大学生方程式赛车转向系统优化设计-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1600mm1250mm1200mm3810mm名称车手重车重（采用CBR600发动机）轮辋轮胎数值70kg220kg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：-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。-3-图3L汽车轴距，1600mm；R汽车最小转弯半径，3810mm；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MR22752.0Nmm转向盘手力Fh49.76N梯形臂长度L2130mm转向横拉杆直径dmin10mm斜齿轮转矩T16319.52mm-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ha8.5齿根高hf2.75齿高h11.25分度圆直径d51.36齿顶圆直径da68.36齿根圆直径df45.86基圆直径db48.26-5-法向齿厚sn10.40端面齿厚st10.47齿宽B72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=Kt=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=0.71187=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-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=1377.06MpaH1650MPa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：mn1cos1=mn2cos2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。-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tt=m15.7齿厚SS=t/27.85径向间隙cc=0.25m1.25齿顶高h1h1=m5齿根高h2h2=1.25m6.25齿工作高度hghg=2m10齿全高hh=2.25m11.25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。-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。-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-10-图10正二测视图图11侧视图-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，并与车架组和悬架组成员交流，运用UG在空间里对梯形建模，确