Projekt trójkołowego pojazdu miejskiego

Politechnika Warszawska Wydział Samochodów i Maszyn Roboczych Instytut Pojazdów Zakład Samochodów Praca Magisterska Projekt trójkołowego pojazdu miejskiego Wykonali: Szymon Węgiel Krystian Zalewski Promotor: mgr inż. Jan Gierej Warszawa 10 grudnia 2003

jednoosobowy ekologiczny lekki innowacyjny Założenia wstępne

Kryteria : przeznaczenie pojazdu funkcjonalność właściwości użytkowe dane eksploatacyjne wielkość cena Benchmarking

36V silnik elektryczny prądu stałego o mocy 2.1kW źródło prądu 6 akumulatorów trakcyjnych napęd na koła tylne Jednostka napędowa

Analiza ciężarowa oraz wyważenie pojazdu. Sposoby wyznaczania mas elementów: dane producenta, ważenie, porównanie, obliczanie.

L.p. Element T A B E L A W Y W A Ż E N I A P O J A Z D U Odległość od osi Odległość od Odległość od Masa Iloczyn Iloczyn Iloczyn przedniej wzdł. pł. sym. nawierzchni m i [kg] x i [mm] m i x i [kgmm] y i [mm] m i y i [kgmm] z[m] m i z i [kgmm] 1 Przekładnia+most 34,4 1450 49880 80 2752 245 8428 2 Silnik 22,6 1453 32837,8-48 -1084,8 371 8384,6 3 Opona prawa 5,1 1460 7446-486,5-2481,15 214 1091,4 4 Opona lewa 5,1 1460 7446 486,5 2481,15 214 1091,4 5 Resor prawy 4 1457 5828-345,5-1382 269 1076 6 Resor lewy 4 1457 5828 345,5 1382 269 1076 7 Stabilizator 3,8 1394 5297,2 0 0 417 1584,6 8 Felga prawa 2,4 1460 3504-488,5-1172,4 214 513,6 9 Felga lewa 2,4 1460 3504 488,5 1172,4 214 513,6 10 Amortyzator prawy 1,5 1421 2131,5-272 -408 290 435 11 Amortyzator lewy 1,5 1421 2131,5 272 408 290 435 12 Wieszaki prawe (para) 0,9 1776 1598,4-345,5-310,95 363 326,7 13 Wieszaki lewe (para) 0,9 1776 1598,4 345,5 310,95 363 326,7 14 15 16 17 Opona przednia 5,1 0 0 0 0 214 1091,4 18 Widelec 4,5 177 796,5 73 328,5 497 2236,5 19 Bęben 3,8 0 0 25 95 214 813,2 20 Wahacz 3,5 76 266 91 318,5 211 738,5 21 Felga przednia 2,4 0 0-2 -4,8 214 513,6 22 Amortyzator 2,2 43 94,6 134 294,8 344 756,8 23 Sprężyna 1,6 53 84,8 134 214,4 375 600 24 Zwrotnica 1,5 0 0 56 84 214 321 25 Piasta 0,8 0 0 20,5 16,4 214 171,2 26 27 28 29 Przekładnia kierownicza 2,8-21 -58,8 19,5 54,6 627 1755,6 30 Kolumna kierownicy 2,3 458 1053,4-10 -23 829 1906,7 31 Koło kierownicy 1,6 637 1019,2 0 0 950 1520 32 Dolny wał kierownicy 0,6 176 105,6 24 14,4 710 426 33 Drążek kierowniczy 0,6 127 76,2 154,5 92,7 602 361,2 34

Rysunek wyważeniowy pojazdu.

Zawieszenie przednie. wahacz wzdłużny amortyzator teleskopowy sprężyna śrubowa widelec jednostronny

Zawieszenie tylne. Digitalizacja elementów układu napędowego i zawieszenia tylnego pojazdu Melex.

Obliczenia położenia osi kół tylnych dla maksymalnego ugięcia resorów (dobicia). Dane producenta (D&D Resory Polska): F sw =98 mm -strzałka ugięcia w stanie swobodnym e=0,253 mm/dan -maksymalna elastyczność resoru P max =350 dan -maksymalne obciążenie resoru a =710 mm - rozstaw osi uch resoru wyprostowanego Maksymalne ugięcie resoru spowodowane siłą P max =350 dan: x max := e P max x max = 88.5 mm

Rozstaw osi uch resoru obciążonego maksymalnie (dobicie): Zakładam, że podczas pracy resorów ich długość nie zmienia się: l = αr = const.=a l[mm] - długość łuku resoru α[rad] - kąt rozwarcia łuku r[mm] - promień łuku a 2 α 1 r 1 r 1 2 ( ) 2 a 1 + r 1 f 1 2 2 sin( α 1 ) a 1 2 r 1 a 1 = 709.984 mm

Wyznaczenie współrzędnych ruchomej osi ucha resoru przy maksymalnym ugięciu: Szukamy punktu przecięcia okręgu o promieniu R 1 i środku w punkcie O 1 z okręgiem o promieniu R w i środku w punkcie O w. Równania okręgów mają postać: x 2 y 2 + R 1 2 ( x x w ) 2 + ( y y w ) 2 2 R w Po obliczeniach otrzymujemy: x = 709 mm y = 43 mm

Wymiary określające położenie osi kół w dobiciu względem przedniego punktu mocowania resoru do ramy: x = 358 mm z = -43 mm Zawieszenie tylne w pozycji dobicia.

Prześwit pojazdu. Obliczenia ugięcia zawieszenia tylnego w wyniku zjazdu z krawężnika. Przy założeniu równości energii potencjalnej i kinetycznej mamy: m resd g z v 2 h rz m resd v = 1.01 2 m s

Zakładam, że cała energia potencjalna masy resorowanej przed rozpoczęciem opadania jest równa sumie energii magazynowanej w resorach oraz rozproszonej w amortyzatorach: m resd g z ( h rz + x) k x 2 + 2c v sr x Wartość ugięcia zawieszenia tylnego podczas zjazdu z krawężnika: x = 0.148 m Ugięcie przekracza wartość dopuszczalną, która ze względu na wytrzymałość resorów wynosi 88,5 mm. Jednym z rozwiązań jest zastosowanie ogranicznika skoku dobicia, którego progresywna charakterystyka sztywności przy ściskaniu umożliwia przejmowanie na małej drodze dużych sił.

Charakterystyka sztywności tylnego zawieszenia 14000 12000 Siła obciążająca F[N] 10000 8000 6000 4000 2000 0 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 Ugięcie zawieszenia x[mm]

Uwzględniając pochylenie nadwozia w wyniku ugięcia tylnego zawieszenia do pozycji dobicia oraz ustawienia pojazdu jedną z osi na krawężniku wyznaczona została minimalna wartość prześwitu.

Wywracanie pojazdu. Przyjmuje się dwa kryteria do wyznaczania początku procesu wywracania: 1. Osiągnięcie zerowych wartości reakcji nawierzchni na któreś z kół jezdnych. 2. Osiągnięcie przez pojazd stanu równowagi chwiejnej. (ab)n (ab)t B C A X Ostateczna postać wzoru na przyspieszenie poprzeczne środka masy pojazdu, poruszającego się z dowolną prędkością v po łuku o zmiennym promieniu: (ac/b)n (ac/b)t a Y = v 2 δ + l2 ax l δ + v dδ dt δ O Y

Kryterium oderwania koła wewnętrznego na łuku drogi. α Fb O1 O Założenia: a) pojazd traktujemy jako bryłę sztywną bez zawieszenia; b) siłami, powodującymi utratę kontaktu koła wewnętrznego z nawierzchnia, są: składowa wzdłużnej siły bezwładności (w przypadku hamowania) oraz składowa siły odśrodkowej (pomijamy siłę wiatru i siłę oporu powietrza); b Fy A O2 c) wszystkie siły działające na pojazd można sprowadzić do płaszczyzny przechodzącej przez środek masy pojazdu i prostopadłej do osi wywracania; d) oderwanie koła wewnętrznego od nawierzchni nastąpi zanim dojdzie do utraty przyczepności między oponą i drogą; Moment sił wywracających względem osi wywracania musi być mniejszy lub równy momentowi siły ciężkości i siły bezwładności (przy przyspieszaniu). F y cos α h + F b sin α h G b

Stan równowagi nietrwałej. Praca wykonana przez siły wywracające na drodze C 1 -C 2, jest równoważna przyrostowi energii potencjalnej. E p = L C2 Fycosα+Fbsinα (Fycosα+Fbsinα)cosφ C1 Fycosα+Fbsinα E p = G ( r h) w φ h b O rw dl ( F cos α + F sin α ) cos Φ ) ( r Φ ) = d y b w Widok z kierunku A. v wywr = v kr + v

Ruch ze stałą prędkością po łukach o różnych promieniach 80 75 70 a x = 0 Prędkość [km/h] 65 60 55 50 45 40 35 30 25 20 15 10 5 0 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 Promień łuku [m] Prędkość wywracania Prędkość wywracania (czterokołowy) Prędkość poślizgu (0,9) dδ = 0 dt pojazd wpadnie w poślizg przy mniejszej prędkości niż prędkość wywracania. różnica między prędkościami wywracania pojazdów cztero- i trzykołowego jest nieznaczna i wynosi od 3,4 do 5,9 km/h dla badanego przedziału promieni łuku.

65 60 55 50 45 Ruch ze zmienną prędkością po łuku o stałym promieniu (10m) dδ dt = 0 Prędkość [km/h] 40 35 30 25 20 15 10 5 0-10 -9-8 -7-6 -5-4 -3-2 -1 0 1 2 3 4 Przyspieszenie wzdłużne [m/s2] Prędkość wywracania Prędkość wywracania (czterokołowy) Prędkość poślizgu Prędkość wywracania pojazdu trójkołowego rośnie ze wzrostem przyspieszenia wzdłużnego, gdyż siły wzdłużne (hamowania lub przyspieszania) dają się rozłożyć na składowe prostopadłe do osi wywracania, wpływające na stateczność pojazdu.

Założenia: Układ kierowniczy. duża zwrotność, możliwość manewrowania pojazdem w pozycji kierowcy spełniającej wymagania ergonomiczne, niewielka siła konieczna do manewrowania, proste połączenie z zaprojektowanym wcześniej widelcem koła przedniego, niewielka masa i wymiary, niski koszt wytwarzania. Digitalizacja koła kierownicy, wałów, kolumny i przekładni kierowniczej od samochodu Polski Fiat 126p.

Mechanizm zwrotniczy. Najprostsze rozwiązanie to połączenie ramienia przekładni, ustawionego poprzecznie do osi podłużnej pojazdu, z widelcem koła, ustawionego do jazdy na wprost, drążkiem wzdłużnym z dwoma przegubami kulowymi na końcach. Takie rozwiązanie mechanizmu zwrotniczego powoduje niesymetryczną pracę układu kierowniczego. Obrót kierownicy w prawo i w lewo o ten sam kąt powoduje skręt koła o kąt wyraźnie większy w przypadku skrętu w lewo niż w prawo.

WADA duży rozstaw osi. Zmniejszenie rozstawu osi o 320mm, dzięki przeniesieniu przekładni kierowniczej przed widelec koła przedniego.

Najmniejsza średnica zawracania: 4,2 m Najmniejsza obrysowa średnica zawracania: -zewnętrzna: 5,1 m -wewnętrzna: 2,0 m Najmniejsza szerokość skrętu: 1,75 m

Ergonomia. Do określenia położenia manekina względem fotela konieczna jest znajomość współrzędnych punktu H. Położenie tego punktu można wyznaczyć za pomocą trójwymiarowego manekina lub dwuwymiarowego szablonu.

Położenie punktu H zgodnie z normą SAE Szablon rysunkowy wg normy SAE

Ustalenie pozycji kierowcy Założenia: maksimum komfortu minimalne zmęczenie Kąty ugięć manekina (50 centylowej kobiety) usytuowanej w naszym pojeździe Kąty ugięć manekina (95 centylowego manekina) usytuowanego w naszym pojeździe

Symulacja wysiadania Pozycja 1 Pozycja przyjmowana w czasie jazdy. Ręce na kierownicy, nogi w okolicy elementów sterujących hamowaniem i przyspieszeniem

Pozycja 2 Pozycja przyjmowana po zatrzymaniu pojazdu. Ręce zdjęte z kierownicy, nogi przesunięte bliżej korpusu

Pozycja 3 Poprzeczne przesunięcie ciała na fotelu. Lewa noga wysunięta poza pojazd

Pozycja 4 Obrót ciała i pochylenie tułowia

Pozycja 5 Powstanie z fotela, tułów pochylony, obie nogi poza pojazdem

Pozycja 6 Całkowite opuszczenie pojazdu

Widoczność z miejsca kierowcy Pole widzenia manekina siedzącego na miejscu kierowcy

Struktura nośna. Zaprojektowane przez nas struktury nośne można porównać z konstrukcjami samonośnymi szkieletowymi. Zdecydowaną większość obciążeń przenosi tutaj przestrzenna rama rurowa, natomiast klejone bezpośrednio do niej poszycie wraz z szybami ma znacznie mniejszy udział w przenoszeniu obciążeń. W obliczeniach wykorzystane zostały następujące przypadki obciążeń konstrukcji nośnej pojazdu, mogące wystąpić podczas codziennej eksploatacji: 1. Obciążenie siłą odśrodkową. 2. Obciążenia pionowe symetryczne. 3. Obciążenia przy zjeździe z krawężnika. 4. Obciążenia przy uderzeniu przednim kołem w ścianę lub wysoki krawężnik. 5. Obciążenia przy uderzeniu tylnymi kołami w krawężnik. 6. Obciążenie miejsca mocowania przedniego zawieszenia pochodzące od poprzecznej siły przyczepności. 7. Obciążenie pionowe niesymetryczne (przy zjeździe z krawężnika jednym tylnym kołem). 8. Obciążenie pochodzące od sił hamowania. 9. Obciążenie przy zjeździe z krawężnika przednim kołem z jednoczesnym uderzeniem w przeszkodę. 10. Obciążenie siłą odśrodkową z jednoczesnym uderzeniem przednim kołem w przeszkodę. 11. Obciążenie siłą odśrodkową z jednoczesnym obciążeniem pionowym symetrycznym.

Obciążenia nadwozia sprowadzone zostały do sił i momentów działających w punktach mocowania zawieszenia. Rodzaj elementów ruryo średnicy zewnętrznej 30 mm i grubości 3,2 mm. Materiał - stal niskostopowa o podwyższonej wytrzymałości 18G2A. Technologia łączenia spawanie. Podstawowe założenia: spełnienie wymagań wytrzymałościowych przy zachowaniu niewielkiej masy, wykorzystanie możliwie małej ilości belek, uniknięcie kolizji podczas pracy zawieszenia i układu kierowniczego, zapewnienie odpowiedniej ilości miejsca dla kierowcy, bagażu i akumulatorów, uwzględnienie kształtu przyszłego nadwozia,

Optymalizacja konstrukcji nośnej I. zastosowanie belki spinającej słupki A w ich dolnej części, wydłużenie zastrzałów przy tylnych mocowaniach resorów, konieczność zmiany punktów mocowania amortyzatorów.

przesunięcie na zewnątrz zastrzałów przechodzących przez przestrzeń bagażową, wydłużenie i równoległe poprowadzenie podłużnic, zastosowanie przykręcanego zderzaka tylnego, konieczność zmiany mocowań resorów, amortyzatorów i stabilizatora. Rama w tej postaci (masa: 66 kg) została poddana obliczeniom.

Naprężenia maksymalne wystąpiły przy uderzeniu przednim kołem w przeszkodę i wyniosły 681 MPa. Tak duża wartość naprężeń wymusiła zmianę konstrukcji przedniej części ramy.

Naprężenia maksymalne przy uderzeniu przednim kołem w przeszkodę zostały zredukowane do wartości 284 MPa. Masa konstrukcji wzrosła do 85 kg. zmniejszenie średnic oraz grubości ścianek niektórych rur, zastosowanie dodatkowych żeber, usunięcie belki spinającej miejsce mocowania widelca z obramowaniem szyby przedniej, belka środkowa w podłodze o grubości ścianki 2,6 mm.

Naprężenia maksymalne przy uderzeniu przednim kołem w przeszkodę zostały zredukowane z 284 MPa do 226 MPa przy obniżeniu masy o 29 kg do wartości 56 kg. Przypadkiem wymiarującym dla powyższej konstrukcji okazał się przypadek zjazdu z krawężnika przednim kołem z jednoczesnym uderzeniem w przeszkodę. Naprężenia maksymalne wystąpiły w środkowej belce podłogi i wyniosły, po zwiększeniu grubości ścianki tej rury do 4,5 mm, 255 MPa.

Usunięcie belki poprzecznej łączącej podłużnice w okolicy tylnych mocowań resorów (poprawa dostępu do dolnej części przestrzeni bagażowej) wywołało wzrost naprężeń maksymalnych w okolicy połączenia przedniego mocowania resoru z podłużnicą z 248 do 279 MPa. Zastosowanie dodatkowego żebra przy przednim mocowaniu resoru zmniejszyło naprężenia do 236 MPa. (przypadek uderzenia tylnymi kołami w krawężnik z jednoczesnym obciążeniem siłą odśrodkową)

Wykonanie mocowań.

Ostateczna postać ramy powstała w wyniku optymalizacji ponad 40-stu poprzednich wersji (m=65 kg).

Optymalizacja konstrukcji nośnej II Pierwsza wersja ramy powstała bez wyraźnej koncepcji poszycia. Tłumaczyłoby to jej prostą konstrukcję odbiegającą kształtem zupełnie od ostatecznej wersji ramy Druga wersja ramy konstrukcją znacznie różni się od pierwszej. Na tym etapie pracy miałem już wstępne wyobrażenie, co do kształtu poszycia

W trzeciej wersji zrezygnowałem z masywnego dzioba, który nadawał niepotrzebnie masę. Zmienił się wyraźnie kształt otworu drzwiowego (inaczej zostały poprowadzone słupki A i B), przez co modyfikacji uległa także linia dachu. Przeobrażeniu uległa również tylna część ramy przez nadanie większych promieni zaokrągleń Czwarta wersja ramy zawiera mocowania resorów piórowych, przedniego i tylnego zawieszenia, amortyzatorów, stabilizatora, przekładni kierowniczej, fotela, odbojników oraz podstawki akumulatorów. Po wstępnych obliczeniach wytrzymałościowych zmniejszyłem grubość niektórych ścianek rur z 5 do 2,6mm

Następnie modyfikacji uległo mocowanie główki ramy przez dodanie ramion. Dodatkowe ramiona usztywniły konstrukcję, co znacznie zmniejszyło naprężenia z ponad 800 do 560MPa. Pomimo dodatkowych ramion uzyskane naprężenia były wciąż za duże, więc zdecydowałem zastosować kolejne wzmocnienia w postaci dłuższych ramion. Po tej modyfikacji naprężenia wynoszą 377MPa

Ta wersja ramy jest ostateczną. Zrezygnowałem tu z nadkoli kół tylnych, które niepotrzebnie zwiększały masę. Rama ta spełnia spełnia wymogi funkcjonalne i wytężeniowe. Została poddana analizie wytrzymałościowej

Geometria powierzchni nadwozia. Komputerowe projektowanie powierzchni nadwozi samochodowych polega na utworzeniu jak najmniejszej liczby powierzchni elementarnych i takim ich połączeniu, aby w miejscu łączenia spełniony był warunek ciągłości. Metoda budowy powierzchni z profili przesuwanych: Rozpinanie powierzchni między dwoma płaskimi profilami (początkowym i końcowym) wzdłuż krzywych (lub jednej krzywej) prowadzących.

Czynniki decydujące o odległości rozpinanej powierzchni od ramy nośnej: grubość elementów poszycia, grubość warstwy kleju, sposób łączenia poszczególnych elementów między sobą i z ramą, tolerancje wykonania i montażu.

Powierzchnie elementarne stanowiące podstawę do dalszego projektowania nadwozia.

Po zbudowaniu wszystkich powierzchni podstawowych można przystąpić do odcinania niepotrzebnych fragmentów, łączenia kilku powierzchni w jedną całość oraz zaokrąglania krawędzi łączenia.

Ocena jakości wykonanych powierzchni: zmiana sposobu oświetlania powierzchni (shading) - - funkcja Isophotes Analysis funkcja Environment Mapping (rendering) -

Wykonanie otworów na drzwi, pokrywę bagażnika, szyby, zderzak oraz światła.

Podział nadwozia na elementy dające się wykonać metodą tłoczenia. Narzędziem pomocnym przy wyborze linii podziału jest funkcja Draft Analysis, pozwalająca stwierdzić, czy kąt między płaszczyzną prostopadłą do kierunku formowania a wektorem normalnym do analizowanej powierzchni w wybranym punkcie nie jest zbyt mały. -niewłaściwy kierunek formowania -właściwy kierunek formowania

W kolejnym etapie wykonane zostały lusterka, klamki i zderzaki, a poszczególnym powierzchniom poszycia została nadana grubość.

Wymiary zewnętrzne

Przekroje nadwozia. Koncepcja klejenia poszycia w wybranych przekrojach 1 - Próg 2 - Słupek A

Wykonywanie projektu pojazdu trójkołowego w ramach pracy dyplomowej stanowiącej zwieńczenie pięciu lat nauki na wydziale Samochodów i Maszyn Roboczych Politechniki Warszawskiej było dla nas niezwykle ciekawym doświadczeniem. Praca pozwoliła nam wykazać się wiedzą zdobytą podczas studiów i jednocześnie umożliwiła dalszy rozwój poprzez nabycie nowych doświadczeń i umiejętności. Wspólne rozwiązywanie problemów, zaangażowanie, wkład własny każdego uczestnika, wzajemna pomoc, to tylko niektóre zalety pracy zespołowej w ramach, której mieliśmy możliwość realizowania naszych pomysłów. Poznaliśmy wiele aspektów konstrukcyjno-technologicznych budowy pojazdów. Jedne z nich zgłębiliśmy bardziej inne mniej. Mamy wrażenie, że udało nam się wykonać projekt nietypowego pojazdu wyróżniającego się spośród samochodów dostępnych na rynku. Jesteśmy przekonani, że możliwe jest wykonanie prototypu na bazie naszego projektu. Szacując cenę na kilkanaście tys. zł sądzimy, że będzie on entuzjastycznie przyjęty przez (coraz bardziej świadomych zagrożeń ekologicznych) klientów.