【正文】 力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數(shù)查得許用安全系數(shù)[S]=～，顯然S[S]，故aa剖面安全。圖45 轉(zhuǎn)向軸校核分析圖第五章 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計167。 目標函數(shù)的建立在不計輪胎側(cè)偏時，實現(xiàn)轉(zhuǎn)向輪純滾動、無側(cè)滑轉(zhuǎn)向的條件是內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角有如圖51所示的理想的關(guān)系，圖51 理想的內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系即 （51）式中T：計及主銷后傾角β時的計算軸距 T=L+r*tgβL：汽車軸距r：輪胎滾動半徑由（51）式可將理想的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角θit表示為θot的函數(shù)，即 （52）反之，取內(nèi)輪轉(zhuǎn)角θi為自變量時，理想的外輪轉(zhuǎn)角θot也可表示為θi的函數(shù)，即 （53）而由轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)所提供的內(nèi)、外實際轉(zhuǎn)角關(guān)系為前述的或，因此，轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計的目標就是要在規(guī)定的轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)使實際的內(nèi)（或外）輪轉(zhuǎn)角盡量地接近對應的理想的內(nèi)（或外）輪轉(zhuǎn)角。為了綜合評價在全部轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)兩者接近的精確程度，并考慮到最常使用的中小轉(zhuǎn)角時希望兩者盡量接近，因此建議用兩函數(shù)的加權(quán)均方根誤差σ作為評價指標。即： （54）或 （55）兩式中的加權(quán)因子、為： （54）、（55）兩式是等價的，可根據(jù)具體情況取其中之一作為極小化目標函數(shù)。167。 設(shè)計變量與約束條件對于給定的汽車和選定的轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)尚有梯形臂長、底角γ和安裝距離h三個設(shè)計變量。其中底角γ可按經(jīng)驗公式先選一個初始值，然后再增加或減小，進行優(yōu)化搜索。而及h的選擇則要結(jié)合約束條件來考慮。167。 保證梯形臂不與車輪上的零部件發(fā)生干涉要保證梯形臂不與車輪上的零部件（如輪胎、輪輞或制動底板）發(fā)生干涉，故要滿足：AoyAymin0式中：Aoy:梯形臂球頭銷中心的Y坐標值（見圖213），Aoy=cosγAymin：車輪上可能與梯形臂干涉部位的Y坐標值因cosγAymin0,所以可知當選定是γ的可取值上限為： （56）167。要保證有足夠的齒條行程來實現(xiàn)要求的最大轉(zhuǎn)角。即有：式中：最大轉(zhuǎn)角或所對應的齒條行程：轉(zhuǎn)向器的許用齒條行程因所以由公式（51）或（53）可知： 或一般來說{ }內(nèi)的數(shù)值很小，故在估算齒條行程時刻略去不計，即可粗略地認為或所以當γ選定時，的可取值范圍為 （57）或 （58）（57）式和（58）式是等價的，使用時可根據(jù)具體情況任取其中之一作為約束條件。167。要保證有足夠大的傳動角α。傳動角α是指轉(zhuǎn)向梯形臂與橫拉桿所夾得銳角。隨著車輪轉(zhuǎn)角增大，傳動角漸漸變小。而且對應于同一齒條行程，內(nèi)輪一側(cè)的傳動角αi總是比外輪一側(cè)的傳動角αo要小。由圖212可知:由圖213可知：最小傳動角夠在內(nèi)輪一側(cè)，當達到回正大值時，也達到最大值，故此時為最小值。傳動角過小會造成有效分力過小，表現(xiàn)為轉(zhuǎn)向沉重或回正不良。對于一般平面連桿機構(gòu)，為了保證機構(gòu)傳動良好，設(shè)計時通常使，但一般后置式轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的都偏小。這是由于汽車正常行駛中多用小轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向，約有80%以上的轉(zhuǎn)角在以內(nèi)；即使是大轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向，也是從小轉(zhuǎn)角開始，而且速度較低，所以取時的內(nèi)輪一側(cè)傳動角作為控制參數(shù)。以作為約束條件，這樣一般均能保證在時。轉(zhuǎn)向器安裝距離h對傳動角的影響較大，h越小，也小，可獲得較大的a。在選擇h時應充分注意到這一點，但h過小造成橫拉桿與齒條間夾角過大。由圖2，圖3可知： 為保證傳動良好，一般希望a，以此作為約束條件，即要滿足聯(lián)立不等式：由此可解得：因此在和的全部取值范圍內(nèi)，的最大值為1，的最小值為。所以h的可取值范圍為：由于轉(zhuǎn)向器處于中立狀態(tài)時(即時)，值較小，故可近似地認為：于是可得h的取值范圍： 賽車系統(tǒng)速度高轉(zhuǎn)向幅度小，因轉(zhuǎn)彎引起的輪胎磨損并不嚴重，出于對整車質(zhì)量的控制，以及車內(nèi)空間的要求，避免與車內(nèi)其他部件發(fā)生干涉，對優(yōu)化后的參數(shù)進行修正。第六章 基于UG運動仿真的轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計與優(yōu)化167。 建立UG三維模型我們設(shè)計賽車轉(zhuǎn)向梯形采用齒輪齒條后置梯型的結(jié)構(gòu),建立的3D數(shù)模見圖61。理論轉(zhuǎn)向節(jié)臂長度、梯形角,轉(zhuǎn)向器相對輪心安裝距離、轉(zhuǎn)向拉桿斷點(獨立式懸掛系統(tǒng))長度的初始值,可根據(jù)相關(guān)公式進行初步的設(shè)計取值,這些參數(shù),將根據(jù)運動分析的結(jié)果進行不斷調(diào)整,最終確定一個符合要求的值。因此,建立的數(shù)模,應該是參數(shù)化的,即用草圖(Sketch)功能建模,使理論轉(zhuǎn)向節(jié)臂長度、梯形角、轉(zhuǎn)向器相對輪心的安裝距離、兩斷點長度能夠很方便地調(diào)整。用Curve功能建立左右主銷軸線、左右轉(zhuǎn)向輪、左右轉(zhuǎn)向輪軸線數(shù)模。用SketchCurve功能建立左右理論轉(zhuǎn)向節(jié)臂、左右轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向器齒條數(shù)模。圖61 轉(zhuǎn)向梯形數(shù)模圖167。 基于UG工程圖模塊的轉(zhuǎn)向機動圖根據(jù)賽車的整體參數(shù)以及我們設(shè)計轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)角關(guān)系以及阿克曼理論，分別畫出以前外輪、前內(nèi)輪以及汽車縱向?qū)ΨQ面的轉(zhuǎn)彎半徑，然后根據(jù)給定的賽道畫出前外輪和后內(nèi)輪轉(zhuǎn)向圓以及賽道圓，由于此次大賽賽道尚未確定，我們只對初定賽道外徑檢查車尾是否會撞到安全樁，如圖64所示，由圖可知賽車車尾不會撞到安全樁。圖62 轉(zhuǎn)向機動圖167。 UG模型以及基于UG高級仿真的零部件校核采用UG參數(shù)化建模技術(shù)，建立可改性較高的轉(zhuǎn)向三維模型，如圖666,然后采用UG高級仿真功能，對建立的轉(zhuǎn)向橫拉桿模型進行畫網(wǎng)格，并添加與實際相符的約束，施以與實際相符的外力，求解后處理后如圖67所示，強度滿足設(shè)計要求。圖65轉(zhuǎn)向機模型 圖66 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)裝配圖 圖67轉(zhuǎn)向橫拉桿強度校核結(jié)果167。 UG裝配模型檢查干涉問題首先我們將轉(zhuǎn)向于懸架模型安裝于車架上，總共裝了三種狀態(tài)，一種是原始狀態(tài)，另外兩種狀態(tài)分別是輪胎上跳到最大位置時和輪胎向下跳動到最大位置時，裝配效果如下圖所示。 圖68 原始狀態(tài) 圖69 輪胎上跳 圖610 輪胎下跳從圖中可以看到三種極限狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向于懸架系統(tǒng)為發(fā)生干涉現(xiàn)象，能滿足要求。第七章 結(jié)論本次設(shè)計首先采用傳統(tǒng)的設(shè)計方法設(shè)計賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，然后嘗試以UG軟件為工具，探索出一整套新的較為快捷的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計方法。通過兩種方法的嘗試充分感受到新方法效率高，且通過結(jié)果對比發(fā)現(xiàn)新方法與傳統(tǒng)方法結(jié)果相符，說明新方法基本可行。本次設(shè)計主要完成的工作：參考國內(nèi)外SAE賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)合各種形式轉(zhuǎn)向器的優(yōu)缺點，選定齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，然后通過受力分析綜合轉(zhuǎn)向性能確定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動比，初步確定轉(zhuǎn)向器的傳動比，進行轉(zhuǎn)向器的設(shè)計與計算。其中與商用車的主要區(qū)別是賽車傳動比較小，設(shè)計中主要考慮了轉(zhuǎn)向靈敏與轉(zhuǎn)向輕便的協(xié)調(diào)。采用傳統(tǒng)的方法進行轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計，采用MATLAB編程的方法對轉(zhuǎn)向梯形進行優(yōu)化設(shè)計。用UG運動仿真進行轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計與優(yōu)化，并用UG建立三維實體裝配模型，進行預裝配，實現(xiàn)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)基本運動關(guān)系，并檢查干涉情況與其他配合件的安裝位置。通過以上設(shè)計發(fā)現(xiàn)，該設(shè)計滿足參賽要求。本次設(shè)計存在的不足之處是由于時間原因，在設(shè)計過程中都是運動學分析，沒有涉及動力學，還未采用ADAMS柔性體單元建立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型，進行仿真設(shè)計。下次設(shè)計可以在這些方面加以完善改進。參考文獻[1] ：清華大學出版社,2000[2] (第三版). 北京：機械工業(yè)出版社,2000 [3] (下冊). 北京：機械工業(yè)出版社,2005[4] 北京：機械工業(yè)出版社,2005 [5] （新版）. 北京：機械工業(yè)出版社,2004 [6] . 北京：人民交通出版社,2001 [7] [日].. 北京：機械工業(yè)出版社,1996 [8] . 北京：高等教育出版社,1991[9] ：科學技術(shù)出版社,2001 [10] ,1986[11] ：高等教育出版社,2006 [12] [13] （標準件篇）.吉林科技大學出版社，2000[14] William . . SAE[15] 居小凡. Formula SAE賽車的設(shè)計制造及測試,上海交通大學碩士論文[16] 張敏中. 齒輪—齒條式轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計,1994年,第15期,[17] ，2005[18] Unigraphics Solutions ：清華大學出版社,2002[19] ，2003年，第26期，[20] ，2007年 [21] David Tremayne. The Science of Formula1 Design,2004致 謝本次畢業(yè)設(shè)計是在牛毅、郗建國老師的認真指導下完成的。在此次設(shè)計論文完成之際，我衷心的感謝兩位老師在學習上的幫助。在此次課題設(shè)計當中，兩位老師提出了許多寶貴的意見，使我受益匪淺，在此向兩位老師表示最衷心的感謝！在做論文的過程中，參閱了國內(nèi)外相關(guān)文獻資料，并引用了其中部分成果。謹向這些相關(guān)文獻資料的作者表示衷心的感謝！由于知識水平有限，本論文可能存在諸多不合理之處，以及隨著新技術(shù)的不斷發(fā)展，造成論文有一定的局限性，希望閱者批評指正。同時也要感謝學校學院的所有老師，特別是張文春、徐銳良、彭巧勵等老師，讓我學到了很多道理和知識，在此一并表示感謝。感謝車隊的同學們，正是在你們的幫助關(guān)心下，讓我順利完成畢業(yè)設(shè)計。最后，向所有關(guān)心和幫助過我的人致以最衷心的感謝