C200汽車電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及懸架統(tǒng)設(shè)計(jì)【雙橫臂式獨(dú)立懸架】（含CAD圖紙?jiān)次募?/h1>
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附錄
泵式渦輪機(jī)的現(xiàn)代設(shè)計(jì)
P.諾維茨基
安德里茨水輪發(fā)電機(jī)公司，德國
摘要：
在日益增加的市場利益和挑戰(zhàn)下，泵式渦輪機(jī)領(lǐng)域需要新的發(fā)展。對于安德里茨水輪發(fā)電機(jī)桐柏項(xiàng)目開發(fā)的一種新型水泵渦輪機(jī)，應(yīng)用現(xiàn)代流動(dòng)模擬的數(shù)控方法對所有組件進(jìn)行優(yōu)化，對于模型的性能檢測和驗(yàn)證試驗(yàn)使該項(xiàng)新型水泵渦輪機(jī)的發(fā)展得以實(shí)現(xiàn)。對于在水泵渦輪機(jī)的尾水管渦流、渦輪同步、轉(zhuǎn)子-定子互動(dòng)等地方發(fā)生的不穩(wěn)定現(xiàn)象的研究，一直是近幾年來安德里茨特殊研究的一個(gè)項(xiàng)目專題。
在新型水泵渦輪機(jī)的設(shè)計(jì)中，更詳細(xì)的了解這一現(xiàn)象將有助于改善外形設(shè)計(jì)，避免或減少這些不穩(wěn)定因素的影響。在抽水蓄能電站計(jì)劃中，桐柏項(xiàng)目中共有四個(gè)泵式渦輪機(jī)，每個(gè)泵式渦輪機(jī)配有額定功率為306兆瓦的發(fā)電機(jī)組。這一整體設(shè)計(jì)已經(jīng)展示，并且一些特殊性能的機(jī)械化設(shè)計(jì)像蝸殼，特別強(qiáng)化了導(dǎo)葉軸承和導(dǎo)葉片的安全設(shè)計(jì)。本文將記錄并呈現(xiàn)該項(xiàng)目在調(diào)試期間的第一份性能行為性測試結(jié)果。
一、導(dǎo)言
近幾年，對于新型或者強(qiáng)效型泵式蓄能系統(tǒng)的需求已經(jīng)被全世界所認(rèn)同，在與中國一樣的經(jīng)濟(jì)擴(kuò)大的國家里，日益增加的對于能源的需求呼喚著新的發(fā)電廠的建設(shè)落實(shí)。在國家電網(wǎng)中，?抽水蓄能電站計(jì)劃在平衡電力的供應(yīng)和需求方面，受到極為重要的關(guān)注。抽水蓄能電站能夠在電網(wǎng)提供平衡的電壓和頻率方面起到穩(wěn)定的作用。此外，它們可以在幾秒鐘的時(shí)間內(nèi)提供快速的電壓調(diào)節(jié)響應(yīng)，從而適應(yīng)迅速的變電需求。當(dāng)然，抽水蓄能電站是一種種電能儲(chǔ)存在低需求期間的成熟技術(shù)。
在過去的幾年里，安德里茨水輪發(fā)電機(jī)公司在泵式渦輪機(jī)的發(fā)展中做出了不斷的努力，在歐洲，一些現(xiàn)代化項(xiàng)目也取得了成功的進(jìn)展，像捷克共和國的Dalesice計(jì)劃、波蘭的Zarnowiec項(xiàng)目等。目前，為奧地利Hintermuhr項(xiàng)目的新泵式渦輪機(jī)正在開發(fā)中。在中國市場，2001和2002年，安德里茨水輪發(fā)電機(jī)承擔(dān)了桐柏抽水蓄能電站、狼牙山發(fā)電站兩大發(fā)電站的項(xiàng)目，這兩個(gè)項(xiàng)目都需要設(shè)計(jì)一個(gè)全新的液壓系統(tǒng)，以滿足并擔(dān)保機(jī)械儲(chǔ)能系統(tǒng)的高性能設(shè)計(jì)要求。
二、桐柏項(xiàng)目簡介
桐柏項(xiàng)目的主要供應(yīng)范圍包括：四個(gè)可逆式水泵（發(fā)電機(jī)額定功率為306兆瓦），包括閥門和電機(jī)發(fā)電機(jī)，數(shù)字式電子調(diào)速器，包括高低壓電纜及輔助系統(tǒng)的主變壓器和附加設(shè)備（如激勵(lì)系統(tǒng)，數(shù)字保護(hù)，計(jì)算機(jī)監(jiān)控系統(tǒng)，靜態(tài)頻率轉(zhuǎn)換器）等。該電站被設(shè)想為一個(gè)具有2個(gè)壓力管道通過水閘連接2個(gè)天然水庫的地下洞穴。每個(gè)通水隧道源于各自水庫的底部，通水隧道設(shè)有緊急閘門。主要的泵式水輪機(jī)和桐柏項(xiàng)目的數(shù)據(jù)如表1所示。
該合同已于2001年12月被授予安德里茨海德魯，第一單元于2006年5月25日完成試運(yùn)行，之后投入正常運(yùn)營。
表1 桐柏項(xiàng)目主要數(shù)據(jù)
地理位置
中國浙江省
最終用戶
桐柏抽水蓄能電力公司
同步轉(zhuǎn)速
300rpm
頻率變化（正常/異常）
49.7 - 50.4 Hz / 49.0 -51.0 Hz
液壓額定功率/最大輸出電功率
306 MW / 334 MVA
額定水頭高度/水頭總范圍/ Hmax/Hmin值
244 m / 234.8 - 286.2 m /1.22
泵：最大流量（Qmax/ Qmin值）
118 m3/s / 1.31
渦輪：標(biāo)稱放電量Qnom
142 m3/s
極速最高效率(nq = n · Q1/2 / H3/4)
44
轉(zhuǎn)輪葉片數(shù)，檢票閘數(shù)，固定導(dǎo)葉數(shù)
7, 20, 20
蝸殼進(jìn)水口直徑
3.1 m
泵口外徑-D1
4.8 m
定子直徑
9.2 m
數(shù)便門伺服電機(jī)
2
調(diào)試時(shí)間
2006
三、液壓布局
液壓布局是一個(gè)關(guān)鍵的工藝設(shè)計(jì)過程，需確定水力特性和主要尺寸，盡可能以最佳方式滿足客戶指定的基本要求。這種趨勢曲線如圖1所呈現(xiàn)，它給出了由安德里茨水電和其他供應(yīng)商的工廠設(shè)計(jì)的幾個(gè)抽水蓄能水頭的特定速度范圍。為達(dá)到良好的水力性能和最低的總體尺寸的前提下，高速是可以實(shí)現(xiàn)的，因?yàn)樵黾拥膭?dòng)力可以提供增大的速度，所以，安全和適當(dāng)?shù)囊簤汉蜋C(jī)械操作最終限制了泵式渦輪機(jī)能達(dá)到的轉(zhuǎn)速。
圖1
桐柏抽水蓄能電站的特點(diǎn)是大范圍的水頭總頭。在泵模式中的Hmax / Hmin比率超過1.2。以300 rpm的同步轉(zhuǎn)速和充足的動(dòng)力，這些機(jī)器符合現(xiàn)代的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)。在中國，對于抽水蓄能電站計(jì)劃的一個(gè)總體要求能夠是在相對較大的電網(wǎng)頻率和持久的變化工作需求環(huán)境中的操作。這些變化都必須在液壓布局和一開始的設(shè)計(jì)過程中考慮到，如表1，因?yàn)樗鼈償U(kuò)大了Hmax到Hmin連續(xù)操作中指定的范圍。泵的最大水頭模式將提供于避免不穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)，在最低總頭處，最大的輸入功率必須控制在設(shè)計(jì)時(shí)電動(dòng)發(fā)電機(jī)所限制的功率范圍內(nèi)。在設(shè)計(jì)低壓側(cè)的轉(zhuǎn)輪葉片輪廓時(shí)，必須考慮忽略掉的大量的氣穴對于泵內(nèi)的整個(gè)頭部范圍的作用影響。
四、水力設(shè)計(jì)和計(jì)算方法
為了滿足桐柏項(xiàng)目的所有要求，安德里茨準(zhǔn)備了全新的水力設(shè)計(jì)。對于水泵水輪機(jī)設(shè)計(jì)，安德里茨對于開發(fā)過程中使用的程序和組件的設(shè)計(jì)進(jìn)行了優(yōu)化，采用先進(jìn)的CFD流體力學(xué)計(jì)算方法（參考文獻(xiàn)1，2，3，4）。這些模塊組成的設(shè)計(jì)過程基本上是這樣的：計(jì)算機(jī)輔助的輪廓幾何定義，在不同的工作點(diǎn)對計(jì)算機(jī)配置文件的修改，流道的輔助數(shù)值模擬以改善穩(wěn)定性，盡量減少流場損失。
各組件的主要尺寸是基于數(shù)據(jù)與標(biāo)準(zhǔn)型材的結(jié)合，采用簡化的一維計(jì)算工具進(jìn)行設(shè)計(jì)給定。在幾個(gè)優(yōu)化循環(huán)中，通過三維（3D）的流動(dòng)模擬方法對這些組件進(jìn)行三維流動(dòng)影響的研究分析。該優(yōu)化循環(huán)的目標(biāo)是實(shí)現(xiàn)靜止部件之間以及在兩個(gè)方向流動(dòng)的液體相互作用的優(yōu)化。同時(shí)，對該組件尺寸依據(jù)有關(guān)規(guī)定在安全和服務(wù)組件的機(jī)械設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)等方面進(jìn)行第一次檢查。全液壓設(shè)計(jì)過程的合理時(shí)間控制立足于由安德里茨水輪發(fā)電機(jī)公司研發(fā)的集成了內(nèi)部和商業(yè)工用的特制軟件開發(fā)包的運(yùn)用。
圖2：
轉(zhuǎn)輪設(shè)計(jì)過程是通過運(yùn)用3D歐拉代碼參數(shù)的快速變化的方法啟動(dòng)，由此產(chǎn)生的初步轉(zhuǎn)輪配置文件用于詳細(xì)的摩擦損失和湍流效應(yīng)的粘性分析（參考文獻(xiàn)1，2，3，4，5，6）。如果有必要，外形尺寸應(yīng)適應(yīng)結(jié)果的提高。設(shè)計(jì)過程以在轉(zhuǎn)輪流動(dòng)與毗鄰的組件連接的耦合計(jì)算結(jié)束。該液壓系統(tǒng)的運(yùn)行以整個(gè)工作范圍內(nèi)從最低到最高水頭流量來平衡。
在過去的泵式渦輪機(jī)的設(shè)計(jì)都主要集中在泵的運(yùn)行，現(xiàn)在設(shè)計(jì)還需要對發(fā)電機(jī)的運(yùn)行進(jìn)行研究。?葉片輪廓的優(yōu)化是一個(gè)典型的平衡優(yōu)化過程，覆蓋了從整個(gè)指定頭部在兩種操作模式下的流量范圍，這意味著需要特別注意的是，不僅要支持最佳操作條件，同時(shí)也要關(guān)注非設(shè)計(jì)性操作。在流道內(nèi)的渦流模式檢測是用來評估在極端條件下的工作行為，如渦輪部分負(fù)荷或在接近最大水頭處的抽水狀況。
圖3：
對于泵系統(tǒng)的操作應(yīng)特別注意避免對壓力和吸力面的氣蝕，這意味著設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)對泵中轉(zhuǎn)子的邊緣進(jìn)行最大和最小流量的優(yōu)化，如圖3，不同的顏色表明靜壓的不同層次，光滑連續(xù)的變化表明流場的損耗較低。
安德里茨所運(yùn)用Navier - Stokes方程為在渦輪機(jī)和水泵水輪機(jī)流模擬的是Ansys CFX ，這種商業(yè)CFD軟件是渦輪機(jī)械領(lǐng)域所公認(rèn)的，它提供了多種粘性的方法求解雷諾平均Navier- Stokes方程的解。該方程組是由一個(gè)封閉的粘性湍流模型的數(shù)量解決方案構(gòu)成。對于桐柏模擬井的k -ε湍流模型，該方法可以用于求解泵系統(tǒng)的黏性項(xiàng)，一般的電網(wǎng)接口允許非匹配型網(wǎng)格相連接，并參考和多幀滑動(dòng)網(wǎng)格提供時(shí)間的平均或瞬時(shí)轉(zhuǎn)子定子的互動(dòng)性能。
五、模型試驗(yàn)
對于桐柏項(xiàng)目，泵渦輪機(jī)的客戶不僅需要大量的流量計(jì)算，還需要進(jìn)行流體力學(xué)模型的試驗(yàn)證明，保證液壓指定的主要性能數(shù)據(jù)得到滿足。因此，需對一個(gè)同源比例為1：11.93的模型進(jìn)行設(shè)計(jì)、制造和優(yōu)化。測試條件應(yīng)當(dāng)對正常運(yùn)行中的測試頭至少有60米的最低距離限度。在第一步的水力設(shè)計(jì)中，主要是對性能的檢查，并通過對液壓輪廓稍作修改以使系統(tǒng)在達(dá)到最大功率方面獲得最佳的操作條件，保證加權(quán)效率的汽蝕泵模式。
圖4
圖5
最后的測驗(yàn)，是由客戶代表的證實(shí)，不僅包括液壓系統(tǒng)的驗(yàn)證，也要對便門扭矩進(jìn)行檢查，在尾水管、轉(zhuǎn)輪的液壓推力的4個(gè)性能特點(diǎn)的壓力脈動(dòng)象限作以計(jì)算為基礎(chǔ)的各種瞬變情況分析。
六、非定?，F(xiàn)象
對于泵式渦輪機(jī)，能夠在廣闊的工作范圍內(nèi)平穩(wěn)的運(yùn)行是非常重要的，非定?，F(xiàn)象是由轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)流場所的不穩(wěn)定引起的。因此，調(diào)查這些不穩(wěn)定因素的影響，有助于系統(tǒng)完善運(yùn)行行為的建立。
在發(fā)電機(jī)的運(yùn)行測試中，對尾水管渦流的不穩(wěn)定效果的可靠性分析是必須的一個(gè)環(huán)節(jié)，如圖.2 所示研究的是，由離開流場的強(qiáng)烈影響，在運(yùn)行范圍引起的尾水管渦流的壓力脈動(dòng)，安德里茨對這些問題進(jìn)行了多年激烈的特殊項(xiàng)目研究，因此擁有了系統(tǒng)的專業(yè)知識(shí)以利于提高轉(zhuǎn)輪的外形設(shè)計(jì)。
圖2：
在某些情況下，一臺(tái)泵在渦輪發(fā)電機(jī)的運(yùn)行的同步范圍內(nèi)發(fā)生不穩(wěn)定干涉，這種不穩(wěn)定可能是導(dǎo)葉和轉(zhuǎn)輪葉片之間不穩(wěn)定的原因，如圖. 3所示。一個(gè)旋轉(zhuǎn)流分離可能導(dǎo)致流場的速度和扭矩的變化，從而使同步運(yùn)行需要很長時(shí)間調(diào)整，甚至成為不可能。所以在詳細(xì)的調(diào)查時(shí)，我們應(yīng)當(dāng)提供更多的分析數(shù)據(jù)以助于減少這些不穩(wěn)定因素的影響，確保運(yùn)行的同步。
圖3：
七、一般的泵式渦輪機(jī)機(jī)組的設(shè)計(jì)理念
該泵式渦輪機(jī)旨在通過發(fā)電機(jī)替代部分渦輪機(jī)零件，見圖. 6。渦輪發(fā)電機(jī)組配有2個(gè)發(fā)電機(jī)徑向軸承和一個(gè)用于引導(dǎo)液流的泵式渦輪機(jī)導(dǎo)軸承徑向軸。推力軸承是結(jié)合較低的發(fā)電機(jī)導(dǎo)流軸承和發(fā)電機(jī)支架的下方支撐。經(jīng)銷商配備了連接到2個(gè)與油壓伺服電動(dòng)機(jī)同步運(yùn)行的標(biāo)稱64個(gè)調(diào)節(jié)環(huán)。一個(gè)配備有2個(gè)伺服電機(jī)的球形閥位于上游的部位，并與壓力鋼管相連接。液壓式調(diào)速器和進(jìn)氣閥控制與分離器限制油壓裝置壓力。要啟動(dòng)泵系統(tǒng)運(yùn)行，需在轉(zhuǎn)輪室加水加壓空氣壓進(jìn)，高壓空氣管應(yīng)固定在尾水管錐的上部，為了加快旋翼的額定轉(zhuǎn)速，需由一個(gè)靜態(tài)頻率轉(zhuǎn)換器進(jìn)行控制。
圖6
在設(shè)計(jì)渦輪機(jī)，特別是泵式渦輪機(jī)時(shí)，主要設(shè)計(jì)方面是機(jī)械零部件之間的流體受力情況分析與設(shè)計(jì)和技術(shù)協(xié)調(diào)。一個(gè)系統(tǒng)良好的振動(dòng)行為（除其他因素影響）是實(shí)現(xiàn)液體在系統(tǒng)中流動(dòng)的最直接最有效的方式。
八、預(yù)埋件座環(huán)蝸殼的設(shè)計(jì)
該座環(huán)蝸殼為泵式渦輪機(jī)的主要支撐結(jié)構(gòu)。它由焊接在一起的兩部分構(gòu)成，該座環(huán)固定安裝。為了優(yōu)化蝸殼壁厚，配備單節(jié)角撐板，見圖.7所示。 有了這些角撐板，就有了一個(gè)比周圍稍大的蝸殼鋼板墻厚度，從而減少了應(yīng)力在座環(huán)蝸殼與底板之間的過渡。因此該節(jié)蝸殼壁厚可以適當(dāng)?shù)臏p少。這個(gè)解決方案專利已被該工程所應(yīng)用。
圖7：
九、邊門軸承的改進(jìn)
在泵式渦輪機(jī)的閘門處應(yīng)裝有高動(dòng)態(tài)力系統(tǒng)，尤其是在短暫的運(yùn)作階段。這些動(dòng)態(tài)的激勵(lì)力量可能會(huì)引起系統(tǒng)不必要的震動(dòng)?，F(xiàn)有工程中的差距通常在邊門軸承的選擇上。
圖8
為了避免這種軸承的消極影響，桐柏項(xiàng)目專門提供預(yù)應(yīng)力Teflon軸承（見圖.8），這種類型的軸承，不僅成功地應(yīng)用于新安德里茨的泵式渦輪機(jī)，也對邊門軸承進(jìn)行了更換翻新，以增加軸承的使用壽命和減少振動(dòng)。軸承由兩個(gè)錐形套管構(gòu)成，里面包括強(qiáng)化聚四氟乙烯襯套陪襯，可以承擔(dān)在一個(gè)共同的徑向變形的效果，?并對這徑向變形進(jìn)行調(diào)整，以產(chǎn)生所需的徑向預(yù)應(yīng)力。
圖9：
圖.9顯示了新的軸承減少泵振動(dòng)的一個(gè)典型瞬態(tài)模式，可見，具有預(yù)應(yīng)力的渦輪機(jī)在系統(tǒng)振動(dòng)行為上的差異是顯而易見的。
十、保險(xiǎn)桿導(dǎo)葉
在結(jié)束行程時(shí)如果邊門被異物阻塞，則邊門桿扭矩的傳送就應(yīng)被迫中斷。桐柏項(xiàng)目中，這個(gè)功能通過一個(gè)具有特殊杠桿摩擦墊片來實(shí)現(xiàn)，它允許的扭矩閾值精確調(diào)整（見圖.10），保險(xiǎn)桿導(dǎo)葉的安全杠桿已經(jīng)過測試，能夠非常精細(xì)的界定其在操作過程中的各個(gè)行為。通過靜態(tài)和動(dòng)態(tài)對邊門桿扭矩進(jìn)行實(shí)時(shí)計(jì)算和驗(yàn)證。對于一個(gè)應(yīng)用純摩擦來調(diào)節(jié)的扭矩門杠桿，觸發(fā)后的制動(dòng)力矩常數(shù)以及可調(diào)導(dǎo)葉區(qū)位是它最大的優(yōu)勢。
圖10
十一、運(yùn)行試驗(yàn)分析
液壓同步過程中的穩(wěn)定性和甩負(fù)荷對于每個(gè)可逆式泵式渦輪機(jī)都會(huì)有顯示的不穩(wěn)定區(qū)域，在桐柏模型試驗(yàn)中，對泵式渦輪機(jī)的水力方面進(jìn)行了分析，特別是在不穩(wěn)定區(qū)域和同步區(qū)域。在與瞬態(tài)仿真布局階段分析中，沒有出現(xiàn)任何不穩(wěn)定瞬態(tài)工況的危險(xiǎn)。調(diào)試過程也通過同步和空載試驗(yàn)驗(yàn)證了這一分析結(jié)果，沒有發(fā)生不穩(wěn)定時(shí)的關(guān)閉，也沒有在無負(fù)荷的條件下同步運(yùn)行（見圖.11）。
圖11：
十二、壓力脈動(dòng)
在平穩(wěn)運(yùn)行時(shí)，系統(tǒng)的壓力脈動(dòng)符合期望。桐柏項(xiàng)目和一個(gè)類似系統(tǒng)之間的比較如圖.12所示。泵可變的渦輪測量壓力脈動(dòng)和速度也是在這個(gè)圖中表示出來。
圖12
在泵與變速渦輪機(jī)的壓力脈動(dòng)減少值超過50％時(shí)，部分負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)。在滿負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，泵的變量和定速渦輪機(jī)壓力脈動(dòng)幾乎是相同的。
噪聲測量，如圖13所示：
在尾水管測量噪聲的圖中顯示，尾水管錐傳遞到混凝土的底環(huán)力量，應(yīng)對其進(jìn)行嚴(yán)格的設(shè)計(jì)控制，錐形不是嵌入在周長允許進(jìn)入的導(dǎo)軸承和葉片下，而是應(yīng)該嵌入在方便維修的混凝土中。?在尾水管接入的噪音（即使尾水管錐不完全轉(zhuǎn)化為具體的嵌入式）顯示出正?？山邮艿闹?。值得一提的是，所有在招標(biāo)文件中的限制要求，只允許80到85分貝，這主要應(yīng)用一個(gè)聲音隔離門來實(shí)現(xiàn)噪聲控制。
十三、跳動(dòng)和振動(dòng)軸的軸承
軸承座振動(dòng)的測量是首選的振動(dòng)速度測量指標(biāo)，在指定的工作范圍測量振動(dòng)速度，如圖14所示，桐柏項(xiàng)目中，軸承的振動(dòng)是在一個(gè)很好的液壓機(jī)水平指定的操作范圍。在ISO10816-5“測量非旋轉(zhuǎn)部件上的機(jī)械振動(dòng)” 評價(jià)，尤其是表中所示，在此提供的數(shù)字是無效的，也無法設(shè)置緊急停機(jī)和無瞬態(tài)工況排放的有效運(yùn)作。
圖14
這個(gè)情況是可以理解的，而如果在正常操作范圍內(nèi)的數(shù)值與振動(dòng)在緊急關(guān)機(jī)的高一個(gè)數(shù)量級(jí)的順序下進(jìn)行比較，則結(jié)果如圖15所示：
圖15
十四、甩負(fù)荷時(shí)軸向力的預(yù)測
即使有進(jìn)展的預(yù)測軸向力，很多時(shí)候的精度也是有限的，特別是在不穩(wěn)定的操作系統(tǒng)中。但是，推力軸承的設(shè)計(jì)也必須考慮瞬態(tài)工況時(shí)軸向力的影響，這就需要較高的安全邊際。因此，它是衡量效率在原型的動(dòng)力系統(tǒng)中的指標(biāo)，與桐柏項(xiàng)目的預(yù)期相比較，加載過程中的泵式渦輪機(jī)不能拒絕軸向推力，但也要考慮到頂蓋和流場底部的壓力測量，見圖.16。
圖16
在圖16中，將平穩(wěn)運(yùn)行的液壓軸向推力在正常運(yùn)行的總推力負(fù)荷定義為100％。在關(guān)閉時(shí)速度增加，第一秒和軸向推力下降到80％，后增加至最高速度。第一次下降后，軸向推力增加，?在此壓力下的轉(zhuǎn)輪進(jìn)口壓力也隨之變化，當(dāng)在轉(zhuǎn)輪壓力排在第一位的軸向推力減小，反之亦然。在過渡模式的泵式渦輪機(jī)組接觸到的最高負(fù)荷和振動(dòng)，只有在水工設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)及優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)注意到這些過渡因素的影響才會(huì)導(dǎo)致良好的系統(tǒng)運(yùn)行行為。
十五、結(jié)論
對于桐柏抽水蓄能電站的項(xiàng)目，安德里茨開發(fā)和優(yōu)化出一個(gè)新的泵式渦輪機(jī)，設(shè)計(jì)過程對所有組件進(jìn)行了仔細(xì)的數(shù)據(jù)分析，并通過對流動(dòng)模擬的現(xiàn)代工具手段對組件的相互作用進(jìn)行了透徹的分析，確保了新型液壓工作環(huán)境下對水利系統(tǒng)性能的改進(jìn)和優(yōu)化設(shè)計(jì)。
該試驗(yàn)?zāi)Ｐ驮诒挥糜隍?yàn)證數(shù)值分析的結(jié)果和配置文件時(shí)進(jìn)行了微調(diào)，桐柏項(xiàng)目系統(tǒng)顯示出良好的運(yùn)行行為，在一個(gè)與試驗(yàn)?zāi)Ｐ秃推渌麥y量結(jié)果原型實(shí)測數(shù)量的比較中，表現(xiàn)出良好的性能，并在設(shè)計(jì)階段的預(yù)測已達(dá)到非常好功能效果。該項(xiàng)目的現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法為幾個(gè)新的泵式渦輪機(jī)的設(shè)計(jì)和翻新提供了一個(gè)良好的反饋，為泵式渦輪機(jī)項(xiàng)目的進(jìn)一步推廣應(yīng)用奠定了可靠的基礎(chǔ)。
十六、參考文獻(xiàn)
[1] Keck H., G?de E., Pestalozzi J., "Experience with 3DEuler Flow Analysis as a Practical Design Tool", IAHR Symposium 1990, Belgrade
[2] Keck H., Drtina P., Sick M., "Numerical Hill Chart Prediction by Means of CFD Stage Simulation for a Complete Francis Turbine", XVIII IAHR Symposium 1996, Valencia
[3] Sebestyen A., Jaquet M., Keck H., "CFD-Design Procedure for Runner Replacement of Reversible Pump-Turbines", XIX IAHR Symposium 1998, Belgrade
[4] Sallaberger M., Fisler M., Michaud M., Eisele K., Casy M., ?The Design of Francis Turbine Runners by 3D Euler Simulations coupled to a Breeder Genetic Algorithm“, XX IAHR Symposium 2000, Charlotte
[5] Bellmann R., Sebestyen A., Wührer W., "Rebuilding Storage Pumps for Geesthacht", Uprating & Refurbishing Hydro Power Plants, 1999 Berlin
[6] Sick M., Doerfler P., Sallaberger M., Lohmberg A., Casey M., “CFD Simulation of the Draft Tube Vortex”, XXI IAHR Symposium 2002, Lausanne
[7] Sallaberger M., Michaud Ch., Born H., Winkler St., Peron M., “Design and Manufacturing of Francis Runners for Rehabilitation Projects”, HYDRO 2001, Riva del Garda
[8] Sallaberger M., Staehle M., Thoma w., Kiedrowski t., Krasicki R., Lewandowski S., “Major Progress in Upgrading of Reversible Pump-Turbines” , HYDRO 2000, Bern
[9] Sallaberger M., Sebestyen A., Staehle M., “Upgrading of Large Pump-Turbines”, Waterpower XII 2001, Salt Lake City
[10] Keck H., Angehrn R., Sallaberger M., Winkler St., Nowicki P.: “New Technologies in Design and Manufacturing of Large Francis and Pump-Turbine Runners,” Hydro 2002, Kiris, Turkey, 2002
[11] Sallaberger M., Bachmann P., Michaud Ch., Sick M., Doerfler P.: “Modern hydraulic design of large pumpturbines”, The International Journal on Hydropower and Dams, Issue 5, 2003
[12] Sick M., Doerfler P., Michler W., Sallaberger M.: “Investigation of the draft tube vortex in a pumpturbine”, XXII IAHR Symposium 2004, Stockholm
[13] Sick M., Doerfler P., Sallaberger M.: “Part-load instabilities in Francis turbines and pump-turbines”, Hydro 2004, Porto.
C200汽車電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
及懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)
作 者 姓 名：
指 導(dǎo) 教 師：
單 位 名 稱：
專 業(yè) 名 稱：
Design of the steering and suspension system of C200-type automobile
by Liu Dan
Supervisor:
Northeastern University
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）題目：
設(shè)計(jì)(論文)的基本內(nèi)容：
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）專題部分：
題目：
設(shè)計(jì)或論文專題的基本內(nèi)容：
學(xué)生接受畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）題目日期
第 周
指導(dǎo)教師簽字：
年 月 日
摘要
C200型號(hào)汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(EPS)。其主要部件由轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向助力機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)組成。其中轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向管柱、轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向萬向節(jié)；轉(zhuǎn)向助力機(jī)構(gòu)主要由電機(jī)、減速機(jī)構(gòu)和電磁離合器組成，它起著轉(zhuǎn)向輔助動(dòng)力的產(chǎn)生，傳遞和中斷的作用；C200型號(hào)汽車采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器；轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)包括橫拉桿和轉(zhuǎn)向節(jié)臂。電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由電動(dòng)助力電機(jī)直接提供轉(zhuǎn)向助力，與傳統(tǒng)的機(jī)械、液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相比具有轉(zhuǎn)向靈敏、能耗低、與環(huán)境的兼容性好、成本低等優(yōu)點(diǎn)，是汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展方向。
同時(shí)，為了增加汽車的舒適度，C200型號(hào)汽車采用了雙橫臂式獨(dú)立懸架。雙橫臂式獨(dú)立懸架主要由彈性元件，減振器，導(dǎo)向機(jī)構(gòu)三部分組成，三部分分別起到緩沖、減振和導(dǎo)向的作用。雙橫臂獨(dú)立懸架使兩車輪單獨(dú)運(yùn)動(dòng)，互不影響，有助于消除轉(zhuǎn)向輪不斷偏擺的不良現(xiàn)象。當(dāng)擺臂不等長時(shí)，適當(dāng)?shù)纳舷聶M臂長度，可以使車輪和主銷的角度以及輪距的變化都不太大。不大的輪距變化可以由輪胎變形來適應(yīng)。因此，不等長的雙橫臂式獨(dú)立懸架在汽車的前輪上應(yīng)用的較廣泛。
關(guān)鍵詞：電動(dòng) 轉(zhuǎn)向系 轉(zhuǎn)向器 減震器 齒輪齒條 獨(dú)立懸架
Abstract
The steering system of C200-type automobile (for short: C200A) utilize electric power steering system (for short: EPSS), which mainly comprises the steering control mechanism, the steering mechanism, the redirector and the steering transmission mechanism. The steering control mechanism encompasses the steering wheel，the steering pipes, the steering shaft and the steering gimbal. The steering mechanism includes motor, retarding mechanism and magnetclutch, which facilitates in generating, transmitting and discontinuing power when steering. C200A adopts rack-and-pinion steering-gear, while the steering transmission mechanism consists of steering knuckle tie rod and steering knuckle arm. EPSS, driven directly by motor, owns advantages such as sensitive, low energy consumption, environmental compatibility, and low cost compared with traditional mechanical and hydraulic power steering systems and is future’s developing directions.
Concurrently, C200A adopts double-wishbone-type independent suspension which facilitates in reducing steering wheel’s continuously swing by making two wheels move independently mainly involving elastic element (act as a cushion), shock absorber (helps in reducing vibration) and guide mechanism (helps in guiding) so as to enhance the comfort level of automobiles.
By choosing the length of the top xarm and bottom xarm appropriately, the angle of wheel and master pin and the variation of talking point will be smaller. Small tread is accommodated by the tire deformation. As such, double-wishbone-type independent suspension in unequal length is widely used in contemporary society.
Key words: electric power, steering system, redirector, shock absorber, gear and rack, independent suspension
目錄
目錄
畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書 i
摘要 ii
Abstract iii
目錄 iv
第1章 緒論 - 1 -
1.1課題背景 - 1 -
1.1.1電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向背景介紹 - 1 -
1.1.2汽車懸架系統(tǒng)研究背景 - 2 -
1.2 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 - 3 -
1.2.1汽車電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)發(fā)展現(xiàn)狀 - 3 -
1.2.2汽車懸架系統(tǒng)發(fā)展現(xiàn)狀 - 3 -
第2章 機(jī)械系統(tǒng)整體設(shè)計(jì)方案 - 5 -
2.1 確定設(shè)計(jì)參數(shù) - 5 -
2.2 電動(dòng)助力系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案 - 5 -
2.3轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)方案 - 6 -
2.4 懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方案 - 7 -
第3章 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 11 -
3.1轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定 - 11 -
3.2 電動(dòng)助力元件的選型 - 12 -
3.2.1 直流電機(jī)的選擇 - 12 -
3.2.2 減速機(jī)的選型 - 13 -
3.2.3 電磁離合器的選型 - 14 -
3.2.4 扭矩傳感器的選型 - 15 -
3.3 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì) - 15 -
3.3.1選擇齒輪材料、熱處理方式及計(jì)算許用應(yīng)力 - 15 -
3.3.2 初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 - 16 -
3.3.3 確定齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)和幾何尺寸 - 17 -
3.3.4. 校核齒輪 - 18 -
3.3.5齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運(yùn)動(dòng)分析 - 19 -
3.3.6 齒輪軸的校核 - 20 -
3.3.7 齒輪軸軸承的校核 - 22 -
3.3.8 花鍵的校核 - 23 -
3.3.9 其他尺寸計(jì)算 - 24 -
第4章 雙橫臂式獨(dú)立懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 25 -
4.1 懸架主要參數(shù)的確定 - 25 -
4.1.1懸架頻率的選擇 - 25 -
4.1.2懸架的工作行程 - 25 -
4.2彈性元件的選擇 - 25 -
4.2.1懸架剛度計(jì)算 - 25 -
4.2.2選擇彈簧材料 - 26 -
4.2.3彈簧參數(shù)選擇 - 26 -
4.2.4校核彈簧 - 26 -
4.3 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) - 26 -
4.4 減震器計(jì)算 - 28 -
4.4.1 減震器工作原理 - 28 -
4.4.2 相對阻尼系數(shù) - 29 -
4.4.3 減震器阻尼的確定 - 29 -
4.4.4 減震器最大卸荷力的確定 - 30 -
4.4.5 減震器工作缸直徑的確定 - 30 -
第5章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 31 -
5.1 概述及設(shè)計(jì)要求 - 31 -
5.2 制動(dòng)器的選擇及結(jié)構(gòu)方案分析 - 31 -
5.3 制動(dòng)器主要參數(shù)的確定 - 32 -
5.4 制動(dòng)器設(shè)計(jì)計(jì)算 - 34 -
第6章 經(jīng)濟(jì)性和環(huán)保性分析 - 36 -
第7章 結(jié)論 - 37 -
參考文獻(xiàn) - 38 -
結(jié)束語 - 39 -
附錄 - 40 -
第1章 緒論
第1章 緒論
1.1課題背景
1.1.1電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向背景介紹
電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（Electric Power Steering）是一種直接依靠電機(jī)提供輔助扭矩的動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，與傳統(tǒng)的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（Hydraulic Power Steering）相比，EPS系統(tǒng)具有很多優(yōu)點(diǎn)。EPS主要由扭矩傳感器、車速傳感器、電動(dòng)機(jī)、減速機(jī)構(gòu)和電子控制單元（ECU）等組成。
電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展方向。該系統(tǒng)由電動(dòng)助力機(jī)直接提供轉(zhuǎn)向助力，省去了液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所必需的動(dòng)力轉(zhuǎn)向油泵、軟管、液壓油、傳送帶和裝于發(fā)動(dòng)機(jī)上的皮帶輪，既節(jié)省能量，又保護(hù)了環(huán)境。另外，還具有調(diào)整簡單、裝配靈活以及在多種狀況下都能提供轉(zhuǎn)向助力的特點(diǎn)。正是有了這些優(yōu)點(diǎn)，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作為一種新的轉(zhuǎn)向技術(shù)，將挑戰(zhàn)大家都非常熟知的、已具有50多年歷史的液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。
駕駛員在操縱方向盤進(jìn)行轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)矩傳感器檢測到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向以及轉(zhuǎn)矩的大小，將電壓信號(hào)輸送到電子控制單元，電子控制單元根據(jù)轉(zhuǎn)矩傳感器檢測到的轉(zhuǎn)矩電壓信號(hào)、轉(zhuǎn)動(dòng)方向和車速信號(hào)等，向電動(dòng)機(jī)控制器發(fā)出指令，使電動(dòng)機(jī)輸出相應(yīng)大小和方向的轉(zhuǎn)向助力轉(zhuǎn)矩，從而產(chǎn)生輔助動(dòng)力。汽車不轉(zhuǎn)向時(shí)，電子控制單元不向電動(dòng)機(jī)控制器發(fā)出指令，電動(dòng)機(jī)不工作。
相比傳統(tǒng)液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有以下優(yōu)點(diǎn)：
1、只在轉(zhuǎn)向時(shí)電機(jī)才提供助力，可以顯著降低燃油消耗
傳統(tǒng)的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有發(fā)動(dòng)機(jī)帶動(dòng)轉(zhuǎn)向油泵，不管轉(zhuǎn)向或者不轉(zhuǎn)向都要消耗發(fā)動(dòng)機(jī)部分動(dòng)力。而電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)只是在轉(zhuǎn)向時(shí)才由電機(jī)提供助力，不轉(zhuǎn)向時(shí)不消耗能量。因此，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可以降低車輛的燃油消耗。與液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對比試驗(yàn)表明：在不轉(zhuǎn)向時(shí)，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向可以降低燃油消耗2.5%；在轉(zhuǎn)向時(shí)，可以降低5.5%。
2、轉(zhuǎn)向助力大小可以通過軟件調(diào)整，能夠兼顧低速時(shí)的轉(zhuǎn)向輕便性和高速時(shí)的操縱穩(wěn)定性，回正性能好。 傳統(tǒng)的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所提供的轉(zhuǎn)向助力大小不能隨車速的提高而改變。這樣就使得車輛雖然在低速時(shí)具有良好的轉(zhuǎn)向輕便性，但是在高速行駛時(shí)轉(zhuǎn)向盤太輕，產(chǎn)生轉(zhuǎn)向“發(fā)飄”的現(xiàn)象，駕駛員缺少顯著的“路感”，降低了高速行駛時(shí)的車輛穩(wěn)定性和駕駛員的安全感。
電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提供的助力大小可以通過軟件方便的調(diào)整。在低速時(shí)，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可以提供較大的轉(zhuǎn)向助力，提供車輛的轉(zhuǎn)向輕便性；隨著車速的提高，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)提供的轉(zhuǎn)向助力可以逐漸減小，轉(zhuǎn)向時(shí)駕駛員所需提供的轉(zhuǎn)向力將逐漸增大，這樣駕駛員就感受到明顯的“路感”，提高了車輛穩(wěn)定性。
電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)還可以施加一定的附加回正力矩或阻尼力矩，使得低速時(shí)轉(zhuǎn)向盤能夠精確的回到中間位置，而且可以抑制高速回正過程中轉(zhuǎn)向盤的振蕩和超調(diào)，兼顧了車輛高、低速時(shí)的回正性能。
3、結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量輕，生產(chǎn)線裝配好，易于維護(hù)保養(yǎng)
電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)取消了液壓轉(zhuǎn)向油泵、油缸、液壓管路、油罐等部件，而且電機(jī)及減速機(jī)構(gòu)可以和轉(zhuǎn)向柱、轉(zhuǎn)向器做成一個(gè)整體，使得整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量輕，在生產(chǎn)線上的裝配性好，節(jié)省裝配時(shí)間，易于維護(hù)保養(yǎng)。
4、通過程序的設(shè)置，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)容易與不同車型匹配，可以縮短生產(chǎn)和開發(fā)的周期。
1.1.2汽車懸架系統(tǒng)研究背景
懸架是車架(或承載式車身)與車轎(或車輪)之間的一切傳力連接裝置的總稱。它的功用是把路面作用于車輪上的垂直反力(支承力)、縱向反力(牽引力和制動(dòng)力)和側(cè)向反力以及這些反力所造成的力矩都要傳遞到車架(或承載式車身)上，以保證汽車的正常行駛。汽車懸架系統(tǒng)基本上是由彈性元件、減振器和導(dǎo)向機(jī)構(gòu)三大部分組成。這三部分分別起緩沖、減振和導(dǎo)向作用，共同承擔(dān)傳遞輪胎與車身之間的各種力和力矩的任務(wù)。汽車行駛中路面的不平坦、凸起和凹坑使車身在車輪的垂直作用力下起伏波動(dòng)，產(chǎn)生振動(dòng)與沖擊；在加減速及轉(zhuǎn)彎和制動(dòng)時(shí)的傾覆力和側(cè)傾力可使車身產(chǎn)生俯仰和側(cè)傾振動(dòng)。這些振動(dòng)與沖擊會(huì)嚴(yán)重影響車輛的平順性和操縱穩(wěn)定性等重要性能。懸架作為上述各種力和力矩的傳動(dòng)裝置，其傳遞特性的好壞是影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性最重要、最直接的因素。
1.2 國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀
1.2.1汽車電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)發(fā)展現(xiàn)狀
自1953年美國通用汽車公司在別克轎車上使用液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)以來, HPS給汽車帶來了巨大的變化,幾十年來的技術(shù)革新使液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向技術(shù)發(fā)展異常迅速, 出現(xiàn)了電控式液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(Electric Hydraulic Power Steering,簡稱EHPS) 。1988年3月，日木鈴木公司開發(fā)出一種全新的電子控制式EPS，真正擺脫了液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的束縛。首先在其Cervo車上裝備EPS , 隨后又應(yīng)用在Alto汽車上；1993年，本田汽車公司首次將EPS裝備于大批量生產(chǎn)的、在國際市場上同法拉利和波爾舍競爭的愛克NSX跑車。TRW公司繼推出EHPS后也迅速推出了技術(shù)上比較成熟的帶傳動(dòng)EPS和轉(zhuǎn)向柱助力式EPS,并裝配在Ford Fiesta和Mazda 323F等車上, 此后EPS技術(shù)便得到了飛速的發(fā)展，如本田最新推出的Insight轎車上就是其中的—例。在國外, EPS已進(jìn)入批量生產(chǎn)階段, 并成為汽車零部件的高新技術(shù)產(chǎn)品。
我國動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)目前絕大部分采用機(jī)械轉(zhuǎn)向或液壓助力轉(zhuǎn)向,EPS的研究開發(fā)目前還處于起步階段, 其產(chǎn)品在2002年才有國內(nèi)企業(yè)進(jìn)行研制開發(fā)。目前已經(jīng)知道的有13家企業(yè)和科研院校正在研制中，其中南摩股份有限公司(生產(chǎn)轉(zhuǎn)向柱式的EPS產(chǎn)品)在2003年開始進(jìn)入小批量生產(chǎn)階段，在昌河公司產(chǎn)的愛迪爾轎車、南京菲亞特公司生產(chǎn)的新雅途轎車上使用。吉利汽車集團(tuán)開發(fā)的具有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的EPS產(chǎn)品也已經(jīng)裝備其吉利豪情等系列轎車上。
1.2.2汽車懸架系統(tǒng)發(fā)展現(xiàn)狀
在馬車出現(xiàn)的時(shí)候，為了乘坐更舒適，人類就開始對馬車的懸架—葉片彈簧進(jìn)行孜孜不倦的探索。在 1776 年，馬車用的葉片彈簧取得了專利，并且一直使用到 20 世紀(jì) 30 年代，葉片彈簧才逐漸被螺旋彈簧代替。汽車誕生后，隨著對懸架研究的深入，相繼出現(xiàn)了扭桿彈簧、氣體彈簧、橡膠彈簧、鋼板彈簧等彈性件。1934 年世界上出現(xiàn)了第一個(gè)由螺旋彈簧組成的被動(dòng)懸架。被動(dòng)懸架的參數(shù)根據(jù)經(jīng)驗(yàn)或優(yōu)化設(shè)計(jì)的方法確定，在行駛過程中保持不變。它是一系列路況的折中，很難適應(yīng)各種復(fù)雜路況，減振的效果較差。為了克服這種缺陷，采用了非線性剛度彈簧和車身高度調(diào)節(jié)的方法，雖然有一定成效，但無法根除被動(dòng)懸架的弊端。被動(dòng)懸架主要應(yīng)用于中低檔轎車上，現(xiàn)代轎車的前懸架一般采用帶有橫向穩(wěn)定桿的雙橫臂式懸架，比如桑塔納、夏利、賽歐等車，后懸架的選擇較多，主要有復(fù)合式縱擺臂懸架和多連桿懸架等。
半主動(dòng)懸架的研究工作開始于 1973 年，由 D.A.Crosby和 D.C.Karnopp 首先提出。半主動(dòng)懸架以改變懸架的阻尼為主，一般較少考慮改變懸架的剛度。由于半主動(dòng)懸架結(jié)構(gòu)較簡單，工作時(shí)不需要消耗車輛的動(dòng)力，而且可取得與主動(dòng)懸架相近的性能，具有廣闊的發(fā)展空間。
隨著道路交通的不斷發(fā)展，汽車車速有了很大的提高，被動(dòng)懸架的缺陷逐漸成為提高汽車性能的瓶頸，為此人們開發(fā)了能兼顧舒適和操縱穩(wěn)定的主動(dòng)懸架。主動(dòng)懸架的概念是1954 年美國通用汽車公司在懸架設(shè)計(jì)中率先提出的。它在被動(dòng)懸架的基礎(chǔ)上，增加可調(diào)節(jié)剛度和阻尼的控制裝置，使汽車的懸架在任何路面上保持最佳的運(yùn)行狀態(tài)?？刂蒲b置通常由測量系統(tǒng)、反饋控制系統(tǒng)、能源系統(tǒng)等組成。20 世紀(jì) 80 年代，世界各大著名的汽車公司和生產(chǎn)廠家競相研制開發(fā)這種懸架。奔馳、沃爾沃、洛特斯、豐田等在汽車上進(jìn)行了較為成功的試驗(yàn)。裝備主動(dòng)懸架的汽車，在不良路面高速行駛時(shí)，車身非常平穩(wěn)，輪胎的噪音小，轉(zhuǎn)向和制動(dòng)時(shí)車身保持水平。其特點(diǎn)是乘坐非常舒服，但不同程度存在著結(jié)構(gòu)復(fù)雜、能耗高、成本昂貴、可靠性問題。
由于種種原因，我國的汽車絕大部分采用被動(dòng)懸架。在半主動(dòng)和主動(dòng)懸架的研究方面起步晚，與國外的差距大。在西方發(fā)達(dá)國家，半主動(dòng)懸架在 20 世紀(jì) 80 年代后期趨于成熟，福特公司和日產(chǎn)公司首先在轎車上應(yīng)用，取得了較好的效果。主動(dòng)懸架雖然提出早，但由于控制復(fù)雜，并且牽涉到許多學(xué)科，一直很難有大的突破。
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第2章 機(jī)械系統(tǒng)整體設(shè)計(jì)方案
第2章 機(jī)械系統(tǒng)整體設(shè)計(jì)方案
2.1 確定設(shè)計(jì)參數(shù)
本設(shè)計(jì)參考某品牌C200型號(hào)汽車的基本參數(shù)：
長/寬/高（mm）：4601/1770/1459
發(fā)動(dòng)機(jī)形式： 4缸4氣門
發(fā)動(dòng)機(jī)排量（毫升）：2773
最大功率（KW）：135/5250
最大扭矩（N·m）：270/1800-4600
軸距（mm）：2760
前輪距（mm）：1480
后輪距（mm）: 1460
滿載質(zhì)量（kg）：1632
驅(qū)動(dòng)方式：前置后驅(qū)
2.2 電動(dòng)助力系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案
電動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一般都由轉(zhuǎn)向傳感器、車速傳感器、微電腦控制單元、電機(jī)和離合器及助力機(jī)構(gòu)等部分組成。電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)根據(jù)電機(jī)驅(qū)動(dòng)部位不同，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可分為轉(zhuǎn)向軸助力式、齒輪助力式和齒條助力式。
圖2.1 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向分類
轉(zhuǎn)向軸助力式電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的電動(dòng)機(jī)布置在靠近轉(zhuǎn)向盤下方，并經(jīng)錐齒輪與轉(zhuǎn)向軸連接，由于轉(zhuǎn)向軸助力方式電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向的電動(dòng)機(jī)布置在駕駛室內(nèi)，所以又良好的工作條件；因電動(dòng)機(jī)輸出的助力轉(zhuǎn)矩經(jīng)過減速機(jī)構(gòu)增大后傳給轉(zhuǎn)向軸，所以電動(dòng)機(jī)輸出的助力轉(zhuǎn)矩相對小些，電動(dòng)機(jī)尺寸夜宵，這又有利于在車上布置和減輕質(zhì)量；電動(dòng)機(jī)、減速機(jī)構(gòu)、電磁離合器等裝為一體時(shí)結(jié)構(gòu)緊湊，上述不見又與轉(zhuǎn)向器分開，故拆裝與維修工作容易進(jìn)行。因此，本設(shè)計(jì)選用轉(zhuǎn)向軸式電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，其工作原理為：
電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要是通過單片機(jī)來控制電機(jī)的電流大小以及電池離合器的閉合與斷開來實(shí)現(xiàn)對轉(zhuǎn)向系的助力。電機(jī)電流的大小主要受到轉(zhuǎn)矩信號(hào)和車速信號(hào)的影響，當(dāng)車速一定，轉(zhuǎn)矩信號(hào)所代表的轉(zhuǎn)矩值較低時(shí)，流經(jīng)電機(jī)的電流較小，電機(jī)助力較小，反之，則流過電機(jī)的電流較大，電機(jī)助力較大。當(dāng)轉(zhuǎn)矩一定時(shí)，車速越大，流經(jīng)電機(jī)的電流越小，助力越小。車速越低，流經(jīng)電機(jī)的電流越大，助力越大。當(dāng)車速大于某個(gè)值或者轉(zhuǎn)向力矩小于某個(gè)值時(shí)，電磁離合器斷開，系統(tǒng)停止工作。
圖2.2 轉(zhuǎn)向軸助力式電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
2.3轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)方案
汽車轉(zhuǎn)向器有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等數(shù)種。微型轎車載荷小，前軸負(fù)荷不大，整車結(jié)構(gòu)力求簡單，且一般行駛在良好里面上， 所以，微型轎車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，轉(zhuǎn)向器采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。
齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)副為齒輪與齒條，其機(jī)構(gòu)簡單、布置方便，制造容易，但轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比較小，一般不大于15，且齒條沿其長度方向磨損不均勻，故廣泛應(yīng)用于微型汽車和轎車上。下圖為其在轉(zhuǎn)向橋上的布置簡圖，通常均勻布置在前輪軸線之后。轉(zhuǎn)向傳動(dòng)副的主動(dòng)件是一斜齒圓柱小齒輪，它和裝在外殼中的從動(dòng)件——齒條相嚙合，外殼固定在車身或車架上。齒條利用兩個(gè)球接頭直接和兩根分開的左右橫拉桿相連。橫拉桿再經(jīng)球接頭于梯形臂相接。
1，齒輪；2，齒條；3，齒條與橫拉桿連接得球接頭；4，轉(zhuǎn)向梯形臂
圖2.3 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器在轉(zhuǎn)向橋上的布置簡圖
1-齒輪軸 2-齒條 3-彈簧 4-調(diào)整螺釘 5-螺母
6-壓板 7-防塵套 8-油封 9-軸承
圖2.4齒輪齒條轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)圖
2.4 懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方案
隨著高速公路網(wǎng)的發(fā)展，促使汽車速度的不斷提高，使得非獨(dú)立懸架已不能滿足汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性等方面的要求。因此，獨(dú)立懸架得到了很大程度的發(fā)展，主要包括橫臂式獨(dú)立懸架和縱臂式獨(dú)立懸架。
雙橫臂獨(dú)立懸架的兩個(gè)擺臂長度可以相等，也可以不相等，如圖2.5。圖2.5a表明兩擺臂等長的懸架，當(dāng)車輪上下跳動(dòng)時(shí)，車輪平面沒有傾斜，但輪距卻發(fā)生了較大的變化，這將增加車輪側(cè)向滑移的可能性。在擺臂不等長的獨(dú)立懸架中，如圖2.5b，如將兩臂長度選擇適當(dāng)，可以使車輪和主銷的角度以及輪距的變化都不大。不大的輪距變化在輪胎較軟時(shí)可以由輪胎變形來適應(yīng)，目前轎車的輪胎可容許輪距的改變在每個(gè)車輪上達(dá)到4~5mm而不致使車輪沿路面滑移。因此不等長的雙橫臂式獨(dú)立懸架在轎車前輪上應(yīng)用的較廣泛。
圖2.5 雙橫臂式懸架結(jié)構(gòu)簡圖
下擺臂軸 2-墊片 3-下球頭銷 4-下擺臂 5-螺旋彈簧 6-筒式減震器
7-橡膠墊圈 8-下緩沖塊 9-轉(zhuǎn)向節(jié) 10-上緩沖塊 11-上擺臂 12-調(diào)整墊片
13-彈簧 14-上球頭銷 15-上擺臂軸 16-車架橫梁
圖2.6 雙橫臂獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)圖
圖2.6為雙橫臂式懸架結(jié)構(gòu)圖，上擺臂11和下擺臂4的內(nèi)端分別通過擺臂軸15和1與車架做鉸鏈連接，二者的外端則分別通過上球頭銷14和下球頭銷3與轉(zhuǎn)向節(jié)9相連。螺旋彈簧5的上、下端分別通過橡膠墊圈7支撐與車架橫梁上的支撐座和下擺臂上的支撐盤內(nèi)。雙向作用筒式減震器6的上、下兩端同樣分別通過橡膠襯墊與車架和下擺臂上的支撐盤相連。
上擺臂與上球頭銷式鉚接不可拆卸式，其中裝有彈簧13，保證當(dāng)球頭銷與銷座有磨損時(shí)，自動(dòng)消除二者之間的間隙。下擺臂與下球頭銷是是可拆的。下球頭銷如有松動(dòng)出現(xiàn)間隙時(shí)，可以拆開球頭銷，適當(dāng)減少墊片2以消除間隙。
該轎車采用球頭結(jié)構(gòu)代替主銷，屬于無主銷式，即上、下球頭銷的連心線相當(dāng)于主銷軸線，轉(zhuǎn)向時(shí)車輪即圍繞此軸線偏轉(zhuǎn)。
主銷后傾角有移動(dòng)上擺臂在擺臂軸上的位置來調(diào)整，而上擺臂的移動(dòng)是通過上擺臂的轉(zhuǎn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)的。前輪外傾角由加在上擺臂軸與固定支架間的調(diào)整墊片12調(diào)整。主銷內(nèi)傾角和車輪外傾角的關(guān)系已被轉(zhuǎn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)所確定，故調(diào)整車輪外傾角以后，主銷內(nèi)傾角自然正確。
路面對車輪的垂直力一次通過轉(zhuǎn)向節(jié)、下球頭銷、下擺臂和螺旋彈簧傳到車架?？v向力、側(cè)向力機(jī)器力矩均由轉(zhuǎn)向節(jié)及導(dǎo)向機(jī)構(gòu)—上、下擺臂及上、下球頭銷來傳遞縱向力、側(cè)向力及其力矩，必須使懸架具有足夠的縱向和側(cè)向剛度。為此，上、下兩擺臂都是叉形的剛性構(gòu)架，其內(nèi)端為寬端。外端為窄端。
第3章 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
第3章 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定
為了汽車的行駛安全，必須保證轉(zhuǎn)向器有足夠的強(qiáng)度，計(jì)算轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度之前必須確定其所售的負(fù)載。循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器利用鋼珠將滑動(dòng)摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動(dòng)摩擦，大大減小了轉(zhuǎn)向器的內(nèi)摩擦，這樣轉(zhuǎn)向器承受的載荷就主要是轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)的阻力，車輪穩(wěn)定阻力和輪胎變形阻力。由經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算汽車在路面上的園地轉(zhuǎn)向阻力矩Mr。
式中：f-------------------輪胎與地面的摩擦系數(shù)，一般取0.7；
-----------------轉(zhuǎn)向阻力矩，N·mm；
------------------轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷；
P-------------------輪胎氣壓，這里取。
作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為：
式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長，單位為mm；
——原地轉(zhuǎn)向阻力矩， 單位為N·mm
——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長，單位為mm；
——為轉(zhuǎn)向盤直徑，單位為mm，取400mm；
——轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比，取15；
——轉(zhuǎn)向器正效率，取90%。
因?yàn)辇X輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)無轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。
3.2 電動(dòng)助力元件的選型
3.2.1 直流電機(jī)的選擇
初步計(jì)算直流電機(jī)的功率：
則
則
因此，
本設(shè)計(jì)所選用直流電機(jī)型號(hào)為110ZYT105，生產(chǎn)廠家為山東博山電機(jī)有限公司。該電機(jī)的基本參數(shù)為：
表3.1 110ZYT105電機(jī)基本參數(shù)
轉(zhuǎn)矩mN·m
轉(zhuǎn)速r/min
功率W
電壓V
電流A
允許順逆轉(zhuǎn)速差r/min
1274
3000
400
24
不大于22.5
100
電機(jī)的外形尺寸：
圖3.1 電機(jī)外形尺寸
電機(jī)的特性曲線：
圖3.2電機(jī)的特性曲線
由電機(jī)特性曲線可知，電機(jī)轉(zhuǎn)矩與電流近視成正比，轉(zhuǎn)速增加，電流減小，轉(zhuǎn)矩減小。而電機(jī)轉(zhuǎn)矩與電流的關(guān)系為：
直流電機(jī)的特性決定了在低速時(shí)，電機(jī)的轉(zhuǎn)矩輸出很大，這正好適合于汽車原地轉(zhuǎn)向的要求。剛開始轉(zhuǎn)向的時(shí)候，由于靜摩擦力的緣故使得轉(zhuǎn)向力需求很大，因此轉(zhuǎn)矩傳感器測量到的轉(zhuǎn)矩也很大，ECU控制電路對電機(jī)輸出大電流，電機(jī)輸出很大的力矩，因此，使轉(zhuǎn)向輕便。當(dāng)轉(zhuǎn)向力要求不大時(shí)，轉(zhuǎn)矩傳感器測量到的轉(zhuǎn)矩很小，ECU控制電路對電機(jī)輸出小電流，這時(shí)電機(jī)提供較小的電流和較快的轉(zhuǎn)速，使轉(zhuǎn)向輕便靈敏。由直流電機(jī)的特性圖我們很清楚的知道，要控制電機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩，只需要控制流過電機(jī)的電流，而電流控制對于采用單片機(jī)的控制系統(tǒng)來說相對比較簡單。
3.2.2 減速機(jī)的選型
在本次設(shè)計(jì)中，我們選擇的電機(jī)的轉(zhuǎn)速為3000r/min，而方向盤的轉(zhuǎn)速大概在50r/min。因此，要求助力部分的總減速比為60。按照這個(gè)傳動(dòng)比做出來的減速機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)很大，因此我們設(shè)計(jì)的減速器的傳動(dòng)比為30，在轉(zhuǎn)向軸與助力部分銜接處錐齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比為2，這樣我們就保證了助力部分的總傳動(dòng)比為60。
通過以上分析，我們選擇上?？滦劬軝C(jī)械有限公司生產(chǎn)的FB60精密行星減速機(jī)。其安裝尺寸為：
圖3.3 FB60精密行星減速器安裝尺寸
3.2.3 電磁離合器的選型
電磁離合器的主要作用是控制輔助電機(jī)發(fā)出的輔助力矩的通斷。目前，電磁離合器主要有摩擦片式和牙嵌式兩種。按照不通電時(shí)電磁離合器的開閉情況又分為常開式和常閉式兩種。摩擦片式電磁離合器又分為干式和濕式兩種。不管干式還是濕式，摩擦片都存在相對滑動(dòng)的情況，不適合用于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中。因?yàn)槿绻l(fā)生相對滑動(dòng)會(huì)使傳動(dòng)滯后，造成失真，使轉(zhuǎn)向靈敏度下降。汽車大部分的時(shí)間時(shí)速都超過40Km/h，而大于此速度是不需要助力的，因此離合器應(yīng)該斷開。為了滿足轉(zhuǎn)向靈敏和電機(jī)不助力時(shí)斷開助力部分的要求，此次設(shè)計(jì)選用牙嵌常開式電磁離合器，型號(hào)為DLY0-5，其基本參數(shù)為：
表3.2 DLY0-5電磁離合器基本參數(shù)
額定傳遞力矩N·m
額定電壓DCV
線圈功率消耗（）W
允許最高結(jié)合轉(zhuǎn)速r/min
允許最高轉(zhuǎn)速r/min
重量kg
50
24
16
50
4500
1.42
在安裝時(shí)要注意間隙δ的調(diào)整，δ過大，反應(yīng)滯后，δ過小，電磁離合器不容易斷開。
該電磁離合器的工作原理為當(dāng)電磁離合器斷電時(shí)，兩牙嵌片在彈簧力的作用下分開，斷開動(dòng)力專遞；通電后，感應(yīng)線圈產(chǎn)生磁場，吸引銜鐵使牙嵌片相互結(jié)合，從而傳遞了動(dòng)力。斷電后，彈簧又將兩牙嵌片分開斷開動(dòng)力。在傳動(dòng)過程中，線圈不產(chǎn)生轉(zhuǎn)動(dòng)，支撐在軸承外圈上面，軸承內(nèi)圈轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)主動(dòng)件的旋轉(zhuǎn)的傳遞。
3.2.4 扭矩傳感器的選型
電感式轉(zhuǎn)矩傳感器主要有扭桿、檢測環(huán)、檢測線圈、補(bǔ)償線圈、殼體組成。當(dāng)輸入軸有轉(zhuǎn)矩輸入時(shí)，扭桿發(fā)生變形，檢測環(huán)齒輪正對面積發(fā)生變化，輸入力矩越大，扭桿變形越大，正對面積變化越大。其工作過程如圖3.2所示：
圖3.4 扭矩傳感器工作原理流程圖
本次設(shè)計(jì)采用電感式轉(zhuǎn)矩傳感器，0170MS系列具有很好的動(dòng)態(tài)監(jiān)測性能，響應(yīng)快，能夠準(zhǔn)確迅速的測量出轉(zhuǎn)向力矩。其型號(hào)為：0170MS 50R。
3.3 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)
3.3.1選擇齒輪材料、熱處理方式及計(jì)算許用應(yīng)力
1.選擇材料及熱處理方式
齒輪軸 16MnCr5 滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC
齒條 45鋼 表面淬火，齒面硬度56-56HRC
2. 確定許用應(yīng)力
(1) 確定和
(2) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。
c)計(jì)算許用應(yīng)力
取,
=
=
應(yīng)力修正系數(shù)
=
=
3.3.2 初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸
(1) 選擇齒輪類型
根據(jù)齒輪傳動(dòng)的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動(dòng)方案
(2) 選擇齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)
選用7級(jí)精度
(3) 初選參數(shù)
初選 =6 =31 =1.2
=0.7 =0.89
按當(dāng)量齒數(shù)
取
(4) 初步計(jì)算齒輪模數(shù)
轉(zhuǎn)矩107.8×160=17248
閉式硬齒面?zhèn)鲃?dòng)，按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。
=1.82
(5) 確定載荷系數(shù)
=1，由,
/100=0.00124,=1；對稱布置，取=1.06；
取=1.3
則=1×1×1.06×1.3=1.378
(6) 修正法向模數(shù)
=2.396×=1.79
圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，取=2.5
3.3.3 確定齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)和幾何尺寸
(1) 分度圓直徑
==15.231
(2) 齒頂圓直徑
=15.231+2
=15.231+2×2.5×(1+1)=25.231
(3) 齒根圓直徑
=15.231-2
=15.231-2×2.5×0.25=13.981
(4) 齒寬
齒條齒寬為：=1.2×15.231=18.28
圓整取值為20mm，則齒輪軸齒寬為20+10=30mm
因?yàn)橄嗷Ш淆X輪的基圓齒距必須相等，即。
齒輪法面基圓齒距為
齒條法面基圓齒距為
取齒條法向模數(shù)為=2.5
(5) 齒條齒頂高
=2.5×(1+0)=2.5
(6) 齒條齒根高
=2.5×(1+0.25-0)=3.125
(7) 法面齒距
=5.74
3.3.4. 校核齒輪
（1）校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度
由表7-5，=189.8
由圖7-15，=2.45
取=0.8，==0.99
所以 =
（2）校核齒根彎曲強(qiáng)度
3.3.5齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運(yùn)動(dòng)分析
圖3.5齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運(yùn)動(dòng)分析
當(dāng)轉(zhuǎn)向盤從鎖點(diǎn)向鎖點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動(dòng)30°，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動(dòng)約60°。當(dāng)轉(zhuǎn)向輪右轉(zhuǎn)30°，即梯形臂或轉(zhuǎn)向節(jié)由OC繞圓心O轉(zhuǎn)至OA時(shí)，齒條左端點(diǎn)E移至EA的距離為
同理計(jì)算轉(zhuǎn)向輪左轉(zhuǎn)30°，轉(zhuǎn)向節(jié)由OC繞圓心O轉(zhuǎn)至OB時(shí)，齒條左端點(diǎn)E移至的距離為
齒輪齒條嚙合長度應(yīng)大于
即
取L=200mm
3.3.6 齒輪軸的校核
（1）齒輪齒條傳動(dòng)受力分析
若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)點(diǎn)P的法向力Fn可分解為徑向力Fr和分力F，分力F又可分解為圓周力Ft和軸向力Fa。
（2） 齒輪軸的強(qiáng)度校核
1.軸的受力分析
(a) 畫軸的受力簡圖。
圖3.6 軸的受力簡圖
(b) 計(jì)算支承反力
在垂直面上
在水平面上
(c) 畫彎矩圖
在水平面上，a-a剖面左側(cè)、右側(cè)
在垂直面上，a-a剖面左側(cè)
a-a剖面右側(cè)
合成彎矩，a-a剖面左側(cè)
a-a剖面右側(cè)
(d) 畫轉(zhuǎn)矩圖
轉(zhuǎn)矩
圖3.7 軸的彎矩轉(zhuǎn)矩圖
2.判斷危險(xiǎn)剖面
顯然，a-a截面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側(cè)可能是危險(xiǎn)剖面。
3.軸的彎扭合成強(qiáng)度校核
a-a截面左側(cè)
4.軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核
查得，，；
a-a截面左側(cè)
查得，；由表查得絕對尺寸系數(shù)
，；軸經(jīng)磨削加工，查得質(zhì)量系數(shù)β=1.0。則
彎曲應(yīng)力
應(yīng)力幅
平均應(yīng)力
切應(yīng)力
安全系數(shù)
查得許用安全系數(shù)[S]=1.3～1.5，顯然S>[S]，故a-a剖面安全。
3.3.7 齒輪軸軸承的校核
選軸承型號(hào)為6203的深溝球軸承，查得，C=3350N，
由，所以
查得，
所以，
校核軸承壽命
因，故按照計(jì)算
3.3.8 花鍵的校核
選用花鍵規(guī)格為中系列
式中 T——傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為N?mm；
——載荷分配不均勻系數(shù)，這里取0.8；
z——花鍵的齒數(shù)，這里為6；
l——齒的工作長度，這里為30mm；
花鍵齒側(cè)面的工作高度，這里為2mm；
——花鍵的平均直徑，
——許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa。
3.3.9 其他尺寸計(jì)算
梯形臂長度的計(jì)算：
輪轂直徑取標(biāo)準(zhǔn)為304mm
梯形臂長度
取
轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的確定：
式中：
;
因此，取
初步估算主動(dòng)齒輪軸的直徑：
式中：
所以取
第4章 雙橫臂式獨(dú)立懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算
第4章 雙橫臂式獨(dú)立懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1 懸架主要參數(shù)的確定
4.1.1懸架頻率的選擇
對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質(zhì)量分配系數(shù)，即前后橋上方車身部分的集中質(zhì)量的垂直振動(dòng)是相互獨(dú)立的，并用偏頻，表示各自的自由振動(dòng)頻率，偏頻越小，則汽車的平順性越好。一般對于鋼制彈簧的轎車，約為11.3Hz，
約為1.171.5Hz，非常接近人體步行時(shí)的自然頻率，取n=1.2Hz。
4.1.2懸架的工作行程
懸架的工作行程由靜撓度與動(dòng)撓度之和組成。
由
式中----------------------------------懸架靜撓度
得懸架靜撓度：
則懸架動(dòng)撓度：
取
為了得到良好的平順性，應(yīng)當(dāng)采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定載荷下其變形量也大，低于一般轎車而言，懸架總工作行程應(yīng)當(dāng)不小于160mm。
而 符合要求
4.2彈性元件的選擇
4.2.1懸架剛度計(jì)算
已知整車裝備質(zhì)量：，取簧上質(zhì)量為1540kg；取簧下質(zhì)量為92kg，則：
空載前軸單輪軸荷取45%：
滿載前軸單輪軸荷取45%：（滿載時(shí)車上5名成員，60kg/名）。
懸架剛度,初取
4.2.2選擇彈簧材料
選彈簧材料為，切變模量，彈性模量，抗拉強(qiáng)度，許用應(yīng)力
4.2.3彈簧參數(shù)選擇
初選旋繞比C=
則曲度系數(shù)
有公式，得mm，圓整為12mm
由彈簧中徑，得，取
此時(shí)，
由彈簧有效圈數(shù)，取
4.2.4校核彈簧
曲度系數(shù)
則
則彈簧表面剪切應(yīng)力，合格
4.3 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
前輪定位參數(shù)隨車輪上下跳動(dòng)的變化特性，通常是指從滿載靜平衡位置到車輪跳動(dòng)范圍內(nèi)的特性。在討論前輪定位參數(shù)變化時(shí)，應(yīng)首先考慮車輪外傾角和主銷后傾角的變化特性。下面著重分析前輪外傾角的變化特點(diǎn)。
車輪在跳動(dòng)時(shí)，外傾角的變化包括由車身側(cè)傾產(chǎn)生的車輪外傾變化和車輪相對車身的跳動(dòng)而引起的外傾變化兩部分。在雙橫臂式獨(dú)立懸架中，前者使車輪向車身側(cè)傾方向傾斜，即外傾角增大，增加不足轉(zhuǎn)向；后者引起的外傾角變化情況，取決于懸架上、下臂運(yùn)動(dòng)的幾何關(guān)系。
在雙橫臂結(jié)構(gòu)中，往往是外傾角隨彈簧壓縮行程的增大而減小。這種變化與車身側(cè)傾引起的外傾角變化相反，產(chǎn)生過多轉(zhuǎn)向趨勢，所以應(yīng)盡量減少車輪相對車身跳動(dòng)時(shí)外傾角變化。一般希望在所確定的車輪跳動(dòng)范圍內(nèi)，車輪相對車身跳動(dòng)所引起的外傾角的變化量在以內(nèi)。外傾角變化與上、下橫臂尺寸參數(shù)的關(guān)系，如下圖所示。
如圖所示，轉(zhuǎn)向節(jié)上、下球銷中心距保持不變且等于0.6倍下臂長r，上臂長在（0.6~1.0）倍下臂長r范圍內(nèi)變化時(shí)的外傾角變動(dòng)情況。
如圖所示，上臂長保持不變且等于下臂長r，轉(zhuǎn)向節(jié)上、下球銷中心距在（0.6~1.0）倍下臂長r范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)的外傾角變動(dòng)情況。
同時(shí)，參考奔馳600球銷距為256mm，下擺臂長479mm，上擺臂長330mm。本設(shè)計(jì)取球銷距B=270mm，下擺臂長r=430mm，上擺臂長A=300mm。此時(shí)，A/r=0.7，B/r=0.63，符合設(shè)計(jì)要求。
4.4 減震器計(jì)算
4.4.1 減震器工作原理
1. 活塞桿；2. 工作缸筒；3. 活塞；4. 伸張閥；5. 儲(chǔ)油缸筒； 6. 壓縮閥；7. 補(bǔ)償閥；8. 流通閥；9. 導(dǎo)向座；10. 防塵罩；11. 油封
圖4.1雙向作用筒式減振器示意圖
在壓縮行程時(shí)，指汽車車輪移近車身，減振器受壓縮，此時(shí)減振器內(nèi)活塞3向下移動(dòng)。活塞下腔室的容積減少，油壓升高，油液流經(jīng)流通閥8流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞桿1占去了一部分空間，因而上腔增加的容積小于下腔減小的容積，一部分油液于是就推開壓縮閥6，流回貯油缸5。這些閥對油的節(jié)約形成懸架受壓縮運(yùn)動(dòng)的阻尼力。減振器在伸張行程時(shí)，車輪相當(dāng)于遠(yuǎn)離車身，減振器受拉伸。這時(shí)減振器的活塞向上移動(dòng)?；钊锨挥蛪荷?，流通閥8關(guān)閉，上腔內(nèi)的油液推開伸張閥4流入下腔。由于活塞桿的存在，自上腔流來的油液不足以充滿下腔增加的容積，主使下腔產(chǎn)生一真空度，這時(shí)儲(chǔ)油缸中的油液推開補(bǔ)償閥7流進(jìn)下腔進(jìn)行補(bǔ)充。由于這些閥的節(jié)流作用對懸架在伸張運(yùn)動(dòng)時(shí)起到阻尼作用。
由于伸張閥彈簧的剛度和預(yù)緊力設(shè)計(jì)的大于壓縮閥，在同樣壓力作用下，伸張閥及相應(yīng)的常通縫隙的通道載面積總和小于壓縮閥及相應(yīng)常通縫隙通道截面積總和。這使得減振器的伸張行程產(chǎn)生的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力，達(dá)到迅速減振的要求。
4.4.2 相對阻尼系數(shù)
相對阻尼系數(shù)的物理意義是：減震器的阻尼作用在于不同剛度c和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果，值大，振動(dòng)能迅速衰減，同時(shí)又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時(shí)的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時(shí)的相對阻尼系數(shù)取得大些，兩者之間保持的關(guān)系。設(shè)計(jì)時(shí)，先選取的平均值。相對無摩擦的彈性元件懸架，取對有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，值取的小些。為避免懸架碰撞車架，取。取，則有：
4.4.3 減震器阻尼的確定
減震器的阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有頻率。實(shí)際上，應(yīng)根據(jù)減震器的布置特點(diǎn)確定減震器的阻尼系數(shù)。
本設(shè)計(jì)中，阻尼系數(shù)
根據(jù)公式
代入數(shù)據(jù)得：
按滿載計(jì)算有：簧上質(zhì)量
代入數(shù)據(jù)得減震器的阻尼系數(shù)為：
4.4.4 減震器最大卸荷力的確定
為減小化到車身上的沖擊力，當(dāng)減震器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減震器打開卸荷閥，此時(shí)活塞速度成為卸荷速度，按上圖安裝形式時(shí)有：
式中：為卸荷速度，一般為
A為車身振幅,??；
為懸架振動(dòng)固有頻率。
代入數(shù)據(jù)計(jì)算的卸載速度為：,符合
根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式：
代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力
4.4.5 減震器工作缸直徑的確定
根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計(jì)算工作缸直徑D為：
式中：為工作缸最大壓力，取
為連桿直徑與工作缸直徑比值，取
代入計(jì)算得工作缸直徑D為
減震器的工作缸直徑的選取要和國標(biāo)（JB 1459-1985）對照，選用標(biāo)準(zhǔn)尺寸，因此確定工作剛直徑為30mm。一般取貯油缸直徑為：
這里取為42mm，壁厚通常取為2mm。
第5章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算
第5章 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1 概述及設(shè)計(jì)要求
制動(dòng)器的功能是使汽車以適當(dāng)?shù)乃俣葴p速直至停車；在下坡時(shí)保證穩(wěn)定的車速；是汽車原地停放或停放在坡道上。制動(dòng)裝置包括四種：行車、駐車、應(yīng)急、輔助制動(dòng)。
另外，包括制動(dòng)器和制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)。
本文所設(shè)計(jì)的主要是制動(dòng)器，它包括制動(dòng)蹄，以及制動(dòng)輪缸以及其他的輔助機(jī)構(gòu)。制動(dòng)器設(shè)計(jì)的基本要求是：
1） 足夠的制動(dòng)能力，包括行車制動(dòng)能力和駐坡能力。行車制動(dòng)能力主要由制動(dòng)減速度和制動(dòng)距離兩項(xiàng)指標(biāo)來衡量。國外法規(guī)中規(guī)定：進(jìn)行效能實(shí)驗(yàn)時(shí)的最低減速度對交車為5.8~7m/s2。相應(yīng)的最大停車距離為
（6-1）
式中，av表示空駛距離，為經(jīng)驗(yàn)值，一般取0.1，s為制動(dòng)距離，v為制動(dòng)初速度，j為制動(dòng)減速度。
2）在任何情況下制動(dòng)，汽車的都不應(yīng)當(dāng)喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。
3) 制動(dòng)能力的水穩(wěn)定性好，能防止水和污泥進(jìn)入制動(dòng)器工作表面，摩擦片浸水后恢復(fù)摩擦因數(shù)的能力要好。
4）制動(dòng)能力的熱穩(wěn)定性好。
5） 操縱輕便，具有良好的隨動(dòng)性。
5.2 制動(dòng)器的選擇及結(jié)構(gòu)方案分析
制動(dòng)器主要有摩擦式、電磁式、液壓式等幾種形式。電磁式制動(dòng)器滯后性好、易于連接，但成本太高，一般用于質(zhì)量較大的商用車上作為車輪制動(dòng)器或緩速器；液壓式一般只用作緩速器。目前使用最廣泛的是摩擦式制動(dòng)器。
摩擦式制動(dòng)器按其摩擦副的結(jié)構(gòu)形式不同又分為盤式、鼓式和帶式三種。帶式制動(dòng)器只用作中央制動(dòng)器。而盤式制動(dòng)器由于其結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜，制造成本較高故本設(shè)計(jì)中不采用。鼓式制動(dòng)器散熱性差，且剎車性能沒有盤式制動(dòng)器好，其制動(dòng)不夠靈敏。但作為一般家用小轎車的制動(dòng)器足夠應(yīng)付大部分場合。鼓式制動(dòng)器包括制動(dòng)輪缸和剎車蹄片。本設(shè)計(jì)的主要任務(wù)就是確定制動(dòng)輪缸的直徑以及剎車蹄片的尺寸。
5.3 制動(dòng)器主要參數(shù)的確定
1） 制動(dòng)鼓直徑D
在輸入力F一定的情況下，制動(dòng)鼓直徑越大其產(chǎn)生的制動(dòng)力矩越大，其剎車性能越好，散熱性也越強(qiáng)。但是，制動(dòng)鼓直徑D受到輪輞直徑的限制，而且制動(dòng)鼓與輪輞之間應(yīng)保持足夠的間隙，否則，制動(dòng)鼓散熱不良溫度過高就會(huì)導(dǎo)致摩擦因素降低，從而導(dǎo)致剎車性能降低。制動(dòng)鼓的各參數(shù)示意圖如圖6.1所示，
5.1 制動(dòng)鼓參數(shù)示意圖
制動(dòng)鼓直徑D與輪輞直徑d的比例一般在0.64~0.74之間。根據(jù)輪輞國家標(biāo)準(zhǔn)選取的輪輞直徑為304.8mm，則
mm
選取制動(dòng)鼓直徑D=200mm。
2） 摩擦襯片寬度b和包角α
制動(dòng)鼓直徑確定后，摩擦襯片的寬度b和包角決定了襯片得摩擦面積A，即
A= （6-2）
制動(dòng)器各蹄片襯片總的摩擦面積越大，則制動(dòng)時(shí)單位壓力越小，抗磨損性越好，根據(jù)相關(guān)實(shí)驗(yàn)表明，摩擦襯片得包角α=90°~100°時(shí)，磨損最小，制動(dòng)鼓溫度最低，且制動(dòng)效能最好。α角小雖然有利于散熱，但是單位壓力過高將導(dǎo)致磨損加劇，實(shí)際上包角兩段的單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角對減小單位壓力作用并不大，而且將使制動(dòng)作用不平順，容易使制動(dòng)器自鎖。因此，包角選擇為90°。
襯片寬度b較大可以減小磨損，但是過大將不易保證與制動(dòng)鼓的全面接觸。本設(shè)計(jì)綜合各方面考慮初步選擇b=40mm。
則 A=100×π/2×40=628000
3） 摩擦襯片起始角θ
由圖6.1所示，θ=90－α/2 =45
4） 制動(dòng)器中心到張開力的作用線的距離e
在結(jié)構(gòu)允許的情況下應(yīng)該盡可能的大，這樣可以提高制動(dòng)效能。一般e=0.4D，則
e=0.4D=0.4×200=80mm。
5） 制動(dòng)蹄支承點(diǎn)位置坐標(biāo)a和c
在保證兩蹄支承端面不致干涉的條件下，使a盡可能大，c盡可能小，一般a=0.4D
故a=80mm，初取c=15mm。
6） 制動(dòng)輪缸直徑
根據(jù)GB 7524-87標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的輪缸直徑系列，初選輪缸直徑為16mm。則制動(dòng)輪缸對襯片的作用力根據(jù)如下公式：
(6-3)
式中，p為考慮制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，p=8~12MPa。則，
F=10×3.14×16×16/4=2009.6N
5.4 制動(dòng)器設(shè)計(jì)計(jì)算
根據(jù)所給初始數(shù)據(jù)以及以上所求的參數(shù)：
整車質(zhì)量=1632kg
載荷分配
前橋45% 后橋55%
軸距 L=2600mm
輪距 l=1300mm
質(zhì)心高度 =800mm
輪胎滾動(dòng)半徑 =273mm
制動(dòng)鼓直徑 D=200mm
包角α=90°
張力至中心的距離 e=80mm
支點(diǎn)至中心的距離 a=80mm
支點(diǎn)到推力的距離 h=a+e=160mm
兩支點(diǎn)間的距離 c=30mm
1 效能因數(shù)的計(jì)算
效能因數(shù)表示單位壓力作用下輸出的力或者力矩。
領(lǐng)蹄效能因數(shù)：
（6-4）
式中，f為襯片和剎車鼓間的摩擦因數(shù)取為0.4.
從蹄效能因數(shù)
（6-5）
則整個(gè)鼓式制動(dòng)器的效能因數(shù)為K==1.6+0.533=2.133
2 車輪制動(dòng)器制動(dòng)力矩計(jì)算
=2×2.133×2009.6×0.1=857.3N·m （6-6）
3 襯片磨損特性計(jì)算
襯片磨損特性常用能量耗散率來衡量，對鼓式制動(dòng)器，比能量耗散率小于1.8
（6-7）
式中，前后輪制動(dòng)力的比值β一般為0.4，t制動(dòng)反應(yīng)時(shí)間一般取3，v制動(dòng)初速度一般為18m/s，A襯片面積，則
小于1.8，故其選擇是合格的。
第6章 經(jīng)濟(jì)性和環(huán)保性分析
液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)需要發(fā)動(dòng)機(jī)帶動(dòng)液壓油泵，使液壓油不停地流動(dòng)，浪費(fèi)了部分能量。相反電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)（EPS）僅在需要轉(zhuǎn)向操作時(shí)才需要電機(jī)提供的能量，該能量可以來自蓄電池，也可來自發(fā)動(dòng)機(jī)。而且，能量的消耗與轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向及當(dāng)前的車速有關(guān)。當(dāng)轉(zhuǎn)向盤不轉(zhuǎn)向時(shí)，電機(jī)不工作，需要轉(zhuǎn)向時(shí)，電機(jī)在控制模塊的作用下開始工作,輸出相應(yīng)大小及方向的轉(zhuǎn)矩以產(chǎn)生助動(dòng)轉(zhuǎn)向力矩，而且，該系統(tǒng)在汽車原地轉(zhuǎn)向時(shí)輸出最大轉(zhuǎn)向力矩，隨著汽車速度的改變，輸出的力矩也跟隨改變。該系統(tǒng)真正實(shí)現(xiàn)了"按需供能"，是真正的"按需供能型"（on-demand）系統(tǒng)，減少了能源消耗。汽車在較冷的冬季起動(dòng)時(shí)，傳統(tǒng)的液壓系統(tǒng)反應(yīng)緩慢，直至液壓油預(yù)熱后才能正常工作。由于電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)不依賴于發(fā)動(dòng)機(jī)而且沒有液壓油管，對冷天氣不敏感，系統(tǒng)即使在-40℃時(shí)也能工作，所以提供了快速的冷起動(dòng)。由于該系統(tǒng)沒有起動(dòng)時(shí)的預(yù)熱，節(jié)省了能量。不使用液壓泵，避免了發(fā)動(dòng)機(jī)的寄生能量損失，提高了燃油經(jīng)濟(jì)性，裝有電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的車輛和裝有液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的車輛對比實(shí)驗(yàn)表明，在不轉(zhuǎn)向情況下，裝有電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的國輛燃油消耗降低2.5%，在使用轉(zhuǎn)向情況下，燃油消耗降低了5.5%。
第7章 結(jié)論
本設(shè)計(jì)基于C200汽車基本參數(shù)，設(shè)計(jì)該汽車的電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)，通過分析利弊，并參考國內(nèi)外汽車該部分的機(jī)構(gòu)后設(shè)計(jì)而成。
具體設(shè)計(jì)內(nèi)容主要圍繞以下三點(diǎn)展開：
一．電動(dòng)助力機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)。主要為電機(jī)，減速機(jī)構(gòu)，電磁離合器和扭矩傳感器的選型與裝配。
二．齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)。主要為轉(zhuǎn)向齒輪軸、齒條和轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)。
三．雙橫臂獨(dú)立懸架的設(shè)計(jì)。主要為彈簧、減震器和導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)。
并對上述三點(diǎn)進(jìn)行有機(jī)結(jié)合，使之成為一能實(shí)現(xiàn)特定功能動(dòng)作的機(jī)械實(shí)體。
本次畢業(yè)設(shè)計(jì)，無論是時(shí)間方面還是設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)方面均有很大的欠缺，設(shè)計(jì)內(nèi)容亦不甚完善，較之國內(nèi)外主流類似產(chǎn)品有很大差距。亦望本設(shè)計(jì)中失誤之處能得到師長或同行的不吝指正，甚為感謝。
參考文獻(xiàn)
參考文獻(xiàn)
[1] 劉濤，趙立軍，趙桂范.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：北京大學(xué)出版社，2008.
[2] 楊萬福，余晨光.汽車?yán)碚揫M].廣州：華南理工大學(xué)出版社，2010.
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