本田節(jié)能競技賽車轉(zhuǎn)向及傳動系統(tǒng)設(shè)計含3張CAD圖,本田,節(jié)能,競技,賽車,轉(zhuǎn)向,傳動系統(tǒng),設(shè)計,cad 本田節(jié)能競技車轉(zhuǎn)向及傳動系統(tǒng)設(shè)計 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(yán)重，人們的關(guān)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(chǔ)。同時整個設(shè)計在滿足大賽要求的基礎(chǔ)上，以省油為主要指導(dǎo)思想，減少競技車復(fù)雜程度和輕量化。本次設(shè)計對競技車的轉(zhuǎn)向系、傳動系和離合器進行改進設(shè)計。論文首先對競技車的總體方案進行了確定。然后對轉(zhuǎn)向機構(gòu)進行設(shè)計，運用CATIA對其進行實體建模，同時利用CATIA的運動仿真對轉(zhuǎn)向系進行了仿真模擬運動，驗證了轉(zhuǎn)向機構(gòu)的合理性。通過對相關(guān)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(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)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 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(shè)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(qū)動方式的確定 6 2.4 車輛轉(zhuǎn)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(guān)計算 12 2.8 整體參數(shù)的確定 14 2.9 本章小結(jié) 14 3 轉(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計 16 3.1 汽車轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)設(shè)計理論 16 3.2 轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)確定 18 3.3 轉(zhuǎn)向阻力距計算 19 3.4 轉(zhuǎn)向裝置的設(shè)計計算 20 3.4 轉(zhuǎn)向梯形的仿真 20 3.5 本章小結(jié) 21 4 傳動系設(shè)計 22 4.1 設(shè)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(shè)計計算 23 4.4 本章小結(jié) 24 5 離合器的設(shè)計 25 5.1 離合器的重新設(shè)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(shè)計小結(jié) 27 6 結(jié) 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 本田節(jié)能競技賽車轉(zhuǎn)向及傳動系統(tǒng)設(shè)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(shè)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(xué)的學(xué)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(gòu)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(dāng)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(shù)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(lǐng)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(lǐng)域，Honda在全球推行“綠色工廠，制定獨自的企業(yè)目標(biāo)，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(lǐng)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(shù)的應(yīng)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(shù)已成為汽車設(shè)計領(lǐng)域的研發(fā)熱點。 節(jié)能競技車與普通賽車的結(jié)構(gòu)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(shù)發(fā)展的主導(dǎo)性方向；底盤的設(shè)計關(guān)鍵在于減少摩擦損失和提高機械的傳動效率；車身的設(shè)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(qū)動橋一驅(qū)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(shè)計中,要想通過轉(zhuǎn)向機構(gòu)使所有車輪在每一個轉(zhuǎn)向角度都能繞同一個瞬心轉(zhuǎn)動是無法實現(xiàn)的。通常的做法是依靠經(jīng)驗公式來設(shè)計。在研究中,則采用優(yōu)化算法,建立目標(biāo)函數(shù),求解出最優(yōu)值。眾多的優(yōu)化研究方法都認(rèn)為,對于特定轉(zhuǎn)向機構(gòu),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(zhuǎn)向橋均可由一個轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)來保證左右轉(zhuǎn)向輪按轉(zhuǎn)向規(guī)律偏轉(zhuǎn),而兩前橋之間的運動協(xié)調(diào)關(guān)系則需要根據(jù)具體情況設(shè)計搖臂機構(gòu)來加以保證,通常研究者認(rèn)為,梯形機構(gòu)是無須進行優(yōu)化的,左右車輪的關(guān)系完全可以由獨立設(shè)計的梯形機構(gòu)來實現(xiàn)。主要影響多軸轉(zhuǎn)向特性的是搖臂機構(gòu)。因此大多數(shù)轉(zhuǎn)向機構(gòu)的研究將搖臂機構(gòu)作為優(yōu)化設(shè)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)來減少空氣阻力通過改進輪胎結(jié)構(gòu)減少滾動阻力；底盤輕量化,采用新型輕質(zhì)材料,通過可靠性設(shè)計技術(shù)使整車輕量化,使各總成部件、附件緊湊；提高驅(qū)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(chǔ)上對轉(zhuǎn)向系進行各關(guān)鍵部件進行改進設(shè)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(guān)鍵部件進行改進設(shè)計，最后設(shè)計匹配發(fā)動機轉(zhuǎn)速和傳動系的離合器。 （1）通過查閱各種資料，了解本設(shè)計的意義、研究概況和發(fā)展趨勢； （2）對轉(zhuǎn)向系、傳動系、離合器進行設(shè)計 （3）運用CATIA對傳動系、轉(zhuǎn)向系、離合器的各關(guān)鍵部件進行三維設(shè)計； （4）通過改進后的參數(shù)得出結(jié)論。 2 節(jié)能競技車的總體設(shè)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(yīng)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(jié)構(gòu)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(qū)動還是后面兩個輪驅(qū)動都無法回避轉(zhuǎn)彎時兩個輪的速度差問題，也就是說需要設(shè)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向輕便； （2） 正因為和正向三輪有很多相似，所以在構(gòu)件的采購和加工方面相對方便； （3） 不需要設(shè)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(qū)會影響駕駛員的視野，而且需要差速器等機構(gòu)； （4） 如果采用后輪驅(qū)動會和兩輪前驅(qū)的問題一樣； （5） 運用空氣動力學(xué)分析最好的風(fēng)阻系數(shù)應(yīng)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(qū)動不需要在設(shè)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(zhuǎn)彎時前軸所受側(cè)向力比單輪布置小的多； （5） 空氣動力學(xué)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(jié)構(gòu)設(shè)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(fù)合材料要低，能大大降低制作成本。 2.3 車輛驅(qū)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(qū)動方式定為發(fā)動機后置后驅(qū)，這樣駕駛?cè)藛T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(zhì)心的位置進行配重（駕駛?cè)藛T前置），制作難度也相對降低。 2.4 車輛轉(zhuǎn)向形式的確定 因為車輛為比賽車輛，應(yīng)該同時考慮轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)簡單，但把整個車軸作為轉(zhuǎn)向裝置使得轉(zhuǎn)向笨重。 圖2.5 中央支撐式 梯形結(jié)構(gòu)的阿卡曼式，如圖2.6所示。其中轉(zhuǎn)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(gòu)轉(zhuǎn)向相對輕便，靈活。比較兩種機構(gòu)，確定阿卡曼式為最終轉(zhuǎn)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(shè)計中，車輪的選擇選擇至關(guān)重要，因為它對車輛的滾動阻力，迎風(fēng)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(fēng)面積，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)彎時，重力與離心力的合力與車輪的旋轉(zhuǎn)面平行。而競技車不可能傾斜，所以側(cè)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(zhuǎn)彎半徑、整備質(zhì)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(cè)傾剛度、最小轉(zhuǎn)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(shè)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(chǔ)上，對計算的總體思路有了大致的方向。在保證駕駛?cè)藛T安全性，舒適性的基礎(chǔ)上，對轉(zhuǎn)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(zhuǎn)彎特性相關(guān)參數(shù)計算 為了得到最好的輪距和軸距，對轉(zhuǎn)彎特性進行計算。轉(zhuǎn)向梯形的作用是：車輛在轉(zhuǎn)彎時，保證車輛的所有車輪能繞同一瞬時轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向時車輪做純滾動（不考慮輪胎的側(cè)向偏離），轉(zhuǎn)向梯形應(yīng)保證內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪的理想轉(zhuǎn)角關(guān)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(guān)系。即轉(zhuǎn)彎空間隨內(nèi)偏角增大而增大。 圖2.9 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)彎半徑 表2.2 內(nèi)偏角與軸距的關(guān)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(dāng)外偏角變大，車輪與車架的距離就越遠(yuǎn)。而內(nèi)外偏角之差與的值相關(guān)[1]，所以初步將輪距定為600mm。 2.6.3 質(zhì)心幾何坐標(biāo)的測量[2] 為了精確的確定節(jié)能競技車的各個尺寸，質(zhì)心測量必不可少。要測量的參量如下： ——質(zhì)心距前軸的水平距離 ——質(zhì)心距后軸的水平距離 ——質(zhì)心到左前輪接地點的水平距離 ——質(zhì)心到右前輪的水平距離 ——質(zhì)心到地面高度 在水平面上，假設(shè)質(zhì)心到前軸的距離為ɑ，到后軸為b。可列出下面方程表達其平衡關(guān)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(zhì)量反應(yīng)法。 測量工具：磅秤或車輛負(fù)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(zhì)心高度計算式： (2.4) 式中：—車輛被放置不同位置的質(zhì)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(jié)合公式2.5 (2.5) 經(jīng)過測量得出合理數(shù)據(jù)，質(zhì)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(cè)翻計算 側(cè)翻是指車輛在一定速度過彎時，在離心力的作用下，外側(cè)車輪附著力減少直至為零。當(dāng)離心力矩時側(cè)翻，時穩(wěn)定（A為轉(zhuǎn)彎時內(nèi)側(cè)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(zhǔn)確測出質(zhì)心位置。本次設(shè)計假設(shè)質(zhì)心位置不變，通過改變競技車的輪距、軸距來增加抗側(cè)翻性。但輪距和軸距不能無限制增加，所以我們分析其關(guān)系，可以發(fā)現(xiàn)輪軸距、質(zhì)心與允許最大過彎速度的關(guān)系如表2.3。即提高抗側(cè)翻性的方法可以是：降低車速和質(zhì)心高度。 表2.3 允許最大過彎速度與質(zhì)心高度關(guān)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(guān)計算 2.7.1發(fā)動機最大功率及其轉(zhuǎn)速 因為發(fā)動機功率對后面的傳動系，離合器的設(shè)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(fēng)阻系數(shù) A—迎風(fēng)面積 —最高車速 根據(jù)目標(biāo)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(guān)系。本次設(shè)計認(rèn)為拆除一檔二檔三檔，以減輕重量，變速機構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(dāng)=20km／h時，n=4000r／min； 當(dāng)=30km／h時，n=5000r／min； 當(dāng)=40km／h時，n=8000r／min， 由以上數(shù)據(jù)可以得出：車速范圍，轉(zhuǎn)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(shè)計為最終目的有著至關(guān)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(yīng)系數(shù) Pmax——最大功率 np——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)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(shè)為300mm，在前面的計算和以往競技車的基礎(chǔ)上，本次設(shè)計整車關(guān)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(qū)動形式 發(fā)動機后置后驅(qū) 長 2700 寬 400 高 550 前輪距/軸距 500/1550 整備質(zhì)量 50 滿載質(zhì)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(jié) （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(zhuǎn)向形式為阿卡曼式轉(zhuǎn)向機構(gòu); （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(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計 3.1 汽車轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)設(shè)計理論 轉(zhuǎn)向梯形的作用是：車輛在轉(zhuǎn)彎時，保證車輛的所有車輪能繞同一瞬時轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向時車輪做純滾動（不考慮輪胎的側(cè)向偏離），轉(zhuǎn)向梯形應(yīng)保證內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪的理想轉(zhuǎn)角關(guān)系如圖5.1所示。 圖3.1 理想轉(zhuǎn)角關(guān)系 由式3.1決定： （3.1） 式中：—外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； —內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； —兩主銷中心線與地面間的距離； —軸距。 本次設(shè)計的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中采用的是整體式，因此只對整體式的轉(zhuǎn)向梯形進行簡單介紹。實際的設(shè)計中不能使得此機構(gòu)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(shè)，則該轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)就越能精確的滿足式（3.1），轉(zhuǎn)向也會越平順。 （1） （2） 圖3.2 內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的理想轉(zhuǎn)角關(guān)系；（2）內(nèi)、外轉(zhuǎn)向輪的實際轉(zhuǎn)角關(guān)系 在圖3.2（2）中的三角形OAB可得 （3.2） 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)的主要參數(shù)有： —兩主銷中心線與地面間的距離； —轉(zhuǎn)向橫拉桿兩端中心的距離； —轉(zhuǎn)向臂長； —梯形底角。如圖3.3所示。 圖3.3 轉(zhuǎn)向梯形簡圖與和的關(guān)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(dāng)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向梯形的三種尺寸方案，然后用圖解法，每個對應(yīng)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(zhuǎn)向梯形參數(shù)確定 參照四輪車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計，假設(shè)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(shè)計把轉(zhuǎn)向梯形前置，如圖3.4所示 圖3.4 轉(zhuǎn)向機構(gòu)簡圖 根據(jù)公式： （3.4） L=1550mm，給出y值，結(jié)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(zhuǎn)向系各參數(shù) 參數(shù) 最終設(shè)計參數(shù)值 n 692mm m 90mm K 375mm α 60° x 2／3 3.3 轉(zhuǎn)向阻力距計算 假定駕駛員的體重為50ｋg，車重50ｋg。對原地轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸負(fù)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(zhuǎn)向裝置的設(shè)計計算 在以往大賽的參賽車的基礎(chǔ)上，從競技車的操作輕便性、靈活性和整車的設(shè)計布局考慮，初設(shè)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向搖臂長=90mm； L2為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長=175mm； Dsw為車把長度=160mm； 為轉(zhuǎn)向器角傳動比，在車上未使用轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器 3.4 轉(zhuǎn)向梯形的仿真 仿真能直觀的發(fā)現(xiàn)機構(gòu)之間的位置關(guān)系。所以這里利用CATIA對轉(zhuǎn)向機構(gòu)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(zhuǎn)向機構(gòu)進行運動仿真如圖3.7所示。 圖3.6 轉(zhuǎn)向機構(gòu)裝配圖 圖3.7 轉(zhuǎn)向機構(gòu)仿真 通過CAITA對轉(zhuǎn)向機構(gòu)的運動仿真，我們可以看到，本次設(shè)計的轉(zhuǎn)向機構(gòu)轉(zhuǎn)向流暢，沒有出現(xiàn)機構(gòu)鎖死和運動干涉的問題，這就驗證了轉(zhuǎn)向機構(gòu)的合理性和可實現(xiàn)性。 3.5 本章小結(jié) （1） 確定了轉(zhuǎn)向機構(gòu)的各個參數(shù)； （2） 繪制出了轉(zhuǎn)向機構(gòu)的CATIA裝配圖，并進行了仿真。 4 傳動系設(shè)計 4.1 設(shè)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(shè)計。傳動系的設(shè)計要求工作可靠，兩軸距離相對較遠(yuǎn)。本次設(shè)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(zhǔn)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(zhì)，其整體尺寸較小，結(jié)構(gòu)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(chǔ)上，本次設(shè)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(jié)果如下表4.1所示 表4.1 試驗結(jié)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(gòu)格擋傳動比[7] 變速機構(gòu) 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(jié)果明顯看出，后者成績更好。結(jié)合變速結(jié)構(gòu)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(shè)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(shè)計計算 確定傳動比： （4.1） 當(dāng)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(zhuǎn)速。在查表時應(yīng)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(jié) （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(guān)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(shè)計 5.1 離合器的重新設(shè)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(shè)計。本次設(shè)計選取離合器為干式摩擦離合器，它的優(yōu)點如下： （1）結(jié)構(gòu)簡單緊湊，能減少競技車的重量，有利于省油； （2）通風(fēng)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(shè)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(jié)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(zhuǎn)矩根據(jù)公式： (5.2) 其中：—為最大轉(zhuǎn)矩 —離合器工況系數(shù)，由《機械手冊》查得=1.2 —離合器結(jié)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(shè)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(zhuǎn)矩應(yīng)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(shè)計滿足條件 ②摩擦面壓強應(yīng)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(guān)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(biāo)準(zhǔn)值3.25。 總?cè)?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(biāo)準(zhǔn)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(shè)計小結(jié) 結(jié)合相關(guān)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(jié) 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(chǔ)上，通過廣泛的查閱文獻，對本校的節(jié)能競技車的轉(zhuǎn)向系，傳動系，離合器進行了改進設(shè)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(zhuǎn)向系進行運動仿真，通過不斷修改設(shè)計參數(shù)，使得轉(zhuǎn)向系運動沒有干涉，運行流暢。通過本次設(shè)計，深刻的體會到ＣＡＴＩＡ三維建模和仿真相結(jié)合解決工程問題優(yōu)勢。本次設(shè)計主要設(shè)計結(jié)果如下： （1） 　得出了前兩輪后一輪，發(fā)動機后置后驅(qū)的布置形式,鋁型材作為車架材料,自行車輪20英寸,轉(zhuǎn)向形式為阿卡曼式轉(zhuǎn)向機構(gòu)。 （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(zhuǎn)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(jié)論分析：本次設(shè)計各部件均能在保證競技車復(fù)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(shè)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(zhuǎn)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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NAM 摘要 本文提出了一種新型無傳感器轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)矩控制方法，適用于線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。 線控轉(zhuǎn)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(cè)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(zhuǎn)向轉(zhuǎn)矩和來自道路的負(fù)載扭矩之間的輸送機起作用。在本文中，我們關(guān)注基于阻抗控制的與轉(zhuǎn)向感相關(guān)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(zhuǎn)向系統(tǒng)中，使用扭矩傳感器來設(shè)置對駕駛員轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向控制方法。提出的方法的有效性由實驗結(jié)果證實。 關(guān)鍵詞：無傳感器力控制；擾動觀測器；線控轉(zhuǎn)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(shù)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(fù)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(fù)面影響,發(fā)動機也大。一種新技術(shù)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(yīng)用于剎車和引導(dǎo)車。 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)。這種類型的優(yōu)勢,司機的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)(黃,2001)。它使用更少的轉(zhuǎn)向力比較傳統(tǒng)機械轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向柱設(shè)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(chǎn)成本。第二個是安全，轉(zhuǎn)向柱伸出它可以保護司機的安全，當(dāng)?shù)能囕v發(fā)生事故時。 轉(zhuǎn)向柱不可用,是不容易的模擬轉(zhuǎn)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(fù)能力。方向盤和車輛應(yīng)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(zhuǎn)向柱,它需要實現(xiàn)恢復(fù)力。第三是可變轉(zhuǎn)向的感覺。提供的轉(zhuǎn)向手感等駕駛條件的轉(zhuǎn)彎力和車輛速度。考慮駕駛環(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(yīng)估計方法(埃姆雷et al .,2010)。研究對司機的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向感覺沒有扭矩傳感器基于阻抗控制。基于模型信息的傳感器不方法被廣泛使用,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(zhuǎn)向扭矩實時信息,使用基于擾動觀測器技術(shù)系統(tǒng)模型。此外,使用一個阻抗控制技術(shù)在一些機電一體化領(lǐng)域需要與人類和設(shè)備交互。特別是,它用于機器人(榮格et al .,2004;Ikeura Inooka,1995)和恢復(fù)應(yīng)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向控制方法提出了第三節(jié),其控制性能實驗結(jié)果證實了在第四節(jié)。結(jié)論在第五節(jié)總結(jié)。 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(zhuǎn)向系統(tǒng)具有轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng),如電動助力轉(zhuǎn)向控制器收集一些信息,包括車輛速度,轉(zhuǎn)向扭矩、和轉(zhuǎn)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(fù)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(dāng)一個耦合器負(fù)載感覺和司機。此外,它的功能作為輔助力量馬達。本文側(cè)重于從轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸連接。建模的兩個-慣性系統(tǒng)已經(jīng)在一些紙(Zhang和學(xué)習(xí)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(zhuǎn)向力矩應(yīng)用于指導(dǎo)輪,方向盤一個慣性矩摩擦系數(shù)在一定的轉(zhuǎn)向角。轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)向軸產(chǎn)生反應(yīng)。反應(yīng)力矩作用在轉(zhuǎn)向軸表示為。 反應(yīng)轉(zhuǎn)矩是阻尼系數(shù)的轉(zhuǎn)向軸。方向盤電動機的動態(tài)方程表示為。 方程(3)是由轉(zhuǎn)向電機轉(zhuǎn)矩,電動機系統(tǒng),轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向電動機轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向電機扭矩和司機的轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)矩輸入。的角度方向盤電動機可以直接測量。但是一個轉(zhuǎn)向角不是用這個系統(tǒng)。轉(zhuǎn)移函數(shù)從方向盤電機轉(zhuǎn)矩的電機角表示為 2.2摩擦模型 方程(3),即轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的動力學(xué)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(zhuǎn)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(dǎo)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?fàn)顟B(tài),我們檢查了力瞬間移動。當(dāng)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(fù)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(shè)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(jié)果。它指出,速度和轉(zhuǎn)矩之間的關(guān)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(jié)果來識別動態(tài)模型。我們注入了線性調(diào)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(diào)頻信號的扭矩信號表示為一個電壓在以上結(jié)果。單位轉(zhuǎn)換常數(shù)電壓和轉(zhuǎn)矩是0.239 N·m /伏特。結(jié)果如圖6所示。實線代表響應(yīng)在低輸入激勵和虛線代表