四轮独立驱动独立转向电动汽车悬架和转向机构设计本科生毕业论文(编辑修改稿)

四轮独立驱动独立转向电动汽车悬架和转向机构设计本科生毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

第 3 章 转向机构 13 图 37 额定转速 3000r/min,减速后是 30r/min。 额定转矩是 ，经过减速机输出。 最大转矩是 ，经过减速机后是。 基本能满足我们的转矩需要。 同时伺服电机具有很强的过载特性，并且具有过载保护装置，其过载特性如下： 图 38 显然，这款电机可以满足我们的需要。 吉林大学学士 学位论文 （设计） 14 S代表的是绝对值编码器。 伺服电机选配中主要是两种编码器：绝对值编码器、增量式编码器。 我们选用绝对值编码器是因为其相对于增量式编码器具有自动零点识别功能，在重新启动时不需要进行零点的重新选择。 这样，我们就能在转向系统停止工作时，移动转向轮而不至于对下次启动过程产生影响。 主流绝对值编码器，按期精度分为 17位和 14 位编码器，这里我们选用 17 位编码器。 1就是代表普通非特殊电机。 U代表平键带油封的输出。 这样的选择是因为减速机的输入端是法兰孔输入，平键传递动力。 减速机是油润滑，采用油封防止输入轴配合处“爬油”进入电机 ，影响电机工作。 至于电机驱动，这里我们选用厂家推荐的 MADHT1507 伺服驱动器。 由于这份设计任务不涉及电机的电控方面，这里就对转向电机的控制作过多的介绍。 由于总体设计尺寸要求这里选择减速比为 100、中心距为 50的蜗轮蜗杆减速机。 转向电机和减速机的连接选用螺纹连接，采用 M4 的内六角螺钉。 下面计算拧紧力矩： 螺钉规格直径 d=4mm 螺距 P= 螺纹原始三角形高度 H== 外螺纹小径 = 外螺纹中径 = 计算直径 = 螺钉公称应力截面积= 市面上通用螺钉的材料为 45 号钢，材料热处理技术要求 T215，工艺规范 820176。 第 3 章 转向机构 15 淬火、 600176。 回火，取钢材的 =544MPa。 计算拧紧力矩 T= = 通常取计算值的。 = 四个链接螺栓的初始拧紧力为。 此时我们对电机自由度分析，电机已经被完全的固定在减速机上了。 但由于我们使用过程中存在很多的振动，为了提高电机位置可靠性，我们设计了下面的一个“软”支架。 为了降低质量支架材料选用铝合金。 支架内圈与电机对接的面尺寸比电机外形大一圈。 用橡胶密封条贴合在这之间，那么既不会行程过约束，也可以在螺纹连接失效时可以提供一定的保护。 至于支架与承载上弯梁之间的连接，由于正常使用支架受力小，我们使用胶粘合连接，这样也避免了在承载上弯梁上开孔引起不必要的应力集中降低上弯梁强度。 减速机的设计 由于我们的设计目的是想通过电 控对整个车进行自主的控制，所以希望尽量降低车自身外对车运行的影响。 我们选用具有反向自锁功能的蜗轮蜗杆机构作为我们转向力传递减速机。 传动机构整体设计 减速机在使用过程中涡轮水平放置，输出轴垂直给车轮转向输出动力，其总体布置简图如下： 图 39 总传动比： i=82,Z1=1,Z2=82 吉林大学学士 学位论文 （设计） 16 电机额定转速为 3000 r/min wn = 2n = 1ni = 计算传动装置的运动和动力参数 蜗杆轴 n1=3000r/min 齿轮轴 n2=3000/82= r/min 电机输出转矩 dT = 蜗杆输入转矩 1T =dT 12nn =179。 179。 Nm = 蜗轮输入转矩 2T =1T i 234nnn =179。 82179。 179。 179。 = 传动零件的设计 1） 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T 100851988 的推存，采用渐开线蜗杆（ ZI）。 2） 选择材料 蜗杆： 20Cr 钢，碳、氮共渗处理（精磨后保持齿面硬度 HRC60，硬层厚度 ） 蜗轮：铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造。 为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用 45 号钢制造。 3） 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。 由手册知传动中心距 a ≥  3 2 EHZZKT  ① 定作用在涡轮上的转距 由前面可知 2T = Nm ②确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 K =1。 第 3 章 转向机构 17 由机械设计手册取使用系数 AK = 由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数 VK =。 K=K AK VK = ③确定弹性影响系数 EZ 涡轮材料为铸锡青铜所以取 EZ 为 155 12aMP ④确定接触系数 Z 假设蜗杆分度圆直径 d和传动中心距 a的比值 d/a =，查表的得 Z = ⑤确定许用接触应力 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC,可从手册中查得蜗轮的基本许用应力  H =268 aMP 因为我们的减速机在转向过程中，正常工作在变载荷循环应力下，所以： =60 =60179。 3000179。 1000 =179。 寿命系数 HNK == 则  H = HNK  39。 H =179。 268 aMP =264 aMP ⑥计算中心距 a ≥ 221 = 取中心距 a=50mm,i=82,完全满足要求，取模数 m=1mm，蜗杆分度圆直径 d1=18mm。 这时 d1/a=，因此以上计算结果可用。 4） 蜗杆与蜗轮主要几何参数 ① 蜗杆 直径系数 q=d1/m=18 吉林大学学士 学位论文 （设计） 18 齿顶圆直径 da1=d1+2 *ah m=18+2179。 1179。 1mm=20mm 齿根圆直径 df1=d1 1fh = d12 m ( *ah +*c )=182179。 1179。 (1+)mm= 导程角 γ = 在静止没有冲击载荷是可以形成自锁 蜗杆轴向齿厚 Sa= m=179。 179。 1mm= ② 蜗轮 蜗轮齿数 2Z =82 变位系数 2x = 0 分度圆直径 2d =m 2Z =1179。 82mm=82mm 齿顶圆直径 da2= 2d +2ha2=82+2179。 1179。 = 齿根圆直径 df2= 2d 2fh =822179。 1179。 1mm=80mm 蜗轮咽喉母圆半径 Yg2==179。 = 5） 校核齿根弯曲疲劳强度 由于是小载荷传动，齿轮出现折断失效的情况不多，这里为了节省篇幅就省略对齿根疲劳强度的校核。 验算效率  t a n( 0 .9 5 0 .9 6 ) t a n ( )v   已知γ = ’= ， arctanvvf ； vf 与相对滑动速度 sv 有关 第 3 章 转向机构 19 sv = =查表可得 v 代入式中可得 。 精度等级工查核表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从 GB/T 100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8 经济精度，侧隙种类为 f，标注为 8f,GB/T100891988。 然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。 轴及轴承装置的设计 求输出轴上的功率 P,转速和转矩 由前面可知： 、转速与转矩 P1 = Pr= n1=3000r/min T1= .m 、转速与转矩 P2 = n2=30r/min T2=178。 m 蜗杆轴（ 1 轴）的设计 20Cr 钢，碳、氮共渗处理 轴的布置如图 310 吉林大学学士 学位论文 （设计） 20 图 310 初取轴承宽度分别为 n1=n2=12mm。 根据总体设计尺寸我们如图取蜗杆轴的跨度为 L1=90mm 蜗杆两端滚动轴承对称布置，取 s1=k1=45mm 蜗杆螺纹部分长度 L （ 11＋ ） m 我们这里取 L为 16mm 1d =18mm 轴的受力分析图 第 3 章 转向机构 21 图 311 XY平面受力分析 图 312 XZ平面受力图： 图 313 其中 Ma= 1 1 0 1 8 0 . 9 8 0 40723622aFd N m m N m m 水平面弯矩 NmmM YX / 吉林大学学士 学位论文 （设计） 22 图 314 垂直面弯矩 NmmM ZX / 图 315 合成弯矩 N m mMMM ZXYX /22   =178。 mm 和 N178。 mm。 图 316 当量弯矩 T/N178。 mm 第 3 章 转向机构 23 图 3 17 第三强度理论为 224ca  为了考虑不同环境的影响，引入折合系数α，则计算应力为： 224( )ca   对于直径为 d的圆轴，弯曲应力为 : MW 扭转切应力： 2TTWW  从而可得： 2222 ()( ) 4 ( )2ca MTMTW W W     由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α =，选取轴的材料为 20Cr，调制处理，查表可得 :  1 =540Mpa 因此有：  22 1()ca MTW  式中： ca —— 轴的计算应力， MPa。 M—— 轴所受的弯矩， N178。 mm。 620 吉林大学学士 学位论文 （设计） 24 T—— 轴所受的扭矩， N178。 mm。 W—— 轴的抗弯曲截面系数， 3mm  1 —— 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力， MPa 查表得圆轴 W 的计算式为： 332dW  联立以上两式可得：  223 13 2 ( )MTd   代入数值可得 d≧ ,取轴的直径为 14mm。 这里只要保证轴的最小直径为 14 就可以满足轴的强度要求，那么把验算前的轴的设计进行补充得到如下图所示的轴的设计： 图中长度为 8mm 的轴径用来安装油封，由于标准油封没有合适的这里在生产过程中可以使用自制的橡胶卡簧密封圈。 图 318 蜗轮轴（ 2 轴）的设计 齿轮齿面部分采用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，为了降低成本轮芯用 45 号钢制造 第 3 章 转向机构 25 轴的布置如图 319 图 319 轴承宽度分别为 n3=n4=18mm。 蜗轮轴（ 2轴） : S2=k2=29 mm 涡轮节圆直径 : =82mm 轴的受力简图如图 320所示。 图中 吉林大学学士 学位论文 （设计） 26 图 320 XY 平面受力分析 图 321 XZ 平面受力图： 图 322 其中 水平面弯矩 NmmM YX / 第 3 章 转向机构 27 图 323 垂直面弯矩 NmmM ZX / 图 324 合成弯矩 N m mMMM ZXYX /22   =231153N178。 mm 图 325 当量弯矩 T/N178。 mm 吉林大学学士 学位论文 （设计） 28 图 326 第三强度理论为 224ca  为了考虑不同环境的影响，引入折合系数α，则计算应力为： 224( )ca   对于直径为 d的圆轴，弯曲应力为 : MW 扭转切应力： 2TTWW  从而可得： 2222 ()( ) 4 ( )2ca MTMTW W W     由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得α =，选取轴的材料为 45 号钢，调制处理，查表可得 :  1 =540Mpa 因此有：  22 1()ca MTW  式中： ca —— 轴的计算应力， MPa。 M—— 轴所受的弯矩， N178。 mm。 T—— 轴所受的扭矩， N178。 mm。 4775 第 3 章 转向机构 29 W—— 轴的抗弯曲截面系数， 3mm  1 —— 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力， MPa 查表得圆轴。