【正文】 （ ESP）。在這樣的功能實現(xiàn)的工作模式下，存在著獨立驅(qū)動的車輪之間的通信協(xié)同控制的一大難題。這對提高電動汽車續(xù)駛里程是很重要的。現(xiàn)代汽車驅(qū)動系統(tǒng)布置分為前驅(qū)動、后驅(qū)動或全驅(qū)動。如前驅(qū)動轎車在高速轉(zhuǎn)向時穩(wěn)定性好，但在加速時或爬坡時，動力性受載荷轉(zhuǎn)移的影響較大，而后驅(qū)動在這方面的性能優(yōu)于前驅(qū)動車，而全輪驅(qū)動車的成本較高。且各車輪的驅(qū)動力可根據(jù)汽車行駛狀態(tài)進行實時控制，真正實現(xiàn)汽車的 電子主動底盤 四輪轉(zhuǎn)向技術的特點 在一般汽車，以 操縱方向盤使前輪的輪胎轉(zhuǎn)向發(fā)揮轉(zhuǎn)彎機能，但四輪轉(zhuǎn)向是后輪的輪胎也可轉(zhuǎn)向之系統(tǒng)。 1)四輪轉(zhuǎn)向降低低速轉(zhuǎn)向半徑。四輪行進方向 的垂直線會交于一點，車輛就以該點為中心 (旋轉(zhuǎn)中心 )旋轉(zhuǎn)。 第 1 章 緒 論 3 圖 11 如圖 11b 四輪轉(zhuǎn)向車此時是把后輪逆向轉(zhuǎn)向，旋轉(zhuǎn)中心比單軸轉(zhuǎn)向（前軸轉(zhuǎn)向）車更靠近車輛，亦即回轉(zhuǎn)半徑較小。內(nèi)輪差的減少對大型車輛轉(zhuǎn)向安全尤為重要 2)四輪轉(zhuǎn)向高速提高操縱穩(wěn)定性 直向行進之汽車轉(zhuǎn)彎時，由車輛的重心點變化行進方向的公轉(zhuǎn)，與該重心點周圍的車輛自轉(zhuǎn)之兩種運動合成來進行。首先，若前輪進行轉(zhuǎn)向，前輪胎就產(chǎn)生滑動角α，并產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)向心力，車身開始自轉(zhuǎn)?？墒撬俣扔呦蛐牧υ龃?，因此與其取得平衡之旋轉(zhuǎn)向心力也不得不增大，給與前輪更大的滑動角不得不產(chǎn)生大的旋轉(zhuǎn)向心力，而且，因為后輪也會給與相似的滑動角，就發(fā)生使車身產(chǎn)生更大的自轉(zhuǎn)運動之必要性。 圖 12 吉林大學學士 學位論文 （設計） 4 圖 13 理想的高速度旋轉(zhuǎn)運動，應使車身方向與車輛行進方向盡量一致，以抑制多余的自轉(zhuǎn)運動，使前后輪能產(chǎn)充分的旋轉(zhuǎn)向心力。結(jié)果，使車身方向與車輛行進方向一致就可期待穩(wěn)定的旋轉(zhuǎn)。但是，由于可靠性的問題應用的越來又少。而被動的四輪轉(zhuǎn)向（即后輪隨動轉(zhuǎn)向）在法系車上，比如標志 207 上一直在使用。這套機構必須完成安裝車的動力機構 —— 輪轂電機；車的轉(zhuǎn)向機構 —— 輪邊線控轉(zhuǎn)向；同時還必須具有傳統(tǒng)輪邊機構所具有的減震、行駛等功能。 為滿足以上要求我們制訂了如下的整體方案。這幾個詞將在下面的說明書中反復的使用。 以上是結(jié)構功能設計提出的要求，下面就使用可靠性提出設計要求 作為一款實驗平臺類產(chǎn)品，使用的可靠性不是在使用過程中體現(xiàn)的，更多地是存放的耐久性，存放的耐久性則更多的是存儲條件保養(yǎng)的任務。這一數(shù)據(jù)的根據(jù)是使用時間3 年，每天工作 2 小時，那么我們的工作時間取 2500 小時是完全能滿足的。 由于是第一代產(chǎn)品，這里對很多影響操縱穩(wěn)定性的車身整體參數(shù)并沒有提出很精確地設計要求，也沒有現(xiàn)成的參數(shù)可以選來適配。簡單可靠也是整個設計的主旨。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強度，需要首先確定作用在各零件上的力。在傳統(tǒng)汽車中為傳動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向繞主銷轉(zhuǎn)動的助力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦助力等。這些力在平衡狀態(tài)下又是和地面對轉(zhuǎn)向的阻力矩是平衡的。下面就計算原地轉(zhuǎn)向阻力矩使用兩種方法： 《汽車動力學》求解 書中并未給出直接的經(jīng)驗公式，而是就靜止轉(zhuǎn)向力矩的影響因素給出了比列關系： 其中，為轉(zhuǎn)向輪垂直載荷的 倍， 為輪胎與路面之間的摩擦系數(shù)， p為輪胎的胎壓。 1)輪胎選用 普利司通 165/60 R14 子午線輪胎 則輪胎主要尺寸參數(shù)： 胎高 H=b179。 =99mm 輪轂直徑 =14179。 在米克其汽車動力學查得輪胎在垂直方向變形 s=10mm 圖 31 接地點縱向長度 L=2 = 取橫向摩擦力系數(shù)φ = 則根據(jù)微積分力矩計算簡化算法得 M= = 《汽車設計》計算 在汽車設計那本書中給出了具體的經(jīng)驗公式來求解原地轉(zhuǎn)向阻力矩( )。P為輪胎氣壓（ MPa）。那么靜止原地轉(zhuǎn)向力矩在 至 之間。 電機的選擇 我們的轉(zhuǎn)向驅(qū)動系統(tǒng)由伺服電機和蝸輪蝸桿減速機作為動力源。 ，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。 ，由于運動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn)生的擺動應最小。 。 ，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構。 ⑩ 進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤方向一致。綜合價格和性能我們選擇了松下 MSMD022S1U 伺服電機，下面就這一電機的選型進行闡述。 這里面只有最后的電機部分由我進行選型，同時根據(jù)控制形式 選擇相應的伺服驅(qū)動。松下伺服在市場上現(xiàn)在存在兩個系列老的 A4系列和新的 A5系列，相對于 A4吉林大學學士 學位論文 （設計） 10 系列 A5系列具有更快的響應速度，更加輕便等諸多優(yōu)點。 下面就是具體的電機選擇。這里的電機慣量直接影響所加載載荷的響應速度，所以現(xiàn)在需要對所帶載荷的轉(zhuǎn)動慣量進行估算。其中減速機齒輪副是以自己的幾何中心線作旋轉(zhuǎn)運動，其余部件均以輪胎垂直中心線為旋轉(zhuǎn)中心作旋轉(zhuǎn)運動 。下面對其余部分簡化計算。 輪胎輪輞組件： 這一組件質(zhì)量 14Kg,將其理想為一內(nèi)徑 35外徑 55厚度 165 的圈，圈的密度為 。計算結(jié)果： 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構 11 圖 34 懸架轉(zhuǎn)向梁： 由于我們的計算軟件只能進行簡單外形的物體轉(zhuǎn)動慣量的計算，這里我們將彎梁簡化為一段橫梁、一段豎梁，并且認為這 兩個空心方鋼為密度為 的均質(zhì)梁進行計算。 由以上計算過程我們大概知道我們轉(zhuǎn)向機構負載部分的轉(zhuǎn)動慣量為 ，這里我們翻過來到選型手冊里面選電機。在小慣量系列中又有兩種類型： MSME 和 MSMD 兩種型號。機之間的鏈接采用航空插頭，而 MSMD 型則是直接從電機內(nèi)引出線鏈接。 我們選擇 NMRV50 蝸輪蝸桿減速機，速比 100，效率 80%。正常工作時，所需輸入力矩是小于這一值的，同時考慮到伺服電機優(yōu)秀的過載能力，我們選用額定轉(zhuǎn)矩為 的 MSMD022S1U 伺服電機。選擇 200W 是由于我們所需輸出轉(zhuǎn)矩決定的。由于我們采用逆變器對其進行供電，更小的電流也有助于提高逆變器效率，減少逆變器的熱效應。額定轉(zhuǎn)矩是 ，經(jīng)過減速機輸出。基本能滿足我們的轉(zhuǎn)矩需要。 吉林大學學士 學位論文 （設計） 14 S代表的是絕對值編碼器。我們選用絕對值編碼器是因為其相對于增量式編碼器具有自動零點識別功能，在重新啟動時不需要進行零點的重新選擇。主流絕對值編碼器，按期精度分為 17位和 14 位編碼器，這里我們選用 17 位編碼器。 U代表平鍵帶油封的輸出。減速機是油潤滑，采用油封防止輸入軸配合處“爬油”進入電機 ，影響電機工作。由于這份設計任務不涉及電機的電控方面，這里就對轉(zhuǎn)向電機的控制作過多的介紹。 轉(zhuǎn)向電機和減速機的連接選用螺紋連接，采用 M4 的內(nèi)六角螺釘。第 3 章 轉(zhuǎn)向機構 15 淬火、 600176。 計算擰緊力矩 T= = 通常取計算值的 。 此時我們對電機自由度分析，電機已經(jīng)被完全的固定在減速機上了。為了降低質(zhì)量支架材料選用鋁合金。用橡膠密封條貼合在這之間，那么既不會行程過約束，也可以在螺紋連接失效時可以提供一定的保護。 減速機的設計 由于我們的設計目的是想通過電 控對整個車進行自主的控制，所以希望盡量降低車自身外對車運行的影響。 傳動機構整體設計 減速機在使用過程中渦輪水平放置，輸出軸垂直給車輪轉(zhuǎn)向輸出動力，其總體布置簡圖如下： 圖 39 總傳動比： i=82,Z1=1,Z2=82 吉林大學學士 學位論文 （設計） 16 電機額定轉(zhuǎn)速為 3000 r/min wn = 2n = 1ni = 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 蝸桿軸 n1=3000r/min 齒輪軸 n2=3000/82= r/min 電機輸出轉(zhuǎn)矩 dT = 蝸桿輸入轉(zhuǎn)矩 1T =dT 12nn =179。 Nm = 蝸輪輸入轉(zhuǎn)矩 2T =1T i 234nnn =179。 179。 = 傳動零件的設計 1） 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù) GB/T 100851988 的推存，采用漸開線蝸桿（ ZI）。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用 45 號鋼制造。由手冊知傳動中心距 a ≥ ? ?3 2 EHZZKT ???????? ① 定作用在渦輪上的轉(zhuǎn)距 由前面可知 2T = Nm ②確定載荷系數(shù) K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù) K? =1。 K=K? AK VK = ③確定彈性影響系數(shù) EZ 渦輪材料為鑄錫青銅所以取 EZ 為 155 12aMP ④確定接觸系數(shù) Z? 假設蝸桿分度圓直徑 d和傳動中心距 a的比值 d/a =，查表的得 Z? = ⑤確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度 45HRC,可從手冊中查得蝸輪的基本許用應力 ? ?H? =268 aMP 因為我們的減速機在轉(zhuǎn)向過程中，正常工作在變載荷循環(huán)應力下，所以： =60 =60179。 1000 =179。H? =179。這時 d1/a=，因此以上計算結(jié)果可用。 1179。 1179。 179。 82mm=82mm 齒頂圓直徑 da2= 2d +2ha2=82+2179。 = 齒根圓直徑 df2= 2d 2fh =822179。 1mm=80mm 蝸輪咽喉母圓半徑 Yg2==179。 驗算效率 ? t a n( 0 .9 5 0 .9 6 ) t a n ( )v?? ??? ?? 已知γ = ’= ， arctanvvf?? ； vf 與相對滑動速度 sv 有關 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構 19 sv = =查表可得 v?? 代入式中可得 ?? 。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度。 m 蝸桿軸（ 1 軸）的設計 20Cr 鋼，碳、氮共滲處理 軸的布置如圖 310 吉林大學學士 學位論文 （設計） 20 圖 310 初取軸承寬度分別為 n1=n2=12mm 。 mm 和 N178。 圖 316 當量彎矩 T/N178。 M—— 軸所受的彎矩， N178。 620 吉林大學學士 學位論文 （設計） 24 T—— 軸所受的扭矩， N178。 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≧ ,取軸的直徑為 14mm。 圖 318 蝸輪軸（ 2 軸）的設計 齒輪齒面部分采用鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，為了降低成本輪芯用 45 號鋼制造 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構 25 軸的布置如圖 319 圖 319 軸承寬度分別為 n3=n4=18mm 。圖中 吉林大學學士 學位論文 （設計） 26 圖 320 XY 平面受力分析 圖 321 XZ 平面受力圖： 圖 322 其中 水平面彎矩 NmmM YX /? 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構 27 圖 323 垂直面彎矩 NmmM ZX /? 圖 324 合成彎矩 N m mMMM ZXYX /22 ?? ?? =231153N178。 mm 吉林大學學士 學位論文 （設計） 28 圖 326 第三強度理論為 224ca? ? ???為了考慮不同環(huán)境的影響，引入折合系數(shù)α，則計算應力為： 224( )ca? ? ???? 對于直徑為 d的圓軸，彎曲應力為 : MW?? 扭轉(zhuǎn)切應力： 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 45 號鋼，調(diào)制處理，查表可得 : ? ?1?? =540Mpa 因此有： ? ?22 1()ca MTW ??????? 式中： ca? —— 軸的計算應力， MPa。 mm。 mm。 這里只要保證軸的最小直徑為 38mm 就可以滿足軸的強度要求，那么把驗算前的軸的設計進行補充得到如下圖所示的軸的設計： 圖中長度為 8mm 的軸徑用來安裝油封，由于標準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。因支承跨距不大，故采用兩端固定軸承組合方式。 由前計算結(jié)果知：軸承所受徑向力 Fr= N， Fa= N，軸承工作轉(zhuǎn)速n=3000r/min。 Fa/Fr=e= X= Y= pr=XFr＋ YFa=179。 N＝ 由于是輕微沖擊，取載荷系數(shù) fp=