服強度785MPa,滿足設計要求。

圖3 減速箱中間殼體應力受力云圖
由圖可知其最大應力14.97MPa,小于屈服強度482MPa,滿足設計要求。
沿用去年的cusco 限滑差速器,但是為了匹配減速箱的設計,重新設計了差速器外殼。

圖4 差速器零部件圖
由于三球銷結構緊湊,零件精密,同時它又承載著把差速器的動力輸入到半軸上的任務,故選用的是三球銷萬向節[3]。本著輕量化的原則,根據三球銷的尺寸重新匹配設計了球籠。
基于系統輕量化設計的需求,選用了質量更輕的鈦合金半軸,同時在滿足強度及剛度的要求下盡量減少直徑。同時考慮到總布置時半軸長短不一,影響系統的傳動夾角,為此多次修改尺寸并反復校核[4]。

圖5 傳動系統總布置圖
首先,差速器與二級大齒輪相連接,并將它與一級小齒輪和中間齒輪總成放入減速箱上對應的軸承位上,用螺栓將減速箱殼體鎖緊。其次,將減速箱上的法蘭與電機緊密貼合,并用螺栓連接,采取機械防松措施。然后,把球籠插入對應的差速器鍵槽內。最后,把半軸連同三球銷放入球籠內。傳動系統總布置如圖5 所示。
通過本賽季的設計經驗以及后期的試制得到如下結論:
(1)根據設計要求,以賽車的最高車速和加速能力確定傳動比范圍。
(2)根據仿真軟件模擬和后倉布置空間,以及齒輪傳動特點,確定最終傳動比大小。
(3)根據選取傳動方式,完成了減速箱,萬向節,半軸,差速器等傳動部件的選型及布置。