【正文】 1p = fp（ XFr＋ YFa） =179。 7310B 軸承： d=17mm D=40mm B=12mm （ 2 軸）上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承預(yù)期壽命取為 96000h。 初選滾動軸承 6208 GB/T2761994，基本額定動載荷 Cr=,基本額定靜載荷 Cor=。 +179。 N = 驗算軸承的使用壽命： 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構(gòu) 31 611060 rh CL nP???? ???? 式中：ε —— 指數(shù)，對于滾子軸承為 3； 代入數(shù)值有 故 6208 軸承滿足要求。 m,工作轉(zhuǎn)速 n=3000r/min。 1） 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選擇 C 型普通平鍵。 4 GB 10962020， b=4mm， h=4mm， L=20 mm。鍵的工作長度 l==179。 4mm=2mm。 由前計算結(jié)果知 :蝸輪軸 (2 軸 )的工作轉(zhuǎn)距 T=178。 這里校驗的是減速機渦輪軸輸出連接鍵的強度。 按資料所顯示，初選鍵 87 GB 10962020， b=8mm， h=7mm， L=50 mm。鍵的工作長度 l=Lb=508mm=42mm，鍵與吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 32 聯(lián)軸器槽的接觸高度 k==7mm=。 蝸桿減速器的潤滑 蝸桿的潤滑 雖然本蝸桿的圓周速度為 ,同時考慮本傳動裝置壽命較長，滑移速度較大，故采用油池潤滑，選擇潤滑劑為 LAN 。 () W=50W 中使用的是市面上通用的 RV 蝸輪蝸桿減速機的外殼，這里借用具有相同中心距的 RV50 蝸輪蝸桿減速機的外殼來做熱平衡校驗。 144mm179。 130+106179。 78） 179。 減速機外殼及外圍設(shè)備 減速機外殼 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構(gòu) 33 ，由鋁合金壓鑄而成。外面形狀和蝸輪蝸桿的外形一樣。 。最后的形狀圖紙參照附錄圖紙。 M8 的螺紋孔，加工在減速機下部，孔上擰上相應(yīng)的密封螺釘組件。 第三節(jié) 轉(zhuǎn)向軸的設(shè)計 轉(zhuǎn)向軸的設(shè)計 圖 328 上圖顯示的是從減速機動力輸出完成轉(zhuǎn)向任務(wù)，同時承受車身載荷的轉(zhuǎn)軸。 軸 的 材 料 使 用 45 號 鋼 ， 45 號 鋼 的 機 械 性 能 為 ：=355MPa, =600 MPa。 所受軸承傳遞的力 F 在下一部分對懸架震動中的討論得知在許用輪胎選定跳動行程下車體肯能會產(chǎn)吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 34 生一倍向下的沖擊，即向下的力最大為兩倍車體重力， F=4500N。 在使用過程中轉(zhuǎn)軸不斷受到減速機輸出端傳遞的交變載荷，所以這里要對其進行疲勞強度校核。這里我們在進行疲勞校核時，將力放大并簡化循環(huán)模式。下面就對其進行循環(huán)參數(shù)計算和疲勞校核。 在受扭力作用下軸徑越小，其失效的可能性越大，那么可以判斷失效發(fā)生在d=24mm 的那段軸上，危險點有兩個：鍵槽軸段、過度圓角端。 第 3 章 轉(zhuǎn)向機構(gòu) 35 這段不會疲勞校核合格 過度倒角 r=2，有效應(yīng)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 這段不會疲勞校核合格 d=30mm 的那段軸上，危險點有兩個：安裝擋圈處、過度圓角端。 這段不會疲勞校核合格 過度倒角 r=2，有效應(yīng)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 吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 36 這段不會疲勞校核合格 d=42mm 的那段軸上，危險點為同時有錐孔和鍵槽那一段。 這段不會疲勞校核合格 。為了方便軸承受力分析，我們先對軸承單元所在位置建立坐標系 ，如圖 329。 作為輪轂電機驅(qū)動的電動汽車，此處軸承承受 z軸方向上的車體重力和傳遞過來的地面支持力， y 軸方向的車輛橫擺、轉(zhuǎn)向所形成的的側(cè)向力， x 軸在加速前進和制動過程中的慣性力。 吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 38 圖 330 在設(shè)計動力系統(tǒng)過程中，制定了最大加速度為 的加速度，當(dāng)車輪在 20%左右滑轉(zhuǎn)制動時最大制動減速度為 ；車輛一般行駛的側(cè)向力為轉(zhuǎn)向時引起的向心力，向心加速度在 以內(nèi)才能保證轉(zhuǎn)向安全性。在使用過程中中為了能克服上述力并且簡單可靠，我們選擇了 350606雙列圓錐滾子軸承。 圖 331 軸承下部質(zhì)量約為 25Kg，這樣加載在軸承上部的質(zhì)量 為 900Kg（有第一部分假定整車質(zhì)量求得）。 正常使用過程中上下兩個滾子軸承同時承受徑向力，而下部軸承則需要承受了垂直方向所有的力，只有在行駛過程中受到比較大的震動車輪彈起來才會是上部滾子軸承承受軸向力。 軸承所受徑向力 軸向力 軸承工作的正常轉(zhuǎn)速 n=30r/min 計算軸承的當(dāng)量動載荷： pr=XFr＋ YFa 雙列圓錐滾子軸承的當(dāng)量動載系數(shù)選擇判斷系數(shù)為 查機械設(shè)計手冊得 350606 軸承此情況當(dāng)量動載系數(shù)為 X= Y= 則 pr=XFr＋ YFa=179。 4026N= 查表知道在車輛使用中存在中等沖擊，那么載荷系數(shù) fp= 1p = fp（ XFr＋ YFa） =179。 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 ； 代入數(shù)值有吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 40 ， 受用轉(zhuǎn)速也遠遠小于軸承的極限轉(zhuǎn)速。當(dāng)然由于這里承受的軸向載荷較大，最好選用推力圓錐滾子軸承。 此軸承處于半裸露的環(huán)境中，我們使用潤滑脂對軸承驚醒潤滑。下部的密封由軸承上的橡膠密封圈和我們卡在法蘭盤下部的帶鋼圈橡膠密封圈組成。這里我們選用軸用彈性擋圈對其定位。和彈性擋圈一樣，一般行駛過程中不受力的作用，當(dāng)受到大的地面沖擊時，車“跳”起來了受下面部分重力作用。下面就分別對這兩部分選型時所要求的參數(shù)進行計算。如圖 41所示，在任一載荷狀態(tài)下，該點曲線的切線斜率，就是該載荷下的懸架剛度。在滿載載荷下可以確定車輪上、下跳行程，兩者之和稱為車輪行程。懸架垂直剛度隨車輛參數(shù)而不同，換算成系統(tǒng)固有振動頻率為 1～ 2Hz。所以取減振器系統(tǒng)固有頻率 f＝ ，而減震器承載質(zhì)量 m＝ 250kg，則根據(jù)上式 k＝ 2250 2? 相對阻尼系數(shù)的選擇 減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力 F 與減振器振動速度 v 之間有如下關(guān)系 vF ?? 式中， ? 為減振器阻尼系數(shù)。該圖具有如下特點：阻力－速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力－速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù) vF/?? ， 所以減振器有四個阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù) YYY vF /?? 與伸張行程的阻尼系數(shù) SSS vF /?? 不等。 ? 的表達式為 scm2?? ? 式中， c 為懸架系統(tǒng)垂直剛度； sm 為簧上質(zhì)量。 ? 值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身； ? 值小則反之。兩者之間保持 Y? ＝ (～ ) S? 的關(guān)系。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取 ? ＝～ ；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架， ? 值取小些。 根據(jù)以上所述：取 S? ＝ Y? ＝ S? ＝ 179。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率 smc/?? ，所以理論上 ??? sm2? 。例如，當(dāng)減振器如圖 2a、 b、 c三種安裝時，我選擇了如圖 2b所示安裝。 然而， cm?? 2? ? ＝ 阻尼系數(shù)： 伸張阻尼系數(shù)： 最大卸載力的計算 為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷。在減振器安裝如圖 42b 所示時 naAv x /co s?? ?? 式中， xv 為卸載速度，一般為 ～ ； A為車身振幅，取177。 如已知伸張行程時的阻尼系數(shù) S? ，載伸張行程的最大卸荷力 xSvF ??0 [3]。 減振器的工作缸直徑 D有 （ 45）、 50、 65mm 等幾種。 貯油筒直徑 cD ＝（ ～ ） D，壁厚取為 2mm，材料可選 ZG45 號鋼。 導(dǎo)向座寬度和活塞寬度的設(shè)計計算 如果導(dǎo)向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設(shè)計時必須保證有一定的最小導(dǎo)向長度。在導(dǎo)向座內(nèi)設(shè)計一襯套，在減少活塞桿的摩擦的同時也使活塞桿滑動輕便，迅速。缸蓋滑動支承面的長度 1l , 根據(jù)液壓缸內(nèi)徑 D而定： 當(dāng) D80mm 時，取 1l ＝（ ～ ） D； 當(dāng) D80mm 時， 取 1l ＝（ ～ ） D； 吉林大學(xué)學(xué)士 學(xué)位論文 （設(shè)計） 46 所以： 導(dǎo)向座的長度： 1l ＝ ?20＝ 12mm 活塞寬度： B＝ ?20＝ 12mm 固定連接的結(jié)構(gòu)形式 減振器與整車連接結(jié)構(gòu)指的是減振器和整車安裝連接的部分，為了加強減振器的減振效果，一般在連接部分都附有各種結(jié)構(gòu)形式的橡膠緩沖墊，因此連接部分主要由吊環(huán) (螺栓等 )和橡膠襯套等組成。如圖 44所示： 圖 44吊環(huán)連接示意圖 根據(jù) GB/T 4911999 吊環(huán)設(shè)計標準尺寸，本文設(shè)計的工作缸直徑是 40mm，所以 本文選?。?4H 型吊環(huán)， hd ＝ 20mm,D=10mm, 1D =19mm, 2D =28mm,h=18, 1h =24mm 第二節(jié) 導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計 一般懸架的導(dǎo)向機構(gòu)在設(shè)計時都有如下的設(shè)計要求 前輪獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的要求是： ，保證論據(jù)變化不超過177。 ，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應(yīng)產(chǎn)生縱向加速度。在 側(cè)向加速度作用下，車身傾角第 4 章 懸架機構(gòu) 47 ，并使車輪和車身的傾斜同向，以增強不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)。 后輪獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的要求是： ，輪距無顯著變化。 此外，導(dǎo)向機構(gòu)還應(yīng)有足夠的強度，并可靠的傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 縱向平面內(nèi)上、下橫臂軸布置方案 下圖給出 6種雙橫臂軸在縱向平面內(nèi)的布置： 圖 45 在傳統(tǒng)汽車雙橫臂懸架設(shè)計時，上下橫臂軸的布置方案直接影響在運動中車輪上下跳動所引起的主銷后傾角的變化。在汽車的結(jié)構(gòu)設(shè)計中，主銷后傾角通常用來產(chǎn)生回正力矩，而在我們的電動車中希望車輛的行駛控制全部由電控，這里回正力矩的意義就不大了。這樣的布置可以使車體連接處布置簡單，同時彈簧減振器與車體連接只需采用轉(zhuǎn)動副，而不需要 橫向平面內(nèi)上、下橫臂布置方案 上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置一般有如下三種形式。側(cè)傾中心的高度直接影響 輪荷轉(zhuǎn)移過程中側(cè)傾力矩的大小和由彈性元件、傳力桿系所分擔(dān)力的比例。然而在使用獨立懸架時過高的側(cè)傾中心可能導(dǎo)致車輪跳動時過大的輪距變化，加劇輪胎磨損。 水平面內(nèi)上、下橫臂軸的布置方案 雙橫臂懸架水平面內(nèi)上、下橫臂軸的布置就是下橫臂軸線 MM 與垂直軸的夾角α、上橫臂軸線 NN與垂直軸的夾角β的大小。 圖 47 第 4 章 懸架機構(gòu) 49 通常進行汽車設(shè)計時都將下橫擺臂軸夾角 α設(shè)定為正值，這樣可以使車輪一面上跳，一面向后退讓，以減少傳到汽車上的沖擊力，同時在前置發(fā)動機的車型中作為前懸架也為了便于布置發(fā)動機。水平面內(nèi)的布置同時影響著車輛制動的抗俯仰特性，其關(guān)系在國外已經(jīng)形成了完整的設(shè)計圖例，國內(nèi)還沒有形成成熟的設(shè)計方案。我們在設(shè)計時考慮一切從簡的原則選用了α、β的值全部為 0 的方案。 上、下橫臂長度的確定 雙橫臂上、下臂的長度關(guān)系在設(shè)計中主要考慮的是其在運動中當(dāng)車輪上下跳動時對定位參數(shù)和輪距變化的影響。這里我們使用中選擇了上下臂等長的設(shè)計。 車輪定位參數(shù)的設(shè)定 傳統(tǒng)汽車往往對前輪定性車輪參數(shù)的設(shè)定，這主要是前輪是轉(zhuǎn)向輪。一般的定位參數(shù)有：主銷后傾、主銷內(nèi) 傾、車輪外傾、車輪前束。主銷后傾是希望在車行駛中當(dāng)車輪偏轉(zhuǎn)時具有一個回正力矩，保證行駛的穩(wěn)定性。這里我們就不在對這一參數(shù)討論。我們在設(shè)計之初就確定了轉(zhuǎn)向軸軸線和車輪垂向中心線同軸，所以這一參數(shù)也就不需要在使用中再作調(diào)整。在我們的機構(gòu)中這一參數(shù)的實現(xiàn)可以通過對連接卡塊上轉(zhuǎn)向軸的軸向定位角度調(diào)整來實現(xiàn)。可以通過對連接卡塊上轉(zhuǎn)向軸的徑向定位來實現(xiàn)。 導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù) 從上面橫向平面內(nèi)上、下橫臂布置方案的選擇中可以知道側(cè)傾中心在車體中心線與地面相交的軸線上。 在獨立懸架中，汽車前部與后部側(cè)傾中心的連線稱為側(cè)傾軸線，在汽車設(shè)計中往往需要側(cè)傾軸線應(yīng)大致與地面平行，且盡可能離地面高些。 由于上下懸臂軸相互平行，縱傾中心在無窮遠處 車輛的抗制動縱傾性是車輛在制動過程中使車頭下沉及車尾抬高盡量減小的能