郭华礼，陆志迎，黄敏富，孔维山
（541004 广西壮族自治区 桂林市 桂林航天工业学院 汽车工程学院）
汽车使出行便捷的同时也造成环境污染，各国政府对汽车的节能减排比较重视，Honda 节能竞技大赛以注重能源、创造节约型社会为主旨，比赛理念是环保、挑战和乐趣。传动系统设计是节能车最为关键的部分，其匹配参数是否得当、离合器结构形式是否合理，对赛车动力结合和切断产生比较大的影响。传动比和传动效率不仅影响动力性，而且会影响到赛车的燃油消耗率。
俞天一等[1]针对不同离合器类型进行研究，得出牙嵌式离合器比内齿式离合器能降低油耗15%左右，但缺少对离合器模型的设计及分析。王新建[2]利用ANSYS 软件完成节能车传动系统优化设计，但未对离合器进行结构设计。陈子军[3]通过对比分析二级传动和一级传动，确定最佳传动方案，同样缺少离合器关键部件的设计分析。本文以桂林航天工业学院航V 节能车为载体，借助CAE 软件完成动力传动系统匹配，并对关键部件进行UG 建模和CAE 分析，力求在保证动力性的前提下实现经济性最优，进而为车队提供一定的借鉴和指导。
1.1 传动方案
考虑到节能车的总体布置，若采用前轮驱动会使整车的复杂程度增加，增加设计制造难度，而若采用后轮驱动，则不需要考虑差速器等部件，同时达到降低车重的目的，简化设计的复杂度，所以将采用后轮驱动的形式。节能车常见的传动类型如图1 所示。
图1（a）为轴传动形式，其传动效率较高，但其导致整车的重心偏向车体一侧，降低行驶的稳定性；
图1（b）为链传动，具有持续保持精准的传动比，传动过程中不会出现打滑以及弹性滑动等情况，传递功率大且传动效率较高，能够适应各种恶劣的工作环境等特点，节能车将采用链传动作为动力传动系统的主要方式。
1.2 传动比计算
根据节能车的赛制规则，节能车采用WH1152FMI 型号的单缸发动机。考虑节能车总体布置方案，结合节能车整车基本参数（见表1），利用Cruise 进行节能车整车经济性的数模搭建[4]，仿真模型如图2 所示。
表1 节能车整车的基本参数表Tab.1 Basic parameters of energy-saving vehicle
整车在其它参数不变的情况下，通过不断改变节能车的链传动比并进行仿真计算，将计算结果进行汇总并制作成表格形式，不同链传动比下的燃油经济性以及加速时间计算结果见表2。
表2 不同传动比下性能对比表Tab.2 Performance comparison under different transmission ratios
将表1 中的数据制作成图表形式，生成燃油经济性—加速时间曲线如图3 所示。
由图3 可知，当节能车链传动比i0增大时，动力性改善，但整车燃油经济性较差；
传动比i0减小时，动力性降低，但经济性改善。由于节能车以燃油经济性为主要目标，综合考虑选取链传动比i0=7.1，节能车兼顾动力性的同时实现较好的经济性。
节能车传动系统主要包括主减速器、传动轴、离合器及支撑固定装置组成，本次论文针对主减速器和离合器进行计算设计[5]。
2.1 大小链轮的计算
通过前文对节能车的仿真分析，确定节能车的链传动比i0为7.1，查阅《机械设计》完成大小链轮的结构参数，其数据见表3。
表3 大小链轮的参数Tab.3 Parameters of large and small sprockets
2.2 离合器的设计计算
正确选用合适的离合器不仅能提高传动动力，并能减少零件的损耗。参考历届赛事的相关经验，节能车行驶策略通常为使节能车加速至某一车速后切断动力实现车辆滑行，直至某一车速后再接合动力加速[6]。考虑到整车的结构简化以及轻量化设计，最终选用机械式超越离合器中的牙嵌式离合器作为本次设计的离合器的方案，其结构如图4 所示。
牙嵌式离合器有多种齿形，其沿圆柱面展开齿形有三角形、梯形、矩形以及锯齿形等，齿形结构如图5 所示。
结合赛事特点，考虑到节能车只需单向传递转矩且在适当时刻熄火并切断动力传递，而锯齿形牙嵌离合器能单向传递转矩，接合及分离容易，强度高，符合设计要求，因此选用机械式锯齿形牙嵌离合器作为其设计方案，其结构和参数如图 6—图7 所示。
3.1 链传动系统建模设计
本次设计的链传动系统，滚子链型号为06B-1×156（GB/T 1243-2006），查阅国家标准得到其结构和尺寸等参数，在UG 软件中创建出链轮和滚子链的三维模型，在装配模块导入已创建的链轮、滚子链模型并进行装配建模。链传动的装配体如图8 所示。
3.2 离合器建模设计
根据已设计的锯齿形牙嵌离合器以及驱动轴参数，在UG 软件中进行三维模型的创建。在UG软件装配模块中，导入已创建的离合器和驱动轴模型进行装配建模[6]。离合器的装配体如图9 所示。
4.1 离合器分析
将UG 软件中创建的主动半离合器模型导入至ABAQUS 软件中并赋予材料，其材料属性如表4 所示。定义离合器受力参考点并将受力面作用力耦合至参考点，在载荷边界模块施加集中力，约束除绕Z 轴旋转运动以外的其它5 个自由度[7]。主动半离合器的载荷边界设定如图10 所示，采用四面体单元作为网格单元形状。
表4 离合器材料属性Tab.4 Material properties of clutch
由图11 可知，主动半离合器受到的应力主要集中在齿根与齿面棱边处以及齿顶与齿面棱边接合处，主动半离合器受到的最大应力为19.63 MPa，低于离合器最大许用应力为216 MPa，满足工作强度要求。根据力学定律，从动离合器同样满足要求。由图12 可知，离合器形变量主要分布在齿形外侧，主动半离合器的最大形变量仅为0.001 437 mm，形变量非常小，能够满足主动半离合器的工作要求。
4.2 小链轮分析
对小链轮模型赋予材料，其属性参数如表5 所示。定义受力参考点并将受力面作用力耦合至参考点，在载荷边界模块将前文计算得到的集中力值施加至参考点，边界条件设置为：除绕Z 轴旋转自由度不约束外，约束其它5 个自由度。小链轮载荷边界设定如图13 所示。网格划分采用四面体单元作为单元形状，完成所有设置后，进行分析计算[8]。
表5 小链轮材料属性参数Tab.5 Material property parameters of small sprocket
由图14 可知，小链轮受到的应力主要集中在齿面与链条滚子接触点处，并向周围延伸，小链轮受到的最大应力为32.77 MPa，低于最大许用应力177.5 MPa，小链轮满足工作强度要求。由图15可知，小链轮的形变量主要分布在接触齿面周围，最大形变量仅为0.004 261 mm，形变量非常小，能够满足小链轮的工作要求。同理，大链轮满足工作要求。
本文针对节能车传动系统进行研究，确定传动系统类型再结合Cruise 软件完成动力参数匹配，得到传动比为7.1 时同时满足动力性和经济性的双重要求。结合传动比参数参照机械设计手册完成大小链轮的计算设计任务，同时考虑离合器的特点及赛车行驶策略，选择牙嵌式离合器作为主要设计对象。最后利用UG 完成离合器和链轮的三维模型的搭建，通过ABAQUS 完成传动系统中离合器和小链轮等关键部件的强度校核，经分析满足强度要求。
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