C200汽車電動助力轉向系統(tǒng)及懸架統(tǒng)設計【雙橫臂式獨立懸架】【優(yōu)秀通過答辯】
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附錄
泵式渦輪機的現代設計
P.諾維茨基
安德里茨水輪發(fā)電機公司，德國
摘要：
在日益增加的市場利益和挑戰(zhàn)下，泵式渦輪機領域需要新的發(fā)展。對于安德里茨水輪發(fā)電機桐柏項目開發(fā)的一種新型水泵渦輪機，應用現代流動模擬的數控方法對所有組件進行優(yōu)化，對于模型的性能檢測和驗證試驗使該項新型水泵渦輪機的發(fā)展得以實現。對于在水泵渦輪機的尾水管渦流、渦輪同步、轉子-定子互動等地方發(fā)生的不穩(wěn)定現象的研究，一直是近幾年來安德里茨特殊研究的一個項目專題。
在新型水泵渦輪機的設計中，更詳細的了解這一現象將有助于改善外形設計，避免或減少這些不穩(wěn)定因素的影響。在抽水蓄能電站計劃中，桐柏項目中共有四個泵式渦輪機，每個泵式渦輪機配有額定功率為306兆瓦的發(fā)電機組。這一整體設計已經展示，并且一些特殊性能的機械化設計像蝸殼，特別強化了導葉軸承和導葉片的安全設計。本文將記錄并呈現該項目在調試期間的第一份性能行為性測試結果。
一、導言
近幾年，對于新型或者強效型泵式蓄能系統(tǒng)的需求已經被全世界所認同，在與中國一樣的經濟擴大的國家里，日益增加的對于能源的需求呼喚著新的發(fā)電廠的建設落實。在國家電網中，?抽水蓄能電站計劃在平衡電力的供應和需求方面，受到極為重要的關注。抽水蓄能電站能夠在電網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間內提供快速的電壓調節(jié)響應，從而適應迅速的變電需求。當然，抽水蓄能電站是一種種電能儲存在低需求期間的成熟技術。
在過去的幾年里，安德里茨水輪發(fā)電機公司在泵式渦輪機的發(fā)展中做出了不斷的努力，在歐洲，一些現代化項目也取得了成功的進展，像捷克共和國的Dalesice計劃、波蘭的Zarnowiec項目等。目前，為奧地利Hintermuhr項目的新泵式渦輪機正在開發(fā)中。在中國市場，2001和2002年，安德里茨水輪發(fā)電機承擔了桐柏抽水蓄能電站、狼牙山發(fā)電站兩大發(fā)電站的項目，這兩個項目都需要設計一個全新的液壓系統(tǒng)，以滿足并擔保機械儲能系統(tǒng)的高性能設計要求。
二、桐柏項目簡介
桐柏項目的主要供應范圍包括：四個可逆式水泵（發(fā)電機額定功率為306兆瓦），包括閥門和電機發(fā)電機，數字式電子調速器，包括高低壓電纜及輔助系統(tǒng)的主變壓器和附加設備（如激勵系統(tǒng)，數字保護，計算機監(jiān)控系統(tǒng)，靜態(tài)頻率轉換器）等。該電站被設想為一個具有2個壓力管道通過水閘連接2個天然水庫的地下洞穴。每個通水隧道源于各自水庫的底部，通水隧道設有緊急閘門。主要的泵式水輪機和桐柏項目的數據如表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日完成試運行，之后投入正常運營。
表1 桐柏項目主要數據
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：標稱放電量Qnom
142 m3/s
極速最高效率(nq = n · Q1/2 / H3/4)
44
轉輪葉片數，檢票閘數，固定導葉數
7, 20, 20
蝸殼進水口直徑
3.1 m
泵口外徑-D1
4.8 m
定子直徑
9.2 m
數便門伺服電機
2
調試時間
2006
三、液壓布局
液壓布局是一個關鍵的工藝設計過程，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，它給出了由安德里茨水電和其他供應商的工廠設計的幾個抽水蓄能水頭的特定速度范圍。為達到良好的水力性能和最低的總體尺寸的前提下，高速是可以實現的，因為增加的動力可以提供增大的速度，所以，安全和適當的液壓和機械操作最終限制了泵式渦輪機能達到的轉速。
圖1
桐柏抽水蓄能電站的特點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的同步轉速和充足的動力，這些機器符合現代的設計標準。在中國，對于抽水蓄能電站計劃的一個總體要求能夠是在相對較大的電網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計過程中考慮到，如表1，因為它們擴大了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)定運行時，在最低總頭處，最大的輸入功率必須控制在設計時電動發(fā)電機所限制的功率范圍內。在設計低壓側的轉輪葉片輪廓時，必須考慮忽略掉的大量的氣穴對于泵內的整個頭部范圍的作用影響。
四、水力設計和計算方法
為了滿足桐柏項目的所有要求，安德里茨準備了全新的水力設計。對于水泵水輪機設計，安德里茨對于開發(fā)過程中使用的程序和組件的設計進行了優(yōu)化，采用先進的CFD流體力學計算方法（參考文獻1，2，3，4）。這些模塊組成的設計過程基本上是這樣的：計算機輔助的輪廓幾何定義，在不同的工作點對計算機配置文件的修改，流道的輔助數值模擬以改善穩(wěn)定性，盡量減少流場損失。
各組件的主要尺寸是基于數據與標準型材的結合，采用簡化的一維計算工具進行設計給定。在幾個優(yōu)化循環(huán)中，通過三維（3D）的流動模擬方法對這些組件進行三維流動影響的研究分析。該優(yōu)化循環(huán)的目標是實現靜止部件之間以及在兩個方向流動的液體相互作用的優(yōu)化。同時，對該組件尺寸依據有關規(guī)定在安全和服務組件的機械設計標準等方面進行第一次檢查。全液壓設計過程的合理時間控制立足于由安德里茨水輪發(fā)電機公司研發(fā)的集成了內部和商業(yè)工用的特制軟件開發(fā)包的運用。
圖2：
轉輪設計過程是通過運用3D歐拉代碼參數的快速變化的方法啟動，由此產生的初步轉輪配置文件用于詳細的摩擦損失和湍流效應的粘性分析（參考文獻1，2，3，4，5，6）。如果有必要，外形尺寸應適應結果的提高。設計過程以在轉輪流動與毗鄰的組件連接的耦合計算結束。該液壓系統(tǒng)的運行以整個工作范圍內從最低到最高水頭流量來平衡。
在過去的泵式渦輪機的設計都主要集中在泵的運行，現在設計還需要對發(fā)電機的運行進行研究。?葉片輪廓的優(yōu)化是一個典型的平衡優(yōu)化過程，覆蓋了從整個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，同時也要關注非設計性操作。在流道內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)的操作應特別注意避免對壓力和吸力面的氣蝕，這意味著設計時應對泵中轉子的邊緣進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。
安德里茨所運用Navier - Stokes方程為在渦輪機和水泵水輪機流模擬的是Ansys CFX ，這種商業(yè)CFD軟件是渦輪機械領域所公認的，它提供了多種粘性的方法求解雷諾平均Navier- Stokes方程的解。該方程組是由一個封閉的粘性湍流模型的數量解決方案構成。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，一般的電網接口允許非匹配型網格相連接，并參考和多幀滑動網格提供時間的平均或瞬時轉子定子的互動性能。
五、模型試驗
對于桐柏項目，泵渦輪機的客戶不僅需要大量的流量計算，還需要進行流體力學模型的試驗證明，保證液壓指定的主要性能數據得到滿足。因此，需對一個同源比例為1：11.93的模型進行設計、制造和優(yōu)化。測試條件應當對正常運行中的測試頭至少有60米的最低距離限度。在第一步的水力設計中，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)在達到最大功率方面獲得最佳的操作條件，保證加權效率的汽蝕泵模式。
圖4
圖5
最后的測驗，是由客戶代表的證實，不僅包括液壓系統(tǒng)的驗證，也要對便門扭矩進行檢查，在尾水管、轉輪的液壓推力的4個性能特點的壓力脈動象限作以計算為基礎的各種瞬變情況分析。
六、非定常現象
對于泵式渦輪機，能夠在廣闊的工作范圍內平穩(wěn)的運行是非常重要的，非定?，F象是由轉輪旋轉流場所的不穩(wěn)定引起的。因此，調查這些不穩(wěn)定因素的影響，有助于系統(tǒng)完善運行行為的建立。
在發(fā)電機的運行測試中，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環(huán)節(jié)，如圖.2 所示研究的是，由離開流場的強烈影響，在運行范圍引起的尾水管渦流的壓力脈動，安德里茨對這些問題進行了多年激烈的特殊項目研究，因此擁有了系統(tǒng)的專業(yè)知識以利于提高轉輪的外形設計。
圖2：
在某些情況下，一臺泵在渦輪發(fā)電機的運行的同步范圍內發(fā)生不穩(wěn)定干涉，這種不穩(wěn)定可能是導葉和轉輪葉片之間不穩(wěn)定的原因，如圖. 3所示。一個旋轉流分離可能導致流場的速度和扭矩的變化，從而使同步運行需要很長時間調整，甚至成為不可能。所以在詳細的調查時，我們應當提供更多的分析數據以助于減少這些不穩(wěn)定因素的影響，確保運行的同步。
圖3：
七、一般的泵式渦輪機機組的設計理念
該泵式渦輪機旨在通過發(fā)電機替代部分渦輪機零件，見圖. 6。渦輪發(fā)電機組配有2個發(fā)電機徑向軸承和一個用于引導液流的泵式渦輪機導軸承徑向軸。推力軸承是結合較低的發(fā)電機導流軸承和發(fā)電機支架的下方支撐。經銷商配備了連接到2個與油壓伺服電動機同步運行的標稱64個調節(jié)環(huán)。一個配備有2個伺服電機的球形閥位于上游的部位，并與壓力鋼管相連接。液壓式調速器和進氣閥控制與分離器限制油壓裝置壓力。要啟動泵系統(tǒng)運行，需在轉輪室加水加壓空氣壓進，高壓空氣管應固定在尾水管錐的上部，為了加快旋翼的額定轉速，需由一個靜態(tài)頻率轉換器進行控制。
圖6
在設計渦輪機，特別是泵式渦輪機時，主要設計方面是機械零部件之間的流體受力情況分析與設計和技術協(xié)調。一個系統(tǒng)良好的振動行為（除其他因素影響）是實現液體在系統(tǒng)中流動的最直接最有效的方式。
八、預埋件座環(huán)蝸殼的設計
該座環(huán)蝸殼為泵式渦輪機的主要支撐結構。它由焊接在一起的兩部分構成，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，就有了一個比周圍稍大的蝸殼鋼板墻厚度，從而減少了應力在座環(huán)蝸殼與底板之間的過渡。因此該節(jié)蝸殼壁厚可以適當的減少。這個解決方案專利已被該工程所應用。
圖7：
九、邊門軸承的改進
在泵式渦輪機的閘門處應裝有高動態(tài)力系統(tǒng)，尤其是在短暫的運作階段。這些動態(tài)的激勵力量可能會引起系統(tǒng)不必要的震動?，F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，桐柏項目專門提供預應力Teflon軸承（見圖.8），這種類型的軸承，不僅成功地應用于新安德里茨的泵式渦輪機，也對邊門軸承進行了更換翻新，以增加軸承的使用壽命和減少振動。軸承由兩個錐形套管構成，里面包括強化聚四氟乙烯襯套陪襯，可以承擔在一個共同的徑向變形的效果，?并對這徑向變形進行調整，以產生所需的徑向預應力。
圖9：
圖.9顯示了新的軸承減少泵振動的一個典型瞬態(tài)模式，可見，具有預應力的渦輪機在系統(tǒng)振動行為上的差異是顯而易見的。
十、保險桿導葉
在結束行程時如果邊門被異物阻塞，則邊門桿扭矩的傳送就應被迫中斷。桐柏項目中，這個功能通過一個具有特殊杠桿摩擦墊片來實現，它允許的扭矩閾值精確調整（見圖.10），保險桿導葉的安全杠桿已經過測試，能夠非常精細的界定其在操作過程中的各個行為。通過靜態(tài)和動態(tài)對邊門桿扭矩進行實時計算和驗證。對于一個應用純摩擦來調節(jié)的扭矩門杠桿，觸發(fā)后的制動力矩常數以及可調導葉區(qū)位是它最大的優(yōu)勢。
圖10
十一、運行試驗分析
液壓同步過程中的穩(wěn)定性和甩負荷對于每個可逆式泵式渦輪機都會有顯示的不穩(wěn)定區(qū)域，在桐柏模型試驗中，對泵式渦輪機的水力方面進行了分析，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，沒有出現任何不穩(wěn)定瞬態(tài)工況的危險。調試過程也通過同步和空載試驗驗證了這一分析結果，沒有發(fā)生不穩(wěn)定時的關閉，也沒有在無負荷的條件下同步運行（見圖.11）。
圖11：
十二、壓力脈動
在平穩(wěn)運行時，系統(tǒng)的壓力脈動符合期望。桐柏項目和一個類似系統(tǒng)之間的比較如圖.12所示。泵可變的渦輪測量壓力脈動和速度也是在這個圖中表示出來。
圖12
在泵與變速渦輪機的壓力脈動減少值超過50％時，部分負荷運轉。在滿負荷運轉時，泵的變量和定速渦輪機壓力脈動幾乎是相同的。
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，應對其進行嚴格的設計控制，錐形不是嵌入在周長允許進入的導軸承和葉片下，而是應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化為具體的嵌入式）顯示出正常可接受的值。值得一提的是，所有在招標文件中的限制要求，只允許80到85分貝，這主要應用一個聲音隔離門來實現噪聲控制。
十三、跳動和振動軸的軸承
軸承座振動的測量是首選的振動速度測量指標，在指定的工作范圍測量振動速度，如圖14所示，桐柏項目中，軸承的振動是在一個很好的液壓機水平指定的操作范圍。在ISO10816-5“測量非旋轉部件上的機械振動” 評價，尤其是表中所示，在此提供的數字是無效的，也無法設置緊急停機和無瞬態(tài)工況排放的有效運作。
圖14
這個情況是可以理解的，而如果在正常操作范圍內的數值與振動在緊急關機的高一個數量級的順序下進行比較，則結果如圖15所示：
圖15
十四、甩負荷時軸向力的預測
即使有進展的預測軸向力，很多時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，推力軸承的設計也必須考慮瞬態(tài)工況時軸向力的影響，這就需要較高的安全邊際。因此，它是衡量效率在原型的動力系統(tǒng)中的指標，與桐柏項目的預期相比較，加載過程中的泵式渦輪機不能拒絕軸向推力，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)運行的液壓軸向推力在正常運行的總推力負荷定義為100％。在關閉時速度增加，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，?在此壓力下的轉輪進口壓力也隨之變化，當在轉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組接觸到的最高負荷和振動，只有在水工設計、機械設計及優(yōu)化設計時注意到這些過渡因素的影響才會導致良好的系統(tǒng)運行行為。
十五、結論
對于桐柏抽水蓄能電站的項目，安德里茨開發(fā)和優(yōu)化出一個新的泵式渦輪機，設計過程對所有組件進行了仔細的數據分析，并通過對流動模擬的現代工具手段對組件的相互作用進行了透徹的分析，確保了新型液壓工作環(huán)境下對水利系統(tǒng)性能的改進和優(yōu)化設計。
該試驗模型在被用于驗證數值分析的結果和配置文件時進行了微調，桐柏項目系統(tǒng)顯示出良好的運行行為，在一個與試驗模型和其他測量結果原型實測數量的比較中，表現出良好的性能，并在設計階段的預測已達到非常好功能效果。該項目的現代設計方法為幾個新的泵式渦輪機的設計和翻新提供了一個良好的反饋，為泵式渦輪機項目的進一步推廣應用奠定了可靠的基礎。
十六、參考文獻
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C200汽車電動助力轉向系統(tǒng)
及懸架系統(tǒng)設計
作 者 姓 名：
指 導 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)設計（論文）任務書
畢業(yè)設計（論文）題目：
設計(論文)的基本內容：
畢業(yè)設計（論文）專題部分：
題目：
設計或論文專題的基本內容：
學生接受畢業(yè)設計（論文）題目日期
第 周
指導教師簽字：
年 月 日
摘要
C200型號汽車的轉向系統(tǒng)采用電動助力轉向系統(tǒng)(EPS)。其主要部件由轉向操縱機構、轉向助力機構、轉向器和轉向傳動機構組成。其中轉向操縱機構包括轉向盤、轉向管柱、轉向軸和轉向萬向節(jié)；轉向助力機構主要由電機、減速機構和電磁離合器組成，它起著轉向輔助動力的產生，傳遞和中斷的作用；C200型號汽車采用齒輪齒條式轉向器；轉向傳動機構包括橫拉桿和轉向節(jié)臂。電動助力轉向系統(tǒng)由電動助力電機直接提供轉向助力，與傳統(tǒng)的機械、液壓助力轉向系統(tǒng)相比具有轉向靈敏、能耗低、與環(huán)境的兼容性好、成本低等優(yōu)點，是汽車轉向系統(tǒng)的發(fā)展方向。
同時，為了增加汽車的舒適度，C200型號汽車采用了雙橫臂式獨立懸架。雙橫臂式獨立懸架主要由彈性元件，減振器，導向機構三部分組成，三部分分別起到緩沖、減振和導向的作用。雙橫臂獨立懸架使兩車輪單獨運動，互不影響，有助于消除轉向輪不斷偏擺的不良現象。當擺臂不等長時，適當的上下橫臂長度，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。因此，不等長的雙橫臂式獨立懸架在汽車的前輪上應用的較廣泛。
關鍵詞：電動 轉向系 轉向器 減震器 齒輪齒條 獨立懸架
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)設計（論文）任務書 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電動助力轉向背景介紹 - 1 -
1.1.2汽車懸架系統(tǒng)研究背景 - 2 -
1.2 國內外發(fā)展現狀 - 3 -
1.2.1汽車電動助力轉向系統(tǒng)發(fā)展現狀 - 3 -
1.2.2汽車懸架系統(tǒng)發(fā)展現狀 - 3 -
第2章 機械系統(tǒng)整體設計方案 - 5 -
2.1 確定設計參數 - 5 -
2.2 電動助力系統(tǒng)設計方案 - 5 -
2.3轉向器的設計方案 - 6 -
2.4 懸架系統(tǒng)的設計方案 - 7 -
第3章 電動助力轉向系統(tǒng)的設計計算 - 11 -
3.1轉向系計算載荷的確定 - 11 -
3.2 電動助力元件的選型 - 12 -
3.2.1 直流電機的選擇 - 12 -
3.2.2 減速機的選型 - 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 齒輪齒條轉向器的設計 - 15 -
3.3.1選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力 - 15 -
3.3.2 初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸 - 16 -
3.3.3 確定齒輪傳動主要參數和幾何尺寸 - 17 -
3.3.4. 校核齒輪 - 18 -
3.3.5齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析 - 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 其他尺寸計算 - 24 -
第4章 雙橫臂式獨立懸架的設計計算 - 25 -
4.1 懸架主要參數的確定 - 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懸架剛度計算 - 25 -
4.2.2選擇彈簧材料 - 26 -
4.2.3彈簧參數選擇 - 26 -
4.2.4校核彈簧 - 26 -
4.3 導向機構設計 - 26 -
4.4 減震器計算 - 28 -
4.4.1 減震器工作原理 - 28 -
4.4.2 相對阻尼系數 - 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 制動器的設計計算 - 31 -
5.1 概述及設計要求 - 31 -
5.2 制動器的選擇及結構方案分析 - 31 -
5.3 制動器主要參數的確定 - 32 -
5.4 制動器設計計算 - 34 -
第6章 經濟性和環(huán)保性分析 - 36 -
第7章 結論 - 37 -
參考文獻 - 38 -
結束語 - 39 -
附錄 - 40 -
第1章 緒論
第1章 緒論
1.1課題背景
1.1.1電動助力轉向背景介紹
電動助力轉向系統(tǒng)（Electric Power Steering）是一種直接依靠電機提供輔助扭矩的動力轉向系統(tǒng)，與傳統(tǒng)的液壓助力轉向系統(tǒng)（Hydraulic Power Steering）相比，EPS系統(tǒng)具有很多優(yōu)點。EPS主要由扭矩傳感器、車速傳感器、電動機、減速機構和電子控制單元（ECU）等組成。
電動助力轉向系統(tǒng)是汽車轉向系統(tǒng)的發(fā)展方向。該系統(tǒng)由電動助力機直接提供轉向助力，省去了液壓動力轉向系統(tǒng)所必需的動力轉向油泵、軟管、液壓油、傳送帶和裝于發(fā)動機上的皮帶輪，既節(jié)省能量，又保護了環(huán)境。另外，還具有調整簡單、裝配靈活以及在多種狀況下都能提供轉向助力的特點。正是有了這些優(yōu)點，電動助力轉向系統(tǒng)作為一種新的轉向技術，將挑戰(zhàn)大家都非常熟知的、已具有50多年歷史的液壓轉向系統(tǒng)。
駕駛員在操縱方向盤進行轉向時，轉矩傳感器檢測到轉向盤的轉向以及轉矩的大小，將電壓信號輸送到電子控制單元，電子控制單元根據轉矩傳感器檢測到的轉矩電壓信號、轉動方向和車速信號等，向電動機控制器發(fā)出指令，使電動機輸出相應大小和方向的轉向助力轉矩，從而產生輔助動力。汽車不轉向時，電子控制單元不向電動機控制器發(fā)出指令，電動機不工作。
相比傳統(tǒng)液壓動力轉向系統(tǒng)，電動助力轉向系統(tǒng)具有以下優(yōu)點：
1、只在轉向時電機才提供助力，可以顯著降低燃油消耗
傳統(tǒng)的液壓助力轉向系統(tǒng)有發(fā)動機帶動轉向油泵，不管轉向或者不轉向都要消耗發(fā)動機部分動力。而電動助力轉向系統(tǒng)只是在轉向時才由電機提供助力，不轉向時不消耗能量。因此，電動助力轉向系統(tǒng)可以降低車輛的燃油消耗。與液壓助力轉向系統(tǒng)對比試驗表明：在不轉向時，電動助力轉向可以降低燃油消耗2.5%；在轉向時，可以降低5.5%。
2、轉向助力大小可以通過軟件調整，能夠兼顧低速時的轉向輕便性和高速時的操縱穩(wěn)定性，回正性能好。 傳統(tǒng)的液壓助力轉向系統(tǒng)所提供的轉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具有良好的轉向輕便性，但是在高速行駛時轉向盤太輕，產生轉向“發(fā)飄”的現象，駕駛員缺少顯著的“路感”，降低了高速行駛時的車輛穩(wěn)定性和駕駛員的安全感。
電動助力轉向系統(tǒng)提供的助力大小可以通過軟件方便的調整。在低速時，電動助力轉向系統(tǒng)可以提供較大的轉向助力，提供車輛的轉向輕便性；隨著車速的提高，電動助力轉向系統(tǒng)提供的轉向助力可以逐漸減小，轉向時駕駛員所需提供的轉向力將逐漸增大，這樣駕駛員就感受到明顯的“路感”，提高了車輛穩(wěn)定性。
電動助力轉向系統(tǒng)還可以施加一定的附加回正力矩或阻尼力矩，使得低速時轉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向盤的振蕩和超調，兼顧了車輛高、低速時的回正性能。
3、結構緊湊，質量輕，生產線裝配好，易于維護保養(yǎng)
電動助力轉向系統(tǒng)取消了液壓轉向油泵、油缸、液壓管路、油罐等部件，而且電機及減速機構可以和轉向柱、轉向器做成一個整體，使得整個轉向系統(tǒng)結構緊湊，質量輕，在生產線上的裝配性好，節(jié)省裝配時間，易于維護保養(yǎng)。
4、通過程序的設置，電動助力轉向系統(tǒng)容易與不同車型匹配，可以縮短生產和開發(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(牽引力和制動力)和側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、減振器和導向機構三大部分組成。這三部分分別起緩沖、減振和導向作用，共同承擔傳遞輪胎與車身之間的各種力和力矩的任務。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，產生振動與沖擊；在加減速及轉彎和制動時的傾覆力和側傾力可使車身產生俯仰和側傾振動。這些振動與沖擊會嚴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 國內外發(fā)展現狀
1.2.1汽車電動助力轉向系統(tǒng)發(fā)展現狀
自1953年美國通用汽車公司在別克轎車上使用液壓動力轉向系統(tǒng)以來, HPS給汽車帶來了巨大的變化,幾十年來的技術革新使液壓動力轉向技術發(fā)展異常迅速, 出現了電控式液壓助力轉向系統(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，真正擺脫了液壓動力轉向系統(tǒng)的束縛。首先在其Cervo車上裝備EPS , 隨后又應用在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上比較成熟的帶傳動EPS和轉向柱助力式EPS,并裝配在Ford Fiesta和Mazda 323F等車上, 此后EPS技術便得到了飛速的發(fā)展，如本田最新推出的Insight轎車上就是其中的—例。在國外, EPS已進入批量生產階段, 并成為汽車零部件的高新技術產品。
我國動力轉向系統(tǒng)目前絕大部分采用機械轉向或液壓助力轉向,EPS的研究開發(fā)目前還處于起步階段, 其產品在2002年才有國內企業(yè)進行研制開發(fā)。目前已經知道的有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(生產轉向柱式的EPS產品)在2003年開始進入小批量生產階段，在昌河公司產的愛迪爾轎車、南京菲亞特公司生產的新雅途轎車上使用。吉利汽車集團開發(fā)的具有自主知識產權的EPS產品也已經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)展現狀
在馬車出現的時候，為了乘坐更舒適，人類就開始對馬車的懸架—葉片彈簧進行孜孜不倦的探索。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 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 年世界上出現了第一個由螺旋彈簧組成的被動懸架。被動懸架的參數根據經驗或優(yōu)化設計的方法確定，在行駛過程中保持不變。它是一系列路況的折中，很難適應各種復雜路況，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節(jié)的方法，雖然有一定成效，但無法根除被動懸架的弊端。被動懸架主要應用于中低檔轎車上，現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，主要有復合式縱擺臂懸架和多連桿懸架等。
半主動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。由于半主動懸架結構較簡單，工作時不需要消耗車輛的動力，而且可取得與主動懸架相近的性能，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)定的主動懸架。主動懸架的概念是1954 年美國通用汽車公司在懸架設計中率先提出的。它在被動懸架的基礎上，增加可調節(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行狀態(tài)。控制裝置通常由測量系統(tǒng)、反饋控制系統(tǒng)、能源系統(tǒng)等組成。20 世紀 80 年代，世界各大著名的汽車公司和生產廠家競相研制開發(fā)這種懸架。奔馳、沃爾沃、洛特斯、豐田等在汽車上進行了較為成功的試驗。裝備主動懸架的汽車，在不良路面高速行駛時，車身非常平穩(wěn)，輪胎的噪音小，轉向和制動時車身保持水平。其特點是乘坐非常舒服，但不同程度存在著結構復雜、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懸架。在半主動和主動懸架的研究方面起步晚，與國外的差距大。在西方發(fā)達國家，半主動懸架在 20 世紀 80 年代后期趨于成熟，福特公司和日產公司首先在轎車上應用，取得了較好的效果。主動懸架雖然提出早，但由于控制復雜，并且牽涉到許多學科，一直很難有大的突破。
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第2章 機械系統(tǒng)整體設計方案
第2章 機械系統(tǒng)整體設計方案
2.1 確定設計參數
本設計參考某品牌C200型號汽車的基本參數：
長/寬/高（mm）：4601/1770/1459
發(fā)動機形式： 4缸4氣門
發(fā)動機排量（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
滿載質量（kg）：1632
驅動方式：前置后驅
2.2 電動助力系統(tǒng)設計方案
電動轉向系統(tǒng)一般都由轉向傳感器、車速傳感器、微電腦控制單元、電機和離合器及助力機構等部分組成。電動助力轉向系統(tǒng)根據電機驅動部位不同，電動助力轉向系統(tǒng)可分為轉向軸助力式、齒輪助力式和齒條助力式。
圖2.1 電動助力轉向分類
轉向軸助力式電動助力轉向機構的電動機布置在靠近轉向盤下方，并經錐齒輪與轉向軸連接，由于轉向軸助力方式電動助力轉向的電動機布置在駕駛室內，所以又良好的工作條件；因電動機輸出的助力轉矩經過減速機構增大后傳給轉向軸，所以電動機輸出的助力轉矩相對小些，電動機尺寸夜宵，這又有利于在車上布置和減輕質量；電動機、減速機構、電磁離合器等裝為一體時結構緊湊，上述不見又與轉向器分開，故拆裝與維修工作容易進行。因此，本設計選用轉向軸式電動助力轉向機構，其工作原理為：
電動助力轉向系統(tǒng)主要是通過單片機來控制電機的電流大小以及電池離合器的閉合與斷開來實現對轉向系的助力。電機電流的大小主要受到轉矩信號和車速信號的影響，當車速一定，轉矩信號所代表的轉矩值較低時，流經電機的電流較小，電機助力較小，反之，則流過電機的電流較大，電機助力較大。當轉矩一定時，車速越大，流經電機的電流越小，助力越小。車速越低，流經電機的電流越大，助力越大。當車速大于某個值或者轉向力矩小于某個值時，電磁離合器斷開，系統(tǒng)停止工作。
圖2.2 轉向軸助力式電動助力轉向系統(tǒng)
2.3轉向器的設計方案
汽車轉向器有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等數種。微型轎車載荷小，前軸負荷不大，整車結構力求簡單，且一般行駛在良好里面上， 所以，微型轎車轉向系統(tǒng)中，轉向器采用齒輪齒條式轉向器。
齒輪齒條式轉向器的傳動副為齒輪與齒條，其機構簡單、布置方便，制造容易，但轉向傳動比較小，一般不大于15，且齒條沿其長度方向磨損不均勻，故廣泛應用于微型汽車和轎車上。下圖為其在轉向橋上的布置簡圖，通常均勻布置在前輪軸線之后。轉向傳動副的主動件是一斜齒圓柱小齒輪，它和裝在外殼中的從動件——齒條相嚙合，外殼固定在車身或車架上。齒條利用兩個球接頭直接和兩根分開的左右橫拉桿相連。橫拉桿再經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，轉向梯形臂
圖2.3 齒輪齒條式轉向器在轉向橋上的布置簡圖
1-齒輪軸 2-齒條 3-彈簧 4-調整螺釘 5-螺母
6-壓板 7-防塵套 8-油封 9-軸承
圖2.4齒輪齒條轉向器結構圖
2.4 懸架系統(tǒng)的設計方案
隨著高速公路網的發(fā)展，促使汽車速度的不斷提高，使得非獨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，獨立懸架得到了很大程度的發(fā)展，主要包括橫臂式獨立懸架和縱臂式獨立懸架。
雙橫臂獨立懸架的兩個擺臂長度可以相等，也可以不相等，如圖2.5。圖2.5a表明兩擺臂等長的懸架，當車輪上下跳動時，車輪平面沒有傾斜，但輪距卻發(fā)生了較大的變化，這將增加車輪側向滑移的可能性。在擺臂不等長的獨立懸架中，如圖2.5b，如將兩臂長度選擇適當，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可以由輪胎變形來適應，目前轎車的輪胎可容許輪距的改變在每個車輪上達到4~5mm而不致使車輪沿路面滑移。因此不等長的雙橫臂式獨立懸架在轎車前輪上應用的較廣泛。
圖2.5 雙橫臂式懸架結構簡圖
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-轉向節(jié) 10-上緩沖塊 11-上擺臂 12-調整墊片
13-彈簧 14-上球頭銷 15-上擺臂軸 16-車架橫梁
圖2.6 雙橫臂獨立懸架結構圖
圖2.6為雙橫臂式懸架結構圖，上擺臂11和下擺臂4的內端分別通過擺臂軸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。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，保證當球頭銷與銷座有磨損時，自動消除二者之間的間隙。下擺臂與下球頭銷是是可拆的。下球頭銷如有松動出現間隙時，可以拆開球頭銷，適當減少墊片2以消除間隙。
該轎車采用球頭結構代替主銷，屬于無主銷式，即上、下球頭銷的連心線相當于主銷軸線，轉向時車輪即圍繞此軸線偏轉。
主銷后傾角有移動上擺臂在擺臂軸上的位置來調整，而上擺臂的移動是通過上擺臂的轉動實現的。前輪外傾角由加在上擺臂軸與固定支架間的調整墊片12調整。主銷內傾角和車輪外傾角的關系已被轉向節(jié)的結構所確定，故調整車輪外傾角以后，主銷內傾角自然正確。
路面對車輪的垂直力一次通過轉向節(jié)、下球頭銷、下擺臂和螺旋彈簧傳到車架。縱向力、側向力機器力矩均由轉向節(jié)及導向機構—上、下擺臂及上、下球頭銷來傳遞縱向力、側向力及其力矩，必須使懸架具有足夠的縱向和側向剛度。為此，上、下兩擺臂都是叉形的剛性構架，其內端為寬端。外端為窄端。
第3章 電動助力轉向系統(tǒng)的設計計算
第3章 電動助力轉向系統(tǒng)的設計計算
3.1轉向系計算載荷的確定
為了汽車的行駛安全，必須保證轉向器有足夠的強度，計算轉向器零件強度之前必須確定其所售的負載。循環(huán)球式轉向器利用鋼珠將滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，大大減小了轉向器的內摩擦，這樣轉向器承受的載荷就主要是轉向輪繞主銷轉動的阻力，車輪穩(wěn)定阻力和輪胎變形阻力。由經驗公式計算汽車在路面上的園地轉向阻力矩Mr。
式中：f-------------------輪胎與地面的摩擦系數，一般取0.7；
-----------------轉向阻力矩，N·mm；
------------------轉向軸負荷；
P-------------------輪胎氣壓，這里取。
作用在轉向盤上的手力為：
式中 ——轉向搖臂長，單位為mm；
——原地轉向阻力矩， 單位為N·mm
——轉向節(jié)臂長，單位為mm；
——為轉向盤直徑，單位為mm，取400mm；
——轉向器角傳動比，取15；
——轉向器正效率，取90%。
因為齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故、不代入數值。
3.2 電動助力元件的選型
3.2.1 直流電機的選擇
初步計算直流電機的功率：
則
則
因此，
本設計所選用直流電機型號為110ZYT105，生產廠家為山東博山電機有限公司。該電機的基本參數為：
表3.1 110ZYT105電機基本參數
轉矩mN·m
轉速r/min
功率W
電壓V
電流A
允許順逆轉速差r/min
1274
3000
400
24
不大于22.5
100
電機的外形尺寸：
圖3.1 電機外形尺寸
電機的特性曲線：
圖3.2電機的特性曲線
由電機特性曲線可知，電機轉矩與電流近視成正比，轉速增加，電流減小，轉矩減小。而電機轉矩與電流的關系為：
直流電機的特性決定了在低速時，電機的轉矩輸出很大，這正好適合于汽車原地轉向的要求。剛開始轉向的時候，由于靜摩擦力的緣故使得轉向力需求很大，因此轉矩傳感器測量到的轉矩也很大，ECU控制電路對電機輸出大電流，電機輸出很大的力矩，因此，使轉向輕便。當轉向力要求不大時，轉矩傳感器測量到的轉矩很小，ECU控制電路對電機輸出小電流，這時電機提供較小的電流和較快的轉速，使轉向輕便靈敏。由直流電機的特性圖我們很清楚的知道，要控制電機的輸出轉矩，只需要控制流過電機的電流，而電流控制對于采用單片機的控制系統(tǒng)來說相對比較簡單。
3.2.2 減速機的選型
在本次設計中，我們選擇的電機的轉速為3000r/min，而方向盤的轉速大概在50r/min。因此，要求助力部分的總減速比為60。按照這個傳動比做出來的減速機構結構很大，因此我們設計的減速器的傳動比為30，在轉向軸與助力部分銜接處錐齒輪傳動的傳動比為2，這樣我們就保證了助力部分的總傳動比為60。
通過以上分析，我們選擇上?？滦劬軝C械有限公司生產的FB60精密行星減速機。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的情況，不適合用于轉向系統(tǒng)中。因為如果發(fā)生相對滑動會使傳動滯后，造成失真，使轉向靈敏度下降。汽車大部分的時間時速都超過40Km/h，而大于此速度是不需要助力的，因此離合器應該斷開。為了滿足轉向靈敏和電機不助力時斷開助力部分的要求，此次設計選用牙嵌常開式電磁離合器，型號為DLY0-5，其基本參數為：
表3.2 DLY0-5電磁離合器基本參數
額定傳遞力矩N·m
額定電壓DCV
線圈功率消耗（）W
允許最高結合轉速r/min
允許最高轉速r/min
重量kg
50
24
16
50
4500
1.42
在安裝時要注意間隙δ的調整，δ過大，反應滯后，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電磁離合器斷電時，兩牙嵌片在彈簧力的作用下分開，斷開動力專遞；通電后，感應線圈產生磁場，吸引銜鐵使牙嵌片相互結合，從而傳遞了動力。斷電后，彈簧又將兩牙嵌片分開斷開動力。在傳動過程中，線圈不產生轉動，支撐在軸承外圈上面，軸承內圈轉動，實現主動件的旋轉的傳遞。
3.2.4 扭矩傳感器的選型
電感式轉矩傳感器主要有扭桿、檢測環(huán)、檢測線圈、補償線圈、殼體組成。當輸入軸有轉矩輸入時，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
本次設計采用電感式轉矩傳感器，0170MS系列具有很好的動態(tài)監(jiān)測性能，響應快，能夠準確迅速的測量出轉向力矩。其型號為：0170MS 50R。
3.3 齒輪齒條轉向器的設計
3.3.1選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力
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. 確定許用應力
(1) 確定和
(2) 計算應力循環(huán)次數N，確定壽命系數、。
c)計算許用應力
取,
=
=
應力修正系數
=
=
3.3.2 初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸
(1) 選擇齒輪類型
根據齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方案
(2) 選擇齒輪傳動精度等級
選用7級精度
(3) 初選參數
初選 =6 =31 =1.2
=0.7 =0.89
按當量齒數
取
(4) 初步計算齒輪模數
轉矩107.8×160=17248
閉式硬齒面?zhèn)鲃?，按齒根彎曲疲勞強度設計。
=1.82
(5) 確定載荷系數
=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
=2.396×=1.79
圓整為標準值，取=2.5
3.3.3 確定齒輪傳動主要參數和幾何尺寸
(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
因為相互嚙合齒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）校核齒根彎曲強度
3.3.5齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析
圖3.5齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析
當轉向盤從鎖點向鎖點轉動，每只前輪大約從其正前方開始轉動30°，因而前輪從左到右總共轉動約60°。當轉向輪右轉30°，即梯形臂或轉向節(jié)由OC繞圓心O轉至OA時，齒條左端點E移至EA的距離為
同理計算轉向輪左轉30°，轉向節(jié)由OC繞圓心O轉至OB時，齒條左端點E移至的距離為
齒輪齒條嚙合長度應大于
即
取L=200mm
3.3.6 齒輪軸的校核
（1）齒輪齒條傳動受力分析
若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)點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、右側
在垂直面上，a-a剖面左側
a-a剖面右側
合成彎矩，a-a剖面左側
a-a剖面右側
(d) 畫轉矩圖
轉矩
圖3.7 軸的彎矩轉矩圖
2.判斷危險剖面
顯然，a-a截面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險剖面。
3.軸的彎扭合成強度校核
a-a截面左側
4.軸的疲勞強度安全系數校核
查得，，；
a-a截面左側
查得，；由表查得絕對尺寸系數
，；軸經磨削加工，查得質量系數β=1.0。則
彎曲應力
應力幅
平均應力
切應力
安全系數
查得許用安全系數[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——傳遞的轉矩，單位為N?mm；
——載荷分配不均勻系數，這里取0.8；
z——花鍵的齒數，這里為6；
l——齒的工作長度，這里為30mm；
花鍵齒側面的工作高度，這里為2mm；
——花鍵的平均直徑，
——許用擠壓應力，單位為MPa。
3.3.9 其他尺寸計算
梯形臂長度的計算：
輪轂直徑取標準為304mm
梯形臂長度
取
轉向橫拉桿直徑的確定：
式中：
;
因此，取
初步估算主動齒輪軸的直徑：
式中：
所以取
第4章 雙橫臂式獨立懸架的設計計算
第4章 雙橫臂式獨立懸架的設計計算
4.1 懸架主要參數的確定
4.1.1懸架頻率的選擇
對于大多數汽車而言，其懸掛質量分配系數，即前后橋上方車身部分的集中質量的垂直振動是相互獨立的，并用偏頻，表示各自的自由振動頻率，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撓度之和組成。
由
式中----------------------------------懸架靜撓度
得懸架靜撓度：
則懸架動撓度：
取
為了得到良好的平順性，應當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，懸架總工作行程應當不小于160mm。
而 符合要求
4.2彈性元件的選擇
4.2.1懸架剛度計算
已知整車裝備質量：，取簧上質量為1540kg；取簧下質量為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，抗拉強度，許用應力
4.2.3彈簧參數選擇
初選旋繞比C=
則曲度系數
有公式，得mm，圓整為12mm
由彈簧中徑，得，取
此時，
由彈簧有效圈數，取
4.2.4校核彈簧
曲度系數
則
則彈簧表面剪切應力，合格
4.3 導向機構設計
前輪定位參數隨車輪上下跳動的變化特性，通常是指從滿載靜平衡位置到車輪跳動范圍內的特性。在討論前輪定位參數變化時，應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。
車輪在跳動時，外傾角的變化包括由車身側傾產生的車輪外傾變化和車輪相對車身的跳動而引起的外傾變化兩部分。在雙橫臂式獨立懸架中，前者使車輪向車身側傾方向傾斜，即外傾角增大，增加不足轉向；后者引起的外傾角變化情況，取決于懸架上、下臂運動的幾何關系。
在雙橫臂結構中，往往是外傾角隨彈簧壓縮行程的增大而減小。這種變化與車身側傾引起的外傾角變化相反，產生過多轉向趨勢，所以應盡量減少車輪相對車身跳動時外傾角變化。一般希望在所確定的車輪跳動范圍內，車輪相對車身跳動所引起的外傾角的變化量在以內。外傾角變化與上、下橫臂尺寸參數的關系，如下圖所示。
如圖所示，轉向節(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范圍內變化時的外傾角變動情況。
如圖所示，上臂長保持不變且等于下臂長r，轉向節(jié)上、下球銷中心距在（0.6~1.0）倍下臂長r范圍內變動時的外傾角變動情況。
同時，參考奔馳600球銷距為256mm，下擺臂長479mm，上擺臂長330mm。本設計取球銷距B=270mm，下擺臂長r=430mm，上擺臂長A=300mm。此時，A/r=0.7，B/r=0.63，符合設計要求。
4.4 減震器計算
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. 儲油缸筒； 6. 壓縮閥；7. 補償閥；8. 流通閥；9. 導向座；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，指汽車車輪移近車身，減振器受壓縮，此時減振器內活塞3向下移動?；钊虑皇业娜莘e減少，油壓升高，油液流經流通閥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動的阻尼力。減振器在伸張行程時，車輪相當于遠離車身，減振器受拉伸。這時減振器的活塞向上移動?；钊锨挥蛪荷?，流通閥8關閉，上腔內的油液推開伸張閥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，主使下腔產生一真空度，這時儲油缸中的油液推開補償閥7流進下腔進行補充。由于這些閥的節(jié)流作用對懸架在伸張運動時起到阻尼作用。
由于伸張閥彈簧的剛度和預緊力設計的大于壓縮閥，在同樣壓力作用下，伸張閥及相應的常通縫隙的通道載面積總和小于壓縮閥及相應常通縫隙通道截面積總和。這使得減振器的伸張行程產生的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力，達到迅速減振的要求。
4.4.2 相對阻尼系數
相對阻尼系數的物理意義是：減震器的阻尼作用在于不同剛度c和不同簧上質量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產生不同的阻尼效果，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。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數取得大些，兩者之間保持的關系。設計時，先選取的平均值。相對無摩擦的彈性元件懸架，取對有內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。因懸架系統(tǒng)固有頻率。實際上，應根據減震器的布置特點確定減震器的阻尼系數。
本設計中，阻尼系數
根據公式
代入數據得：
按滿載計算有：簧上質量
代入數據得減震器的阻尼系數為：
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，當減震器活塞振動速度達到一定值時，減震器打開卸荷閥，此時活塞速度成為卸荷速度，按上圖安裝形式時有：
式中：為卸荷速度，一般為
A為車身振幅,??；
為懸架振動固有頻率。
代入數據計算的卸載速度為：,符合
根據伸張行程最大卸荷力公式：
代入數據可得最大卸荷力
4.4.5 減震器工作缸直徑的確定
根據伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑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（JB 1459-1985）對照，選用標準尺寸，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 制動器的設計計算
第5章 制動器的設計計算
5.1 概述及設計要求
制動器的功能是使汽車以適當的速度減速直至停車；在下坡時保證穩(wěn)定的車速；是汽車原地停放或停放在坡道上。制動裝置包括四種：行車、駐車、應急、輔助制動。
另外，包括制動器和制動驅動機構。
本文所設計的主要是制動器，它包括制動蹄，以及制動輪缸以及其他的輔助機構。制動器設計的基本要求是：
1） 足夠的制動能力，包括行車制動能力和駐坡能力。行車制動能力主要由制動減速度和制動距離兩項指標來衡量。國外法規(guī)中規(guī)定：進行效能實驗時的最低減速度對交車為5.8~7m/s2。相應的最大停車距離為
（6-1）
式中，av表示空駛距離，為經驗值，一般取0.1，s為制動距離，v為制動初速度，j為制動減速度。
2）在任何情況下制動，汽車的都不應當喪失操縱性和方向穩(wěn)定性。
3) 制動能力的水穩(wěn)定性好，能防止水和污泥進入制動器工作表面，摩擦片浸水后恢復摩擦因數的能力要好。
4）制動能力的熱穩(wěn)定性好。
5） 操縱輕便，具有良好的隨動性。
5.2 制動器的選擇及結構方案分析
制動器主要有摩擦式、電磁式、液壓式等幾種形式。電磁式制動器滯后性好、易于連接，但成本太高，一般用于質量較大的商用車上作為車輪制動器或緩速器；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器。
摩擦式制動器按其摩擦副的結構形式不同又分為盤式、鼓式和帶式三種。帶式制動器只用作中央制動器。而盤式制動器由于其結構相對復雜，制造成本較高故本設計中不采用。鼓式制動器散熱性差，且剎車性能沒有盤式制動器好，其制動不夠靈敏。但作為一般家用小轎車的制動器足夠應付大部分場合。鼓式制動器包括制動輪缸和剎車蹄片。本設計的主要任務就是確定制動輪缸的直徑以及剎車蹄片的尺寸。
5.3 制動器主要參數的確定
1） 制動鼓直徑D
在輸入力F一定的情況下，制動鼓直徑越大其產生的制動力矩越大，其剎車性能越好，散熱性也越強。但是，制動鼓直徑D受到輪輞直徑的限制，而且制動鼓與輪輞之間應保持足夠的間隙，否則，制動鼓散熱不良溫度過高就會導致摩擦因素降低，從而導致剎車性能降低。制動鼓的各參數示意圖如圖6.1所示，
5.1 制動鼓參數示意圖
制動鼓直徑D與輪輞直徑d的比例一般在0.64~0.74之間。根據輪輞國家標準選取的輪輞直徑為304.8mm，則
mm
選取制動鼓直徑D=200mm。
2） 摩擦襯片寬度b和包角α
制動鼓直徑確定后，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）
制動器各蹄片襯片總的摩擦面積越大，則制動時單位壓力越小，抗磨損性越好，根據相關實驗表明，摩擦襯片得包角α=90°~100°時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最好。α角小雖然有利于散熱，但是單位壓力過高將導致磨損加劇，實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，而且將使制動作用不平順，容易使制動器自鎖。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鼓的全面接觸。本設計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） 制動器中心到張開力的作用線的距離e
在結構允許的情況下應該盡可能的大，這樣可以提高制動效能。一般e=0.4D，則
e=0.4D=0.4×200=80mm。
5） 制動蹄支承點位置坐標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） 制動輪缸直徑
根據GB 7524-87標準規(guī)定的輪缸直徑系列，初選輪缸直徑為16mm。則制動輪缸對襯片的作用力根據如下公式：
(6-3)
式中，p為考慮制動力調節(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 制動器設計計算
根據所給初始數據以及以上所求的參數：
整車質量=1632kg
載荷分配
前橋45% 后橋55%
軸距 L=2600mm
輪距 l=1300mm
質心高度 =800mm
輪胎滾動半徑 =273mm
制動鼓直徑 D=200mm
包角α=90°
張力至中心的距離 e=80mm
支點至中心的距離 a=80mm
支點到推力的距離 h=a+e=160mm
兩支點間的距離 c=30mm
1 效能因數的計算
效能因數表示單位壓力作用下輸出的力或者力矩。
領蹄效能因數：
（6-4）
式中，f為襯片和剎車鼓間的摩擦因數取為0.4.
從蹄效能因數
（6-5）
則整個鼓式制動器的效能因數為K==1.6+0.533=2.133
2 車輪制動器制動力矩計算
=2×2.133×2009.6×0.1=857.3N·m （6-6）
3 襯片磨損特性計算
襯片磨損特性常用能量耗散率來衡量，對鼓式制動器，比能量耗散率小于1.8
（6-7）
式中，前后輪制動力的比值β一般為0.4，t制動反應時間一般取3，v制動初速度一般為18m/s，A襯片面積，則
小于1.8，故其選擇是合格的。
第6章 經濟性和環(huán)保性分析
液壓動力轉向系統(tǒng)需要發(fā)動機帶動液壓油泵，使液壓油不停地流動，浪費了部分能量。相反電動助力轉向系統(tǒng)（EPS）僅在需要轉向操作時才需要電機提供的能量，該能量可以來自蓄電池，也可來自發(fā)動機。而且，能量的消耗與轉向盤的轉向及當前的車速有關。當轉向盤不轉向時，電機不工作，需要轉向時，電機在控制模塊的作用下開始工作,輸出相應大小及方向的轉矩以產生助動轉向力矩，而且，該系統(tǒng)在汽車原地轉向時輸出最大轉向力矩，隨著汽車速度的改變，輸出的力矩也跟隨改變。該系統(tǒng)真正實現了"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時，傳統(tǒng)的液壓系統(tǒng)反應緩慢，直至液壓油預熱后才能正常工作。由于電動助力轉向系統(tǒng)設計時不依賴于發(fā)動機而且沒有液壓油管，對冷天氣不敏感，系統(tǒng)即使在-40℃時也能工作，所以提供了快速的冷起動。由于該系統(tǒng)沒有起動時的預熱，節(jié)省了能量。不使用液壓泵，避免了發(fā)動機的寄生能量損失，提高了燃油經濟性，裝有電動助力轉向系統(tǒng)的車輛和裝有液壓助力轉向系統(tǒng)的車輛對比實驗表明，在不轉向情況下，裝有電動助力轉向系統(tǒng)的國輛燃油消耗降低2.5%，在使用轉向情況下，燃油消耗降低了5.5%。
第7章 結論
本設計基于C200汽車基本參數，設計該汽車的電動助力轉向系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)，通過分析利弊，并參考國內外汽車該部分的機構后設計而成。
具體設計內容主要圍繞以下三點展開：
一．電動助力機構設計。主要為電機，減速機構，電磁離合器和扭矩傳感器的選型與裝配。
二．齒輪齒條轉向器的設計。主要為轉向齒輪軸、齒條和轉向梯形的設計。
三．雙橫臂獨立懸架的設計。主要為彈簧、減震器和導向機構的設計。
并對上述三點進行有機結合，使之成為一能實現特定功能動作的機械實體。
本次畢業(yè)設計，無論是時間方面還是設計經驗方面均有很大的欠缺，設計內容亦不甚完善，較之國內外主流類似產品有很大差距。亦望本設計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
參考文獻
[1] 劉濤，趙立軍，趙桂范.汽車設計[M].北京：北京大學出版社，2008.
[2] 楊萬福，余晨光.汽車理論[M].廣州：華南理工大學出版社，2010.
[3
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