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本科畢業(yè)論文(設計)開題報告
論 文 題 目：本田節(jié)能競技賽車傳動及轉向系設計學 院 ： 機 械 工 程 學 院
專 業(yè) 、班 級：
畢業(yè)論文（設計）開題報告要求
開題報告既是規(guī)范本科生畢業(yè)論文工作的重要環(huán)節(jié)，又是完成高質量畢業(yè)論文
（設計）的有效保證。為了使這項工作規(guī)范化和制度化，特制定本要求。一、選題依據(jù)
1. 論文（設計）題目及研究領域；
2. 論文（設計）工作的理論意義和應用價值；
3. 目前研究的概況和發(fā)展趨勢。二、論文（設計）研究的內容1.重點解決的問題；
2. 擬開展研究的幾個主要方面（論文寫作大綱或設計思路）；
3. 本論文（設計）預期取得的成果。三、論文（設計）工作安排
1. 擬采用的主要研究方法（技術路線或設計參數(shù)）；
2. 論文（設計）進度計劃。四、文獻查閱及文獻綜述
學生應根據(jù)所在學院及指導教師的要求閱讀一定量的文獻資料，并在此基礎上通過分析、研究、綜合，形成文獻綜述。必要時應在調研、實驗或實習的基礎上遞交相關的報告。綜述或報告作為開題報告的一部分附在后面，要求思路清晰，文理通順， 較全面地反映出本課題的研究背景或前期工作基礎。
五、其他要求
1. 開題報告應在畢業(yè)論文（設計）工作開始后的前四周內完成；
2. 開題報告必須經(jīng)學院教學指導委員會審查通過；
3. 開題報告不合格或沒有做開題報告的學生，須重做或補做合格后，方能繼續(xù)論文（設計）工作，否則不允許參加答辯；
4. 開題報告通過后，原則上不允許更換論文題目或指導教師；
5. 開題報告的內容，要求打印并裝訂成冊（部分專業(yè)可根據(jù)需要手寫在統(tǒng)一紙張上，但封面需按統(tǒng)一格式打?。?
7
一、選題依據(jù)1、研究領域
車輛工程-競技車傳動及轉向設計
2、論文（設計）工作的理論意義和應用價值
節(jié)能競技賽車與普通汽車的結構布局相似,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攻關的重點,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小摩擦損失和提高機械傳動的效率車身設計的重點在于外形美觀、輕重量和較低的空氣阻力系數(shù)。
本田節(jié)能競技大賽適時迎合了時代提高社會節(jié)能和環(huán)保意識的要求,激發(fā)各參賽車隊通過各項獨創(chuàng)技術不斷挖掘一升汽油的無限潛能,使其從中體會到節(jié)能重要性的同時,提高參賽者的思考和實踐能力,更為將來汽車節(jié)能方面的實際應用帶來了無限新的可能。
3、目前研究的概況和發(fā)展趨勢
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。
二、論文（設計）研究的內容1.重點解決的問題
完成轉向、傳動、剎車系統(tǒng)、離合器的設計與計算。 2.擬開展研究的幾個主要方面（論文寫作大綱或設計思路）
（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、剎車系統(tǒng)、離合器進行設計
（3） 運用 CATIA 對傳動系、轉向系、剎車系統(tǒng)、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； 3.本論文（設計）預期取得的成果
通過對競技車轉向及傳動系的學習了解深入，加深對汽車轉向及傳動系的優(yōu)化意識，設計出更節(jié)能更安全的競技車。
（1） 完成 10000 字左右的畢業(yè)論文；
（2） 完成 3000 字左右的外文文獻翻譯；
（3） 使用 CATIA 建模和三維設計；
（4） 繪制 3 張 A0 圖紙。
三、論文（設計）工作安排
1. 擬采用的主要研究方法（技術路線或設計參數(shù)）；
車輛必須為 3 輪以上（包括 3 輪），要求其結構無論在停止時還是行駛都為 3 輪 以上（包
括 3 輪）結構且能自行站立，全高 1.8m 以下，軸距 1.0 米以上，全長 3.5 米以下，輪距 0.5 米以上，全寬 1.7 米以下，排氣管副泵超出車身后面及側面 10cm 以上，剎車配線等結構需要從車內穿過，以免與地面接觸造成摩擦。
2. 論文（設計）進度計劃
第 1 周：理解設計任務
第 2 周：查閱相關文獻，英文文獻不少于 5 篇
第 3 周：閱讀文獻，撰寫開題報告
第 4 周：進行開題報告答辯。完成外文資料的翻譯。第 5~6 周：轉向系統(tǒng)設計
第 7~9 周：驅動傳動系統(tǒng)設計
第 10 周：離合器設計準備 4 月 10 日-14 日之間的中期檢查，要求有 ppt.
第 14 周：整理設計資料。撰寫設計說明書。
第 15 周：總結設計準備答辯
四、需要閱讀的參考文獻
[1]張建雄. 汽車轉向系的工作原理及故障分析[J]. 民營科技,2015,11:45-46. [2]馮帆,劉優(yōu). 汽車轉向系硬點布置[J]. 科技風,2016,08:175-177.
[3] 趙寶平, 劉曉雪, 鄧飛虎. 電子助力轉向系及四輪轉向系淺析( 一)[J]. 汽車維修與保養(yǎng),2016,08:103-105.
[4] 趙國才. 汽車節(jié)能技術路徑分析[J]. 西南師范大學學報(自然科學版),2014,12:117-121. [5]徐青龍,禚寶國,林歡,王偉. 基于 MATLAB 的汽車電動助力轉向系統(tǒng)轉向特性分析[J]. 科技信息,2014,04:54-55.
[6]莫易敏,田蜜. 微型汽車傳動系統(tǒng)功率損失建模計算[J]. 機械傳動,2013,02:47-49. [7]殷文芬. 汽車傳動系統(tǒng)參數(shù)的優(yōu)化選擇[J]. 時代農機,2016,02:32-34.
[8]于勝武. 汽車傳動系統(tǒng)構造與工作原理分析[J]. 產業(yè)與科技論壇,2012,23:51-52. [9]王曉林,于士軍. 輕型載貨汽車離合器的設計[J]. 工程塑料應用,2016,03:53-55.
[10] 薛殿倫,李笛,鐘鑫,劉愷. 不同車輛載荷的 AMT 車輛起步過程離合器控制[J]. 機械傳動,2013,10:126-128+144.
[11] Investigation of Energy Efficient Power Coupling Steering System for Dual Motors Drive High Speed Tracked Vehicle. December 2016,Volume 104,Issue 3,pp372–377. [12]Rabiatuladawiyah Abu Hanifah,Siti Fauziah Toha.Power reduction optimization with swarm based technique in electric power assist steering system.May 2016,Volume 102,Issue 4,pp 444–452.
[13]Vivan Govender,Steffen Müller.Modelling and Position Control of an Electric Power Steering System.june 2016,Volume 49, Issue 11, pp312–318.
[14]R. Uma Maheswari,R. Umamaheswari.Trends in non-stationary signal processing techniques applied to vibration analysis of wind turbine drive train.15 February 2017,Volume 85,Issue 6,pp296–311.
[15]Mohsen Rahimi.Drive train dynamics assessment and speed controller design in variable speed wind turbines.April 2016,Volume 89, Issue 5,pp16–29.
附：文獻綜述
文獻綜述
本田節(jié)能競技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。其中參加比賽的車輛均搭載由本田技研工業(yè)投資有限公司開發(fā)的彎梁車的125cc 化油器低油耗四沖程發(fā)動機，Honda 節(jié)能競技大賽于1981 年在日本創(chuàng)辦,至今已有35 年的歷史。比賽要求參賽車輛使用統(tǒng)一的 Honda 低油耗汽油發(fā)動機,發(fā)動機以外的車架和車身等完全由各車隊獨自創(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、高中和大學等的學校代表隊、企業(yè)代表隊,以及來自社會上的共約 500 支車隊,創(chuàng)作出具有新穎構思和創(chuàng)意的賽車參加比賽。在迄今為止的 35 屆比賽中創(chuàng)下的最高記錄為 3435.325 Km / L ,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,泰國、巴基斯坦、俄羅斯、韓國等的參賽者相繼參加了日本的比賽,上海同濟大學也從 2000 年開始制作賽車去日本參賽，節(jié)能競技賽車與普通汽車的結構布局相似,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攻關的重點,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小摩擦損失和提高機械傳動的效率車身設計的重點在于外形美觀、輕重量和較低的空氣阻力系數(shù)。
汽車動力性與燃油經(jīng)濟性的好壞,在很大程度上取決于發(fā)動機的性能和傳動系型式及參數(shù)的選擇[8],即取決于汽車動力傳動系統(tǒng)合理匹配的程度。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。
早在 80 年代初期,國外就對汽車的轉向系統(tǒng)進行了探索,提出了多種行之有效的設計方法。早期的設計方法以平面投影設計方法為主,因為缺乏直接在空間中建立機構的運動方程的數(shù)學理論,所以通常將空間問題轉化為平面問題來解決。通過這種方法不僅可以簡化系統(tǒng)結構,同時也可以建立便于實現(xiàn)數(shù)值計算的系統(tǒng)模型。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,而轉向橋零部件之間的運動協(xié)調關系則需要根據(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。
在國內，隨著計算機性能的不斷提高,出現(xiàn)了許多用于工程計算的專用軟件,為工程技術人員的研究工作帶來了方便,減少了工程開發(fā)中自己編程的麻煩同時也使得許多優(yōu)秀的數(shù)學理論得到了推廣應用。在眾多計算軟件中,MATLAB[5]是應用最為廣泛的數(shù)值計算軟件之一。MATLAB 原是矩陣實驗室 20 年 80 代用來提供 LINPACK 和軟件包EISPACK 的接口程序,采用 FORTRIN 語言編寫的。20 世紀 90 年代,MATLAB 己經(jīng)成為國際控制界公認的標準計算軟件,而且在國際上 30 多個數(shù)學類科技應用軟件中,MATLAB 在數(shù)值計算方面獨占鰲頭。
汽車傳動系這方面的研究國外開展得比較早,1972 年,美國通用汽車公司首先開發(fā)了汽車動力性和燃油經(jīng)濟性的通用預測程序 GPSIM 系統(tǒng)[15],該系統(tǒng)可以模擬汽車在任何形式工況下的瞬時油耗、累計油耗、行駛時間和距離,預測汽車設計參數(shù)如重量、傳動系傳動比、空氣阻力系數(shù)等的變化對汽車性能的影響。電子計算機的應用和測試手段的提高,使通過模擬計算與實驗相結合的方法來研究汽車動力傳動系統(tǒng)匹配問題成為可能。目前,國外各大汽車公司在這方面作了大量的研究工作,并開發(fā)了各自的模擬程序,除美國通用汽車公司的 GPSIM 外,還有福特汽車公司的 TOEFP、美國康明斯公司的 VMS,日本日產汽車公司的 CSVFEP,德國奔馳汽車公司的 TRASCO 等。這些程序的使用在樣車制造前就能準確的對汽車動力性燃料經(jīng)濟性進行預測,并可以根據(jù)幾種傳動系速比的變化引起整車性能的變化,找到這種變化間的關系,形成“最佳動力性、燃料經(jīng)濟性曲線”,從而找到能與所選發(fā)動機合理匹配的傳動系,節(jié)省了大量的試驗費用, 大大縮短了設計周期一。我國在這方面研究起步較晚,進入年代后,吉林工業(yè)大學、清華大學、長春汽車研究所等單位開展了一些工作,取得了一些成果。如吉林大學的《載貨汽車燃料經(jīng)濟性的計算機模擬》,清華大學的《動力性燃料經(jīng)濟性的計算機模擬程序》,長安大學的《汽車動力性燃料經(jīng)濟性模擬與主減速器速比優(yōu)化的研究》,長春汽車研究所的《汽車動力性燃料經(jīng)濟性模擬程序及動力系統(tǒng)合理匹配的研究》等。目前, 國內主要圍繞以下幾個方面開展工作的：（1）汽車動力傳動系數(shù)學模型的研究；（2） 按給定工況模式的模擬研究；（3）按實際道路條件隨機模擬的研究；（4）模擬程序的應用研究。
近些年來,國內在對汽車動力性、燃料經(jīng)濟性模擬程序研究的基礎上,開始對發(fā)動機、傳動系的最優(yōu)匹配[7]進行探討,主要內容包括：（1）發(fā)動機給定,對傳動系速比進行優(yōu)化設計,依此進行調整,達到改進目的；（2）傳動系給定,優(yōu)選發(fā)動機。前者又包括以動力性為設計目標、以燃料經(jīng)濟性為約束條件和以燃料經(jīng)濟性為設計目標、以動力性為約束條件兩種方法。以動力性為設計目標的方法一般取加速時間為動力性指標以燃料經(jīng)濟性為設計目標的方法,一般以六工況和某一車速下等速工況兩者加權油耗作為燃油經(jīng)濟性目標。另外江蘇理工大學的何仁老師提出的以能量利用率為設計目標的汽車動力性、燃油經(jīng)濟性優(yōu)化設計,這些研究和成果使我國在這個領域的研究水平提高到一個新的階段,也有力地推動了汽車節(jié)能工作。但這些研究往往是建立在犧牲汽車某一性能燃油經(jīng)濟性或動力性的前提下來提高另一個性能動力性或燃油經(jīng)濟性, 因此本文提出了汽車動力性和燃油經(jīng)濟性綜合優(yōu)化目標函數(shù),通過加權的方法來達到不同側重點的優(yōu)化目的。本文基于這種思想編制的優(yōu)化軟件可以通過輸入不同的權值來達到不同重要度的優(yōu)化,如城市出租車更注重汽車的燃油經(jīng)濟性,而越野車則更注重汽車的動力性。
本田節(jié)能競技大賽適時迎合了時代提高社會節(jié)能和環(huán)保意識的要求,激發(fā)各參賽車隊通過各項獨創(chuàng)技術不斷挖掘一升汽油的無限潛能,使其從中體會到節(jié)能重要性的同時,提高參賽者的思考和實踐能力,更為將來汽車節(jié)能方面的實際應用帶來了無限新的可能。提高汽車行駛效率主要是通過改善結構來減小汽車在行駛過程中的自身消耗,可以通過以下途徑[4]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。
本次選題擬展開的工作是，首先根據(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，同時設計匹配發(fā)動機轉速和傳動系的離合器，然后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，最后為保證安全設計可靠的剎車系統(tǒng).
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摘 要
隨著人們生活水平的提高，能源節(jié)約、環(huán)境保護問題日趨嚴重，人們的關注程度也越來越高。
本文以中國節(jié)能競技車大賽為背景，以本校已有的競技車為基礎。同時整個設計在滿足大賽要求的基礎上，以省油為主要指導思想，減少競技車復雜程度和輕量化。本次設計對競技車的轉向系、傳動系和離合器進行改進設計。論文首先對競技車的總體方案進行了確定。然后對轉向機構進行設計，運用CATIA對其進行實體建模，同時利用CATIA的運動仿真對轉向系進行了仿真模擬運動，驗證了轉向機構的合理性。通過對相關期刊的研讀，通過其中大量的實車試驗數(shù)據(jù)，確定了傳動系傳動方案為鏈傳動，也確定了離合器的改進方案。
關鍵詞：轉向系；傳動系；離合器；CATIA三維建模
I
ABSTRACT
As people's living standards improve, energy conservation and environmental protection are becoming more and more serious, and people are becoming more and more concerned.
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
III
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 國內外發(fā)展概況及趨勢 2
1.3 課題的主要研究內容 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
附錄1：外文翻譯 30
附錄2：外文原文 34
致 謝 39
壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 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)保型產品時刻走在行業(yè)前列。在生產領域，Honda在全球推行“綠色工廠，制定獨自的企業(yè)目標，努力降低產品生產環(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、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偏角的關系。即轉彎空間隨內偏角增大而增大。
圖2.9 轉彎特性簡圖
(2.1)
(2.2)
式中：—兩注銷間的距離
—軸距
—前輪內偏角
—前輪外偏角
—最小轉彎半徑
表2.2 內偏角與軸距的關系[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、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、外轉向輪的理想轉角關系；（2）內、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。
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參 考 文 獻
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附錄1：外文翻譯
使用可變阻力的轉向扭矩控制轉向系統(tǒng)的模型
D.陳鑒林議員及K. NAM
摘要 本文提出了一種新型無傳感器轉向轉矩控制方法，適用于線控轉向系統(tǒng)。 線控轉向系統(tǒng)沒有任何機械連接來連接方向盤和齒條和小齒輪模塊。代替機械裝置，每側使用兩個電動馬達。一個電動機連接到方向盤，另一個安裝在齒條和小齒輪上。方向盤上的電機作為轉向轉矩和來自道路的負載扭矩之間的輸送機起作用。在本文中，我們關注基于阻抗控制的與轉向感相關的運動控制。因此，本工作中不考慮齒條齒輪的型號。 在大多數(shù)動力轉向系統(tǒng)中，使用扭矩傳感器來設置對駕駛員轉向感覺的阻抗影響。在本文中，我們提出了一種不使用任何扭矩傳感器的新型轉向控制方法。提出的方法的有效性由實驗結果證實。
關鍵詞：無傳感器力控制；擾動觀測器；線控轉向；阻抗控制
1.介紹
自從汽車成為流行的交通工具,開發(fā)了車輛系統(tǒng)的技術改進。車輛系統(tǒng)有很多部分組成的機械連接。因為車輛系統(tǒng)近年來變得更加復雜,增加了部分占用的空間。增加空間,前面的車輛上的重量和體積也增加。它會影響車輛的加速度和加速度克服這種負面影響,發(fā)動機也大。一種新技術叫做X-by-wire被廣泛研究克服這種惡性循環(huán)。X-by-wire系統(tǒng)應用于剎車和引導車。
轉向系統(tǒng)是與司機和車輛的一部分，已經(jīng)漸漸影響司機的安全了。轉向系統(tǒng)的開發(fā)是根據(jù)操作方法分類。第一類是傳統(tǒng)的機械轉向系統(tǒng)。這種類型的優(yōu)勢,司機的轉向感覺很好,但它需要一個大操舵力。第二種類型是液壓動力轉向系統(tǒng)(黃,2001)。它使用更少的轉向力比較傳統(tǒng)機械轉向系統(tǒng)。然而,它有一個可憐的燃油效率因為油泵液壓系統(tǒng)需求。第三個方法是電動助力轉向系統(tǒng)(楊,2015;張成澤et al .,2016)。使用電力的系統(tǒng)可以做到比液壓系統(tǒng)更加靈活的控制。燃油效率也會增加。第四個是一個steer-by-wire系統(tǒng)(吳et al .,2016)。近年來它已經(jīng)被研究。
steer-by-wire系統(tǒng)由兩個電機代替?zhèn)鹘y(tǒng)的轉向柱設備連接齒條和小齒輪的方向盤。這部小說系統(tǒng)有幾個優(yōu)點。首先是節(jié)省空間和成本。由于零件的重量減少,影響燃油效率和生產成本。第二個是安全，轉向柱伸出它可以保護司機的安全，當?shù)能囕v發(fā)生事故時。
轉向柱不可用,是不容易的模擬轉向感覺的,傳統(tǒng)的系統(tǒng)。根據(jù)先前的研究,主要功能steer-by-wire系統(tǒng)被定義為一些點(Parmar和約翰,2004年,上海一中院2006;Yih格迪斯;2004;Amberkar et al .,2004)。第一個是方向控制。它是汽車的一個基本要求條件穩(wěn)定沒有抵消和之間的時間延遲電機與方向盤上部和底部電機在齒條和小齒輪。第二個是恢復能力。方向盤和車輛應該回到原來的位置沒有人類的力量。由于系統(tǒng)沒有物理連接的轉向柱,它需要實現(xiàn)恢復力。第三是可變轉向的感覺。提供的轉向手感等駕駛條件的轉彎力和車輛速度?？紤]駕駛環(huán)境,道路條件是一種估計方法研究(Bajcinca et al .,2006)。機動車輛的運動控制使用自適應估計方法(埃姆雷et al .,2010)。研究對司機的轉向感覺找到一個影響因素研究(山口和村上,2009)。
在本文中,我們專注于問題轉向感覺沒有扭矩傳感器基于阻抗控制?；谀Ｐ托畔⒌膫鞲衅鞑环椒ū粡V泛使用,因為傳感器的弱點的影響,傳感器的昂貴價格(村上et al .,1993;小笠原群島和船長,1991;日本田島Hori,1993)。讓司機的轉向扭矩實時信息,使用基于擾動觀測器技術系統(tǒng)模型。此外,使用一個阻抗控制技術在一些機電一體化領域需要與人類和設備交互。特別是,它用于機器人(榮格et al .,2004;Ikeura Inooka,1995)和恢復應用程序(楊et al .,2006)。用于通過使用阻抗控制駕駛舒適的感覺。
本文由五個部分組成。轉向動態(tài)模型和模型識別實驗第二部分所示。一個力矩傳感器不轉向控制方法提出了第三節(jié),其控制性能實驗結果證實了在第四節(jié)。結論在第五節(jié)總結。
2系統(tǒng)建模
在本節(jié)中,一個方向盤steer-by-wire系統(tǒng)的動態(tài)模型。steer-by-wire系統(tǒng)如圖1所示。與傳統(tǒng)的轉向系統(tǒng)具有轉向列,steer-by-wire系統(tǒng)有兩個馬達連接和控制每一個部分由方向盤和齒條和小齒輪。一般轉向系統(tǒng),如電動助力轉向控制器收集一些信息,包括車輛速度,轉向扭矩、和轉向角傳感器。系統(tǒng)是根據(jù)輸入的命令生成的控制器。底部電機相連齒條和小齒輪需要交付負載擾動的司機。同時,電機底部是必要的控制車輛的運動,我們想要的。上面的汽車方向盤之間充當一個耦合器負載感覺和司機。此外,它的功能作為輔助力量馬達。本文側重于從轉向系統(tǒng)輪上汽車。
2.1動態(tài)模型
一個交互式steer-by-wire系統(tǒng)的模塊在圖2中描述。它可以建模為一個two-inertia系統(tǒng)之間的方向盤,方向盤電動機通過轉向軸連接。建模的兩個-慣性系統(tǒng)已經(jīng)在一些紙(Zhang和學習Furusho,2000;Yun et al .,2013)。根據(jù)論文,方向盤的動態(tài)方程表示為。
如果一個司機的轉向力矩應用于指導輪,方向盤一個慣性矩摩擦系數(shù)在一定的轉向角。轉矩和轉向軸產生反應。反應力矩作用在轉向軸表示為。
反應轉矩是阻尼系數(shù)的轉向軸。方向盤電動機的動態(tài)方程表示為。
方程(3)是由轉向電機轉矩,電動機系統(tǒng),轉向軸的反作用力和摩擦力。摩擦力是一個典型的非線性因素作用相反的方向轉向電動機轉矩和轉向軸的反作用力。盡量減少摩擦的影響,介紹了摩擦模型和補償器在2.2節(jié)。通過拉普拉斯變換,方程(1)~(3)表示為。
框圖基于方程(4)~(6)呈現(xiàn)在圖3中。在此系統(tǒng)中,轉向電機扭矩和司機的轉向轉矩輸入。的角度方向盤電動機可以直接測量。但是一個轉向角不是用這個系統(tǒng)。轉移函數(shù)從方向盤電機轉矩的電機角表示為
2.2摩擦模型
方程(3),即轉向系統(tǒng)的動力學方程輪電機,包括一個摩擦力阻礙運動的發(fā)動機。摩擦力是一個典型的非線性因素。由于摩擦,一個系統(tǒng)不移動一個小轉矩輸入。一般來說,摩擦分為三種類型:靜態(tài)的摩擦,庫侖摩擦和粘性摩擦。靜態(tài)摩擦是一個根據(jù)表面阻力的邊緣移動。庫侖摩擦阻力阻止移動對象。粘滯摩擦是由流體引起的。在這個系統(tǒng),我們只是考慮的影響靜態(tài)摩擦和庫侖摩擦。方程的摩擦模型表示如下,
方程(9)目前摩擦方程,系統(tǒng)開始移動,方程(10)摩擦方程而系統(tǒng)是移動。方程由變量因素。使用速度系數(shù)的近似靜態(tài)和庫侖摩擦之間的過渡。速度閾值確定邊坡從零到靜態(tài)摩擦。過小的值速度閾值導致喋喋不休接近零速度。發(fā)現(xiàn)參數(shù)值方程(9)和(10),在不同的操作條件下進行了實驗。通過逐漸增加一個輸入的力在停止狀態(tài),我們檢查了力瞬間移動。當系統(tǒng)移動,我們檢查了力量阻止即時通過減少輸入的力。通過這些實驗,我們第一個檢查力定義靜態(tài)摩擦和第二個檢查力是庫侖摩擦,分別。參數(shù)值的方程(9)和(10)f = 0.8636、Fs = 0.5397(Nm)的正方向和Fs =?0.7556,Fc =?0.4858(Nm)負方向。摩擦模型如圖4所示。使用這種摩擦模型中,摩擦補償器設計為方向盤電機的速度的函數(shù)。摩擦補償器的性能如圖5所示。虛線代表的摩擦補償?shù)慕Y果。它指出,速度和轉矩之間的關系變得幾乎線性的。摩擦的效果卻降低了采用摩擦補償器
2.3模型辨識
在本節(jié)中,提出了模式識別的實驗結果來識別動態(tài)模型。我們注入了線性調頻信號頻率范圍從低到高,方向盤的汽車和測量角速度的汽車在同一時間。注入的線性調頻信號的扭矩信號