分布式独立驱动纯电动方程式赛车传动系设计

分布式独立驱动纯电动方程式赛车传动系设计

摘 要

在整个毕业设计过程中,我设计了方程式赛车传动系的各个零件,在毕业设计一开始,我首先根据学校和老师的要求翻译了大约8000字的英语文章,然后根据老师提供的分布式独立驱动纯电动方程式赛车的一些前提条件:车架,EMRAX电机,并要求分布式独立驱动纯电动方程式赛车一最快的速度行驶完75米的距离。因为分布式独立驱动纯电动方程式赛车参加的比赛项目是75米直线加速。知道了这些先决条件之后,先仔细的看了EMRAX电机的说明书,知道电机的各项性能,比如,电机的,转速与功率的关系,电流与转矩的关系,转矩与转速的关系等,然后确定这个传动系的传动比,就要确定传动方式,然后确定传动比,接下来就是要考虑用什么零件把电机的动力通过你确定的传动方式传递到车轮,我设计的传动系用到了电机固定板,法兰盘,小链轮,大链轮,万向节,传动轴,然后把各个零件的样式用catia话出来,然后确定每个零件的受力方式,大小。用ANSYS分析零件。确定各个零件的具体尺寸。最后把所有的ccatia零件给装配起来,导成CAD图,在打印出来。

关键词 FSAE,传动系,链传动,万向节

ABSTRACT

Throughout the graduation design process, I designed the various parts of the Formula One racing system. At the beginning of the graduation project, I first translated about 8,000 words of English according to the requirements of the school and the teacher, and then based on the distributed independent driver provided by the teacher Some of the prerequisites for the pure electric formula racing: the frame, the EMRAX motor, and the requirements of the distributed independent drive pure electric formula racing car at the fastest speed of 75 meters away. Because the distributed independent drive pure electric formula racing to participate in the competition project is 75 meters straight line acceleration. Know these prerequisites, the first carefully read the EMRAX motor manual, know the motor performance, such as motor, speed and power relationship, the relationship between current and torque, torque and speed relationship, And then determine the transmission ratio of the drive system, it is necessary to determine the transmission mode, and then determine the transmission ratio, the next step is to consider what parts of the motor power through your sure transmission to the wheel, I designed the drive to the motor Fixed plate, flange, small sprocket, large sprocket, universal joint, drive shaft, and then the various parts of the style with catia out, and then determine the force of each part of the way, size. Analyze parts with ANSYS. Determine the specific dimensions of each part. Finally put all the ccatia parts to the assembly up to the CAD drawing, print out.

Key words FSAE, driveline, chain drive,Universal joint

目 录

摘 要……………………………………………………………………………………………………………… Ⅰ

ABSTRACT…………………………………………………………………………………………………..Ⅰ

第一章 绪论 …………………………………………………………………………………………………..1

1.1 FSAE的发展历史…………………………………………………………………………………………..1

1.2 中国FSAE的介绍…………………………………………………………………………………………..1

1.3 举办FSAE的意义 ………………………………………………………………….3

1.4 长安大学列风车队 ………………………………………………………………….2

第二章 动力部分………………………………………………………………………………5

2.1 确定传动比………………………………………………………………………………….5

2.2 设计链条和小链轮……………………………………………………………………4

2.3 设计法兰盘………………………………………………………………………………..5

2.4 设计电机固定板………………………………………………………………………………7

第三章 传动系后桥 ……………………………………………………………………………….10

3.1 万向节的介绍………………………………………………………………………………………..10

3.1.1 不等速万向节………………………………………………………………………………10

3.1.2 准等速万向节………………………………………………………………………… 10

3.1.3 等速万向节………………………………………………………………………………..11

3.1.4挠性万向节 ……………………………………………………………………………………….11

3.2 选择万向节…………………………………………………………………………………………………12

3.3 传动轴…………………………………………………………………………………………………16

3.3.1渐开线花键的介绍…………………………………………………………………………………….16

3.4 后桥的支撑………………………………………………………………………………………….19

第四章 受力分析 ………………………………………………………………………..21

4.1 整车受力分析…………………………………………………………………………………..21

4.2 链条受力分析………………………………………………………………………………….23

第五章ANSYS分析…………………………………………………………………………………………………26

第六章结论………………………………………………………………………………………………………32

参考文献 ………………………………………………………………………………………………………50

致谢………………………………………………………………………………………………………………50

第一章 绪论

中国在2010年引入了FSAE。中国FSAE的全称是中国大学生方程式汽车比赛。中国大学生方程式汽车大赛是一个特别严谨而且有意义的比赛,大赛不仅制定了比赛的规则,还制定了制造赛测的标准。参加比赛的都是一些学习汽车专业或与汽车专业相关的还在念书的大学生,他们一起组队设计并制造一个符合比赛要求的赛车。大赛规定,参加比赛的学生必须在12个月的时间内依靠自己的力量设计和制造出一辆赛车,大赛还要求设计,制造出来的赛车的必须具有良好的制动性能,操控性能,以及加速性能等,方程式赛车的比赛包括很多项目,对于这些项目,自己设计的赛车呢可以全部参加,也可以只参加一部分。同时,参加比赛的队伍不仅要讲清楚自己的设计理念,并且还要由大赛的评审员对赛车的若干项性能进行测试。

1.1 FSAE的发展历史

Formula SAE (FSAE)最初是由国际汽车工程师学会(SAE International)于1978年开办,其想法来自于一家虚拟制作工厂,他们希望在校大学生可以设计并制造一辆小型方程式赛车,而且希望制造出来的小型方程式赛车拥有良好,稳定并且足够耐久的的加速性能,制动性能以及操控性能。

国际汽车工程师学会在1979年举办了第一届比赛,比赛地点是在美国的休斯顿,比赛的名字叫做迷你印地车赛(SAE Mini-Indy),参加第一届比赛参赛的一共有13支队伍。其中只有有11支完成比赛。当时的比赛规则是制作一台5马力的木制赛车,在整车设计方面受到的限制很少,目的呢是为了给车队最大的设计弹性和自我表达创意和想象力的空间。而这一理念延续至今。

在参加比赛之前,每个车队一般会用8至12个月的时间去设计、建造、测试和准备赛车。然后呢来自世界各地的大学生会聚在一起进行比赛。比赛过程中,大赛会给大学生一个证明创造力和工程技术能力的机会。为了更好的完成比赛,学生可以把自己想象成一个汽车工程师。有一家汽车公司要请他们去设计、制造一辆原型车,然后呢用他们设计的原型车去评估该公司的一个量产项目,参加比赛的大学生可以把周末业余汽车比赛当作销售市场。因此,该原型车必须具有良好的在加速性能,制动性能和操控性能。同时该车必须成本低廉、容易维修、可靠性好。此外,考虑到市场销售的因素,该车需美观、舒适,零部件也需要有通用性。而参加比赛的大学生要做的就是设计和制造一辆满足各种要求的车。各个设计环节将作为竞赛比较和评判的内容。

随着汽车技术的日新月异,汽车的驱动技术也在不断发展,以前只有内燃机来驱动汽车,现在混合动力汽车,纯电动汽车也随处可见,而大学生方程式大赛也紧跟社会发展潮流。举办了以混合动力、纯电动汽车为主的大学方程式比赛,第一个举办混合动力方程式赛车比赛的项目的国家是America;而电动方程式赛车比赛则是在德国的提议下迅速发展起来。从方程式汽车比赛的诞生到现在已经有将近40年了,方程式汽车比赛的成功也是有目共睹的,现在每年由15个国家举办20场赛事,参加比赛的大学生都来自全球顶级高校,参赛队伍达到数百支。到目前为止举办方程式汽车比赛的国家有:中国,美国、加拿大、德国、英国、奥地利、意大利、西班牙、匈牙利、捷克共和国、巴西、澳大利亚、日本、印度及泰国。

1.2 中国FSAE的介绍

中国汽车工程学会以及与其合作的会员单位在认真研究了欧美国家的大学生方程式汽车大赛,学习相关经验,汲取精华,去其糟粕之后,精心组织了一项符合中国国情,符合中国大学生的全新比赛。2010年中国在上海举办了第一届中国大学生方程式汽车大赛,参加第一届中国大学生方程式汽车大赛的车队有20多支,400多人,他们来自十几个不同省市。所以,中国大学生方程式汽车大赛不仅仅是一个比赛,更是一个汽车类专业人才齐聚的盛会。中国自2010年开始引进FSAE赛事以来,国内高校车队发展迅猛,据2016年的报名情况,比赛已扩展至超过60支车队的参赛规模,成绩喜人。现今已有长安大学,浙江大学,清华大学,西华大学,西安交通大学,北京航空航天大学,南昌大学,江苏大学,重庆理工大学,福州大学,辽宁工业大学,山东理工大学,燕山大学,中山大学,四川交通职业技术学院 ,桂林电子科技大学,西安汽车科技职业学院等专科院校参与其中。

中国FSAE秉持“中国创造擎动未来”的远大理想,为了把方程式汽车比赛变成一个培育中国汽车行业未来领导者以及中国汽车工程师的交流盛会,成为与国际汽车工程师的交流平台。就必须从中国汽车工程教育和汽车行业的现实基础出发,学习欧美国家成功举办方程式汽车比赛的经验。中国举办方程式汽车比赛目的是为了建立一个培育,挑选优秀汽车人才的公共平台,通过多方位的考查,提高学生们的设计、制造等能力,提高汽车专业学生的实际动手能力,为中国汽车产业的发展积累人才,促进中国汽车工业从“制造大国”向“制造强国”的战略方向迈进。中国方程式汽车比赛是一项不盈利的公益事业,但是功在当代,利在千秋。项目的运营和发展结合优秀高等院校资源、整车和零部件制造商资源,获得了政府部门和社会各界的大力支持以及品牌企业的资助。社会各界对项目投入的人力支持和资金赞助全部用于赛事组织、赛事推广和为参赛学生设立赛事奖金。

1.3 举办FSAE的意义

新中国最早的汽车制造厂是一汽,但是当时中国处于一穷二白的状态,各种汽车技术十分落后,汽车技术几乎都是由苏联提供。改革开放以前,中国的汽车技术发展缓慢,改革开放之后,人民的收入不断提高,对生活质量的要求也不断提高,对汽车的需求也越来越大,但是中国的汽车产量很低,根本无法满足人民的需求,导致外国车开始进入中国,然后中国汽车企业开始与国外的车企进行合资,学习国外的先进技术,在中国汽车人的艰苦奋斗下,中国汽车工业发展迅猛,除了国有汽车企业之外,还有发展很不错的民营车企,比如长城,吉利等。现在,中国已经是一个汽车工业大国,汽车产量的增长速度和汽车销量的增长速度都很快,而且汽车的保有量已经突破两亿辆,但我们还不是汽车工业强国,因为我国还没有一个可以拿得出手的中国自主汽车品牌,很多与汽车有关的核心技术我们还没有掌握。所以从汽车制造大国变成汽车制造强国已成为中国汽车人的首要目标,想要实现这个目标就必须大批培养汽车人才。而学生通过参加中国大学生方程式汽车大赛可以培养自己的学习能力,设计能力以及团队合作能力,而汽车公司所需要的就是拥有这些能力学生,这些学生进入汽车公司以后,也可以更好,赶快的适用公司。中国大学生方程式汽车大赛也给开设汽车专业的高等院校提供了一个相互交流的平台,创造一个良好的教学以及学术氛围,推动学科建设。参加比赛的学生不仅可以将自己在书本上学到的理论知识用于实践当中。同时,还能提高自身的综合素质,培养良好的人际沟通能力和团队合作精神,增长自己的见识,开阔自己的眼界,成为符合社会需求的全面人才。也为汽车行业的健康、快速和可持续发展积累了人才。举办中国大学生方程式汽车比赛也是为了促进中国自主汽车品牌的创新能力,以前中国汽车发展模式是把国外的优秀汽车品牌引进中国,建立合资企业,学习国外汽车品牌先进的管理理念和生产技术,然后再自主创新。从引进国外汽车品牌到今天也有三十多年的时间了,所以现在是中国自主汽车品牌创新的关键阶段,也迫切的需要大量并且专业的汽车人才,加快中国从汽车大国向汽车强国的转变的步伐。充分利用社会资源培养创新型人才,搭建一个国际汽车技术交流平台,让中国汽车行业紧跟世界汽车技术发展的潮流。

1.4长安大学列风车队

长安大学FSAE猎风车队成立于2011年5月,主要由长安大学汽车学院在校研究生、本科生组成,汽车学院车辆工程专业蔡红民老师担任指导老师。2011年10月首次参加了第二届中国大学生方程式汽车大赛,是西北地区唯一一所参加中国大学生方程式汽车比赛的211院校。车队口号:猎舞惊云动,风卷盛长安。

本文是在赛车车架和电机给定的情况下对方程式赛车的传动系进行设计,计算以及校核。设计过程中运用CATIA三维画图软件,画出传动系所需要的每一个零件,然后用根据《汽车理论》这本书所讲的知识对方程式赛车的受力分析,确定传动系每一个零件的受力情况,确定各个零件的大致尺寸,然后用ANSYS进行分析,看零件的应变,应力是否符合要求。最后把所有的CATIA零件图和车架图,电机图进行装配,在导成二维图。

第二章 动力部分

2.1确定传动比

赛车的比赛项目是75米直线加速项目,驾驶员体重60kg。电车的动力是EMRAX207电机,它的最大转矩呢是80N*M,方程式赛车的驱动方式是后轮驱动,单个后轮的载荷是82.5Kg,后轮半径r=235mm。而良好沥青路面的附着系数是0.8,所以粗略的计算一下车轮受到的最大地面切向力是82.5*9.8*0.8=646.8N,则车轮中心所受到的最大力矩约为646.8N*235mm=151.998N*m。大于电机的最大转矩80N*m,所以需要一个传动比大于1的传动系来满足方程式赛车对转矩的需要。

确定方程式赛车传动系的传动方式。如果传动系用齿轮来传递动力的话,不太合适,因为,齿轮是一个特别复杂的零件,制造特别困难,安装的时候对误差要求很高,从而导致成本高,所以不太合适。而带传动虽然结构简单,价格低廉,但是带传动可能会打滑。所以链传动相对来说比较合适,因为链条对制造和安装的要求都不高,而且还不会打滑,传动效率高,而且它是通过链轮上的齿和链条进行力的作用,所以,安装链条时张紧力可以取一个比较小的值,这样的话轴受到的径向压力比较小。而且链条传动整体尺寸比较小,成本低,对环境工作的要求也比较低,例如在温度较高,空气湿度较大的的情况下,链条可以正常工作。所以,方程式赛车的传动系使用链传动比较合适。

确定传动系的传动比。链条的传动比不宜取得很大,因为传动比过大的话,链条包裹大链轮的角度就会很大,则链条与小链轮相互配合的齿数就会减少,链轮上每个齿所承受的力就会增大,轮齿的寿命就会变短,所以一般情况传动比要小于等于6,一般情况下传动比都大于等于2,小于等于3.5,而链轮的齿数都是正整数,所以传动比可以取一个整数,这样的话,计算比较简单,也不用对链轮的齿数进行圆整。因为车轮中心所受到的最大力T轮≈646.8N*235mm=151.998N*m,而电机的最大转矩为80N*m。所以传动比可以取为3,传动效率0.9。这样的话,需要电机发出的最大转矩约为51N*m,小于80N*m。

2.2设计链条和链轮

确定大小链轮的齿数。大链轮的齿数少,传动比一定,则小链轮的齿数少,大链轮和小链轮的分度圆直径直径就小,大链轮和小链轮的质量也就会小。但是,如果小链轮的齿数过少,会导致在一个传动周期内,大链轮瞬时转速的最大值与最小值的差值与其平均转速的比值以及链条的动载荷都会增加,链节在与链轮刚接触或是刚分开的时候,链节间的相对转角会增大,链传动的圆周力增加,链轮的寿命就会减小。链轮的最小齿数Z min=9。在这里取小链轮的齿数为11,则大链轮的齿数为33。

确定链条规格和参数。想要确定链条规格和参数,可以先粗略的分析方程式赛车的运动状况和受力情况。赛车运动过程中地面会沿赛车运动方向给赛车后轮一个切向力,这个切向力的最大值Ft max=2*82.5*9.8*0.8=1293.6N,切向力由零到最大所需要的时间可以忽略不计。滚动阻力系数f=0.018,则滚动阻力Ff=300*9.8*0.018=52.92N。先忽略空气阻力和赛车车轮的转动惯量。则方程式赛车的最大加速度a=(1293.6-52.92)/300=4.14m/s2。赛车行驶距离为75米时,赛车的速度V=√(2*4.14*75)=24.9m/s。小链轮的转速可根据车速求解,ω小=V*3/r=318rad/s。小链轮的转矩T小=56.3N*m。由此得到小链轮所传递的功率P小=318*51≈16.2KW。当量的单排链计算功率Pca=Ka*Kz*P小(1)。Ka是工况系数,取1,Kz主动链轮齿数系数,取2.5。Pca=16.2*2.5=40.545kw。查机械设计手册,同时考虑到赛车只进行75米加速运动,链条的工作时间短,所以选择的链条型号为10A。至于链节的数目,我是确定完大链轮和小链轮的具体位置后,再确定链节的具体数目[1]

设计链轮。链轮的基本参数是配用链条的节距P,滚子的直径Dr,齿数Z。我所采用的链轮画法是三圆弧一直线画法,如图2-1所示,圆弧与圆弧之间,圆弧与直线直径均为圆滑过渡。链条的主要参数:内链节内宽b1=10mm 销轴直径=5mm 链板宽=1.5mm

内链节高度h2=15mm 销轴长度=18mm 套筒内径=5.2mm 外链节高度h1=13mm

内链节外宽b3=13.8mm 外链节内宽b4=14mm

链轮公式:1.节距P=15.875mm 2.滚子直径=10.16mm 3.小链轮齿数Z=11

4.大链轮齿数Z=33 5.齿沟圆弧半径r1=0.5025*dr+0.05mm(2)

6.工作段圆弧半径r2=1.3025*dr+0.05mm(3)

7.齿顶圆弧半径r3=dr*(1.3025*cosγ+0.8*cosβ-1.3025mm)-0.05mm(4)

8.齿沟圆弧的圆心与工作段圆弧圆心的水平距离T=0.8*dr*cosα(5)

9.齿沟圆弧的圆心与工作段圆弧圆心的垂直距离W=0.8*dr*sinα(6)

10.齿沟圆弧圆心与齿顶圆弧圆心的水平距离W=1.3*dr*cos(180°/Z)(7)

11.齿沟圆弧圆心与齿顶圆弧圆心的垂直距离V=1.3*dr*sin(180°/Z)(8)

12.β=18°-56°/Z(8) 13.α=55°-60°/Z (9) 14.γ=17°-64°/Z(10)

15.顶圆半径da/2=d/2-dr/2+1.1P/2-0.4P/Z(11)

16.分度圆半径d/2=P*0.5/sin(180°/Z)(12)[2]

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图2-1

2-3设计法兰盘

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方程式赛车由电机驱动,而电机与并不是直接与小链轮连接,而是通过法兰盘连接,EMRAX207电机的说明书中给出了几种法兰盘的外形(图2-2),以及电机与法兰盘的连接样式(图2-3),也给出了电机与法兰盘相互接触的面(图2-4)。

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图2 -2[3]

图2-3[4] 图2-4[5]

EMRAX207电机的说明书中给出的几种法兰盘与电机的连接方式是通过花键连接,花键连接和平键连接应该是电机与法兰盘的最常见的连接方式,花键连接与平键连接相比,在同轴径的情况下,花键所能传递的扭矩比平键所能传递的扭矩大,花键的受力比平键更均匀,应力集中比较小,使用寿命长,对中性好。花键的导向性比平键的导向性要好,花键在使用时可以有适当的轴向移动。但是花键的加工精度比平键的要求高,成本也比平键的高。综合考虑一下,我决定使用平键连接,因为在这个方程式赛车中,电机传递的转矩不是很大,电机所传递的最大转矩约为51N*m,所以使用平键比较好。

而我在EMRAX207电机的说明书中给出的几种法兰盘的外形的基础上,做出了一些改动,

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改动之后的样式如图2-5,图2-6所示。

图2-5 图2-6

我改动后的法兰盘和电机说明书里给的法兰盘形式差不多,图2-5所示的法兰盘的最左侧的凸台是为了法兰盘与电机安装更容易,起到定位作用,从图2-4可以看出,电机与法兰盘相连的面(银白色部分)有一部分向内凹陷,此凹陷部分正好与法兰盘最左侧凸起部分相配合,起定位作用,如果法兰盘最左侧没有凸起的话,电机与法兰盘用螺栓连接时,一个螺栓拧紧,其他的螺栓孔可能就会错开,此时再拧其他螺栓的话,会不太容易拧上去。法兰盘上最大的一个圆盘面上有六个孔,与图2-4电机银白色面上的六个孔一一对应,而且六个孔是均布排列用来上螺栓。同时电机说明书里已经对螺栓的尺寸,规格做了说明。螺栓的规格是M8*1。25mm,拧进电机的长度至少15mm,最多16。5mm。图2-6中最右侧的轴与小链轮相配合,轴上的孔用来安装普通平键,轴左侧的一小段轴的右侧的面会与小链轮的侧面相接触,我认为与小链轮侧面相接触的面需要精加工,保证小链轮的侧面与段轴的侧面紧密接触,如果没有这一小段轴的话,可能需要对最大圆盘的整个右侧面进行精加工。另外,可以看到法兰盘右侧最长轴的最右端有一个孔,这个孔是内螺纹孔,孔的大小呢是M4。因为小链轮需要横向固定,因此,可以用一个端盖(图2-7,图2-8)来挡住小链轮,然后用螺栓把端盖与法兰盘右侧最长轴相固定。法兰盘各个部分的具体尺寸需要用ANSYS进行分析之后再确定。

2-4设计电机固定板

设计电机固定板。要把电机固定在车架上的话,需要用到电机固定板,而EMRAX207电机的说明书上也给出了一种电机固定板的形式作为参考(图2-9)。在设计电机固定板除了需要考虑电机固定板的钢度,强度之外,还需要注意不能遮挡电机上的一些孔,电机上的的孔有的是与电机固定板相连接时拧螺栓用的,有的是电线插孔,有的是冷却电机用的(图2-10),EMRAX207电机的冷却方式是水冷,电机上有一个进水孔,一个出水孔。同时呢,在设计电机固定板时还要考虑电机固定板的减重,例如图2-9所示的EMRAX207电机说明书中所给出的电机固定板,它的两端各有3个圆,目的就是在满足电机固定板钢度和强度的情况下,减轻电机固定板的重量,方程式赛车的重量也随之减少。

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图2-7 图2-8

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图2-9[6]

在固定电机时一个电机我只有用了一个电机固定板,电机固定板的各个地方都是圆滑过渡。形式如图2-11。电机固定板与电机的是通过螺栓连接,电机说明书中对连接电机固定板和大家的螺栓做了说明,螺栓的规格呢是M8,而且是内六角螺栓,一共需要8个。拧进电机内的螺栓长度至少要25mm。电机固定板的尺寸需要用ANSYS分析之后在确定。

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图2-10[7] 图2-11

第三章 传动系后桥

3.1万向节的介绍。

电机固定板,法兰盘的结构设计已经完成,链轮,链条的各个参数以及确定,根据动力的输出路径:电机到法兰盘,法兰盘到小链轮,小链轮通过链条把动力传给大链轮,大链轮把动力传递给传动轴,最后传动轴再把动力传给车轮,方程式赛车在行驶过程中,车轮可能会上下跳动,也可能会轴向移动,引起传动轴的上下跳动,或者是轴向移动,而同时呢电机是固定在车架上不动的,电机不动,则法兰盘就不动,法兰盘不动,则小链轮就不动,小链轮不动,大链轮就不能动,否则的话,链轮之间的运动传递就会出问题。所以如果传动轴与大链轮之间是直接钢性相连接的话,传动轴的上下跳动,或是轴向移动,大链轮就会受到损坏,而且运动的传递也会出问题。所以大链轮与传动轴之间不能简单的钢性接来传递运动和转矩,必须要有一个万向节。

在汽车或者是其他机械中,经常会遇到需要两根轴来传递运动和动力的情况,但是,如果一根轴相对于另一根轴的空间位置不断发生变化,那么两根轴之间就会用到万向节。在这个方程式赛车上,大链轮和方程式赛车的传动轴之间,以及传动轴和车轮之间的相对位置在方程式赛车运动过程中都会不断发生变化,所以大链轮和方程式赛车的传动轴,以及传动轴和方程式赛车的车轮之间的转矩和旋转运动需要用到万向节。在设计万向节的时候,需要考虑以下几点:1.两根轴用万向节连接之后,两根轴的轴线所成的角度以及两根轴的空间相对位置的变化必须处在在一定范围内,同时也能够平稳的传递运动和转矩。在这里呢,可以这么理解,在方程式赛车运动过程中,大链轮与传动轴之间的夹角和相对位置,以及传动轴和车轮之间的夹角和相对位置会发生变化。而万向节呢就是要保证大链轮与传动轴之间的夹角和相对位置在一定范围内变化时,保证大链轮能够可靠而稳定的把动力传递给传动轴,对传动轴和车轮也是如此。2.保证两根轴的瞬时角速度尽可能的相等。也就是说,在方程式赛车上使用万向节的目的就是为了保证大链轮和传动轴,以及传动轴和车轮之间尽可能的等速转动。3.要万向节的传动效率要高。

万向节也有好几种类型,大致可以分为两种,一是刚性万向节,二是挠性万向节。二者的区别在于挠性万向节在扭转方向上有明显的弹性。刚性万向节是依靠万向节零件的铰链式连接来传递动力,刚性万向节又包括三种万向节[8]

3.1.1不等速万向节。

不等速万向节是指万向节所连接的两根轴的轴线所成的角度只要不等于零,在一个旋转周期内,两根轴之间任意时刻转速比是变化的,但平均转速相等。例如十字轴式不等速万向节,普通的十字轴式万向节主要有万向节叉,套筒,滚针轴承盖以及轴向定位件和橡胶密封件的其他零件组成,十字轴式不等速万向节结构简单,强度高,传动可靠,传动效率高,价格便宜,技术含量低,但是所连接的两轴夹角不宜过大,当夹角从四度增加到十六度的时候,普通的十子轴式万向节中的滚针轴承的寿命下降为原来寿命的四分之一[9]

3.1.2准等速万向节。

准等速万向节是指万向节所连接的两轴的轴线所成的角度等于某一个值的时候,输入轴和输出轴的转速大小在任意时刻都是相等的,否则的话,输入轴和输出轴的转速大小在任意时刻都不相等,但很接近。例如1.双联式准等速万向节。虽然十字轴式万向节是不等速万向节,但是两个十字轴式万向节组合在一起就是一个准等速万向节,即双联式准等速万向节。为了保证两根轴在用双联式准等速万向节传递旋转运动时,两根轴的工作角速度能够趋于稳定,可设有分度机构。用双联式准等速万向节连接的两根轴所能成的夹角最大可达五十度。双联式准等速万向节的优点是轴承密封性好,能量损失小,工作可靠,制造方便。缺点是结构较复杂,外形尺寸较大,零件数目较多,结构较复杂,传递转矩有限。2.凸块式准等速万向节。凸块式准等速万向节就从运动副来看,也是一种双联式万向节,它主要由两个万向节叉以及两个不同形状的特殊凸块组成,两凸块相当于双联万向节装置中两端带有位于同一平面上的两个万向节叉的中间轴及十字销轴,因此可以保证输入轴与输出轴转速近似相等,这种结构简单可靠,加工简单,允许万向节夹角可达五十度,但是由于工作面全部是滑动摩擦,摩擦表面容易受损,所以传动过程中能量损失大,并且对密封润滑要求比较高。3.三销轴式准等速万向节,三销轴式万向节是有双联式万向节演变过来的,它主要是由两个偏心轴叉,两个三销轴,六个滚针轴承及其密封装置组成,三销轴式万向节可以直接暴露在外面,并不需要加外球壳和密封装置。对万向节与转向节的同心度要求并不严格,中心不一致可由万向节内三销的轴向滑动来补偿,允许所连接的两轴的最大夹角比较大,可达四十五度。但是它的外形尺寸较大,零件形状较为复杂。4.球面滚轮式准等速万向节。球面滚轮式准等速万向节由销轴、球面滚轮、万向节轴和圆筒组成。滚轮可在槽内做轴向移动,起到伸缩花键作用。滚轮与槽壁接触可传递转矩。结构上应保证沿圆周等分的三个球面滚轮的轴线始终位于或近似位于万向节两轴夹角的等分面上。该万向节允许的轴间夹角可达四十三度,加工也比较容易。

3.1.3等速万向节。

顾名思义,如果用等速万向节来连接的输入轴和输出轴,那么,不管输入轴和输出轴之间的夹角是多少,二者的瞬时角速度都相等,例如1。球笼式等速万向节。球笼式等速万向节(亦称球笼式万向联轴器)是一类容许两相交轴间有较大角位移的联轴器,它是目前应用最为广泛的等速万向节。球笼式等速万向节主要由钟形壳、星形套、钢球和保持架(亦称球笼)构成。球笼式万向节具有单节瞬时同步、两轴间角位移大、效率高、安装拆卸方便、能承受重载及冲击载荷等突出优点。但是,球笼式等速万向节因其加工制造精度高、难度大。2。三球销式等速万向节,三球销式等速万向节是一种新型的万向节。当三柱槽壳(主动轴)转动时.通过球环带动三销架(从动轴)转动三球销式等速万向节是一种能够轴向伸缩的联轴节。当三球销式等速万向节形成活动角传递动力时,基于内部零件的相对滑动,产生了摩擦力,它有三个球面滚子,将产生较强烈的振动。减少振动的最佳方案是减少等速万向节内部摩擦,主要有两条途径:一是改善润滑方式,二是减少滑动,增设滚动零件之类的措施进行结构的改进。三球销式等速万向节具有结构简单、体积小、润滑好、散热快、承载能力大和工作可靠等优点。球叉式等速万向节。

3.1.3挠性万向节。

而挠性万向节跟刚性万向节区别在于传递动力的方式。挠性万向节是依靠万向节的弹性零件来传递动力,弹性元件可以是橡胶盘、橡胶金属套筒、铰接块、六角环形橡胶圈等多种形状。同时可以起到缓冲减震的作用。挠性万向节依靠其中弹性元件的弹性变形来保证在相交两轴间传动时不发生干涉。挠性万向节能减小传动系的扭转振动、动载荷和噪声,结构简单,使用中不需润滑[10]

3.2选择万向节。

根据上面所描述的各种万向节的优缺点来说,我觉得在方程式赛车上使用等速万向节比较好,1。方程式赛车参加的比赛项目是75米直线加速,虽然方程式赛车的运动时间很短,但是万向节的类型以及性能对比赛的结果还是有影响的,2。虽然等速万向节的加工制造的复杂程度,成本都是比不等速万向节和准等速万向节都要高一点,但是都在可承受范围内。所以我在方程式赛车的传动系中使用的是等速万向节。而生活中比较常见的等速万向节在上面已经说过了,包括球笼式等速万向节,三球销式等速万向节,球叉式等速万向节。它们三个相互比较大话,我觉得三球销式等速万向节,因为三球销式等速万向节具有结构简单、体积小、润滑好、散热快、承载能力大和工作可靠等优点[11]。所以我在手机方程式赛车传动系的时候使用的是三球销式等速万向节。下面呢,我将把我所知道的所以关于三球销式等速万向节的知识详细的说一下。

三球销式万向节是由若干个零件组成的1.万向节外壳(图3-),2.球环(图3-2),3.滚针(图3-3),4.三销架(图3-),5.卡环(图3-5)。

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图3-1

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图3-2 图3-3

图3-4

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图3-5

从以上几个图中可以简单了解三球销式万向节的简单组成,以及它各个零件的基本参数,接下来我会解释一下各个参数的含义。

D0:万向节内腔沟道中心圆直径。D1:万向节外壳的最大直径。 D2:万向节内腔最小直径。 D3:万向节内腔最大直径。 D4:万向节内腔的沟道直径。 D5:圆滑过渡直径。 D6:减重直径。 D7:球环外球面直径。 D8:球环滚道直径。 D9:滚针直径。 D10:三销架三销架三销轴直径。 D11:三销架轮毂曲率直径。 D12:三销架三销轴卡簧槽直径。 D13:三销轴凸台直径。 D14:挡圈外径。 D15:挡圈内径。 L1:万向节内腔最小直径圆弧的圆心与万向节外壳的圆心距离。

L2:球环外球面的曲率中心至端面的距离。L3:球环宽度。L4:滚针长度。

L5:三销轴轴肩与三销架中心的距离。L6:轴毂曲率中心与三销架中心的距离。

L7:轴毂半径。L8:三销轴凸台高度。L9:三销轴卡环槽外端至凸台的距离。

L10:三销轴卡环槽宽度。L11:卡环厚度。L12:卡环总高度。

B1:三销架宽度。B2:三销架三销轴中心到端面的距离。

三球销式万向节的各个零件的基本参数之间相互联系,不是相互独立的。 有公式存在。

D0的确定。D0= [D3*D3+(L3+ 2*h1)*(L3+ 2*h1)-D4*D4]^0.5-L3- 2h0(13)。

h0=(0.36~ 0.38)*L3(14)

D1的确定。D1是三球销式万向节的基本尺寸之一,而且它已经被标准化和系列化。比如,型号为T68的三球销式万向节的D1的大小为61.5mm。再比如型号为T71的三球销式万向节的D1的大小65mm。

D2的确定D2=[D4*D4 +(D0-L3- 2*h1)*(D0-L3- 2*h1)-(L3+ 2*h1)* (L3+ 2*h1) ]^0.5[12](15)。

h1= 0.15*L3(16)

D3的确定 考虑到三球销万向节的外壳应有一定的壁厚,一般壁厚取0。05倍的D1比较合适,所以,三销轴式万向节的内腔最大直径D3可按下式计算。 D3 = 0.9*D1(17)。

D4的确定。由于球环在三球销万向节的外壳的内腔沟道内既滚动又滑动,所以球环与三球销万向节的外壳的内腔沟道是间隙配合,所以,三球销万向节外壳的内腔沟道中心圆直径D4,可按下式计算。D4=D7+β1(18)。当D1≤82mm时,β1= 0.2,当82mm<D1≤120mm时,β1,= 0.25mm[13]

D5根据实际情况确定,一般D1的数值取得大,则D5的值取得就大。

D6的确定。D6的大小没有明确的数值,从图3-1中可以看出,如果没有D6的话,那么图12中标注D6的部位的厚度是最大的,而过大的厚度也是没有必要的。我们可以用ANSYS对过厚的部位进行优化。所以D6的具体数值可以用软件ANSYS来确定,刚开始的时候D6可以取小一点,然后用ANSYS来分析三销轴式万向节外壳还是否满足刚度以及安全系数的要求。如果安全系数还很大的话,可以继续增大D6的值,直到安全系数合适为止。

D7的确定。球环外球面直径D7可按下式计算 D7=K*D1(19) 式中:K= 0.42~ 0.44。

D8的确定。球环滚道直径D8可按下式计算 D8=D10+ 2*D9(20)

D9的确定。滚针直径D9可根据三球销式万向节外壳最大外径D1值的大小取标准值,以常用的D1≤120mm三球销式万向节为例:当D1≤82mm时,D9=2;当82mm<D1≤120mm时,D9= 2.5mm[14]

D10的确定。D10=(0.52~ 0.54)*D7(21)

D11的确定。为使三销架轴毂两端外径与内花键孔之间有足够的壁厚,三销架轴毂曲率半径D11可按下式确定。 D11= 0.65*2*L7(22)

D12的确定。三销架三销轴卡环槽直径D12可按下式计算。D12=D10-β2当D9= 2mm时,β2= 1.2mm,当D9= 2.5mm时,β2=1.6mm。

D13的确定。三销架三销轴凸台直径D13可按下式计算。 D13=D8-β3(23),当D9= 2mm时β3= 0.5mm;当D9= 2.5mm时,β3=0.7mm。

D14的确定。由于卡环外径要挡球环,显然,卡环外径D14要大于球环滚道直径D8,即有D14=D8+β4(24)。当D9= 2mm时,β4= 1.5mm,当D9= 2.5mm时,β4= 2mm。

D15的确定。由于挡圈内径D15与三销轴直径D10是间隙配合,即有D15=D10+ 0。15mm

L1的确定。L1=D0/2。

L2的确定。球环的外球面一般设计成对称结构,显然,球环的外球面的曲率中心至端面的距离L2的计算表达式为:L2=1/2*L3(25)

L3的确定。球环宽度L3可按下式确定。L3=1/3*D7(26)

L4的确定。滚针长度L4可按下式计算 L4=L3+β5(27) 式中:β5= 0.2mm~ 1mm

L5的确定。三销架三销轴轴肩至三销架中心的距离L5可按下式计算 L5=1/2*(D0-L3)(28)

L6的确定。三销架轴毂曲率中心至三销架中心的距离L6的计算公式如下为L6=D11/2-L7(29)

L7的确定。由于三销架轴毂与三销轴式万向节壳内腔最小径配合,所以,三销架轴毂半径L7可按下式确定 L7=(D2-β6 )/2(30) 式中:β6 = 1.5mm~ 2.5mm。

L8的确定。三销架三销轴凸台高度L8规定为:当D9= 2mm时,L8= 1mm;当D9= 2.5mm时,L8= 1.5mm。

L9的确定。三销架三销轴卡环槽外端至凸台的距离L9可按下式确。 L9=L4+L10+β6(31)。当D9= 2mm时,β6= 1.5mm,D9= 2.5mm时,β6= 2mm。

L10的确定。当D9= 1.2mm时,L10= 1.3mm;当D9= 1.6mm时L10= 1.8mm。

L11的确定。卡环厚度L11的取值规定如下:当D9= 2mm时,L11= 0.8mm;当D9= 2.5mm时,L11= 1mm。

L12的确定。卡环总高度 L12的取值规定如下:当D9= 2mm时,L12= 2.5mm;当D9= 2.5mm时,L12= 3mm。

B1的确定。三销架宽度B1可按下式计算 B1=β7*D10(32) 式中:β7= 1.3~ 1.4。

B2的确定。在三销架轴向方向一般3个轴是对称结构,所以,三销轴中心至端面的距离B2=1/2*B1(33)。

根据上面的公式就可以把三球销式万向节的图给画出来,我在画图的时候,使用的软件是CATIA ,因为接下来我会用ANSYS来分析三球销式万向节的各个零件。用CATIA把三球销式万向节的各个零件画出来之后导成STP格式之后,在把STP格式的CATIA图导入ANSYS就可以分析了。所以,我建议用CATIA画三球销式万向节的各个零件,比较方便。

3.3传动轴

万向节确定之后,就需要设计传动轴了,从图3-4中可以看到,三销架的中心是花键,也就是说,万向节是通过其三销架的花键来与传动轴相连的。所以,设计传动轴之前先要设计花键。

3.3.1渐开线花键的介绍

在花键的联结中,按其键齿形不同,大体可以分为矩形,梯形,三角形,渐开线花键等,在近代大负荷传动上,最初多采用矩形花键,随着机械制造行业的发展和需要,尤其是齿轮制造工业的发展,在很多传动中,采用了渐开线环境联结,通过实践甄别,逐渐认识到渐开线花键联结与矩形花键联结相比有很多优点,在许多场合下可以代替矩形花键联结,渐开线花键的主要特点如下:

1.有自动定中心的特性。渐开线花键在载荷作用下,由于键齿上产生径向分力,而使其有自动定心的特性,致使大多数齿同时参加工作,从而减少了弯曲应力和接触挤压应力,同时保证了传动机构的同心度。

2.抗弯强度高。由于渐开线花键的键齿的齿厚,由齿顶向齿根方向同时增加,齿根圆弧较大,应力集中小,尤其是圆齿根花键,应力集中更小,所以,齿的扛弯强度高,并减少或避免热处理后齿根处的裂纹。

3.挤压强度高。由于渐开线花键同时工作的齿数多,齿面接触好,贴合面积大,所以,挤压强度比矩形花键高。

4.启动时承载能力好。由于渐开线花键有自动定中心的特性,所以在负荷作用时,便有较多齿同时工作,而矩形花键在负荷刚作用时,只有少数齿在工作,甚至会出现一,两个齿承载的现象。

5.寿命长。由于渐开线花键强度高,负荷发布均匀,所以寿命长。

6.结构紧凑。传递相同负荷时,渐开线花键的联结的尺寸与矩形花键相比,可以小的多,所以,在要求结构紧凑,又传递大符合的结构中或盘式联结的结构中,采用渐开线花键联结是恰当的。

7.刀具经济。一把滚刀或插刀可以加工在一定齿数范围内相同模数,不同齿数的外花键或内花键,二矩形花键,加工不同齿数或直径的花键时,滚刀或插刀就不能通用了。滚刀的齿形为一直线,故设计简单,制造容易,精度高。由于键齿强度大,刚性好,所以拉刀可以做成较大前角或后角,故切削性好,寿命长。

8.容易获得较高精度的花键。渐开线花键的加工,主要是利用齿轮加工的工艺装备,由于机床精准,所以容易获得较高精度的花键。

9.互换性好。由于渐开线花键精度高,要素检索方便,故容易保证互换性,这对于成批生产和维修工作是很有益处的。

10.容易满足不同配合的要求。渐开线花键联结,选择不同配合时,工艺上不需要添加刀具及设备甚至量具也可以不增加,加工时只需要改变刀具与零件的啮合中心距,便可得到不同齿厚的花键轴,来满足各种配合的要求。由于渐开线花键具有上述优点,已经越来越广泛的用于汽车,拖拉机,工程机械,起重机械,矿山机械,机车,造船及航空等机械制造工业,有些产品上已经取代了矩形花键联结。

渐开线花键的配合问题。

1.静配合,零件装配时,需要将内花键加热到一百六十度到二百摄氏度装配。这种配合多用于传递大负荷的不分解的结构上。多数按齿形定中心。一发挥渐开线花键自动定中心的作用。保证各个键齿之间接触良好。

2.过渡配合,键齿间有较大的间隙和较大的过盈,通常也需要加热后装配。这种装配多用于传动大负荷要分解的结构上,多数也采用按齿形定中心。

3.动配合。配合间隙的大小随使用条件的不同而异。较小的配合间隙多用于负荷不大的附件传动机构上也有极个别用于传递负荷大,机构经常分解,不宜采用静配合或过渡配合之处,这种配合大多数采用按花键分度圆的同心圆定中心,其目的是使其传动轴平稳,较大的配合间隙多用于有相互滑动的结构,或需要自动调整旋转中心的浮动结构上,用齿形定中心,传递负荷相当大。

渐开线花键定中心的问题。目前采用的定中心的方式主要有以下三种。1.按齿形中心来定。这种定心方式可以充分发挥渐开线花键自动定中心的特性,并使多数齿同时接触,所以,凡事传递较大的负荷时,大多数采用按齿形定中心。2.按分度圆的同心圆定中心,多用于负荷不大,要求传动平稳或有较小径向负荷的结构上。3.按外径中心定中心。由于这种定心方式限制了渐开线花键自动定中心的特点,同时,加工花键的滚刀需要特殊制造,所以较少采用。

渐开线花键联结虽然已逐渐被广泛采用,但过去国内各行各业使用的渐开线花键联结标准是十分混乱的,各种标准五花八门,基本要素也不统一,给花键零件的设计,制造,维修,加工花键所使用的刀具,量具的标准化带来了不少困难。所以,国家对渐开线的各种标准进行了规定。

1.基本要素的选择。模数。国家给出了14种模数,分为两个数列。比较小的模数主要用在小型精密的机械及仪表行业使用。大一点的模数会用在发动机,附件传动及零件连接使用。再大一点的模数会用在减速器上,最的的模数会用在大型减速器上。

2.压力角。虽然国内使用的压力角有十几种,但是大多数采用的压力角但是三十度。

3.工作齿高,花键联结的特点是多数齿一起工作,与齿轮传动不同,故设计上不需要与齿轮同齿高采用矮齿联结完全可以保证工作可靠性,在大多数情况下,齿高都在0.9到1之间。

所以,既然渐开线花键的优点那么多,所以在方程式赛车中使用渐开式花键是一个好的选择。下面是渐开线花键的参数。

  1. 齿数z。z的取值是10到100之间的正整数。
  2. 模数m。模数m的取值可以从《机械设计手册》中查到。
  3. 压力角α。α的取值包括30°,45°等。

4.分度圆直径D。D=m*Z(34)

  1. 基圆直径Db。Db=D*cos(α)(35)

6.内花键大径尺寸De=m*(z+1.5)(36)

  1. 内花键小径基本尺寸Di=De+0.5mm(37)

8.外花键大径基本尺寸Dc=m*(z+1)(38)

  1. 外花键小径基本尺寸Da=m*(z-1.5)(39)

同时要注意,轴的外花键要比三球销式万向节的三销架上的内花键的长度要长,因为方程式赛车在运动过程中,车轮可能会轴向移动,导致传动轴也轴向移动,所以要使轴的外花键比三球销式万向节的三销架上的内花键的长度要长,以此来满足传动轴的横向移动。我画图是用catia画的,如图3-6。

图3-6中的凹槽是用来放卡环的,防止三球销式万向节从轴的右边掉下来。同时轴的左右完全对称,也就是说,轴与车轮也是通过三球销式万向节相连的。

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图3-6

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大链轮有了,三球销式万向节,传动轴也有了,传动轴与三球销式万向节通过渐开线花键连接,而大链轮与三球销式万向节的连接方式还没有确定,大链轮是独立的,三球销式万向节也是独立的,二者相连需要通过第三方,但是大链轮的厚度比较小,三球销式万向节的外壳壁也很薄,所以不能用键,用螺栓比较好,所以我的想法是用一个圆盘直接焊在三球销万向节的外壳上,然后在圆盘上开孔,大链轮上在开孔,用螺栓把圆盘和大链轮相连,同时对圆盘进行优化。如图3-7。

图3-7

电机固定板,电机,法兰盘,小链轮,它们组合在一起,可以把它们称作方程式赛车的动力部分,大链轮,传动轴,三球销式万向节以及与三球销式万向节相焊接的圆盘,它们组成的方程式赛车的后桥。方程式赛车的动力部分通过电机固定板支撑在车架上,而方程式赛车的后桥也需要支撑,所以还需要设计方程式赛车的后桥支撑。

3.4后桥支撑

其实设计方程式赛车后桥支撑之前,还需要考虑一件事,电机固定板与车架相连,已经不能动了,但是链传动还需要调整链条的张紧力,只能通过调整方程式赛车后桥的前后位置,来调整链条的张紧力。我的想法是在三球销式万向节的末端焊一段圆筒,圆筒内部安装轴承,轴承内圈与轴配合,用轴的前后移动来调整链条的张紧力。然后用后桥固定支撑把调整链条张紧力的装置在上下方向上固定。根据方程式赛车的车架,以及后桥的位置来看,后桥支固定撑可以支持在两根管上。如图3-8,3-9,3-10。

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图3-8

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图3-9 图3-10

如上面3个图所示,图3-9右边的孔与图3-8上的深沟球轴承相配合。图3-9右边的孔里面有安装卡环的槽,这样的话,轴承就完全卡在三球销式万向节右边的孔里,而图4-1上面画的两个长螺杆,可以用来调整链条的张紧力,通过拧两个使带有轴承的装置沿其下面的两个横板移动。螺杆与后桥固定支撑有螺纹连接,而同时螺杆与调整链条张紧力的装置也是螺纹连接,因为后桥固定轴承是不动的,所以链条张紧力调节装置只能通过螺杆旋转来调节其前后位置,而进一步推进链条的张紧力。后桥支撑固定下面的孔与图3-10上面的孔用螺栓连在一起,然后图4-3上的半圆弧与车架的钢管焊接即可。

第四章 受力分析

综上所述,所有的设计工作已经完成,接下来呢就是把各个零件的尺寸确定,如何用ANSYS来分析各个零件的刚度,应力,安全系数,总变形。要想确定各个零件的尺寸必须对整车进行受理分析。

由《汽车理论》可以知道,汽车在行驶过程中,地面会给汽车一个滚动阻力,滚动阻力用符号Ff表示。还会受到来自空气的空气阻力,而空气阻力用Fw来表示。如果汽车是上坡行驶的话,还必须克服重力沿坡道的分力,称为坡道阻力,用符号Fi表示,汽车加速行驶时还需要克服加速阻力,用符号Fj表示。因为方程式赛车比赛的赛道是平的,所以方程式赛车在运动过程中所受到的阻力不包括坡道阻力,所以,汽车行驶的总阻力为:

ΣF=Ff+Fw=Fj。

1.滚动阻力。关于滚动阻力有一个滚动阻力系数,f,滚动阻力系数是车轮在一定条件下滚动时所需要的推力与车轮负荷之比,也就是说,f是单位汽车重力所需要的推力。这样的话,滚动阻力Ff就等于滚动阻力系数与车辆负荷之比。即:Ff=W*f(40)。滚动阻力系数与路面的种类,行驶车速,以及轮胎的构造,材料,气压等有关。良好的沥青或混凝土路面的滚动阻力系数在0.01到0.018之间。在这里,取滚动阻力系数f为0.018[15]

2.空气阻力。汽车直线行驶时,受到空气作用力在行驶方向上的分力,称为空气阻力,在汽车行驶范围内,空气阻力的数值通常都总结成语气流相对速度的动压力0.5*ρ*ur^2成正比例形式。即:Fw=0.5*CD*A*ρ*ur^2(41)。CD是空气阻力系数,一般来说CD应该是雷诺数的函数,在车速较高,动压力较高,而相应气体的粘性摩擦较小时,CD将不随雷诺数的变化而变化。ρ是空气密度,ρ的大小一般是1.2258N*s^2*m^(-4),A是汽车的迎风面积,即汽车行驶方向的投影面积,ur为相对速度,在无风时就是汽车的行驶速度。在分析方程式赛车的受力工程中,认为风速为零,则ur就等于汽车的行驶速度ua。则Fw=CDA*ρ*ua^2/21.15 (41)A的单位是平方米,ua的单位是千米每小时。为了简单计算,可以忽略空气阻力[16]

3.加速阻力。汽车加速行驶时,需要克服其质量加速运动时的惯性力,就是加速阻力Fj。汽车的质量分为平移质量和旋转质量,加速时,不仅平移质量产生惯性力,旋转质量也要产生惯性力偶矩,为了便于计算,一般吧旋转质量的惯性力偶矩转化为平移质量惯性力,对于固定传动比的汽车,常以系数δ作为计入旋转质量惯性力偶矩后的汽车旋转质量换算系数,因此,汽车加速阻力Fj可写做:Fj=δ*m*a(42),δ>1。δ跟飞轮的旋转质量,以及车轮的转惯量,传动系的传动比有关。方程式赛车的传动比是固定的,为3,而且方程式赛车没有飞轮,车轮的质量很小,其转动惯量也很小。所以,在计算时,取δ=1.15[17]

4.1整车进行受力分析

分析结果如图4-1所示。对图中的符号进行解释。G:汽车和驾驶员的总重力,取9.8。因为方程式赛车重240千克,而驾驶员的体重是60千克,所以G必须是方程式赛车与驾驶员的总重力。如果是一般的轿车,重量在1吨左右,则60千克相当于1吨可以忽略,但是,在这里由于驾驶员的体重已经是方程式赛车重量的四分之一了,所以,驾驶员的重量不可忽略。h:汽车质心到地面的距离。a:汽车质心到方程式赛车前轴的距离。b:汽车质心到方程式赛车后轴的距离。L:方程式赛车前轴于后轴之间的距离。m:方程式赛车的重量。Fz1:作用在前轮上的地面法向反作用力。Fz2:作用在后轮上的地面法向反作用力。Fx1:作用在前轮上的地面切向反作用力。Fx2:作用在后轮上的地面切向反作用力Tw1:作用在前轮上的惯性阻力偶矩。Tw2:作用在后轮上的惯性阻力偶矩。Tf1:作用在前轮上的滚动阻力偶矩。Tf2:作用在后轮上的滚动阻力偶矩。

方程式赛车的基本参数:车高:1450mm 轴距:1550mm 车重:240千克 车宽:1350mm

质心高度:300mm 左前轮负荷:64.5千克 左后轮负荷:82.5千克 前轮外倾角:-0.5 deg 转向传动比:4.5 后轮距:1180mm 前轮半径:235mm 前轮距:1200mm

质心离前轴的距离:870mm 右前轮负荷:64.5千克 右前轮负荷:64.5 千克

主销内倾角:3.5deg 前轮前束角:-0.5deg 前后轮宽之比:1 主销后倾角:0deg

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后轮半径:235mm

图4-1

上面关于方程式赛车前后轮荷的参数是在方程式赛车静止在水平地面上的时候测量出来的,根据《汽车理论》上所讲的知识,在方程式赛车加速行驶的时候,方程式赛车的重心会后移动,前轮荷和后轮荷都会发生变化,前轮和减小,后轮荷增加。

要想对方程式赛车进行整体手里分析,还需要一个参数,那就是附着率,。动力装置所确定的驱动力是决定汽车动力性的一个主要因素,驱动力大,加速能力好,爬坡能力强,不过这个结论只适用在轮胎,路面有足够大附着力(例如良好的轮胎在干燥的水泥路面上)时才能成立,在潮湿的沥青路面上上,汽车轮胎的附着性能差,大的驱动力可能引起车轮在路面上急剧加速打滑,地面切向反作用力也不是很大,独立性有没有进一步的提高,由此可见,汽车的动力性能不只是受驱动力的制约,它还受到轮胎与地面附着条件的制约。地面给轮胎的切向反作用力的最大值称为附着力FΨ,在硬路面上,附着力与驱动轮法向反作用力成正比。把附着力和动轮法向反作用力的比值称为附着率,用字母Ψ来表示,它是由路面与轮胎所决定的。在这里呢,取Ψ=0.8.

根据图22所示的方程式赛车的整车受力分析图,将作用在方程式赛车上的所有力对后轮与道路接触中心取力矩,可以求得作用在前轮上的地面法向反作用力Fz1,将作用在方程式赛车上的所有力对前轮与道路接触中心取力矩,可以求得后轮上的地面法向反作用力Fz2。Fz1和Fz2的表达式如下:

Fz1=G*b/L-m*r*a*(h/r+δ-1)/L-G*r*f/L(43)

Fz2=G*b/L+m*r*a*(h/r+δ-1)/L+G*r*f/L(44)

因为方程式赛车是后轮驱动,所以下一步把Fz2求出来,把数据代入Fz2得表达式,可得:Fz2=1656.8+64.9*a。把Fz2求出来之后,由附着率的定义可得,地面给方程式赛车后轮的切向反作用力的最大值Fx2=Fz2*Ψ。把数据代入表达式得:Fx2=1325+51.92a。根据汽车行驶方程(空气阻力以及坡道阻力均为零)Fx2=Ff+Fj(45).Ff=G*f=300*9.8*0.018=52.92N Fj=δ*m*a(46)=1.15*300*a=345a。则1325+51.92a=52.92+345a 解得a=4.34m/s^2 ,Fz2=1938.5N,则方程式赛车的最大加速度为4.34m/s^2 。与一开始设计链条的时候估计得最大加速度差不多。

当方程式赛车的加速度达到最大值时,方程式赛车所使用的EMRAX电机发出了方程式赛车所需要的的最大转矩Tmax,而方程式赛车需要EMRAX电机发出的最大转矩Tmax=Fx2*r*3/2,把数据代入表达式可得Tmax=60N*m。

方程式赛车在参加75米直线加速比赛时,从静止开始加速,直到方程式赛车的加速度达到最大。同时EMRAX电机的转矩也从零增加到方程式赛车需要EMRAX电机发出的最大值60N*m。根据方程式赛车用到的EMRAX207电机的扭矩输出曲线图(图4-2)可知,EMRAX的continus torque大约在60N*m左右,与方程式赛车在运动过程中所需要的最大转矩近似相等。所以,方程式赛车从静止开始加速,直到方程式赛车的加速度达到最大,时间很短,可以忽略不计。

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图4-2

所以可以认为方程式赛车以最大加速度行驶了75米。当方程式赛车以最大加速度行驶了75米时,方程式赛车的速度Vmax=(2*a*s)^0.5. a=4.34m/s^2 ,s=75米,则Vmax=25.5m/s.而小链轮的角速度ω1=3*Vmax/rche。代入数据可得ω1=325.5rad/s,而小链轮的转速N1=ω1*60/(2*π),代入数据的,N1=3108rpm,链条的链速:Vlian=ω1*rlianlun=32305*28.174/1000≈9m/s,而链条的链速一般不超过15m/s,所以我设计的链条符合要求。同时小链轮的转速等于EMRAX电机的转速,小链轮此时的功率P1=Tmax*ω1=60*325.5=19.53Kw。从图23中可以看出,当EMRAX电机的转速为3108rpm时,电机所对应的功率大约是20Kw。

4.2链条受力分析

需要算链条的紧边力Fjin和松边力Fsong。链条传动是有中间挠性件的啮合传动。链条在运动过程中既受动张力,又受静张力。实践中进行计算时,往往动张力只按静张力进行折合,忽视了不同工作条件下动张力的实际值。我们可以将链条视为弹性体,进行受张力及附加动载荷的分析。传动链条所受的张力若不计及各种附加动载荷,传动链条的紧边张力F,由有效圆周力 F1 离心力引起的张力FC 及松边垂度引起的张力所组成Ff。链条传动中的每个链节,当处在紧边位置时,其链节张力Fjin=F1+FC +Ff(47),当处在松边位置时,其链节张力Fsong=FC +Ff(48)[18]

计算有效圆周力(F1 )。有效圆周力F1的计算方法有两种,第一种是按所需扭矩来计算:

F1 =M1/r1=M2/r2(49)。式中 M1是主动链轮所需要的扭矩,单位是N/m。M2是从动链轮所需要的扭矩,单位是N/m。 r1 是主动链轮节圆半径,单位是m。 r2是主动链轮节圆半径,单位是m[19]

第二种计算方法是按所需额度功率来计算。F1=1000*P/(Vk*ƞ)(50)。单位 N。Vk是链条的最大速度差:Vk=Vmax-Vmin=r1*ω-r1*ω*cosφ(51)。式中:P是传动功率,单位 Kw。Vk是链的速度差,单位 m/s。ƞ是传动效率,φ是链轮的相邻轮齿所对的圆心角φ=π/z(52),z为齿数。ω链轮的角速度,单位 rad/s。对于润滑良好的滚子链传动,它的效率为:当Vk<10m/s时,ƞ在0.95到0.97之间取值。Vk>10m/s时,ƞ在0.92到0.94之间取值[20]

我计算有效圆周力F1 时用到的方法是第一种。根据公式F1 =M1/r1=M2/r2。

式中:M1=60N*m.r1=28.174mm.所以,F1 =60*1000/28.174=2129.6N.

离心力引起的张力( FC )

所有位于链轮上的链节均受有离心力的作用,每一链环在旋转时均以圆周速度V沿半径 r的圆周轨迹绕过链轮。对于全部围在链轮上的链节所产生的张力为: FC=q*v^2(53)[21].

式中:q是链条单位长度的质量,单位是Kg/m. v是链速。

所以根据公式FC=q*v^2,式中q=1Kg/m,v=9m/s.把数据代入公式,FC=81N.

松边垂度引起的张力(Ff)

松边垂度引起的张力大小与链条的松边垂度及传动的布置方式有关。该张力可按求悬索张力的方法。求得:Ff=g*[(q*a*a/f/8)^2+(q*a/2)^2]^0.5≈9.8*q*a*a/f/8=9.8*kf*q*a(54)。式中:q是链条单位长度的质量,单位是Kg/m。a是链条的中心距,单位是米。f是链条的悬垂度,单位是米。

kf是系数,可按两轮中心连线对水平线的夹角γ来选取。1.如何γ=0°,即中心线是水平的,kf=在6到7之间取值。2.如果γ在0°(不包括0°)到40°(包括40°)之间,则kf应取4.如果γ在40°(不包括40°)到90°(不包括90°)之间的话,应取2,3.如果γ等于90°,kf应取1。

我设计的链传动的两链轮中心连线对水平线的夹角γ≈4.3°。所以kf应该取4.

所以,根据公式Ff=9.8*kf*q*a。kf=4,q=1Kg/m,a=266mm.把数据导入公式的kf=3N.

综上所述,Fjin=2129.6+81*+3=2213.6N. Fsong=81+3=84N.

因为法兰盘与小链轮之间是用键连接的,所以,接下来需要对键进行选择。键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择;键的尺寸则按符合标准规格的强度要求来选定。键的主要尺寸为其截面尺寸(一般以键宽b×键高h表示)与长度L。键的截面尺寸b×h按轴的直径d由标准中选定。键的长度L一般可按轮毂的长度而定即键长等于或略小于轮毂的长度;而导向平键的长度则按零件所需滑动的距离而定。重要的键联接在选出键的寸后,还应进行强度校核。

键的类型应根据键联接的结构、使用特性及工作条件来选择。选择时应考虑以下各方面的情况:1.需要传递转矩的大小;2.联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动及滑动距离的长短;3.对于联接的对中性要求;4.键是否需要具有轴向固定的作用;5.以及键在轴上的位置(在轴的中部还是端部)等[22]

尺寸选择:键的剖面尺寸b×h按轴的直径d由标准中选定。键的长度L一般按轮轮毂宽度而定

平键联接的主要失效形式是工作面的压溃和磨损(对于动联接)。除非有严重过载,一般不不会出现键的剪断。因此通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算,等于到向平键和滑键连接(动连接),其次主要的失效形式是对工作面的过度磨损。因此,通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。

接下来需要对键的尺寸进行选择。确定键的尺寸之前,要先选择键的材料,我认为键的材料使用铸铁就可以了,同时考虑法兰盘的受力,如果键的尺寸很小的话,法兰盘上与键相配合的面就会很小,面很小的话,法兰盘的刚度,强度可能就不能满足要求了。所以我选择键的时候,把键的尺寸选择的比较大,相应的,法兰盘上安装小链轮的轴的直径也会大一些,同时考虑到小链轮的分度圆半径为28.174毫米,我选择的法兰盘上安装键的轴的半径为15毫米。法兰盘传递的转矩为60N*m.综合考虑一下,我现在的平键的尺寸是8mm*7mm*28mm.

下一步对键进行校核。假定载荷在键的工作面上均匀分布,普通平键连接的强度为:

δp=2000*T/k/L/d(55)=4000*T/h/L/d(56)≦[δp]=4000*60/7/30/28=40.82MPa.

式中:T—传递的转矩,单位 N*m;k—键与轮毂键槽的高度,k=0.5*h,h是键的高度,单位是毫米。L—键的工作长度,单位是毫米,圆头键L=L1-b(57),单圆平头键L=L1-0.5*b(58).平头平键L=L1(59)。在这里,L1为键的实际长度,单位是毫米。b是键的宽度,单位是毫米。d是轴的直径。[δp]是键,轴,轮毂三者中最弱的材料的挤压需要应力,单位是MPa。法兰盘的材料我用的是40Cr,而小链轮的材料我用的是45钢,键的材料我选用的是铸铁。其实,同样的连接工作方式,同样的材料,如果载荷性质不同的话,许用挤压应力也是不同的。而在这个方程式赛车上使用的平键,它的连接工作方式是静连接,它的载荷性质应该是是轻微冲击,材料是铸铁,则平键的许用挤压压力[δp]是50MPa.而δp=40.82MPa<[δp]=50MPa.

现在呢,要确定方程式赛车各个零件的尺寸,第一个是小链轮。其实小链轮的各项参数已经确定了,小链轮的齿的厚度取10毫米。然后现在只需要确定小链轮两端毂的外径可以用ANSYS来确定。把毂的外径取不同的值,用ANSYS进行分析,分析结果满足刚度要求就可以了。可以先用CATIA把小链轮画出来。如图24,25.

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图24 图25

小链轮的紧边力,松边力都已经确定了。所以小下面对小链轮进行ansys分析。

第五章ANSYS分析

既然用的ANSYS,在这里就简单介绍一下ANSYS,ANSYS软件是大型通用有限元分析软件。有限元法是一种采用电子计算机求解结构静力学,动态力学特性等问题的数值解法,由于有限元法具有精度高,适应性强以及计算格式规范简单统一等优点,所以已经被广泛应用在机械,航空航天,汽车船舶,土木,核工程以及海洋工程等诸多领域,已经成为现代化机械产品设计中的一种重要的工具,特别是随着电子计算机技术的发展和软件,硬件环境的不断完善以及高档计算机和计算机工作站的逐步普及,为ANSYS的推广和应用创造了良好的条件。

小链轮的ANSYS分析结果如图5-1.5-2.5.3.5-4所示。小链轮的材料是45钢。

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图5-3 图5-4

根据《理论力学》的知识,塑性材料的安全系数在1.2到2.5之间,而小链轮的最小安全系。是3.7。符合要求

分析法兰盘,在返乡法兰盘之前要先确定他各个部分的尺寸。定位凸台4毫米厚。与电机修理的圆盘10毫米厚与安装小链轮的轴相连的凸台的厚度为5毫米。

法兰盘的分析结果如图5-5.5-6.5-7.5-8,法兰盘我用的材料是40Cr。

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图5-5 图5-6

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图5-7 图5-8

法兰盘的最小安全系数为1.37,大于1.2。符合要求。

电机固定板的厚度为10毫米,材料为45钢。分析结果如图5-9.5-10.5-11.5-12。

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图5-9 图5-10

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图5-11 图5-12

电机固定板的最小安全系数为2.31,大于1.2。符合要求.

大链轮的分析。大链轮的齿厚10毫米,用到的材料是45钢。我认为如果小链轮的分析结果结果负荷要求,大链轮就不用分析了,它肯定会负荷要求。因为大链轮的紧边力和小链轮的紧边力相等,同样,而大链轮的松边力和小链轮的松边力相等,而大链轮上的孔的直径相当于大链轮的分度圆直径来说很小。所以我我认为不要再对打链轮进行分析了。

对三球销式万向节外壳进行分析。三球销式万向节外壳用到的材料也是45钢。三球销式万向节外壳的空腔深度为45毫米。我选的三球销式万向节的型号是T82,但是呢我对三球销式万向节的壁厚进行了优化,把万向节外壳的最大直径取为68毫米。三球销式万向节外壳的分析结果如图5-13.5-14.5-15.5-16

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图 5-13 图5-14

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图5-15 图5-16

万向节外壳最小安全系数为15,大于1.2。符合要求

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轴的校核。轴的长度386毫米。用到的材料是45钢。分析结果如图5-17.5-18.5-19.5-20

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5-17

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5-18

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5-19

图5-20

传动轴的长度校核。

传动轴理论上的最大转速为nc=1.2*10^8*D/L^2(60)

其中:D–轴管的外径最细端,(在这里指花键的最底径),单位是毫米

L–是传动轴的支撑长度,取两个万向节的中心距,单位是毫米[22]

在这里,D=16.5毫米,L=386毫米,把数据代入公式的nc=13288rpm

而实际上方程式赛车只是以4.34m/s^2的加速度行驶了75米,因此可得方程式赛车的最大速度V=(2*4.34*75)^0.5=25.5m/s,则传动轴的实际最大转速nmax=60*25.5*1000/235/2/π=1036rpm.

但是由于传动轴动平衡和误差的影响,实际临界转速要低于计算的nc.因此需要引入安全系数K.K=nc/nmax (61) 2≦k2

把数据导入公式:K=13288/1036=12.8≧2. 传动轴合格[23]

第六章 结论

把所有的零件用CATIA装配好之后,会得到图6-1。

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图6-1

如果与车架相连。图6-2

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传动系的设计涉及到很多知识以及一些软件,虽然最后展示的结果看起来不是那么复杂,但是设计的时候是比较麻烦的,需要考虑传动系零件的材料,刚度,强度,尺寸,以及整体的受力。我的设计还存在一些问题,还需要进一步的完善。

参考文献

[1] 濮良贵,陈国定,吴立言,机械设计,西北工业大学,2013,5,9-5

[2] 刘文莲,桑运春,谢丽华,CATIA链轮参数化设计及零件库构建,2015,2

[3] EMRAX电机手册

[4] EMRAX电机手册

[5] EMRAX电机手册

[6] EMRAX电机手册

[7] EMRAX电机手册

[8] 王望予,汽车设计,吉利大学,2004.8,4-1

[9] 王望予,汽车设计,吉利大学,2004.8,4-1

[10] 王望予,汽车设计,吉利大学,2004.8,4-1

[11] 三球销式等速万向节几何精度和误差分析,陈翔,2009,6

[12] 石宝枢,三球销式万向节结构主参数的标准化与系列化设计,2008,12,5

[13] 石宝枢,三球销式万向节结构主参数的标准化与系列化设计,2008,12,5

[14] 石宝枢,三球销式万向节结构主参数的标准化与系列化设计,2008,12,5

[15] 余志生,汽车理论,清华大学2009,3,1-2

[16] 余志生,汽车理论,清华大学2009,3,1-2

[17] 余志生,汽车理论,清华大学2009,3,1-2

[18] 濮良贵,陈国定,吴立言,机械设计,西北工业大学,2013,5,9-5

[19] 杨秀芳,张 峰,链条传动的受力分析, 太原理工大学,2013,12

[21] 杨秀芳,张 峰,链条传动的受力分析, 太原理工大学,2013,12

[22] 上海同济同捷有限公司

致谢

本文是在悉心指导下顺利完成的。从论文开题到中期报告再到学位论文的最终完成,老师始终给与我耐心的指导和极大的帮助。在我觉得研究有困难时,老师的鼓励和启发让我茅塞顿开,信心十足地去攻克一个个难关。老师严谨的治学态度和谦和的学者风范

让我终生难忘,也让我受益终生。

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