大学生方程式赛车转向系统优化设计-中期报告

河北工业大学本科毕业设计（论文）中期报告- 1 -毕业设计（论文）题目：大学生方程式赛车转向系统优化设计1. 中期具体工作及进展本阶段的预期目标是完成方程式赛车转向系统转向器设计。通过前一段时间的设计，完成了转向系统的基本分析和转向器的详细设计，使其贴合大赛规则，并利用 UG 完成了转向器的详细建模。1.1 转向系统的大体设计结合赛规、往届各车队赛车参数及名次，选定整车的基本信息如下：名称 轴距 L 前轮距 B 后轮距 B 最小转弯半径 R数值 1600 mm 1250 mm 1200 mm 3810 mm名称 车手重 车重（采用 CBR600发动机）轮辋 轮胎数值 70 kg 220 kg 万丰 13 吋 Hoosier21吋名称 方向盘最大转角数值 260表1方程式赛车的转向盘位于赛车中间部位，驾驶舱又较小，采用中间输出或者一端输出形式不便于布置， 所以确定转向器输入形式为“中间输入、两端输出”，如图1：图 1与齿轮齿条式转向器配用的转向梯形布置有以下四种：河北工业大学本科毕业设计（论文）中期报告- 2 -A 转 向 器 位 于 前 轴 后 方 、 后 置 梯 形 B 转 向 器 位 于 前 轴 后 方 、 前 置 梯 形C 转 向 器 位 于 前 轴 前 方 、 后 置 梯 形 D 转 向 器 位 于 前 轴 前 方 、 前 置 梯 形图 2如果采用 B、C 方案，则很容易与前悬架减震器推（拉）杆产生运动干涉，所以届时和悬架系统设计人员沟通后，从 A、D 中选择最合适的一种，并进行梯形的具体设计和优化。1.2 转向系统的具体设计1.2.1 转向器角传动比 iw 为了避免在赛车转向时产生的路面对汽车行驶的附加阻力过大和轮胎的过快磨损，要求转向系统尽可能地保证在赛车转向时，所有的车轮均作纯滚动。显然，这只有在所有车轮的轴线都相交于一点时方能实现，如图 3 所示。此交点被称为转向中心，其位置与前轮和后轮的侧偏角大小有关。河北工业大学本科毕业设计（论文）中期报告- 3 -图 3L汽车轴距，1600mm；R汽车最小转弯半径，3810 mm ；B前轮轮距，1250mm； 外侧转向轮转角；内侧转向轮转角。根据图示几何关系，算得 =24.83，=35.93角传动比 iw= （1） 式中， w转向盘转角，度数为 260； k转向轮转角，+=60.76将数据代入（1）式中，得：iw =4.3（为设计方便，取 iw 为 4:1）1.2.2 转向器计算载荷及相关尺寸的确定主要参照常见汽车转向器的载荷分析过程进行，带入赛车基本参数，算得以下几个相关数据。原地转向阻力矩 MR 22752.0 Nmm转向盘手力 Fh 49.76N梯形臂长度 L2 130mm转向横拉杆直径 dmin 10mm斜齿轮转矩 T1 6319.52mm河北工业大学本科毕业设计（论文）中期报告- 4 -表 21.2.3 齿轮齿条的设计和校核齿轮轴是一根切有齿的轴，安装在转向器壳体上并与齿条上的齿相啮合，其上端与转向柱相连。因此，转向盘的旋转使齿条横向移动以操纵前轮。齿轮轴由安装在转向器壳体上的球轴承支承。齿条是在金属壳体内来回滑动的，加工有齿形的金属条。转向器壳体是安装在车架前底板固定位置上的。导向座将齿条支持在转向器壳体上。齿条的横向运动拉动或推动转向横拉杆，使前轮转向。1.2.3.1 齿轮的设计和校核对于一般的汽车齿轮齿条式转向器设计来说，齿轮的模数取值范围在 23mm 之间，主动小齿轮齿数在 57 个范围变化，压力角取值 20，齿轮螺旋角多为 915。但是考虑到赛车的方向盘转角不到一圈，而齿条总行程需要约 160mm，且每啮合一次，齿条走过一个周节（t=m ）的距离，致使所需齿轮较大，所以初选齿数 Z1 为 15。可得：t=16mmm=5.09mm方向盘转角限制齿轮齿条只能啮合 260，约 10 对齿，因此可设计为不完全齿轮，按照齿数为 15 的斜齿轮加工，只切出 11 个齿，剩余部分保持齿顶高半径。结合齿轮加工过程，从第一系列里选得齿轮的模数 mn1 为 5mm。另外，选择齿轮压力角 1 为 20，螺旋角 为 13，变位系数 n=0.7。通过齿轮相关计算公式，得到齿轮数据如下：齿轮几何计算名称 代号 计算结果/mm齿顶高 ha 8.5齿根高 hf 2.75齿高 h 11.25分度圆直径 d 51.36齿顶圆直径 da 68.36齿根圆直径 df 45.86基圆直径 db 48.26河北工业大学本科毕业设计（论文）中期报告- 5 -法向齿厚 sn 10.40端面齿厚 st 10.47齿宽 B 72表 3齿轮精度等级、材料的选择：（1） 由于转向器齿轮转速低，是一般的机械，故选择 8 级精度。（2） 主动小齿轮选用 16MnCr5 材料制造并经渗碳淬火，硬度在 56-62HRC 之间，取值 60HRC.下面进行齿轮的力学校核。一、齿轮的齿根弯曲强度设计依据以下公式： 3214.PsFmnzYkT（1）k=K t=1.3；（2）斜齿轮转矩 T1=6.32m；（3）复合齿形系数 sFY= 32.；（4）许用弯曲应力 P=0.7FE=0.7 1187=830.9N/ 2m， FE为齿轮材料的弯曲疲劳强度的基本值；（5）齿宽系数 m=1.0（小齿轮对称布置） ；（6）齿轮齿数 Z1 取 15。最终算得：mn0.65所以模数选 5 远远大于最小模数，强度校核合格。二、计算载荷系数 K=KAKVKHK=10.41.11.15=0.759，以此修正 Kt 值：3tnt算得 mn=4.17mm，故前取 5mm 不变。三、齿面接触疲劳强度校核公式为 ubdKTZHE12（1）许用接触应力 =1650MPa河北工业大学本科毕业设计（论文）中期报告- 6 -查表得，弹性系数 2180MPaZE区域系数 4.H合度系数 Z91.025.1螺旋角系数 8.cosu=4.7算得 H=1377.06Mpa H1650MPa由以上计算可知齿轮满足齿面接触疲劳强度，即以上设计满足设计要求。齿轮的 UG 建模如图 4 所示。图 41.2.3.2 齿条的设计相互啮合的齿轮的齿距 p1 和齿条的齿距 p2 必须相等。即：mn1cos 1=mn2cos 2所以选定齿条的模数 mn2 为 5mm，计算出齿条的压力角 2=20。根据图 4 计算出齿条的几何数据。河北工业大学本科毕业设计（论文）中期报告- 7 -图 5齿条几何计算名称 代号 计算公式 数值/mm模数 m - 5周节 t t=m 15.7齿厚 S S=t/2 7.85径向间隙 c c=0.25m 1.25齿顶高 h1 h1=m 5齿根高 h2 h2=1.25m 6.25齿工作高度 hg hg =2m 10齿全高 h h =2.25m 11.25表 4 齿条常采用 45 号钢制造并经高频淬火，表面硬度在 56HRC 以上。齿条的 UG 建模如图 6 所示。河北工业大学本科毕业设计（论文）中期报告- 8 -图 61.2.4 转向器其他部件的设计在 UG 中将齿轮齿条装配啮合，进一步根据啮合的空间尺寸，设计了齿间间隙调整结构，以调整转向器间隙，减小方向盘自由行程，满足赛规。示意图如下：图 7一个齿条导向座安装在齿条光滑的一面。齿条导向座 1 和与壳体螺纹连接的调节螺塞3 之间连有一个弹簧 2，此调节螺塞由锁紧螺母固定 4。齿条导向座的调节使齿轮、齿条间有一定预紧力，此预紧力会影响转向冲击、噪声及反馈。设计齿条导向座如图。河北工业大学本科毕业设计（论文）中期报告- 9 -图 8还设计了壳体、端盖、转向横拉杆连接耳片等部件。轴承选用型号为 6004 的深沟球轴承，内径 d=20mm，外径 42mm，宽 B=12mm，基本额定载荷 Cr=9.38kN，C0r=5.02kN，脂润滑，极限转速 19000r/min。上端盖（大）和壳体连接处、转向横拉杆耳片连接处均使用M6 螺栓，上端盖（小）处使用 M3 螺钉。最终在 UG 中装配，得到爆炸图及一些视图如下：图 9 爆炸图河北工业大学本科毕业设计（论文）中期报告- 10 -图 10 正二测视图图 11 侧视图河北工业大学本科毕业设计（论文）中期报告- 11 -图 12 鸟瞰图2.中期设计过程中遗留的问题齿轮齿条的设计和校核中有部分数据的选取不是很确定，需要进一步查资料对正，而且齿轮的啮合计算、中心距的选择、齿间间隙调整机构的详细设计未能做得完善，需要在后期弥补。壳体等结构只是基本满足使用要求，并未最大程度上结合实际加工、轻量化、美观等因素。3.后期工作安排1、进一步计算齿轮齿条的啮合力学特性，得到合理的啮合位置，并对转向器整体进行优化，去掉不必要的部分，改进不合理的部件，并对其进行更进一步的力学分析，使其实际使用性能得到最大保障。2、进行转向梯形设计，并运用 Matlab 对体型进行优化，得到最优梯形臂长和底角，并与车架组和悬架