【正文】 這里只要保證軸的最小直徑為 14 就可以滿足軸的強(qiáng)度要求，那么把驗算前的軸的設(shè)計進(jìn)行補(bǔ)充得到如下圖所示的軸的設(shè)計： 圖中長度為 8mm 的軸徑用來安裝油封，由于標(biāo)準(zhǔn)油封沒有合適的這里在生產(chǎn)過程中可以使用自制的橡膠卡簧密封圈。 mm。 mm。 mm 第 3 章 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu) 23 圖 3 17 第三強(qiáng)度理論為 224ca? ? ???為了考慮不同環(huán)境的影響，引入折合系數(shù)α，則計算應(yīng)力為： 224( )ca? ? ???? 對于直徑為 d的圓軸，彎曲應(yīng)力為 : MW?? 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 2TTWW?? ?? 從而可得： 2222 ()( ) 4 ( )2ca MTMTW W W ??? ?? ? ? 由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得α =，選取軸的材料為 20Cr，調(diào)制處理，查表可得 : ? ?1?? =540Mpa 因此有： ? ?22 1()ca MTW ??????? 式中： ca? —— 軸的計算應(yīng)力， MPa。 mm。 根據(jù)總體設(shè)計尺寸我們?nèi)鐖D取蝸桿軸的跨度為 L1=90mm 蝸桿兩端滾動軸承對稱布置，取 s1=k1=45mm 蝸桿螺紋部分長度 L （ 11＋ ） m 我們這里取 L為 16mm 1d =18mm 軸的受力分析圖 第 3 章 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu) 21 圖 311 XY平面受力分析 圖 312 XZ平面受力圖： 圖 313 其中 Ma= 1 1 0 1 8 0 . 9 8 0 40723622aFd N m m N m m??? 水平面彎矩 NmmM YX /? 吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 22 圖 314 垂直面彎矩 NmmM ZX /? 圖 315 合成彎矩 N m mMMM ZXYX /22 ?? ?? =178。 軸及軸承裝置的設(shè)計 求輸出軸上的功率 P,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面可知： 、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩 P1 = Pr= n1=3000r/min T1= .m 、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩 P2 = n2=30r/min T2=178。 精度等級工查核表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機(jī)械減速器，從 GB/T 100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇 8 經(jīng)濟(jì)精度，側(cè)隙種類為 f，標(biāo)注為 8f,GB/T100891988。 = 5） 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 由于是小載荷傳動，齒輪出現(xiàn)折斷失效的情況不多，這里為了節(jié)省篇幅就省略對齒根疲勞強(qiáng)度的校核。 1179。 1179。 1mm= ② 蝸輪 蝸輪齒數(shù) 2Z =82 變位系數(shù) 2x = 0 分度圓直徑 2d =m 2Z =1179。 (1+)mm= 導(dǎo)程角 γ = 在靜止沒有沖擊載荷是可以形成自鎖 蝸桿軸向齒厚 Sa=? m=179。 1mm=20mm 齒根圓直徑 df1=d1 1fh = d12 m ( *ah +*c )=182179。 4） 蝸桿與蝸輪主要幾何參數(shù) ① 蝸桿 直徑系數(shù) q=d1/m=18 吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 18 齒頂圓直徑 da1=d1+2 *ah m=18+2179。 268 aMP =264 aMP ⑥計算中心距 a ≥ 221 = 取中心距 a=50mm,i=82,完全滿足要求，取模數(shù) m=1mm，蝸桿分度圓直徑 d1=18mm。 壽命系數(shù) HNK == 則 ? ?H? = HNK ? ?39。 3000179。 第 3 章 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu) 17 由機(jī)械設(shè)計手冊取使用系數(shù) AK = 由轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù) VK =。 3） 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。 2） 選擇材料 蝸桿： 20Cr 鋼，碳、氮共滲處理（精磨后保持齒面硬度 HRC60，硬層厚度 ） 蝸輪：鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，金屬模鑄造。 179。 82179。 179。我們選用具有反向自鎖功能的蝸輪蝸桿機(jī)構(gòu)作為我們轉(zhuǎn)向力傳遞減速機(jī)。至于支架與承載上彎梁之間的連接，由于正常使用支架受力小，我們使用膠粘合連接，這樣也避免了在承載上彎梁上開孔引起不必要的應(yīng)力集中降低上彎梁強(qiáng)度。支架內(nèi)圈與電機(jī)對接的面尺寸比電機(jī)外形大一圈。但由于我們使用過程中存在很多的振動，為了提高電機(jī)位置可靠性，我們設(shè)計了下面的一個“軟”支架。 = 四個鏈接螺栓的初始擰緊力為 。回火，取鋼材的 =544MPa。下面計算擰緊力矩： 螺釘規(guī)格直徑 d=4mm 螺距 P= 螺紋原始三角形高度 H== 外螺紋小徑 = 外螺紋中徑 = 計算直徑 = 螺釘公稱應(yīng)力截面積= 市面上通用螺釘?shù)牟牧蠟?45 號鋼，材料熱處理技術(shù)要求 T215，工藝規(guī)范 820176。 由于總體設(shè)計尺寸要求這里選擇減速比為 100、中心距為 50的蝸輪蝸桿減速機(jī)。 至于電機(jī)驅(qū)動，這里我們選用廠家推薦的 MADHT1507 伺服驅(qū)動器。這樣的選擇是因為減速機(jī)的輸入端是法蘭孔輸入，平鍵傳遞動力。 1就是代表普通非特殊電機(jī)。這樣，我們就能在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)停止工作時，移動轉(zhuǎn)向輪而不至于對下次啟動過程產(chǎn)生影響。伺服電機(jī)選配中主要是兩種編碼器：絕對值編碼器、增量式編碼器。同時伺服電機(jī)具有很強(qiáng)的過載特性，并且具有過載保護(hù)裝置，其過載特性如下： 圖 38 顯然，這款電機(jī)可以滿足我們的需要。最大轉(zhuǎn)矩是 ，經(jīng)過減速機(jī)后是 。 下面是電機(jī)的參數(shù)： 第 3 章 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu) 13 圖 37 額定轉(zhuǎn)速 3000r/min,減速后是 30r/min。選擇 200V 供電電源，是考慮到電線粗細(xì)對布線的影響，同樣的功率工作時 ，電壓越高，電流越小，電線越細(xì)，越方便布局。 下面就通過伺服電機(jī)的型號對其進(jìn)行介紹： 松下 A5 伺服電機(jī)銘牌： 圖 36 022,，電機(jī)額定輸出功率為 200W，電機(jī)電源為 200V 交流電。根據(jù)原地靜止轉(zhuǎn)向力矩吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 12 需求我們反過來推得減速機(jī)輸入端所需力矩為 。 MSME 型在市面上貨源相對比較稀缺，雖然航空插頭有諸多優(yōu)點(diǎn)，但考慮其對我們的使用沒有多大影響和貨源的問題，我們選用 MSMD 型伺服電機(jī)。這兩者的差距在于， MSME型電機(jī)驅(qū)動器和電178。電機(jī)要求負(fù)載轉(zhuǎn)動慣量在電機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量的 30 倍以內(nèi)，這事我們可以選用小慣量系列電機(jī)作為我們的動力源。 圖 35 將兩者相加得 。計算結(jié)果： 圖 33 輪轂電機(jī)制動盤組： 這里把輪轂電機(jī)和制動盤理想成一均質(zhì)圓盤，圓盤繞與其直徑平行的軸轉(zhuǎn)動電機(jī)質(zhì)量 18Kg,厚度 ,直徑 223mm,這里我們理想均質(zhì)圓盤的密度為 。由于計算公式復(fù)雜這里使用一款轉(zhuǎn)動慣量計算軟件計算。這里面轉(zhuǎn)軸組件（包括轉(zhuǎn)軸、軸承內(nèi)圈、定位擋圈、止動塊）和減速機(jī)齒輪副由于質(zhì)量相對較小、質(zhì)量集中度大，且轉(zhuǎn)動中心為其幾何中心，這里在近似計算時不予考慮。我們轉(zhuǎn)向電機(jī)的負(fù)載包括：減速機(jī)的齒輪副、轉(zhuǎn)軸、軸承內(nèi)圈、懸架支撐轉(zhuǎn)向梁、液壓制動鉗組件、輪轂電機(jī)、車輪組件。 松下 A5 伺服電機(jī)根據(jù)電機(jī)轉(zhuǎn)子慣量分為：大慣量（ MEME、 ,MEMD）、中慣量（ MGME）、小慣量（ MSME、 MSMD）。這里選用松下 A5系列的伺服系統(tǒng)。 圖 32 國內(nèi)伺服電機(jī)現(xiàn)在主要存在三種產(chǎn)品，分別是價格昂貴精度高的歐美產(chǎn)品，比如四門子、科爾摩爾等，在一些高尖端的設(shè)備上用的比較多；國產(chǎn)品牌，國產(chǎn)品牌應(yīng)用的較少，整體的售后服務(wù)精度很難得到保障（這里包括臺灣省的產(chǎn)品）；日系品牌在國內(nèi)使用最多，同時也是性價比最高，售后服務(wù)最好，其中松下伺服已經(jīng)實現(xiàn)國產(chǎn)化，相對價格低廉，符合中國工程師的使用習(xí)慣，所以這里我們選 擇松下的產(chǎn)品。 首先，先了解伺服控制的工作原理。 從上面的要求我們知道，我們在進(jìn)行線性轉(zhuǎn)向控制時，必須可以精確地控制轉(zhuǎn)向位置、控制轉(zhuǎn)向速度和快速的響應(yīng)這一切促使我們選擇伺服電機(jī)作為我們的轉(zhuǎn)向動力源。 ，當(dāng)轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 ，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小。 ，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛的能力。 第 3 章 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu) 9 ，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生自振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動。我們選用的是松下 A5系列 MSMD022S1U 伺服電機(jī)和類 RV50 減速機(jī)的蝸輪蝸桿減速機(jī)作為動力源，下面就這兩項的選用和設(shè)計進(jìn)行說明 在傳統(tǒng)汽車中我們對汽車轉(zhuǎn)向系提出來如下要求： ，全部車輪應(yīng)繞瞬間轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應(yīng)該有側(cè)滑。 根據(jù)以上兩種算法取其中的較大值作為我們的設(shè)計參考，記靜止原地轉(zhuǎn)向力矩為 。 車重取 1000Kg，且質(zhì)心在四輪中央，那么 =2500N，由于標(biāo)定車是比亞迪 F0，輪胎胎壓選比亞迪 F0 的參考，夏天 MPa，冬天 MPa。 計算公式： 式中， f 為輪胎和路面間的滑動摩擦因素，一般取 ； 為轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（ N） 。 = 輪胎直徑 = +2H= 2)輪胎原地轉(zhuǎn)向力矩計算 初選 ， g=10 由于 4 輪 獨(dú) 立 轉(zhuǎn) 向 ， 則 每 個 輪吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 8 = =2500N 參考比亞迪 F0的輪胎氣壓標(biāo)準(zhǔn)，取胎壓有助于轉(zhuǎn)向的 。 =165179。下 面，我們就對以上公式進(jìn)行更加詳細(xì)的推理計算。而其中最大的值就是靜止轉(zhuǎn)向阻力矩。為了準(zhǔn)確計算這些力是非常困難的，這能使用足夠精確地半經(jīng)驗公式來計算。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負(fù)荷，路面阻力和 輪胎氣壓等。 第 3 章 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu) 7 第三章 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu) 電機(jī)的選擇 . 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零部件應(yīng)有足夠的強(qiáng)度。整個設(shè)計旨在為以后的電控地盤的實現(xiàn)做一個簡單可靠的機(jī)械平臺。據(jù)此提出軸承類部件的使用壽命為 5000 小時，軸類旋轉(zhuǎn)受交變載荷的沖擊次數(shù)為 次。明確了上面一點(diǎn)，我們吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 6 提出實驗平臺正常使用可以滿足連續(xù)工作 2500 小時的。希望第一次接觸這些由我自己根據(jù)其作用命名的結(jié)構(gòu)能很好的適應(yīng)。 圖 21 這里會出現(xiàn)以下幾個新名詞 :承載下彎梁、承載上彎梁、連接卡塊、連接法蘭等。在完成設(shè)計后， ① 電動車必須可以在城市平直路面上以最高 80KM/h 的速度穩(wěn)定行駛，可以在 10s 內(nèi)加速到最高行駛速度，具有足夠可靠的制動性能； ② 同時機(jī)構(gòu)可以承受必要的側(cè)向力，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)可以在高速時可以后輪同向轉(zhuǎn)向，低速時可以反向轉(zhuǎn)向，必要情況下轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)可以“蟹行”。 第 2 章 設(shè)計任務(wù) 5 第二章 設(shè)計任務(wù) 這項設(shè)計是為四輪獨(dú)立驅(qū)動 /四輪轉(zhuǎn)向電動汽車設(shè)計一種可行的“輪邊”機(jī)構(gòu)?，F(xiàn)在主動四輪轉(zhuǎn)向多用于大 型礦業(yè)車輛上和部分越野車上。 雖然四輪轉(zhuǎn)向相對于單軸轉(zhuǎn)向有很多優(yōu)點(diǎn)，但由于電控技術(shù)不穩(wěn)定性，其控制的可靠性很難保證，上個世紀(jì) 80 年代很多日本車采用四輪轉(zhuǎn)向，以便于在日本多山路的路況下得到更好的操控性能。如圖 C所示，在 4WS 車中，使后輪同相轉(zhuǎn)向后輪也產(chǎn)生滑動角α，使與前輪的旋轉(zhuǎn)向心力平衡以抑制自轉(zhuǎn)運(yùn)動?？墒牵俣扔吒黾榆嚿碜赞D(zhuǎn)運(yùn)動之不穩(wěn)定性，容易產(chǎn)生車輛旋轉(zhuǎn)或橫滑。結(jié)果，使車身偏向后輪也產(chǎn)生滑動角β，后輪也產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)向心力，四輪的力量就分擔(dān)自轉(zhuǎn)與公轉(zhuǎn)力，隨著取得平衡進(jìn)行旋轉(zhuǎn)。圖 B 表示單軸（前輪）轉(zhuǎn)向車高速旋轉(zhuǎn)時之車輛狀況。在低速旋轉(zhuǎn)，前輪轉(zhuǎn)向角若相同，則四輪轉(zhuǎn)向車的回轉(zhuǎn)半徑可較小，小轉(zhuǎn)彎性能良好，內(nèi)輪差也可縮小。參考下圖低速 旋轉(zhuǎn)時之行車軌跡，單軸轉(zhuǎn)向車 (通常前輪轉(zhuǎn)向 )時，因為后輪不轉(zhuǎn)向，旋轉(zhuǎn)中心差不多在后軸的延長線上。 如圖 11a 所示，汽車在低速旋轉(zhuǎn)時，車輛行進(jìn)方向與輪胎方向大概可視為一致，在各輪大部份不會產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)向心力 (cornering force )。四輪轉(zhuǎn)向的目的：在低速行駛時作逆相轉(zhuǎn)向（前輪與旋轉(zhuǎn)方向為逆向）使旋轉(zhuǎn)時小轉(zhuǎn)彎性能良好，中高速時為同相轉(zhuǎn)向（前輪與旋轉(zhuǎn)方向為同方向），以提高在高速時之車道變換或旋轉(zhuǎn)時操縱穩(wěn)定性。汽車采用四輪獨(dú)立驅(qū)動技術(shù)后，汽車采用前驅(qū)動、后驅(qū)動或全輪驅(qū)動可根據(jù)汽車行駛工況由控制器進(jìn)行實時控制與轉(zhuǎn)換。這兩種驅(qū)動型式各有優(yōu)缺點(diǎn)，而且對汽車行駛工況的適應(yīng)性也不同。 4) 實現(xiàn)汽車底盤系統(tǒng)的電子化、主動化。 吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 2 3) 對各車輪采用制動能量回收系統(tǒng)，則可大大提高汽車能量利用效率，且與采用單電動機(jī)驅(qū)動的電動汽車相比，其能量回收效率也獲得顯著增加。并且相對于傳統(tǒng)汽車這些功能的實現(xiàn)，四輪獨(dú)立驅(qū)動汽車具有響應(yīng)速度快、結(jié)構(gòu)簡單的優(yōu)點(diǎn)。但是，在實際實際交通環(huán)境中無聲行駛，帶來的很多問題，在汽車系統(tǒng)沒有實現(xiàn)完全的智能化前，帶來的往往禍大于福。另外，由于動力傳動的中間環(huán)節(jié)減少，傳動系的振動及噪聲得到改善。由電動機(jī)直接驅(qū)動車輪