本田節(jié)能競技賽車轉向及傳動系統(tǒng)設計【說明書+CAD+CATIA】

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Energy saving in China based on competitive car competition as the background, on the basis of our existing sports car.At the same time, the whole design is on the basis of satisfying the requirements of the competition, which is the main guiding principle of oil saving, reducing the complexity and light weight of the competitive vehicle.This design is designed to improve the steering, transmission and clutch of competitive vehicles.The paper first identified the overall scheme of competitive vehicles.And then to design of steering mechanism, using CATIA to entity modeling, at the same time, using CATIA movement simulation of steering system has carried on the simulation, the rationality of the steering mechanism was verified.Through the study of related journals, through which a large number of real vehicle test data, determine the drivetrain transmission scheme for the chain, also identified the improvement scheme of the clutch. Key Words：Write Criterion; Typeset Format; Dissertation；CATIA 3 d modeling II 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 1 緒論 1 1.1 課題研究背景及意義 1 1.2 國內(nèi)外發(fā)展概況及趨勢 2 1.3 課題的主要研究內(nèi)容 2 2 節(jié)能競技車的總體設計方案確定 4 2.1 總體布置方案的選擇 4 2.2 車架材料的確定 6 2.3 車輛驅動方式的確定 6 2.4 車輛轉向形式的確定 6 2.5 車輛車輪的選擇 8 2.6 車架參數(shù)的確定和計算 8 2.7 各總成的相關計算 12 2.8 整體參數(shù)的確定 14 2.9 本章小結 14 3 轉向機構設計 16 3.1 汽車轉向梯形機構設計理論 16 3.2 轉向梯形參數(shù)確定 18 3.3 轉向阻力距計算 19 3.4 轉向裝置的設計計算 20 3.4 轉向梯形的仿真 20 3.5 本章小結 21 4 傳動系設計 22 4.1 設計理論 22 4.2 實際傳動比的確定 22 4.3 鏈傳動的選取和設計計算 23 4.4 本章小結 24 5 離合器的設計 25 5.1 離合器的重新設計和選擇 25 5.2 離合器需要傳遞扭矩的計算 25 5.3 摩擦片參數(shù)與尺寸計算 25 5.4 離合器彈簧與尺寸計算 26 5.5 離合器其他參數(shù)與尺寸的選用 27 5.6 設計小結 27 6 結 論 28 參 考 文 獻 29 致 謝 30 本田節(jié)能競技賽車轉向及傳動系統(tǒng)設計 1 緒論 1.1 課題研究背景及意義 本田節(jié)能競技車大賽是將參賽團隊設計制作的汽車在規(guī)定時間、規(guī)定路線下，行駛一定距離，并由此換算出一升油能夠行駛的公里數(shù)，耗油量少則勝出的一項賽事。其中參賽車輛俊需搭載本田開發(fā)的Honda彎梁車125cc化油器低油耗發(fā)動機。 Honda節(jié)能競技大賽于1981年在日本創(chuàng)辦，至今已有36年的歷史。比賽要求參賽車輛使用統(tǒng)一的發(fā)動機，發(fā)動機以外的車架和車身等完全由各車隊自行創(chuàng)作，每支參賽隊帶來的都是世界上獨一無二的賽車。賽車在指定的賽道內(nèi)跑完賽程，比賽誰消耗的燃油最少。由于有著極高的樂趣性和廣泛的參與性，在日本，每年都有來自初中、高中和大學的學校代表隊、企業(yè)代表隊，以及來自社會上的共約500支車隊，創(chuàng)作出具有新穎構思的和創(chuàng)意的賽車參加比賽。迄今為止創(chuàng)下最高的記錄為3435.325Km/h，相當于北京到重慶的直線往返距離。同時，這項比賽也逐漸向海外擴展。 中國作為繼日本泰國之后的第三個舉辦地，于2006年在上海舉行了試行大賽，2007年11月11日，第一屆Honda中國節(jié)能競技大賽在上海國際賽車場圓滿舉行。Honda節(jié)能競技大賽的目的是通過比賽提高社會的節(jié)能和環(huán)保意識，參賽車隊通過各項獨創(chuàng)技術不斷發(fā)現(xiàn)一升汽油的無限潛能，從中體會節(jié)能的重要性。同時也提高了參賽選手的實踐能力。 節(jié)能、環(huán)保一直是Honda致力解決的重要課題之一。在產(chǎn)品領域，Honda通過電池、混合動力、生物乙醇彈性燃料、清潔柴油等先進的節(jié)能、環(huán)保型產(chǎn)品時刻走在行業(yè)前列。在生產(chǎn)領域，Honda在全球推行“綠色工廠，制定獨自的企業(yè)目標，努力降低產(chǎn)品生產(chǎn)環(huán)節(jié)的能源消耗和污染物以及溫室氣體的排放。節(jié)能競技大賽作為環(huán)保領域的社會活動之一今后將繼續(xù)在中國舉辦，Honda希望通過這項賽事，為節(jié)能環(huán)保做出貢獻。 在石油資源日益枯竭，全球石油儲備急劇下降的背景下，我國汽車保有量卻平均每年12.07%的速度增加，我國對燃油的消費需求日益增長，很大一部分依賴進口。一方面，我國汽車節(jié)油技術的應用有限，燃油利用率較低；另一方面，機動車排放污染已經(jīng)成為我國污染物的主要來源之一。因此，汽車節(jié)油環(huán)保問題日益突出，面對有限的石油資源和國家能源戰(zhàn)略遇到的威脅與挑戰(zhàn)，汽車節(jié)能環(huán)保技術已成為汽車設計領域的研發(fā)熱點。 節(jié)能競技車與普通賽車的結構布局相似，由發(fā)動機、底盤和車身三大部分組成。發(fā)動機的改造無疑是各賽車隊的重點，也是節(jié)能減排技術發(fā)展的主導性方向；底盤的設計關鍵在于減少摩擦損失和提高機械的傳動效率；車身的設計重點在于減少重量和降低空氣阻力系數(shù)。 1.2 國內(nèi)外發(fā)展概況及趨勢 動力傳動系統(tǒng)即發(fā)動機一變速器一驅動橋一驅動輪系統(tǒng),它是汽車重要組成部分。選擇動力傳動系統(tǒng)參數(shù)的方法有兩種：一種是整車主要參數(shù)和傳動系參數(shù)含輪胎確定后,選擇合適的發(fā)動機；另一種是整車參數(shù)和發(fā)動機確定后,選擇合適的傳動系。能與發(fā)動機合理匹配的傳動系可以使發(fā)動機經(jīng)常在其理想工作區(qū)附近工作。這樣不僅可以減少燃油消耗,減輕發(fā)動機磨損,提高發(fā)動機的使用壽命,而且可以取得良好的排放效果。 在實際設計中,要想通過轉向機構使所有車輪在每一個轉向角度都能繞同一個瞬心轉動是無法實現(xiàn)的。通常的做法是依靠經(jīng)驗公式來設計。在研究中,則采用優(yōu)化算法,建立目標函數(shù),求解出最優(yōu)值。眾多的優(yōu)化研究方法都認為,對于特定轉向機構,可以將整個系統(tǒng)拆分成幾個小系統(tǒng)來考慮,即每一個轉向橋均可由一個轉向梯形機構來保證左右轉向輪按轉向規(guī)律偏轉,而兩前橋之間的運動協(xié)調(diào)關系則需要根據(jù)具體情況設計搖臂機構來加以保證,通常研究者認為,梯形機構是無須進行優(yōu)化的,左右車輪的關系完全可以由獨立設計的梯形機構來實現(xiàn)。主要影響多軸轉向特性的是搖臂機構。因此大多數(shù)轉向機構的研究將搖臂機構作為優(yōu)化設計研究的重點,并根據(jù)優(yōu)化理論編寫了許多有效的計算軟件。 在未來，節(jié)能競技車的發(fā)展從結構上來說，必然是減小汽車在行駛過程中的自身消耗,通過以下途徑可以來實現(xiàn)：減少行駛阻力,通過改進車身造型、改善車身結構來減少空氣阻力通過改進輪胎結構減少滾動阻力；底盤輕量化,采用新型輕質材料,通過可靠性設計技術使整車輕量化,使各總成部件、附件緊湊；提高驅動效率,采用自動或無級變速系統(tǒng),減少軸承和齒輪的摩擦損失,提高傳動系統(tǒng)的傳動效率。 1.3 課題的主要研究內(nèi)容 首先在以往參賽賽車的基礎上對轉向系進行各關鍵部件進行改進設計，然后根據(jù)大賽要求和發(fā)動機的各項參數(shù)對傳動系的各關鍵部件進行改進設計，最后設計匹配發(fā)動機轉速和傳動系的離合器。 （1）通過查閱各種資料，了解本設計的意義、研究概況和發(fā)展趨勢； （2）對轉向系、傳動系、離合器進行設計 （3）運用CATIA對傳動系、轉向系、離合器的各關鍵部件進行三維設計； （4）通過改進后的參數(shù)得出結論。 2 節(jié)能競技車的總體設計方案確定 2.1 總體布置方案的選擇 在節(jié)能競技車總體布置方案確定中應充分考慮到節(jié)能競技車的的行駛穩(wěn)定性，簡易性和行駛阻力小。根據(jù)比賽規(guī)則，參賽車輛的車輪必須為3輪以上（包括3輪），并要求其結構必須滿足無論競技車輛停止時還是行駛時都能自行站立，這樣便有以下幾種總體布置方案供選擇： 前面兩個輪后面兩個兩輪如圖2.1所示，這種布置下無論是前面兩個輪驅動還是后面兩個輪驅動都無法回避轉彎時兩個輪的速度差問題，也就是說需要設計一個非常小的差速器且滿足摩托車發(fā)動機經(jīng)過變速后輸出的轉矩。需要銜接高精度的差速器和半軸。即使做出來它的傳動效率的損失相比三輪來說也是非常大的，同時四輪的轉向和行駛阻力也是比三輪車大的，總的來說四輪布置除了穩(wěn)定性好之外沒有其他優(yōu)勢。 圖2.1 前兩輪后兩輪 如圖2.1所示,這種布置形式類似于平時所見的三輪車，其他隊伍也有使用并也取得比較好的成績。這種布置形式有如下優(yōu)點： （1） 轉向輕便； （2） 正因為和正向三輪有很多相似，所以在構件的采購和加工方面相對方便； （3） 不需要設置車輪定位方案如內(nèi)傾，外傾，前束，后傾等。 缺點： （1） 在高速下容易翻車，穩(wěn)定性不好； （2） 在加工工藝上要求較高； （3） 如果發(fā)動機前置前驅會影響駕駛員的視野，而且需要差速器等機構； （4） 如果采用后輪驅動會和兩輪前驅的問題一樣； （5） 運用空氣動力學分析最好的風阻系數(shù)應該時仿水滴型這樣的前一輪布置方式很難實現(xiàn)。 圖2.2 前一輪后兩輪 前面一個輪后面一個輪，外加兩個輔助輪，如圖2.3。根據(jù)節(jié)能競技大賽的賽規(guī)則，在車輛行駛時，必須要有三個以及三個車輪以上接觸地面，這種布置形式在比賽中極有可能是兩個車輪與地面接觸，有可能被判違規(guī)，所以放棄這一布置形式。 圖2.3 前一輪后一輪加倆輔助輪 前面兩個輪后面一個輪，這種布置形式也被稱為逆三輪布置，絕大多數(shù)參賽隊伍中選擇這種布置形式，也就是說在實際比賽中已經(jīng)被證實最好的布置形式。在理論上它有如下的優(yōu)點： （1） 直線行駛平穩(wěn)； （2） 后輪驅動不需要在設計差速器，傳動效率高； （3） 行駛阻力與四輪布置相比較要小的多； （4） 轉彎時前軸所受側向力比單輪布置小的多； （5） 空氣動力學外形可以得到保證。 圖2.4 前兩輪后一輪 2.2 車架材料的確定 車架的輕重對油料的消耗有直接的影響，但從安全和順利完成比賽的角度來說強度越高越好。這樣就需要在這其中做出取舍，經(jīng)考察可供挑選的材料有：鋼管，鋁管，鈦合金管材，碳纖維等。但考慮到資金問題，最后選擇鋁作為車架的主要材料，鋁型材料有如下優(yōu)點： （1） 鋁型材料的密度是鋼型材的二分之一，相同體積的材料比鋼材輕，同時在結構設計合理的情況下車架的強度足夠； （2） 現(xiàn)鋁型材加工方便，可以用鋁焊，氬弧焊等； （3） 鋁材料的價格相對于其他高強度的復合材料要低，能大大降低制作成本。 2.3 車輛驅動方式的確定 由于采用了前面兩個輪后面一個輪的整體布置形式，故驅動方式定為發(fā)動機后置后驅，這樣駕駛人員的視野可以得到保障，也不需要安裝差速器同時也可以對質心的位置進行配重（駕駛人員前置），制作難度也相對降低。 2.4 車輛轉向形式的確定 因為車輛為比賽車輛，應該同時考慮轉向形式的輕便性，靈活性，加工簡易性和比賽場地的因素 中央支撐式，如圖。這種方式結構簡單，但把整個車軸作為轉向裝置使得轉向笨重。 圖2.5 中央支撐式 梯形結構的阿卡曼式，如圖2.6所示。其中轉向臂的角度能在理想情況下能隨時使前輪的中心與后輪的中心連成線，此機構轉向相對輕便，靈活。比較兩種機構，確定阿卡曼式為最終轉向形式。 圖2.6 阿卡曼式 圖2.7 阿卡曼式 2.5 車輛車輪的選擇 在競技車設計中，車輪的選擇選擇至關重要，因為它對車輛的滾動阻力，迎風面積，操作穩(wěn)定性等等都有一定的影響。 首先選擇車輪尺寸，它直接影響到車輪的迎風面積，轉動慣量，接近角。大車輪穩(wěn)定性較高，但滾動阻力大。小車輪滾動阻力小，靈活，但穩(wěn)定性低。經(jīng)過比較選擇20英寸自行車專用輪。 圖2.8 自行車在轉彎時離心力，重力，合力示意圖 從圖中我們可以看出，自行車轉彎時，重力與離心力的合力與車輪的旋轉面平行。而競技車不可能傾斜，所以側向力會對車輪有影響，進而影響到車軸，所以對三根車軸也要有強度上的考慮。 2.6 車架參數(shù)的確定和計算 2.6.1 參數(shù)的影響 節(jié)能競技車的總體布置的主要參數(shù)包括車的長度、寬度、高度、離地間隙、輪距、軸距等，以及發(fā)動機的額定功率，變速器的最大最小傳動比。整車的主要尺寸對整車的性能有如下影響： 軸距：對總長、最小轉彎半徑、整備質量以及每根軸的載荷分配有影響。假如輪距過短，這會使得車輛的軸荷在剎車、爬坡、加速時變化過大，進而使得競技車的操作性和制動性變壞，縱向角振動變大。 輪距：對競技車的寬度、總重量、側傾剛度、最小轉彎半徑有影響，輪距大對整車剛度的上升，橫向穩(wěn)定性的變好有利，但輪距不宜過大。 技能競技車對整車的設計有如下要求，如表2.1所示 表2.1 車身整體要求 全高 1.8以下 排氣管 超出車身10com以上 軸距 1.0以上 全長 3.5以下 輪距 0.5以上 倒視鏡 看到車尾其面積小于40com 全寬 2.5以下 座椅 要求臀部和地面之間有隔板 在明確了總體要求及原有競技車的基礎上，對計算的總體思路有了大致的方向。在保證駕駛人員安全性，舒適性的基礎上，對轉向系，傳動系，離合器進行改進，同時保持整車的行駛性能。 2.6.2 轉彎特性相關參數(shù)計算 為了得到最好的輪距和軸距，對轉彎特性進行計算。轉向梯形的作用是：車輛在轉彎時，保證車輛的所有車輪能繞同一瞬時轉向中心運動，同時在不同半徑的圓周上做無滑動的純滾動。為了滿足兩軸車在轉向時車輪做純滾動（不考慮輪胎的側向偏離），轉向梯形應保證內(nèi)、外轉向車輪的理想轉角關系如圖2.9所示。表2.2記錄了競技車寬度與內(nèi)偏角的關系。即轉彎空間隨內(nèi)偏角增大而增大。 圖2.9 轉彎特性簡圖 (2.1) (2.2) 式中：—兩注銷間的距離 —軸距 —前輪內(nèi)偏角 —前輪外偏角 —最小轉彎半徑 表2.2 內(nèi)偏角與軸距的關系[1] L(mm) α 1500 1550 1600 車輪前端掃過距離 10° R=8640 R=8929 R=9217 M=40 11° R=7640 R=8129 R=8385 M=45 12° R=7210 R=7930 R=8123 M=52 13° R=6880 R=7124 R=7455 M=56 14° R=6200 R=6621 R=6812 M=60 15° R=6100 R=6132 R=6322 M=62 通過計算可知，當外偏角變大，車輪與車架的距離就越遠。而內(nèi)外偏角之差與的值相關[1]，所以初步將輪距定為600mm。 2.6.3 質心幾何坐標的測量[2] 為了精確的確定節(jié)能競技車的各個尺寸，質心測量必不可少。要測量的參量如下： ——質心距前軸的水平距離 ——質心距后軸的水平距離 ——質心到左前輪接地點的水平距離 ——質心到右前輪的水平距離 ——質心到地面高度 在水平面上，假設質心到前軸的距離為ɑ，到后軸為b?？闪谐鱿旅娣匠瘫磉_其平衡關系： (2.3) 式中：—地面對前軸的反作用力 —地面對后軸的反作用力 —前軸載荷 —后軸載荷 測量原理：質量反應法。 測量工具：磅秤或車輛負荷計，精度，卷尺精度。 測量步驟：（1）分別將前軸、后軸分別放到同一規(guī)格的臺秤上，并保持在同一水平面上。在前軸、后軸等高處分別確定記號點。測后軸重（或前軸重),值，每個輪的靜載半徑。（2）抬高前軸或后軸，在縱傾角11°，18°，20°的位置測前軸或后軸重和抬高高度。質心高度計算式： (2.4) 式中：—車輛被放置不同位置的質心高度 —車輛各輪靜載半徑均值 —汽車在特定α值處，未被抬高車軸重量增量 —車輛總重 —軸距 —車輛在特定α值處，前后軸記號點離地高度增量均值絕對值之和 結合公式2.5 (2.5) 經(jīng)過測量得出合理數(shù)據(jù)，質心位置計算，由式（2.2）（2.3）可得： G=890+330N a+b=1550mm 所以：ɑ=1131mm b=419mm 2.6.4 抗側翻計算 側翻是指車輛在一定速度過彎時，在離心力的作用下，外側車輪附著力減少直至為零。當離心力矩時側翻，時穩(wěn)定（A為轉彎時內(nèi)側輪接地點與中心的豎直線的距離）。其中F為離心力，公式如下： ` （2.6） 由于每個人的體態(tài)分布不均，我們不能準確測出質心位置。本次設計假設質心位置不變，通過改變競技車的輪距、軸距來增加抗側翻性。但輪距和軸距不能無限制增加，所以我們分析其關系，可以發(fā)現(xiàn)輪軸距、質心與允許最大過彎速度的關系如表2.3。即提高抗側翻性的方法可以是：降低車速和質心高度。 表2.3 允許最大過彎速度與質心高度關系[2] h h V（km／h） 輪距K 600 650 700 750 800 20 14.2 14.4 14.7 15.0 15.2 21 13.8 14.1 14.3 14.6 14.9 注：v為過彎速度 軸距L=1500mm 單位（mm） h h V（km／h） 輪距K 600 650 700 750 800 20 14.5 14.7 14.9 15.1 15.3 21 14.1 14.3 14.5 14.7 14.9 注：軸距L=1550mm 單位（mm） h h V（km／h） 輪距K 600 650 700 750 800 20 16.0 16.8 15.2 15.5 15.7 21 15.6 14.4 14.8 15.1 15.3 注：軸距L=1600mm 單位（mm） 2.7 各總成的相關計算 2.7.1發(fā)動機最大功率及其轉速 因為發(fā)動機功率對后面的傳動系，離合器的設計起著不可或缺的作用，雖然本田給出了額定功率，但由于比賽不需要高速，所以發(fā)動機不會達到原有功率。計算公式如下： （2.7） 式中：—傳動系效率 G—車輛總重 —滾動阻力系數(shù)（由實驗測定） —風阻系數(shù) A—迎風面積 —最高車速 根據(jù)目標參數(shù)： G=1000N CD=0.2 A=0.28m2 求得：Pmax=6.22kw 2.7.2 傳動比的選擇 根據(jù)其他成績較好的比賽隊伍的競技車對變速器的改進和查閱資料，我們知道，發(fā)動機油耗與檔位的關系。本次設計認為拆除一檔二檔三檔，以減輕重量，變速機構只采用四檔傳動。為了使發(fā)動機能夠運行在5000r／min的經(jīng)濟轉速，且平均車速為30km／h。重新計算傳動比，公式如下: （2.8） 式中：—車速（km／h） —發(fā)動機轉速（r／min） —車輪半徑（m） —總傳動比 r=0.25m。所以。 為使發(fā)動機工作在5000r／min，車速在20-40km／h反向驗證：此時i=11.85 當=20km／h時，n=4000r／min； 當=30km／h時，n=5000r／min； 當=40km／h時，n=8000r／min， 由以上數(shù)據(jù)可以得出：車速范圍，轉速范圍，傳動比11.85。 2.7.3 發(fā)動機的最大扭矩 發(fā)動機的功率對以節(jié)油為本次設計為最終目的有著至關重要的作用，發(fā)動機的最大扭矩可用式2.9計算。 （2.9） 式中：Mmax——發(fā)動機最大扭矩 α——扭矩適應系數(shù) Pmax——最大功率 np——發(fā)動機最大轉速 取ɑ=1.2解得Mmax=6.45N·m 2.8 整體參數(shù)的確定 經(jīng)測量發(fā)現(xiàn)155-160cm的人躺下來，膝蓋高度在250-270mm之間，所以龍門高度設為300mm，在前面的計算和以往競技車的基礎上，本次設計整車關鍵尺寸重量參數(shù)如表2.4所示。最后的車架ＣＡＴＩＡ圖由圖２.１０ɑ、ｂ所示 表2.4 整體尺寸重量參數(shù) 基本形式 單排單座 驅動形式 發(fā)動機后置后驅 長 2700 寬 400 高 550 前輪距/軸距 500/1550 整備質量 50 滿載質量 50 空載前后軸荷 25.36（50.1%） 24.53（49.5%） 滿載前后軸荷 45.6（54.3%） 45.6（45.6%） 圖2.10 車架ɑ 圖2.10 車架b 2.9 本章小結 （1） 確定了整體布置形式; （2） 確定了鋁型材作為車架材料; （3） 確定了自行車輪型號; （4） 確定了轉向形式為阿卡曼式轉向機構; （5） 確定了競技車車架的布置尺寸； （6） 確定了最大扭矩，最大功率；初步確定了傳動比；用CATIA繪制了競技車的車架圖。 3 轉向機構設計 3.1 汽車轉向梯形機構設計理論 轉向梯形的作用是：車輛在轉彎時，保證車輛的所有車輪能繞同一瞬時轉向中心運動，同時在不同半徑的圓周上做無滑動的純滾動。為了滿足兩軸車在轉向時車輪做純滾動（不考慮輪胎的側向偏離），轉向梯形應保證內(nèi)、外轉向車輪的理想轉角關系如圖5.1所示。 圖3.1 理想轉角關系 由式3.1決定： （3.1） 式中：—外轉向輪轉角； —內(nèi)轉向輪轉角； —兩主銷中心線與地面間的距離； —軸距。 本次設計的轉向系統(tǒng)中采用的是整體式，因此只對整體式的轉向梯形進行簡單介紹。實際的設計中不能使得此機構完全滿足（3.1）式，只能在工程上接近它。即（3.1)式中的不在是汽車的軸距，而是，如圖3.2。假設，則該轉向梯形機構就越能精確的滿足式（3.1），轉向也會越平順。 （1） （2） 圖3.2 內(nèi)、外轉向輪的理想轉角關系；（2）內(nèi)、外轉向輪的實際轉角關系 在圖3.2（2）中的三角形OAB可得 （3.2） 轉向梯形機構的主要參數(shù)有： —兩主銷中心線與地面間的距離； —轉向橫拉桿兩端中心的距離； —轉向臂長； —梯形底角。如圖3.3所示。 圖3.3 轉向梯形簡圖與和的關系[3] 1： 2： 3： 根據(jù)已有競技車的總體布置，可先找出競技車的軸距L和主銷間距k。在0.12,0.14，0.16在圖4.3上找出x，則有 （3.3） 當轉向橫拉桿前置時，則 在確定 和后，根據(jù)圖3.3的所示的的取值，由式（3.3）可得出轉向梯形的三種尺寸方案，然后用圖解法，每個對應一個，進而得出值。接著在把三種梯形方案的隨的變化曲線及=1的直線繪制在同一圖紙上。最終使用最多的下其值最接近=1直線的方案為最佳方案。 3.2 轉向梯形參數(shù)確定 參照四輪車轉向系統(tǒng)設計，假設把正常車輛的后倆輪合并為一輪，同時為了使橫拉桿不受壓縮力，所以本次設計把轉向梯形前置，如圖3.4所示 圖3.4 轉向機構簡圖 根據(jù)公式： （3.4） L=1550mm，給出y值，結合上訴方法和第二章參數(shù)，確定的最合理方案，利用公式（3.4）計算出節(jié)能 表3.1 轉向系各參數(shù) 參數(shù) 最終設計參數(shù)值 n 692mm m 90mm K 375mm α 60° x 2／3 3.3 轉向阻力距計算 假定駕駛員的體重為50ｋg，車重50ｋg。對原地轉向力矩計算公式如下： （3.5） 式中：—輪胎與地面的滑動摩擦系數(shù)，取0.7； —轉向軸負荷，近似取100N； —胎壓，自行車胎壓范圍，為減小滾動阻力，這里取400KPa； 帶入公式得：Mr=368.9（N·mm）。 3.4 轉向裝置的設計計算 在以往大賽的參賽車的基礎上，從競技車的操作輕便性、靈活性和整車的設計布局考慮，初設轉向裝置臂長160mm。作用在車把手上的力由現(xiàn)有方向盤的計算公式： （3.6） 式中：L1為轉向搖臂長=90mm； L2為轉向節(jié)臂長=175mm； Dsw為車把長度=160mm； 為轉向器角傳動比，在車上未使用轉向器故取1。 帶入公式得：Fh≈15N，符合實際。如圖3.5所示。 圖3.5 轉向器 3.4 轉向梯形的仿真 仿真能直觀的發(fā)現(xiàn)機構之間的位置關系。所以這里利用CATIA對轉向機構進三維行實體建模，得到的總裝圖如下圖3.6所示。然后對轉向機構進行運動仿真如圖3.7所示。 圖3.6 轉向機構裝配圖 圖3.7 轉向機構仿真 通過CAITA對轉向機構的運動仿真，我們可以看到，本次設計的轉向機構轉向流暢，沒有出現(xiàn)機構鎖死和運動干涉的問題，這就驗證了轉向機構的合理性和可實現(xiàn)性。 3.5 本章小結 （1） 確定了轉向機構的各個參數(shù)； （2） 繪制出了轉向機構的CATIA裝配圖，并進行了仿真。 4 傳動系設計 4.1 設計理論 節(jié)能競技車動力傳動系統(tǒng)包括：發(fā)動機，主動輪，鏈條，從動輪以及離合器。根據(jù)現(xiàn)有競技車傳動系的設計。傳動系的設計要求工作可靠，兩軸距離相對較遠。本次設計選用鏈傳動，鏈傳動具有如下優(yōu)點： 鏈傳動與帶傳動相比沒有彈性滑動和整體打滑現(xiàn)象，因而使平均傳動比的準確性得到保證； 鏈條不需要像帶那樣張的很緊，所以只有較小的徑向壓力作用在軸上； 在同樣條件下，由于鏈條采用金屬材質，其整體尺寸較小，結構較為緊湊； 鏈傳動與齒輪傳動相比，成本也低。 4.2 實際傳動比的確定 根據(jù)以往大賽比賽經(jīng)驗，在實驗的基礎上，本次設計選用兩組鏈傳動做對比試驗[7]： 第一組：發(fā)動機配套原裝傳動鏈，主動鏈輪齒數(shù)14，從動鏈輪齒數(shù)36。 第二組：根據(jù)競技車載荷和行駛狀況，主動鏈輪齒數(shù)14，從動鏈輪齒數(shù)29。 試驗結果如下表4.1所示 表4.1 試驗結果[7] 主從齒數(shù)比 行駛方案（km／h） 檔位 成績（km／h） 14:36 40（熄火）—15（啟動） 無車身四檔 182 179 204 190 211 14:29 251 243 247 270 264 表4.2 變速機構格擋傳動比[7] 變速機構 變速方式 四檔常嚙合循環(huán)變擋 曲軸至主軸減速比 3.35（67／20） 主副軸減速比 一檔 2.5（35／14） 二檔 1.55（31／20） 三檔 1.15（23／20） 四檔 0.923（24／26） 由試驗結果明顯看出，后者成績更好。結合變速結構各檔傳動比表4.1所示，由此可以得出總傳動比3.35×0.923×29／14=6.4。 4.3 鏈傳動的選取和設計計算 4.3.1鏈傳動種類的選取 由于傳遞功率在100KW以下，鏈速沒超過15Km／h。所以選用滾子鏈傳動。 4.3.2設計計算 確定傳動比： （4.1） 當量的單排鏈計算功率Pca的計算 （4.2） 式中：KA—工況系數(shù)，這里取KA=1.1； KZ—主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)，這里取KZ=1.9； Kp—多排鏈系數(shù)，這里單排取KP=1； P—傳遞功率（Kw） 4.3.3確定鏈條型號和節(jié)距p 鏈條型號根據(jù)計算功率、額定功率以及主動鏈輪轉速。在查表時應該保證： （4.3） 查表可知鏈條型號取08B，節(jié)距為12.7mm。 鏈節(jié)數(shù)和中心距的計算 初選中心距，由式4.4計算鏈節(jié)數(shù)Lp0。 （4.4） 避免使用過度鏈節(jié)，鏈節(jié)數(shù)圓整為74。 鏈傳動最大中心距為： （4.5） 式中：為中心距計算系數(shù)，這里取=0.24931 4.4 本章小結 （1）確定了鏈傳動的傳動形式，并得出了鏈接節(jié)距，鏈條型號，鏈輪等的相關參數(shù)； （2）繪制出了鏈傳動的最終鏈條鏈輪裝配。如圖4.1所示。 圖4.1 5 離合器的設計 5.1 離合器的重新設計和選擇 根據(jù)上述數(shù)據(jù)我們可以知道，競技車的車速要求在40Km/h以下，競技車的發(fā)動機在原有離合器的配合下不能達到最省油的狀態(tài)，所以這里對離合器進行重新設計。本次設計選取離合器為干式摩擦離合器，它的優(yōu)點如下： （1）結構簡單緊湊，能減少競技車的重量，有利于省油； （2）通風散熱性能好； （3）此彈簧有較理想的非線性特性； （4）壓力分布均勻，磨損均勻。 5.2 離合器需要傳遞扭矩的計算 已知離合器的設計需要滿足發(fā)動機的功率6.22Kw。離合器需要傳遞的扭矩的計算公式如6.1所示 （5.1） 式中：—扭矩儲備系數(shù)，這里取，結合第三章的數(shù)據(jù)，通過計算可得Mf=98.5N·m。 5.3 摩擦片參數(shù)與尺寸計算 5.3.1參數(shù)的選定 摩擦盤的平均工作面積公式計算為（d為輸出軸直徑為32mm）,工作面外徑為，工作面內(nèi)徑，由經(jīng)驗和實際發(fā)動機情況(系數(shù)取3)計算的到D1=120mm，D2=72mm。 摩擦片寬度=24mm，=96mm，摩擦片分開時間隙取1mm 5.3.2參數(shù)計算 （1） 計算轉矩根據(jù)公式： (5.2) 其中：—為最大轉矩 —離合器工況系數(shù)，由《機械手冊》查得=1.2 —離合器結合頻率系數(shù)，由《機械手冊》查得=1 —離合器滑動系數(shù)，由《機械手冊》查得=0.924 代入公式可得Te=102.6N·m。 壓緊力計算 （5.3） 其中：—摩擦面系數(shù)，本次設計采用黃銅為材料，故=0.25 —摩擦面對數(shù)，m=3 代入后Q=5689N 參數(shù)校核 ①許用傳遞轉矩應滿足公式： （5.4） 其中：—摩擦片修正系數(shù)取 代入?yún)?shù)可得Tep=112.01N·m≧Te。設計滿足條件 ②摩擦面壓強應滿足公式： （5.5） 代入?yún)?shù)可得P=38.09N·cm-2，查手冊可知黃銅需用壓強20~40N·cm-2.，因此滿足校核條件。 5.4 離合器彈簧與尺寸計算 5.4.1原始條件 工作載荷，工作行程，端部并緊，磨平，兩端各一支撐圈，碳素彈簧鋼絲C級。 5.4.2參數(shù)計算 彈簧剛度： （5.6） 極限載荷Pf取5689N，根據(jù)有關參數(shù)可查的表5.1。 表5.1 d D Pf f P 10mm 40mm 6432N 2.991 1543 有效圈數(shù)：=3.22圈，這里取標準值3.25。 總圈數(shù)：n總=n+2=5.25 彈簧剛度： 最大變形量： 節(jié)距： 自由高度：，這里取標準值H=58mm 彈簧外徑： 彈簧內(nèi)徑： 螺旋角：° 展開長度： 5.5 離合器其他參數(shù)與尺寸的選用 軸端面螺栓選M6 墊片：平墊圈C級 5.6 設計小結 結合相關數(shù)據(jù)，利用CATIA繪制出離合器裝配圖如下圖5.1所示。 圖5.1 離合器裝配圖  6 結 論 本文在本田節(jié)能競技大賽和現(xiàn)有節(jié)能競技車的基礎上，通過廣泛的查閱文獻，對本校的節(jié)能競技車的轉向系，傳動系，離合器進行了改進設計。利用ＣＡＴＩＡ對這幾部分進行了三維建模，繪制出了整個節(jié)能競技車的總裝圖。同時利用ＣＡＴＩＡ對轉向系進行運動仿真，通過不斷修改設計參數(shù)，使得轉向系運動沒有干涉，運行流暢。通過本次設計，深刻的體會到ＣＡＴＩＡ三維建模和仿真相結合解決工程問題優(yōu)勢。本次設計主要設計結果如下： （1） 　得出了前兩輪后一輪，發(fā)動機后置后驅的布置形式,鋁型材作為車架材料,自行車輪20英寸,轉向形式為阿卡曼式轉向機構。 （2） 　得出了了競技車車架的布置尺寸，確定了最大扭矩，最大功率；用CATIA繪制了競技車的車架圖。 （3） 　得出了轉向系的各參數(shù)值和裝配圖。得出了鏈傳動的傳動形式，型號為08B并繪制出了鏈傳動的裝配圖。 （4） 　得出了離合器為干式摩擦離合器并繪制了裝配圖。 結論分析：本次設計各部件均能在保證競技車復合大賽要求和行駛安全的前提下，對競技車的省油效果有很大改觀。 本次設計的欠缺： 由于本人對ＣＡＴＩＡ的運用不是那么熟練，在三維建模和仿真上花了太多時間，沒能把傳動系的仿真做出來。 - 29 - 參 考 文 獻 [1]張建雄. 競技車轉向系的工作原理及故障分析[J]. 民營科技,2015,11:45-46. 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