【正文】 只 有縱傾中心在車輛兩軸之間時才具有這一性能，顯然我們的設(shè)計犧牲了這一性能，具體帶來的后果我們將在以后的車。我們的設(shè)計中前后懸架都是獨立懸架且前后懸架相同，兩個側(cè)傾中心都在地面上，與地面完全平行。側(cè)傾中心高度 =0。至于具體如何實現(xiàn)我們可以到下一部分對連接卡塊的討論部分在具體談談。 查閱了很多資料對車輪前束的影響的建議不一，這里我們先不探討前束的意義，吉林大學學士 學位論文 （設(shè)計） 50 只談前束的實現(xiàn)。 車輪外傾主要用來適應 凸形路面和在車輛加載后懸架機構(gòu)變形引起的內(nèi)部磨損加重，由于我們使用等長雙橫臂懸架，加重了輪胎磨損，這一參數(shù)對我們的作用就更大了。主銷后傾是想使主銷延長線與地面交點靠近車輪接地中心點，以達到轉(zhuǎn)向輕便的目的。但是我們采用線控，這一回正力矩的存在不經(jīng)沒有達到保證行駛穩(wěn)定性的效果，反而由于對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)施加了一個額外的不可控的的力，影響轉(zhuǎn)向控制。 在我們的結(jié)構(gòu)中減速機輸出端的軸其實就起到傳統(tǒng)汽車主銷的作用。而在我們的四輪轉(zhuǎn)向電動汽車中由于四個輪都是轉(zhuǎn)向輪，那么我們就需要對四個輪都要進行四輪定位。以犧牲輪胎的使用壽命來換取比較好的操縱性和簡單的結(jié)構(gòu)。由《汽車設(shè)計》中的介紹知道當上臂長 和下臂長的比為 時，輪距隨車輪跳動的變化值最小，從而引起的輪胎磨損減少，提高使用壽命；當上臂長 和下臂長 的比為 1時，輪的定位參數(shù)隨跳動變化的影響最小，保證了良好的操縱穩(wěn)定性。這一方案的選用給結(jié)構(gòu)加工帶來很多簡化：彈簧減震器連接頭采用轉(zhuǎn)動副鏈接，不需要萬向機構(gòu)；車身鏈接處的鋼架結(jié)構(gòu)沒有必要制造處有角度的連接套；控制臂在焊接時也不需要考慮角度問題，只要控制臂兩邊支臂對稱即可等。而這一設(shè)計需要大量的實驗數(shù)據(jù)并且聯(lián)合仿真。而上控制臂軸夾角β則有正值、零、負值幾種情況不定。我們規(guī)定向外為正向內(nèi)為負。這里我們折中考慮，選用 圖 46 中 3 所使用的橫向內(nèi)上、下橫臂的布置方案。側(cè)傾中心越高（ h 越大），側(cè)傾力矩 M 越小，在一定側(cè)傾角剛度下側(cè)傾角越小，由彈簧及橫向穩(wěn)定桿傳遞的力越小，而由傳力桿系所傳遞的力也就越大，反之亦然 。 圖 46 上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置直接影響到車輛側(cè)傾中心的位置。 所以我們選用了圖中 3 所示的橫臂周平行布置的方案。為了提高汽車的制動穩(wěn)定性和舒適性，一般希望吉林大學學士 學位論文 （設(shè)計） 48 主銷后傾角的變化規(guī)律為：在懸架彈簧壓縮式后傾角增大；在彈簧拉伸時后傾角減小。 雙橫臂懸架導向機構(gòu)設(shè)計 我們設(shè)計初定使用的是雙橫臂懸架，下面就對雙橫臂懸架的導向機構(gòu)選定進行設(shè)計。 ，應使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身的傾斜相反，以減小過多轉(zhuǎn)向效應。 ，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后仰作用。 ，應使車身傾角小。 ，輪距變化不會引起輪胎早期磨損。而本文設(shè)計的連接結(jié)構(gòu)是上部通過吊環(huán)與車體連接，下部通過吊環(huán)與雙叉臂懸架下控制臂連接。 活塞的寬度 B，一般取 B＝（ ～ ） D。又因為在減振器工作時，活塞桿與導向座之間是相對滑動的。 hd? = = 取 hd? 20mm 活塞桿的設(shè)計 活塞（工作缸）直徑 hd 與活塞桿直徑 gd 可按下式計算經(jīng)驗數(shù)據(jù)： gd ＝（ ～） hd ，取 hd ＝ 20mm 則 gd ＝ 10mm。選取時應按標準選用。 伸張行程的最大卸荷力： 壓縮行程的最大卸荷力： 減震器尺寸的選擇 缸筒的設(shè)計計算 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 0F 計算工作缸直徑 D 第 4 章 懸架機構(gòu) 45 式中， ??p 為工作缸最大允許壓力，取 3～ 4Mpa； ? 為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取 ? ＝ ～ ，單筒式減振器取 ? ＝ ～ [3]。 40mm， ? 為懸架振動固有頻率。此時的活塞速度稱為卸荷速度 xv 。減振器阻尼系數(shù) ? 用下式計算 圖 43 減振器安裝位置 圖 43b 所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)占用下式計算 ????222cos2a nms? 吉林大學學士 學位論文 （設(shè)計） 44 式中， a 為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。實際上應根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。 ＝ ? ＝ 減震器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù) cm?? 2? 。對于行駛路面條件較差的汽車， ? 值應取大些，一般取 S? ＞ ；為避免懸架碰撞車架，取 Y? ＝ S? 。 設(shè)計時，先選取 Y? 與 S? 的平均值 ? 。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù) Y? 取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù) S? 取得大些。 第 4 章 懸架機構(gòu) 43 上式 表明，相對阻尼系數(shù) ? 的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度 c和不同簧上質(zhì)量 sm 的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。 a)阻力一位移特性 b)阻力一速度特性 圖 42 減振器的特性 汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù) ? 的大小來評定振動衰減的快慢程度。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。 圖 42b 示出減振器的阻力－速度特性圖。 吉林大學學士 學位論文 （設(shè)計） 42 我們所設(shè)計的四輪獨立驅(qū)動 /四輪轉(zhuǎn)向電動行駛環(huán)境主要是城市較好的的路面，行駛時路面激起振動頻率會相對比較高。 圖 41 懸架彈性特性 設(shè)懸架剛度為 k，簧上質(zhì)量為 m，則根據(jù)下式可求系統(tǒng)的固有振動頻率 f： 12 kf m?? 車輪上下跳動行程的一般范圍是：上跳行程 70～ 120mm，下跳動行程 80～ 120mm。在滿載狀態(tài)下，彈性特性曲線的切線斜率便是滿載懸架剛度。 懸架性能參數(shù)的選擇 懸架剛度的選擇 我們把車輪接地點垂直方向的載荷變化和輪心在垂直方向的位置變化量關(guān)系稱為懸架系統(tǒng)的彈性特性。 第 4 章 懸架機構(gòu) 41 第 四 章 懸架機構(gòu) 第一節(jié) 彈簧減震機構(gòu) 車輛懸架的減震形式有很多，這里為我們的雙叉臂懸架選擇的是螺旋彈簧液壓阻尼器。 圖 332 軸上盲孔 在軸徑 42 的軸上開有盲孔用來與鏈接塊上使用的定位螺釘配合來與下部承載下彎梁軸向定位。 軸上彈簧擋圈 車輛行駛中當?shù)孛娌黄?，對車輪受地面激勵引起跳動時，雙列軸承下部軸承不受力上部軸承受力，要對其進行軸上定位。潤滑脂使用一般的鈣基或者鋰基潤滑脂即可。但是由于市場上推力圓錐滾子軸承的設(shè)計資料較少，且價格昂貴，這里沒有選用，如果實際使用過程中要求有更好的使用效果，也可以選用 569303/YA2LS 進行替代使用。 這里選擇 3506062LS 雙列軸承可以完全滿足我們設(shè)計需要。 =9505N 基本額定動載荷 Cr= 由于軸承的工作溫度低于 120 ，這里就不在考慮溫度系數(shù)。 1006＋ 179。顯然，這里下部的滾子軸承更容易發(fā)生疲勞失效，這里就對其進行疲勞壽命校核。 軸承受到的徑向力為： 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構(gòu) 39 軸承所受到的軸向力最大值為 。通過下圖我們來初步交接 3506062LS 的基本尺寸參數(shù)。車體靜載在軸承上的力為 2250N,這里考慮行駛震動引起的沖擊力（這一部分在下文懸架組件部分會做詳細的介紹）為 4026N。下面我們做出 zx平面和 xy 平面的受力情況示意圖。 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構(gòu) 37 圖 329 上圖中，根據(jù) SAE 標準建立的坐標系， x 軸為汽車前進方向， y 軸為垂直向左且與 x軸垂直， z軸垂直于 xy平面向上。 軸上軸承的選用 在我們介紹我們軸承選擇前，我們先分析此軸承的在使用環(huán)境中所受的力。 查各影響系數(shù)的值： 鍵槽為端銑加工且加工油盲孔，有效應力集中系數(shù) =；材料為碳鋼， d=42mm,則尺寸系數(shù) =；軸的表面由磨削加工，用插值法求得表面質(zhì)量系數(shù) =1。 查各影響系數(shù)的值： 安裝擋圈處軸徑加工減小，相當于加工了螺紋，有效應力集中系數(shù) =；材料為碳鋼， d=30mm,則尺寸系數(shù) =；軸的表面由磨削加工，用插值法求得表面質(zhì)量系數(shù) =1。 查各影響系數(shù)的值： 鍵槽為端銑加工，有效應力集中系數(shù) =；材料為碳鋼， d=24,則尺寸系數(shù)=；軸的表面由磨削加工，用插值法求得表面質(zhì)量系數(shù) =1。選取安全系數(shù) n=2，則許用應力 [ ]=。力簡化后模型轉(zhuǎn)矩為 +~ 的對稱循環(huán)。我們對轉(zhuǎn)向控制采用的是位置控制，在轉(zhuǎn)向 過程中輸出的力并不是恒定的，但是原地轉(zhuǎn)向時可以保證最大力為 。 承受力面積 A 軸 的 承 力 面 為 一 個 環(huán) 面 ，A= 壓應力 的計算 使用系數(shù) n= 上面計算表明使用系數(shù)遠大于初選的安全系數(shù)，軸肩是不會被壓塌的。初選安全系數(shù)為 2。軸上的兩個鍵分別在減速機和卡塊那邊又有校核，這一部分我們只對軸的受壓性能和軸的疲 勞 強 度 校 核 。 在實際使用過程中由于工作載荷不大工作條件較好，在整個壽命周期內(nèi)減速機的潤滑油是不需要更換的。 減速機油口 M8 的螺紋孔，孔上擰上相應的密封螺釘組件。 以上為像減速機加工企業(yè)提出的外殼加工要求，具體的加工形式和最后的成型由減速機廠商的設(shè)計師修改最后定型。 ，幫助齒輪副散熱。 7mm，外殼與蝸桿渦輪外徑面之間的距離為 8mm。 2=64376 = =(9520)= 因為，散熱量大于產(chǎn)生的熱量，所以滿足熱平衡 。 78+ 130179。 92mm，壁厚為 7mm. S=（ 106179。減速機的外部尺寸為 120mm179。 滾動軸承的潤滑 下置式蝸桿的軸承，由于軸承位置較低，可以利用箱內(nèi)油池中的潤滑油直接浸浴軸承進行潤滑，即滾動軸承采用油浴潤滑 蝸桿傳動的熱平衡計算 熱平衡的驗算 蝸桿傳動效率 η 蝸 =75%, 蝸桿傳動功率 P= 摩擦損耗功率轉(zhuǎn)化成的熱量 =1000P(1η )=1000179。從而： 故選用鍵合適。 2） 校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，查機械設(shè)計手冊得許用擠壓應力p?????=120~150MPa，取 p?????=145MPa。 1） 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選擇 A 型普通平鍵。 m,工作轉(zhuǎn)速 n=。從而： 故選用鍵合適。 4mm=18mm，鍵與聯(lián)軸器槽的接觸高度 k==179。 2） 校核鍵聯(lián)接強度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，查機械設(shè)計手冊得許用擠壓應力p?????=120~150MPa，取 p?????=145MPa。 按資料所顯示，初選鍵 4179。 這里校驗的是減速機蝸桿輸入連接鍵的強度。 6208 軸承： d=40mm D=80mm B=18mm 鍵聯(lián)接選擇 (1 軸 )上鍵聯(lián)接的選擇 由前計算結(jié)果知 :蝸桿軸 (1 軸 )的工作轉(zhuǎn)距 T=178。 ＝ N 由于是輕微沖擊，取載荷系數(shù) fp= 1p = fp（ XFr＋ YFa） =179。 Fa/Fr=e= X= Y= pr=XFr＋ YFa=179。 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力 Fr= N,軸向力 Fa= N，軸承工作轉(zhuǎn)速 n=。因支承跨距不大，故采用兩端固定軸承組合方式。 = 驗算軸承的使用壽命： 611060 rh CL nP???? ???? 式中：ε —— 指數(shù)，對于球軸承為 3； 代入數(shù)值有 故 6203 軸承滿足要求。 ＋ 179。 吉林大學學士 學位論文 （設(shè)計） 30 初選滾動軸承為角接觸球軸承 6203 GB/T2761994，基本額定動載荷 Cr= ,基本額定靜載荷 Cor= kN。軸承類型選為角接觸球軸承，軸承預期壽命取為 5000h。 圖 327 滾動軸承的選擇 （ 1 軸）上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。 4775 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構(gòu) 29 W—— 軸的抗彎曲截面系數(shù)， 3mm ? ?1?? —— 對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力， MPa 查表得圓軸 W的計算式為： 332dW ?? 聯(lián)立以上兩式可得： ? ?223 13 2 ( )MTd ??? ??? 代入數(shù)值可得 d≧ ,取軸的最小直徑為 38mm。 T—— 軸所受的扭矩， N178。 M—— 軸所受的彎矩， N178。 mm 圖 325 當量彎矩 T/N178。 蝸輪軸（ 2軸） : S2=k2=29 mm 渦輪節(jié)圓直徑 : =82mm 軸的受力簡圖如圖 320所示。