Optymalizacja parametrów geometrycznych układu kierowniczego samochodu wyścigowego

Podobne dokumenty
Układ kierowniczy. Potrzebę stosowania układu kierowniczego ze zwrotnicami przedstawia poniższy rysunek:

Kąty Ustawienia Kół. WERTHER International POLSKA Sp. z o.o. dr inż. Marek Jankowski

13. WYZNACZANIE CHARAKTERYSTYK ORAZ PRZEŁOŻENIA UKŁADU KIEROWNICZEGO

Mechanika ruchu / Leon Prochowski. wyd. 3 uaktual. Warszawa, Spis treści

ZASTOSOWANIE METOD OPTYMALIZACJI W DOBORZE CECH GEOMETRYCZNYCH KARBU ODCIĄŻAJĄCEGO

Politechnika Śląska. Katedra Wytrzymałości Materiałów i Metod Komputerowych Mechaniki. Praca dyplomowa inżynierska. Wydział Mechaniczny Technologiczny

WIRTUALNE PROTOTYPOWANIE UKŁADU KIEROWNICZEGO BOLIDU MUSHELLKA VIRTUAL PROTOTYPING OF STEERING SYSTEM OF RACE CAR MUSHELLKA

THE MODELLING OF CONSTRUCTIONAL ELEMENTS OF HARMONIC DRIVE

Pojazdy samochodowe - opis przedmiotu

WYKORZYSTANIE MES DO WYZNACZANIA WPŁYWU PĘKNIĘCIA W STOPIE ZĘBA KOŁA NA ZMIANĘ SZTYWNOŚCI ZAZĘBIENIA

Nieoficjalny poradnik do gry. Richard Burns Rally. Temat Setup pojazdu - Część 2. Autor Jakub Masiarek. Podtemat Ustawienia geometrii zawieszenia

MECHANIKA 2 RUCH POSTĘPOWY I OBROTOWY CIAŁA SZTYWNEGO. Wykład Nr 2. Prowadzący: dr Krzysztof Polko

KRYTERIA OCENY PARAMETRÓW KÓŁ POJAZDÓW POWYPADKOWYCH

OPTYMALIZACJA ZBIORNIKA NA GAZ PŁYNNY LPG

Sprawozdanie z przedsięwzięcia "Budowa ekologicznego pojazdu zasilanego ogniwem paliwowym." WFOŚ/D/201/54/2015

'MAPOSTAW' Praca zespołowa: Sylwester Adamczyk Krzysztof Radzikowski. Promotor: prof. dr hab. inż. Bogdan Branowski

BADANIA SYMULACYJNE PROCESU HAMOWANIA SAMOCHODU OSOBOWEGO W PROGRAMIE PC-CRASH

Siły i ruchy. Definicje. Nadwozie podatne skrętnie PGRT

Podczas wykonywania analizy w programie COMSOL, wykorzystywane jest poniższe równanie: 1.2. Dane wejściowe.

30A. WIADOMOŚCI OGÓLNE Wysokość punktów pomiarowych 30A-14 PUNKTY POMIAROWE. Wymiar (R2) jest mierzony między podłożem a osią. koła przedniego.

2. Charakterystyki geometryczne przekroju

Cysterny. Informacje ogólne na temat samochodów cystern. Konstrukcja. Nadwozia typu cysterna uważane są za bardzo sztywne skrętnie.

Sterowanie Napędów Maszyn i Robotów

ZESZYTY NAUKOWE POLITECHNIKI ŚLĄSKIEJ 2014 Seria: TRANSPORT z. 82 Nr kol. 1903

BADANIA SYMULACYJNE UKŁADU ZAWIESZENIA POJAZDU SAMOCHODOWEGO W ŚRODOWISKU ADAMS/CAR SIMULATION RESEARCH OF CAR SUSPENSION SYSTEM IN ADAMS/CAR SOFTWARE

PROPOZYCJA ORGANIZACJI SZKOLENIA

Cysterny. Informacje ogólne na temat samochodów cystern. Konstrukcja PGRT. Nadwozia typu cysterna uważane są za bardzo sztywne skrętnie.

Politechnika Poznańska Instytut Technologii Mechanicznej. Laboratorium MASZYN I URZĄDZEŃ TECHNOLOGICZNYCH. Nr 2

Karta (sylabus) modułu/przedmiotu [Mechanika i Budowa Maszyn] Studia I stopnia. Budowa samochodów i ciągników Rodzaj przedmiotu: Język polski

ANALIZA NAPRĘŻEŃ W KOŁACH ZĘBATYCH WYZNACZONYCH METODĄ ELEMENTÓW BRZEGOWYCH

SKN Inżynier-Ścigant : projekty. (koło naukowe Inżynier Ścigant)

DWUTEOWA BELKA STALOWA W POŻARZE - ANALIZA PRZESTRZENNA PROGRAMAMI FDS ORAZ ANSYS

DIAGNOSTYKA. 1. Diagnozowanie podzespołów i zespołów pojazdów samochodowych. Uczeń:

MODELOWANIE POŁĄCZEŃ TYPU SWORZEŃ OTWÓR ZA POMOCĄ MES BEZ UŻYCIA ANALIZY KONTAKTOWEJ

KONKURS ZOSTAŃ PITAGORASEM MUM. Podstawowe własności figur geometrycznych na płaszczyźnie

MODELOWANIE HAMULCA TARCZOWEGO SAMOCHODU OSOBOWEGO Z WYKORZYSTANIEM ZINTEGROWANYCH SYSTEMÓW KOMPUTEROWYCH CAD/CAE

Uniwersytet Technologiczno-Humanistyczny im. Kazimierza Pułaskiego w Radomiu Wydział Mechaniczny Instytut Eksploatacji Pojazdów i Maszyn

Przykład 4.1. Ściag stalowy. L200x100x cm 10 cm I120. Obliczyć dopuszczalną siłę P rozciagającą ściąg stalowy o przekroju pokazanym na poniższym

Transport I stopień (I stopień / II stopień) Ogólnoakademicki (ogólno akademicki / praktyczny)

Zakład Inżynierii Komunikacyjnej Wydział Inżynierii Lądowej Politechnika Warszawska PODSTAWY PROJEKTOWANIA LINII I WĘZŁÓW TRAMWAJOWYCH CZĘŚĆ III

UWAGI O ZASTOSOWANIU POWIERZCHNI ŚRUBOWYCH W BUDOWNICTWIE

Transport I stopień (I stopień / II stopień) ogólnoakademicki (ogólno akademicki / praktyczny)

MODELOWANIE WPŁYWU NIEZALEŻNEGO STEROWANIA KÓŁ LEWYCH I PRAWYCH NA ZACHOWANIE DYNAMICZNE POJAZDU

Opory ruchu pojazdu oraz minimalizacja oporów toczenia

Politechnika Warszawska Wydział Samochodów i Maszyn Roboczych Instytut Podstaw Budowy Maszyn Zakład Mechaniki

WZORU UŻYTKOWEGO PL Y1 B62K 5/04 ( ) Białoń Leszek, Nowy Sącz, PL BUP 22/07. Leszek Białoń, Nowy Sącz, PL

WPŁYW USTALENIA I MOCOWANIA KORPUSÓW PRZEKŁADNI TECHNOLOGICZNIE PODOBNYCH NA KSZTAŁT OTWORÓW POD ŁOŻYSKA

WYKORZYSTANIE OPROGRAMOWANIA ADAMS/CAR RIDE W BADANIACH KOMPONENTÓW ZAWIESZENIA POJAZDU SAMOCHODOWEGO

POLITECHNIKA GDAŃSKA WYDZIAŁ MECHANICZNY KATEDRA KONSTRUKCJI I EKSPLOATACJI MASZYN

Karta (sylabus) modułu/przedmiotu Transport Studia I stopnia. Podstawy budowy pojazdów Obowiązkowy/kierunkowy. Język polski

SKN Inżynier-Ścigant : projekty. (koło naukowe Inżynier Ścigant)

1. STRUKTURA MECHANIZMÓW 1.1. POJĘCIA PODSTAWOWE

MECHANIKA 2. Wykład Nr 3 KINEMATYKA. Temat RUCH PŁASKI BRYŁY MATERIALNEJ. Prowadzący: dr Krzysztof Polko

Zadania do samodzielnego rozwiązania zestaw 11

Klasa 3. Trójkąty. 1. Trójkąt prostokątny ma przyprostokątne p i q oraz przeciwprostokątną r. Z twierdzenia Pitagorasa wynika równość:

ODLEGŁOŚĆ NA PŁASZCZYŹNIE - SPRAWDZIAN

Wyboczenie ściskanego pręta

W NACZYNIU WIRUJĄCYM WOKÓŁ OSI PIONOWEJ

Wymagania na egzamin poprawkowy z matematyki z zakresu klasy drugiej TECHNIKUM

PROPOZYCJA ORGANIZACJI SZKOLENIA dla 50 osób.

FUNKCJA LINIOWA, RÓWNANIA I UKŁADY RÓWNAŃ LINIOWYCH

Moment obrotowy i moc silnika a jego obciążenie (3)

Dr inż. Janusz Dębiński

Podstawy Konstrukcji Maszyn

Politechnika Warszawska Wydział Samochodów i Maszyn Roboczych Instytut Podstaw Budowy Maszyn Zakład Mechaniki

PL B1. POLITECHNIKA RZESZOWSKA IM. IGNACEGO ŁUKASIEWICZA, Rzeszów, PL BUP 11/15

Przykład projektowania łuku poziomego nr 1 z symetrycznymi klotoidami, łuku poziomego nr 2 z niesymetrycznymi klotoidami i krzywej esowej ł

Funkcja liniowa - podsumowanie

ĆWICZENIE 41 POMIARY PRZY UŻYCIU GONIOMETRU KOŁOWEGO. Wprowadzenie teoretyczne

Wymagania na egzamin poprawkowy z matematyki dla klasy I C LO (Rok szkolny 2015/16) Wykaz zakładanych osiągnięć ucznia klasy I liceum

MECHANIKA PRĘTÓW CIENKOŚCIENNYCH

PAiTM - zima 2014/2015

Projekt współfinansowany ze środków Unii Europejskiej w ramach Europejskiego Funduszu Społecznego PROGRAM SZKOLENIA

Mechanika ogólna. Kinematyka. Równania ruchu punktu materialnego. Podstawowe pojęcia. Równanie ruchu po torze (równanie drogi)

Artykuł Autorski z wydarzenia inżynierskiego XII Forum Inżynierskie Stowarzyszenia ProCAx Część 1, Sosnowiec, 1 3 październik 2013

SPIS TREŚCI WPROWADZENIE... 9

Matematyczny opis układu napędowego pojazdu szynowego

Karta (sylabus) modułu/przedmiotu [Mechanika i Budowa Maszyn] Studia II stopnia. Wybrane zagadnienia budowy pojazdów Rodzaj przedmiotu: Język polski

Optymalizacja konstrukcji

OFERTA ORGANIZACJI SZKOLENIA

KINEMATYKA I DYNAMIKA CIAŁA STAŁEGO. dr inż. Janusz Zachwieja wykład opracowany na podstawie literatury

Repetytorium z matematyki ćwiczenia

Teoria ruchu pojazdów samochodowych

WYZNACZANIE LUZU OBWODOWEGO W ZAZĘBIENIU KÓŁ PRZEKŁADNI FALOWEJ

MOBILNE STANOWISKO DO BADAŃ DYNAMIKI POJAZDÓW

Dobór koła w zgodzie z geometrią (cz.ii)

MECHANIKA 2. Prowadzący: dr Krzysztof Polko

Przyczyny nierównomiernego zużywania się zestawów kołowych w wagonach towarowych

PL B1. POLITECHNIKA CZĘSTOCHOWSKA, Częstochowa, PL BUP 06/11

METODA ELEMENTÓW SKOŃCZONYCH.

WÓJCIK Ryszard 1 KĘPCZAK Norbert 2

Laboratorium LAB1. Moduł małej energetyki wiatrowej

Układy krystalograficzne

Obliczenia obciążenia osi. Informacje ogólne na temat obliczeń obciążenia osi

LABORATORIUM FIZYKI PAŃSTWOWEJ WYŻSZEJ SZKOŁY ZAWODOWEJ W NYSIE. Ćwiczenie nr 3 Temat: Wyznaczenie ogniskowej soczewek za pomocą ławy optycznej.

OBLICZANIE KÓŁK ZĘBATYCH

Optymalizacja wież stalowych

Karta (sylabus) modułu/przedmiotu [Mechanika i Budowa Maszyn] Studia I stopnia. Budowa samochodów i ciągników Rodzaj przedmiotu: Język polski

Współrzędnościowa technika pomiarowa wpływ interpretacji tolerancji wymiarowych na dobraną strategię pomiarową i uzyskany wynik.

PL B1. Instytut Pojazdów Szynowych TABOR, Poznań,PL BUP 20/06

Transkrypt:

Dr hab. inż. Wojciech Skarka wojciech.skarka@polsl.pl Politechnika Śląska Dr inż. Sebastian RZYDZIK sebastian.rzydzik@polsl.pl Politechnika Śląska Inż. Adam SZYMON szymonadam@gmail.com Politechnika Śląska Optymalizacja parametrów geometrycznych układu kierowniczego samochodu wyścigowego Streszczenie: W artykule pokazano optymalizację parametrów geometrycznych układu kierowniczego przeznaczonego dla samochodu wyścigowego. Celem optymalizacji był dobór właściwego kąta pomiędzy osią koła, a wąsem zwrotnicy w funkcji przesunięcia liniowego przekładni kierowniczej. Omawiany układ kierowniczy został zaprojektowany, skonstruowany, zbudowany i ostatecznie przetestowany podczas zawodów Shell Eco-marathon. Słowa kluczowe: projektowanie, konstruowanie, optymalizacja, samochód wyścigowy Optimization of geometric parameters of steering system for a race car Summary: The article shows optimization process of the geometric parameters of the steering system designed for a race car. The objective the optimization process was the selection of the correct angle between the axis of the wheel, and steering arm as a function of linear steering gear. Presented steering system was designed, engineered, constructed and ultimately tested during competitions called Shell Eco-marathon. Keywords: design, optimization, racing car 1. WPROWADZENIE W artykule przedstawiono proces doboru i optymalizacji parametrów geometrycznych układu zwrotniczego samochodu o nazwie Bytel [6], startującego w międzynarodowych zawodach Shell Eco-marathon (SEM) w Rotterdamie. Pojazd Bytel jest opracowany przez zespół Smart Power [6] w skład którego wchodzą studenci Instytutu Podstaw Konstrukcji Maszyn Politechniki Śląskiej. Pojazd należy do kategorii samochodów elektrycznych z napędem akumulatorowym typu Urban. Auto staruje w zawodach SEM od roku 2014. Celem zawodów jest uzyskanie jak najmniejszego zużycia energii potrzebnej do jazdy auta na określonym dystansie. W pierwszych swoich startach udało się uzyskać doskonały wynik zużycia energii 59,7km/kWh. Trzeba dodać, że ten wynik jest uzyskany dla tymczasowego nadwozia wykonanego w przeciągu dwóch tygodni oraz jazdy na kołach dojazdowych. Brak docelowych rozwiązań był spowodowany przesunięciami w dostarczeniu gotowych elementów. Z dotychczasowych doświadczeń zespołu wynika, że ustawienie zbieżności kół jest jednym z najistotniejszych obok oporu aerodynamicznego źródłem oporów. Dlatego tak ważna jest postać układu kierowniczego i prawidłowe odzorowanie kąta skrętu kół dla zachowania wspólnego środka promienia zakrętu dla wszystkich kół. W trakcie poprzednich wyścigów zespół miał możność zbadania wpływu prowidłowego ustawienia zbieżności, przy nieznacznym odchyleniu 1

zbieżności uzyskano wynik dwukrotnie gorszy od wyniku z dokładnie ustawionym i zweryfikowanym ustawieniem zbieżności. Aktualnie zaproponowany i zbudowany układ kierowniczy jest rozwiązaniem specyficznym dla tego typu pojazdu pozwalającym na dokładne odwzorowanie kąta skrętu. Natomiast tego typu układ nie pozwala na wprowadzanie dużych obciążeń, co jest uzasadnione chrakterem pojazdu. Celem opisanego w artykule badania było uzyskanie optymalnych kątów skrętu kół osi przedniej. Zaproponowana postać układu zwrotniczego nie pozwala na utrzymanie wspólnego środka obrotu kół. W pracy dobrano optymalne parametry układu tak, aby zminimalizować ten problem. Rozpatrywany problem jest ważny, ponieważ od przyjętych wartości kątów skrętu zależy jakość kierowania pojazdem oraz przyczepność pojazdu do jezdni i zużycie opon. Ponadto niewłaściwa geometria układu zwrotniczego pojazdu może spowodować niepotrzebne straty energii, co w przypadku samochodu startującego w tych zawodach jest również istotne. Rys. 1.1 Schemat wyznaczania srodka zakrętu Rozpatrując przypadek, gdy samochód znajduje się na łuku, należy zauważyć, że koła jego osi skrętnej pokonują dwie różne drogi. Koło zewnętrzne pokonuje dłuższą drogę niż koło wewnętrzne, a łuki po których koła się poruszają są wycinkami współśrodkowych okręgów o różnych promieniach. Żeby spełnić ten warunek, to osie kół muszą być położone względem pojazdu pod różnymi kątami, w taki sposób, aby oś koła zewnętrznego i oś koła wewnętrznego osi przedniej przecinały się w jednym punkcie z osią kół tylnych [7]. Punkt ten jest nazywany środkiem zakrętu (Rys. 1.1). Jako pierwszy rozwiązanie kół wychylających się pod różnymi kątami wprowadził Georg Lankensperger w Monachium w 1816 roku, lecz ogólnie przyjęta nazwa wywodzi się od nazwiska jego agenta Rudolpha Ackermanna, który złożył wniosek o patent tego wynalazku w Wielkiej Brytanii. Według schematu przedstawionego na Rys. 1.1. wartości kątów skrętu dla koła zewnętrznego i wewnętrznego można wyznaczyć z zależności: tg σ! = L r + t 2 (1) tg σ! = L r t 2 (2) 2

2. OPIS GEOMERTII UKŁADU ZWROTNICZEGO Geometria układu kierowniczego jest uzależniona od geometrii przedniego zawieszenia. W przypadku samochodu Bytel, zdecydowano się na zastosowanie sztywnego zawieszenia, przez co problem doboru geometrii układu kierowniczego znacznie się uprościł. Dzięki stałemu położeniu kół względem nadwozia w osi pionowej, geometrię układu zwrotniczego można sprowadzić do układu płaskiego. Przyjęto, że funkcję przekładni kierowniczej będzie pełnić przekładnia z listwą zębatą. W celu uzyskania większej ilości miejsca na nogi kierowcy, geometria układu została tak zaprojektowana, aby prowadnica listwy zębatej znajdowała się w osi kół przednich. Dzięki temu przesunięciu drążek kierowniczy i wąs zwrotnicy tworzą w każdym położeniu trójkąt równoramienny o podstawie znajdującej się w osi kół przednich. Postać geometrii przedstawia Rys. 2.1. Rys. 2.1 Mechanizm zwrotniczy; 1 zwrotnica, 2 drążek kierowniczy, 3 prowadnica listwy zębatej, 4 przekładnia kierownicza 2.1 Model geometryczny układu W celu optymalizacji działania układu zwrotniczego sporządzony został jego model geometryczny. Poniższe rysunki przedstawiają geometrię układu z kołami skierowanymi dla jazdy na wprost (Rys. 2.2) i z kołami skierowanymi do jazdy po łuku (Rys. 2.3). Rys. 2.2 Geometria układu kierowniczego z kołami skierowanymi dla jazdy na wprost 3

Rys. 2.3 Geometria układu kierowniczego z kołami skierowanymi dla jazdy po łuku Wartością optymalizowaną był kąt α pomiędzy osią koła, a wąsem zwrotnicy. Zmienną sterującą było przesunięcie liniowe x listwy zębatej przekładni kierowniczej. Wartość x 0 odpowiada skierowaniu kół pojazdu do jazdy na wprost. Odległość t stanowi odległość między osiami obrotu zwrotnic, a odległość l jest długością drążka kierowniczego, która jest równa długości wąsa zwrotnicy. Listwa zębata znajduje się w osi między zwrotnicami. Dzięki temu niezależnie od położenia kierownicy wąs zwrotnicy i drążek kierowniczy są zawsze ustawione pod tym samym kątem (β dla koła wewnętrznego i γ dla koła zewnętrznego) do dwusiecznej kąta (która jest równoległa do osi pojazdu) tworzonego przez drążek kierowniczy i wąs zwrotnicy. W przypadku jazdy na wprost tworzą one trójkąt równoramienny z podstawą o długości x 0 (Rys. 2.2). Odległość f stanowi rozstaw między osią przednią, a osią tylną samochodu [7]. Gdy przesunięcie liniowe x będzie miało wartość różną od 0 (Rys. 2.3), to zmieni się długość podstawy trójkąta równoramiennego na x 0 x dla koła zewnętrznego i x 0 + x dla koła wewnętrznego. Powoduje to zmianę wartości kąta popychacza: sin β = 1 x! + x 2 l sin γ = 1 x! x 2 l (3) (4) Po przekształceniach, wartości kątów β i γ wynoszą odpowiednio: β = arcsin x! + x 2l γ = arcsin x! x 2l (5) (6) 4

Wartość kąta między wąsem zwrotnicy, a osią koła jest stała, więc z prostej zależności wynika, że wartości kąta obrotu koła wewnętrznego i zewnętrznego wynoszą odpowiednio: σ! = 180! 90! β α (7) σ! = 180! 90! γ α (8) W rozważaniach teoretycznych, dla każdej wartości kąta skrętu osie kół przednich powinny przecinać się z osią kół tylnych w jednym punkcie, zwanym środkiem zakrętu (Rys. 1.1) [2]. W rzeczywistym układzie jest to trudne do uzyskania. Dlatego w praktyce dąży się do zminimalizowania odległości punktów przecięcia osi koła wewnętrznego i osi koła zewnętrznego z osią kół tylnych, szczególnie dla zakrętów jezdni o promieniach, w których układ ma funkcjonować najefektywniej [1][4]. Na Rys. 2.3. odległość ta została oznaczona jako c. Korzystając z zależności (1) i (2), oraz z Rys. 2.3. można otrzymać: ctg σ! = a f (9) ctg σ! = b f (10) co z kolei pozwala wyznaczyć poszukiwaną długość c: a = f ctg σ! (11) b = f ctg σ! (12) c = b a (13) lub wyrazić jej wartość względem odległości b: c! = b a b 100 (14) 3. OPTYMALIZACJA UKŁADU Przedstawiony w p. 2.1. model geometrii układu został poddany optymalizacji. Optymalizację przeprowadzono trzema sposobami. Sposób pierwszy polegał na wyznaczeniu wartości kąta α w oparciu o kryterium minimalnej wartości długości c liczonej jako uchyb bezwzględny (wzór (13)). Drugi sposób polegał również wyznaczeniu wartości kąta α w oparciu o kryterium minimalnej wartości długości c, ale liczonej jako uchyb względny (wzór (14)). Natomiast trzeci sposób polegał na wyznaczeniu wartości kąta α w oparciu o kryterium dominanty wartości promieni łuków toru występujących na trasie przejazdu samochodu. Ze względu na ograniczenia regulaminowe [3] oraz ze względu na postać geometryczną sąsiadujących i współpracujących ze sobą podzespołów zostały przyjęte następujące wymiary geometryczne: - rozstaw między osiami zwrotnic t = 864mm, - odległość między osiami f = 1500mm, - długość drążka kierowniczego l = 150mm, 5

- zakres ruchu listwy zębatej podczas wyścigu x [0; 41]mm. Wyniki optymalizacji przeprowadzonej pierwszym sposobem pokazano na Rys. 3.1. Pokazany wykres zawiera przebiegi bezwzględnych wartości długości c zależnych od zmian wartości przesunięcia liniowego x listwy zębatej dla wybranych wartości kąta α traktowanego jako parametr. Rys. 3.1 Charakterystyka odległości c między środkami zakrętu koła zewnętrznego i wewnętrznego w funkcji przesunięcia listwy zębatej x dla wybranych wartości kąta α Jak widać, charakterystyki układu zwrotniczego są nieliniowe. Analizując poszczególne przebiegi można zauważyć, że optymalna wartość kąta α prawdopodobnie wynosi 119.8 o. W celu dokładnego wyznaczenia optymalnej wartości tego kąta postanowiono wyznaczyć charakterystykę sum S wszystkich odległości c, traktowanych jako uchyb bezwzględny, dla wszystkich możliwych przesunięć x [0; 41]mm listwy zębatej, w zależności od zmian wartości kąta α. Definicję sumy S wszystkich odległości c przedstawiono w postaci zależności (15), a uzyskaną charakterystykę pokazano na Rys. 3.2. Widać, że funkcja S=f(α) przyjmuje minimalną wartość kąta α w zakresie 119,8 o 119,9 o.!" S = c!!!!.! (15) 6

Rys. 3.2 Charakterystyka sumy S odległości c między środkami zakrętu koła zewnętrznego i wewnętrznego w funkcji kąta α W kolejnym kroku optymalizacji postanowiono wyznaczyć wartość względną wartości długości c w liczoną wg wzoru (14) oraz sumy S w tych wartości liczonej wg wzoru:!" S! = c!"!!!.! (16) Stosując takie podejście, wpływ odległości c dla pojazdu poruszającego się na wprost (odległości a i b dążą do nieskończoności) jest zredukowany do wartości nieistotnej. Natomiast, w przypadku gdy pojazd prousza się po łuku o małym promieniu (odlgłości a i b dążą do zera), to wzrasta poziom istotności wartości odległości c. Wyniki obliczeń pokazano na Rys. 3.3 oraz Rys 3.4. Z przedstawionych charakterystyk wynika, że funkcja S w =f(α) przyjmuje minimalną wartość dla kąta α = 119,7 o. W kolejnym kroku założono, że w zadanym układzie kierowniczym powyższe nastawy zostaną dobrane ściśle do warunków panujących na torze wyścigowym. Obliczenia opymalizacyjne oraz problem minimalizacji wartości c w prowadzono nie dla całości zakresu możliwych kątów skrętu kół, ale dla konkretnego zestawu zakrętów występująych na torze w Rotterdamie, na którym odbywają się wyścigi. W tym celu skorzystano z wyników analiz prowadzonych w trakcie budowy komputerowego modelu zużycia enargii [5][8]. Na podstawie opracownego modelu środowiska jazdy zidentyfikowano następujący zestaw zakrętów: R15, R20, R26, R28, R32, R67, R164, R200, R350. Przeprowadzone wcześniej obliczenia c w wykonano ponownie dla tego zestawu zakrętów. Uzyskano wynik minimum wartości c w dla kąta α = 119,8. Jak widać, wynik jest zbieżny z wynikiem optymalizacji uzyskanym w poprzedniej metodzie. Nie budzi to watpliwości, gdyż nawet z pobieżnej analizy zakresu promieni zakretów występujacych na torze w Rotterdamie wynika, że na trasie występują zakręty z całego spektrum dostępnego zakresu promieni dopuszczelnego zakrętu bez znacznej przewagi zakrętów o określonym promieniu. 7

Rys. 3.3 Charakterystyka względnych odległości c w między środkami zakrętu koła zewnętrznego i wewnętrznego w funkcji przesunięcia listwy zębatej x dla wybranych wartości kąta α Rys. 3.4 Charakterystyka sumy S w odległości c w między środkami zakrętu koła zewnętrznego i wewnętrznego w funkcji kąta α 8

Rys. 3.5 Analiza toru wyścigu w Rotterdamie [8] 4. POSTAĆ KONSTRUKCYJNA I FIZYCZNA REALIZACJA UKŁADU KIEROWNICZEGO Po procesie optymalizacji parametrów geometrycznych układu zwrotniczego rozpoczęto proces konstruowania. Przy pomocy systemu komputerowego wspomagania konstruowania Catia V5 został utworzony przestrzenny model geometryczny układu zwrotniczego. Regulację zbieżności kół osi skrętnej zapewniono poprzez możliwość płynnej regulacji długości drążków kierowniczych. Rys. 4.1 i 4.2 przedstawiają postać konstrukcyjną opisywanego układu. Rys. 4.1 Zwrotnica i drążek kierowniczy 9

Rys. 4.2 Kompletna postać geometryczna układu zwrotniczego; 1 zwrotnica, 2 zawieszenie, 3 prowadnica listwy zębatej, przekładni kierowniczej, 4 drążek kierowniczy, 5 wózek, 6 łącznik prowadnicy z drążkiem Następnie, opracowana konstrukcja została poddana komputerowej weryfikacji wytrzymałościowej (Rys. 4.3). Ze względu na dobre własności wytrzymałościowe, zwrotnice wykonano ze stali 30HM, natomiast drążki kierownicze i łączniki między drążkami a prowadnicą listwy zębatej wykonano odpowiednio ze stopów aluminium PA7 i PA9. Analizy wykazały, że w całym układzie kierowniczym i zawieszenia przedniego, najbardziej obciażonymi elementami są mocowania zawieszenia oraz zwrotnice wykonane jako elementy spawane. Analizę wytrzymałościową tych elementów przeprowadzono w module Generative Structural Analysis programu CATIA V5. Przy obliczeniach brano pod uwagę siły działające na układ podczas pokonywania przez pojazd łuku, jak również podczas jego hamowania i przyspieszania. Ostatecznie, proces konstruowania zakończono weryfikacją wytrzymalościową połączeń rozłącznych i nierozłącznych. Po wytworzeniu wszystkich elementów, kompletny układ kierowniczy złożono i zamontowano w samochodzie wyścigowym Bytel. Ostatnim etapem, było sprawdzenie i regulacja ustawień układu kierowniczego zgodnie z wyznaczonymi wartościami. 10

(a) (b) Rys. 4.3 Przykładowe wyniki analizy naprężeń: (a) zawieszenia koła wewnętrznego; (b) prawej zwrotnicy przy założeniu, że pojazd pokonuje zakręt o promieniu 5,5m 5. WNIOSKI W trakcie testów opracowany układ kierowniczy funkcjonował prawidłowo, a samochód pewnie poruszał się zarówno na odcinkach prostych jak i podczas pokonywania zakrętów. Samochód nie wytrącał znacząco prędkości podczas pokonywania łuków, co również wskazuje na jego poprawne działanie. Po przejechaniu większego dystansu przeprowadzono ocenę wizualną całego układu kierowniczego. Wówczas stwierdzono, że wymagane są drobne regulacje ustawień kątowych poszczególnych elementów oraz że ogumienie kół przedniej osi zużywa się równomiernie. Pozwaliło to uznać, że parametry geometryczne układu kierowniczego zostały dobrane poprawnie. Jednakże, jak się okazało podczas przeglądu technicznego wystąpiły problemy z dużym obciążeniem prowadnic liniowych układu kierowniczego i elementów przymocowanych do nich. Przy występowaniu ekstremalnie dużych sił elementy te ulegały widocznemu odkształceniu. Potwierdza to obawy dotyczące postaci samego układu kierowniczego, która jest odpowiednia dla niezbyt obciążonych ukadów kierowniczych i nie może być stosowana w pojazdach rajdowych czy terenowych. 11

LITERATURA [1] Akopian R.: Budowa pojazdów samochodów: Budowa i projektowanie układów zawieszenia samochodów, Wyd. 4, Oficyna Wydawnicza Politechniki Rzeszowskiej, 1995. [2] Betzler J., Reimpell A.: Podwozia samochodów: Podstawy konstrukcji, Wydawnictwa Komunikacji i Łączności, 2008. [3] Regulamin zawodów Shell Eco-marathon. Dostępne pod adresem: http://s01.staticshell.com/content/dam/shell-new/local/corporate/ecomarathon/downloads/pdf/semglobal-official-rules-chapter-1-2014.pdf [on-line 17.07.2014]. [4] Reński A.: Budowa samochodów: Układy hamulcowe i kierownicze oraz zawieszenia, Oficyna Wydawnicza Politechniki Warszawskiej, 2004. [5] Skarka W.: Application of numerical inverse model to determine the characteristics of electric race car. W: Horvath I., Rusak Z.: Tools and methods of competitive engineering. TMCE 2014 Symposium, Budapest, Hungary, May 19-23, 2014, s. 263-274. [6] SKN Modelowania Konstrukcji Maszyn. Dostępne pod adresem: http://mkm.polsl.pl/ [on-line 17.07.2014]. [7] Szymon A.: Układ kierowniczy i układ przedniego zawieszenia pojazdu wyścigowego kategorii Urban do wyścigu Shell Eco-marathon, Projekt inżynierski, Politechnika Śląska, 2014. [8] Targosz M., Skarka W., Przystałka P.: Simulation and optimization methodology of prototype electric vehicle, W: Marjanovic D.: DESIGN 2014. Proceedings of the 13th International Design Conference, Dubrovnik, Croatia, May 19-22, 2014. Vol. 2., s. 1349-1360. 12