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.docx

本科生毕业论文（设计）中文题目 四轮独立驱动/转向电动车悬架及转向机构设计 英文题目 the suspension and steering mechanisms design for awid&awis ev 摘 要吉林大学学士学位论文（设计）承诺书 本人郑重承诺：所呈交的学士学位毕业论文（设计），是本人在指导教师的指导下，独立进行实验、设计、调研等工作基础上取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文（设计）不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的作品成果。对本人实验或设计中做出重要贡献的个人或集体，均已在文中以明确的方式注明。本人完全意识到本承诺书的法律结果由本人承担。 学士学位论文（设计）作者签名： 年 月 日i摘要四轮独立驱动/独立转向车辆顾名思义每一个车轮都具有自己的单独的驱动和转向系统，每个车轮都可以在电控下实现独立的驱动和转向。由于其具有良好的操控性能同时随着线控技术的发展，这一技术现以成为汽车底盘控制的最新研究方向。随着电动汽车技术的发展，以此方式为基础的电动汽车的底盘技术的开发越来越有必要。本设计的目的是为这样一款电动汽车设计包括转向和悬架的轮边部分。这款电动汽车由轮毂电机驱动，可实现90转向的蟹行。为了实现以上两种要求，转向部分也应采用集中于轮边的线控转向。本设计主要设计任务如下：1.设计了轮边部分的主要框架，也就是文中所说的承载部分。设计了承载部分的简易搭建方法，通过放大受力的方法对其进行力学校验。2.设计了轮边线控转向的形式，并且对转向机构进行了强度校核，使用寿命校验。3.更具我们的结构特点，选用了双横臂弹簧减震悬架机构。简易的选择了控制臂的空间位置形式，并根据经验设计了控制臂的尺寸，校验了连接点的强度。计算并选择了合适的液压阻尼器和螺旋弹簧。关键字：四轮独立 四轮转向 轮毂电机驱动 轮边线控转向 双横臂悬架 螺栓弹簧 液压减震abstractabstractevery wheel of four-wheels-independent-drive & steering vehicle has its own separate drive and steering system. each wheel drive will be drived and streered independently by electronic control. because of its excellent performance in driving also with the great development in electronic control technology make it the latest research for vehicle chassis control. following the development of ev, the research apply in ev has been more necessary.the purpose of this design is designing such a wheel-side mechanism including parts of the steering wheel and suspension for such an ev,. which is driven by wheel-motor and can steered with a 90like a moving crab. in order to achieve the above two requirements, steering section also should focus on the wire steering wheel. the design of the main design task as follows: 1. the design of the main part of the framework for wheel-side mechanism , which is said in the text of the load-bearing part. a simple method for designing structures of the bearing section, the force by amplifying its mechanical calibration method. 2. the design of the steering mechanism, mechanics and life check.3. based on our structural characteristics, a spring double wishbone suspension damping mechanism can be fixed well. select a location in the form of a simple control arm space and designed according to the size of the control arm of experience, and check the strength of the connection point. calculate and choose a suitable hydraulic dampers and coil springs. keywords:four-wheel-independent-drive&steeringwheel-motor-drive wire-controlled- steering wishbone spring suspension with hydraulic shock absorber.iii目 录目 录摘 要错误！未定义书签。abstract错误！未定义书签。第1章 绪论错误！未定义书签。1.1 研究背景和意义错误！未定义书签。1.2 国内外车辆检测技术的研究现状错误！未定义书签。1.2.1 机器视觉错误！未定义书签。1.2.2 毫米波雷达错误！未定义书签。1.2.3 微波雷达错误！未定义书签。1.2.4 激光雷达错误！未定义书签。1.2.5 超声波和红外传感器错误！未定义书签。1.2.6 基于多传感器信息融合的车辆检测方法错误！未定义书签。1.3 论文的主要工作和章节安排错误！未定义书签。1.4 本章小结错误！未定义书签。第2章 基于毫米波雷达的有效目标确定错误！未定义书签。2.1 毫米波雷达错误！未定义书签。2.2 毫米波雷达数据接收与预处理错误！未定义书签。2.3 有效目标初选方法错误！未定义书签。2.4 目标有效性检验和决策方法错误！未定义书签。2.5 实验验证错误！未定义书签。2.6 本章小结错误！未定义书签。第3章 基于机器视觉的前方车辆识别错误！未定义书签。3.1 adaboost算法错误！未定义书签。3.2 基于adaboost的识别算法错误！未定义书签。3.2.1 haar-like矩形特征错误！未定义书签。3.2.2 扩展的矩形特征错误！未定义书签。3.2.3 矩形特征值的计算错误！未定义书签。3.2.4 adaboost算法错误！未定义书签。3.2.5 级联分类器错误！未定义书签。3.3 基于haar-like特征与adaboost相结合的车辆前方识别错误！未定义书签。3.3.1 图像预处理错误！未定义书签。3.3.2 基于opencv实现错误！未定义书签。3.3.3 实验结果验证分析错误！未定义书签。3.4 本章小结错误！未定义书签。第4章 基于毫米波雷达与机器视觉融合模型的搭建错误！未定义书签。4.1 空间上融合错误！未定义书签。4.1.1 毫米波雷达坐标系与三维世界坐标系转换错误！未定义书签。4.1.2 三维世界坐标系与摄像机坐标系转换错误！未定义书签。4.1.3 摄像机内部参数的标定原理错误！未定义书签。4.1.4 摄像机镜头畸变原理错误！未定义书签。4.2 空间融合参数的求取错误！未定义书签。4.2.1 实验平台错误！未定义书签。4.2.2 摄像机内、外参数及畸变参数的求取错误！未定义书签。4.3 时间上融合错误！未定义书签。4.4 融合模型验证错误！未定义书签。4.5 本章小结错误！未定义书签。第5章 全文总结错误！未定义书签。5.1 主要研究工作和结论错误！未定义书签。5.2 不足与展望错误！未定义书签。参考文献1作者简介1致 谢1第1章 绪 论第一章 绪论我们先来谈谈我们做一辆四轮独立驱动和四轮转向的电动汽车的原因。随着2013年汽车界的“苹果公司”特斯拉的首款车型tesla model s在全球的风靡，各大汽车厂的电动车战略的推出和各种电动汽车的市场发布，媒体也在高呼着2014年是电动车元年的口号，电动汽车已经成为现在汽车可以发展的最大突破口。从现在已经投入市场的电动汽车来看，混合动力汽车和纯电动汽车是电动汽车研究的两个分支。经过近些年的发展，电动汽车技术日趋成熟，部分产品已经在市场上得到了充足的应用，比如丰田的普锐斯（混合动力）、比亚迪电动车系列等。目前，电动汽车传动系统多数在传统内燃机汽车的基础上进行一些改变，进而将电动机及电池等部件加入总布置中。这种布置难以充分发挥电动汽车的优势。为使电动汽车对传统内燃机汽车形成更大的竞争优势，设计出适合电动汽车的底盘系统势在必行。而四轮独立驱动/四轮转向技术则可使电动汽车底盘实现电子化，主动化，大大提高电动汽车的性能。使电动汽车与传统汽车相比具有更强的竞争力。下面就分别对四轮独立驱动和四轮转向技术的特点进行介绍，这里面由于大家对新技术的那种热情大家看到的都是一些优点，而缺点或者说在研究遇到的问题需要我们在实践中去发现去改进。1.1 四轮独立驱动技术的特点电动汽车四轮独立驱动系统是利用四个独立控制的电动机分别驱动汽车的四个车轮，车轮之间没有机械传动环节。典型四轮驱动布置型式，其电动机与车轮之间可以是轴式联接也可以将电动机嵌入车轮成为轮式电机，车轮一般带有轮边减速器。这种驱动系统与传统汽车驱动系统相比有以下特点：1)传动系统得到减化，整车质量大大减轻。由电动机直接驱动车轮甚至两者集成为一体。这样省掉了离合器、变速器及传动轴等传动环节，传动效率得到提高，也更便于实现机电一体化。另外，由于动力传动的中间环节减少，传动系的振动及噪声得到改善。甚至在采用纯电力驱动时，可实现无声行驶。但是，在实际实际交通环境中无声行驶，带来的很多问题，在汽车系统没有实现完全的智能化前，带来的往往祸大于福。2) 与传统汽车相比，四轮独立驱动系统可通过电动机来完成驱动力的控制而不需要其他附件，容易实现性能更好的、成本更低的牵引力控制系统（tcs）、防抱死制动系统（abs）及电子车身稳定系统（esp）。并且相对于传统汽车这些功能的实现，四轮独立驱动汽车具有响应速度快、结构简单的优点。在这样的功能实现的工作模式下，存在着独立驱动的车轮之间的通信协同控制的一大难题。3) 对各车轮采用制动能量回收系统，则可大大提高汽车能量利用效率，且与采用单电动机驱动的电动汽车相比，其能量回收效率也获得显著增加。这对提高电动汽车续驶里程是很重要的。4) 实现汽车底盘系统的电子化、主动化。现代汽车驱动系统布置分为前驱动、后驱动或全驱动。这两种驱动型式各有优缺点，而且对汽车行驶工况的适应性也不同。如前驱动轿车在高速转向时稳定性好，但在加速时或爬坡时，动力性受载荷转移的影响较大，而后驱动在这方面的性能优于前驱动车，而全轮驱动车的成本较高。汽车采用四轮独立驱动技术后，汽车采用前驱动、后驱动或全轮驱动可根据汽车行驶工况由控制器进行实时控制与转换。且各车轮的驱动力可根据汽车行驶状态进行实时控制，真正实现汽车的电子主动底盘1.2 四轮转向技术的特点在一般汽车，以操纵方向盘使前轮的轮胎转向发挥转弯机能，但四轮转向是后轮的轮胎也可转向之系统。四轮转向的目的：在低速行驶时作逆相转向（前轮与旋转方向为逆向）使旋转时小转弯性能良好，中高速时为同相转向（前轮与旋转方向为同方向），以提高在高速时之车道变换或旋转时操纵稳定性。1)四轮转向降低低速转向半径。如图1-1a所示，汽车在低速旋转时，车辆行进方向与轮胎方向大概可视为一致，在各轮大部份不会产生旋转向心力(cornering force )。四轮行进方向的垂直线会交于一点，车辆就以该点为中心(旋转中心)旋转。参考下图低速旋转时之行车轨迹，单轴转向车(通常前轮转向)时，因为后轮不转向，旋转中心差不多在后轴的延长线上。图 1-1如图1-1b四轮转向车此时是把后轮逆向转向，旋转中心比单轴转向（前轴转向）车更靠近车辆，亦即回转半径较小。在低速旋转，前轮转向角若相同，则四轮转向车的回转半径可较小，小转弯性能良好，内轮差也可缩小。内轮差的减少对大型车辆转向安全尤为重要2)四轮转向高速提高操纵稳定性 直向行进之汽车转弯时，由车辆的重心点变化行进方向的公转，与该重心点周围的车辆自转之两种运动合成来进行。图b 表示单轴（前轮）转向车高速旋转时之车辆状况。首先，若前轮进行转向，前轮胎就产生滑动角，并产生旋转向心力，车身开始自转。结果，使车身偏向后轮也产生滑动角，后轮也产生旋转向心力，四轮的力量就分担自转与公转力，随着取得平衡进行旋转。可是速度愈高向心力增大，因此与其取得平衡之旋转向心力也不得不增大，给与前轮更大的滑动角不得不产生大的旋转向心力，而且，因为后轮也会给与相似的滑动角，就发生使车身产生更大的自转运动之必要性。可是，速度愈高更增加车身自转运动之不稳定性，容易产生车辆旋转或横滑。图 1-2图 1-3理想的高速度旋转运动，应使车身方向与车辆行进方向尽量一致，以抑制多余的自转运动，使前后轮能产充分的旋转向心力。如图c所示，在4ws车中，使后轮同相转向后轮也产生滑动角，使与前轮的旋转向心力平衡以抑制自转运动。结果，使车身方向与车辆行进方向一致就可期待稳定的旋转。 虽然四轮转向相对于单轴转向有很多优点，但由于电控技术不稳定性，其控制的可靠性很难保证，上个世纪80年代很多日本车采用四轮转向，以便于在日本多山路的路况下得到更好的操控性能。但是，由于可靠性的问题应用的越来又少。现在主动四轮转向多用于大型矿业车辆上和部分越野车上。而被动的四轮转向（即后轮随动转向）在法系车上，比如标志207上一直在使用。79第2章 设计任务第二章 设计任务这项设计是为四轮独立驱动/四轮转向电动汽车设计一种可行的“轮边”机构。这套机构必须完成安装车的动力机构轮毂电机；车的转向机构轮边线控转向；同时还必须具有传统轮边机构所具有的减震、行驶等功能。在完成设计后，电动车必须可以在城市平直路面上以最高80km/h的速度稳定行驶，可以在10s内加速到最高行驶速度，具有足够可靠的制动性能；同时机构可以承受必要的侧向力，转向机构可以在高速时可以后轮同向转向，低速时可以反向转向，必要情况下转向机构可以“蟹行”。为满足以上要求我们制订了如下的整体方案。图 2-1这里会出现以下几个新名词:承载下弯梁、承载上弯梁、连接卡块、连接法兰等。这几个词将在下面的说明书中反复的使用。希望第一次接触这些由我自己根据其作用命名的结构能很好的适应。以上是结构功能设计提出的要求，下面就使用可靠性提出设计要求作为一款实验平台类产品，使用的可靠性不是在使用过程中体现的，更多地是存放的耐久性，存放的耐久性则更多的是存储条件保养的任务。明确了上面一点，我们提出实验平台正常使用可以满足连续工作2500小时的。这一数据的根据是使用时间3年，每天工作2小时，那么我们的工作时间取2500小时是完全能满足的。据此提出轴承类部件的使用寿命为5000小时，轴类旋转受交变载荷的冲击次数为1.8次。由于是第一代产品，这里对很多影响操纵稳定性的车身整体参数并没有提出很精确地设计要求，也没有现成的参数可以选来适配。整个设计旨在为以后的电控地盘的实现做一个简单可靠的机械平台。简单可靠也是整个设计的主旨。第3章 转向机构第三章 转向机构3.1 电机的选择.3.1.1转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全，组成转向系的各零部件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需要首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷，路面阻力和轮胎气压等。在传统汽车中为传动转向轮要克服的阻力，包括转向绕主销转动的助力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦助力等。为了准确计算这些力是非常困难的，这能使用足够精确地半经验公式来计算。这些力在平衡状态下又是和地面对转向的阻力矩是平衡的。而其中最大的值就是静止转向阻力矩。下面就计算原地转向阻力矩使用两种方法：1.根据米奇克教授编写的汽车动力学求解书中并未给出直接的经验公式，而是就静止转向力矩的影响因素给出了比列关系：其中，为转向轮垂直载荷的1.5倍，为轮胎与路面之间的摩擦系数，p为轮胎的胎压。下面，我们就对以上公式进行更加详细的推理计算。1)轮胎选用普利司通165/60 r14 子午线轮胎则轮胎主要尺寸参数：胎高h=b0.6=1650.6=99mm 轮毂直径=1425.4=355.6mm轮胎直径=+2h=553.6mm2)轮胎原地转向力矩计算初选 ， g=10 由于4轮独立转向，则每个轮=2500n参考比亚迪f0的轮胎气压标准，取胎压有助于转向的0.3mpa。在米克其汽车动力学查得轮胎在垂直方向变形s=10mm 图 3-1接地点纵向长度l=2=147.46mm取横向摩擦力系数=0.7 则根据微积分力矩计算简化算法得m=48.52.根据王望予教授编写汽车设计计算在汽车设计那本书中给出了具体的经验公式来求解原地转向阻力矩()。 计算公式：式中，f为轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般取0.7；为转向轴负荷（n）;p为轮胎气压（mpa）。车重取1000kg，且质心在四轮中央，那么=2500n，由于标定车是比亚迪f0，轮胎胎压选比亚迪f0的参考，夏天0.25 mpa，冬天0.3 mpa。那么静止原地转向力矩在53.3至58.3之间。根据以上两种算法取其中的较大值作为我们的设计参考，记静止原地转向力矩为58.3。3.1.2 电机的选择我们的转向驱动系统由伺服电机和蜗轮蜗杆减速机作为动力源。我们选用的是松下a5系列msmd022s1u伺服电机和类rv50减速机的蜗轮蜗杆减速机作为动力源，下面就这两项的选用和设计进行说明在传统汽车中我们对汽车转向系提出来如下要求：1.汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬间转向中心旋转，任何车轮不应该有侧滑。2.汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。3.汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自振，转向盘没有摆动。4.转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。5.保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶的能力。6.操纵轻便。7.转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。8.转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。9.在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。进行运动校核，保证转向轮与转向盘方向一致。从上面的要求我们知道，我们在进行线性转向控制时，必须可以精确地控制转向位置、控制转向速度和快速的响应这一切促使我们选择伺服电机作为我们的转向动力源。综合价格和性能我们选择了松下msmd022s1u伺服电机，下面就这一电机的选型进行阐述。首先，先了解伺服控制的工作原理。这里面只有最后的电机部分由我进行选型，同时根据控制形式选择相应的伺服驱动。图 3-2国内伺服电机现在主要存在三种产品，分别是价格昂贵精度高的欧美产品，比如四门子、科尔摩尔等，在一些高尖端的设备上用的比较多；国产品牌，国产品牌应用的较少，整体的售后服务精度很难得到保障（这里包括台湾省的产品）；日系品牌在国内使用最多，同时也是性价比最高，售后服务最好，其中松下伺服已经实现国产化，相对价格低廉，符合中国工程师的使用习惯，所以这里我们选择松下的产品。松下伺服在市场上现在存在两个系列老的a4系列和新的a5系列，相对于a4系列a5系列具有更快的响应速度，更加轻便等诸多优点。这里选用松下a5系列的伺服系统。下面就是具体的电机选择。松下a5伺服电机根据电机转子惯量分为：大惯量（meme、,memd）、中惯量（mgme）、小惯量（msme、msmd）。这里的电机惯量直接影响所加载载荷的响应速度，所以现在需要对所带载荷的转动惯量进行估算。我们转向电机的负载包括：减速机的齿轮副、转轴、轴承内圈、悬架支撑转向梁、液压制动钳组件、轮毂电机、车轮组件。其中减速机齿轮副是以自己的几何中心线作旋转运动，其余部件均以轮胎垂直中心线为旋转中心作旋转运动。这里面转轴组件（包括转轴、轴承内圈、定位挡圈、止动块）和减速机齿轮副由于质量相对较小、质量集中度大，且转动中心为其几何中心，这里在近似计算时不予考虑。下面对其余部分简化计算。由于计算公式复杂这里使用一款转动惯量计算软件计算。轮胎轮辋组件：这一组件质量14kg,将其理想为一内径356、外径554、厚度165的圈，圈的密度为0.65。计算结果：图 3-3轮毂电机制动盘组：这里把轮毂电机和制动盘理想成一均质圆盘，圆盘绕与其直径平行的轴转动电机质量18kg,厚度95.6mm,直径223mm,这里我们理想均质圆盘的密度为1.2。计算结果：图 3-4悬架转向梁：由于我们的计算软件只能进行简单外形的物体转动惯量的计算，这里我们将弯梁简化为一段横梁、一段竖梁，并且认为这两个空心方钢为密度为2.3的均质梁进行计算。图 3-5将两者相加得1517.97。由以上计算过程我们大概知道我们转向机构负载部分的转动惯量为 5916.7，这里我们翻过来到选型手册里面选电机。电机要求负载转动惯量在电机转子转动惯量的30倍以内，这事我们可以选用小惯量系列电机作为我们的动力源。在小惯量系列中又有两种类型：msme和msmd两种型号。这两者的差距在于，msme型电机驱动器和电机之间的链接采用航空插头，而msmd型则是直接从电机内引出线链接。msme型在市面上货源相对比较稀缺，虽然航空插头有诸多优点，但考虑其对我们的使用没有多大影响和货源的问题，我们选用msmd型伺服电机。我们选择nmrv50蜗轮蜗杆减速机，速比100，效率80%。根据原地静止转向力矩需求我们反过来推得减速机输入端所需力矩为0.72。正常工作时，所需输入力矩是小于这一值的，同时考虑到伺服电机优秀的过载能力，我们选用额定转矩为0.64的msmd022s1u伺服电机。下面就通过伺服电机的型号对其进行介绍：松下a5伺服电机铭牌：图 3-6022,，电机额定输出功率为200w，电机电源为200v交流电。选择200w是由于我们所需输出转矩决定的。选择200v供电电源，是考虑到电线粗细对布线的影响，同样的功率工作时，电压越高，电流越小，电线越细，越方便布局。由于我们采用逆变器对其进行供电，更小的电流也有助于提高逆变器效率，减少逆变器的热效应。下面是电机的参数：图 3-7额定转速3000r/min,减速后是30r/min。额定转矩是0.64nm，经过减速机输出51.2nm。最大转矩是1.91nm，经过减速机后是152.8nm。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 3-8显然，这款电机可以满足我们的需要。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=0.7mm螺纹原始三角形高度h=0.866025404p=0.606218mm外螺纹小径=3.24mm外螺纹中径=3.545mm计算直径=3.14mm螺钉公称应力截面积=8.78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820淬火、600回火，取钢材的=544mpa。计算拧紧力矩t=2.7nm通常取计算值的0.8倍左右作为实际应用的拧紧力矩值。0.8t=2.16nm四个链接螺栓的初始拧紧力为2.16nm。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。3.2 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。3.2.1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 3-9总传动比：i=82,z1=1,z2=82电机额定转速为3000 r/min=36.59r/min3.2.2 计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴转速 蜗杆轴 n1=3000r/min 齿轮轴 n2=3000/82=36.59 r/min 2.各轴的转矩 电机输出转矩 =0.64nm蜗杆输入转矩 =0.640.990.98 nm =0.62nm蜗轮输入转矩 =i=0.62820.980.80.96nm =38.3nm 3.2.3传动零件的设计1.减速器传动设计计算1）选择蜗杆传动类型根据gb/t 10085-1988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0.5mm）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 定作用在涡轮上的转距由前面可知=38.3 nm 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=1;由机械设计手册取使用系数=1.15由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数=1.2;k=1.38确定弹性影响系数 涡轮材料为铸锡青铜所以取为155确定接触系数 假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a的比值d/a =0.36，查表的得=3.6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=268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=6030001000=1.125寿命系数 =0.985则 =0.985268=264计算中心距 221=39.6mm 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=0.36，因此以上计算结果可用。4）蜗杆与蜗轮主要几何参数 蜗杆 直径系数 q=d1/m=18 齿顶圆直径 da1=d1+2m=18+211mm=20mm 齿根圆直径 df1=d1-= d1-2 m (+)=18-21(1+0.2)mm=15.6mm 导程角 = 在静止没有冲击载荷是可以形成自锁蜗杆轴向齿厚sa=0.5m=0.53.141mm=1.57mm蜗轮 蜗轮齿数 =82 变位系数 = 0分度圆直径 =m=182mm=82mm 齿顶圆直径 da2=+2ha2=82+211.25mm=84.5mm 齿根圆直径 df2=-=82-211mm=80mm 蜗轮咽喉母圆半径yg2=a-0.5da2=50-84.50.5mm=7.75mm 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。2.3.2验算效率 已知=，；与相对滑动速度有关= =2.83m/s查表可得 代入式中可得0.75。2.3.3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 10089-1988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/t10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。2.4轴及轴承装置的设计2.4.1求输出轴上的功率p,转速和转矩由前面可知：1.蜗杆轴的输入功率、转速与转矩p1 = pr=0.2kw n1=3000r/mint1=0.62n .m2.蜗轮轴的输入功率、转速与转矩p2 =0.15kw n2=30r/mint2=47.75nm2.4.2蜗杆轴（1轴）的设计 1.选择轴的材料及热处理 20cr钢，碳、氮共渗处理2.初定跨距 轴的布置如图3-10 图 3-10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 3.轴的受力分析 蜗杆螺纹部分长度l（110.06）m我们这里取l为16mm=18mm轴的受力分析图 图 3-11x-y平面受力分析 图 3-12x-z平面受力图： 图 3-13其中ma=水平面弯矩3100.5图 3-14垂直面弯矩 图 3-15合成弯矩=20641.7nmm和 53378.2 nmm。图 3-16当量弯矩t/nmm620图 3- 174.轴的初步设计第三强度理论为为了考虑不同环境的影响，引入折合系数，则计算应力为：对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:扭转切应力：从而可得：由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得=0.3，选取轴的材料为20cr，调制处理，查表可得:=540mpa因此有：式中：轴的计算应力，mpa; m轴所受的弯矩，nmm; t轴所受的扭矩，nmm; w轴的抗弯曲截面系数，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：联立以上两式可得： 代入数值可得d10.02mm,取轴的直径为14mm。5.轴的结构设计 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 3-182.4.3蜗轮轴（2轴）的设计1.选择轴的材料及热处理 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2.初定跨距 轴的布置如图3-19 图 3-19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: =82mm3.轴的受力分析轴的受力简图如图3-20所示。图中 图 3-20x-y平面受力分析 图 3-21x-z平面受力图：图 3-22其中水平面弯矩2816.4图 3-23垂直面弯矩 图 3-24合成弯矩=231153nmm 图 3-25当量弯矩t/nmm4775图 3-26 4.轴的初步设计 第三强度理论为为了考虑不同环境的影响，引入折合系数，则计算应力为：对于直径为d的圆轴，弯曲应力为:扭转切应力：从而可得：由于此轴的工作环境平稳无冲击，查表可得=0.3，选取轴的材料为45号钢，调制处理，查表可得:=540mpa因此有：式中：轴的计算应力，mpa; m轴所受的弯矩，nmm; t轴所受的扭矩，nmm; w轴的抗弯曲截面系数，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：联立以上两式可得： 代入数值可得d8.8mm,取轴的最小直径为38mm。5.轴的结构设计 这里只要保证轴的最小直径为38mm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 3-27 2.4.4滚动轴承的选择 1.蜗杆轴（1轴）上滚动轴承的选择 按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为角接触球轴承，轴承预期寿命取为5000h。 由前计算结果知：轴承所受径向力fr=n，fa=n，轴承工作转速n=3000r/min。 初选滚动轴承为角接触球轴承6203 gb/t276-1994，基本额定动载荷cr=9.58kn ,基本额定静载荷cor=4.78 kn。 fa/fr=8188.4/453.5=18.05e=1.14 x=0.35 y=0.57 pr=xfryfa=0.35453.50.57n4826.1n 由于是轻微冲击，取载荷系数fp=1.2= fp（xfryfa）=1.24826.1=5791.3n验算轴承的使用寿命：式中：指数，对于球轴承为3；代入数值有故6203轴承满足要求。 7310b轴承：d=17mm d=40mm b=12mm2.蜗轮轴（2轴）上滚动轴承的选择 按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命取为96000h。 由前计算结果知：轴承所受径向力fr=n,轴向力fa=n，轴承工作转速n=36.6r/min。 初选滚动轴承 6208 gb/t276-1994，基本额定动载荷cr=29.5kn,基本额定静载荷cor=18.0kn。 fa/fr=1241.2/68.7=18e=1.14 x=0.35 y=0.57 pr=xfryfa=0.3568.7+0.571241.2kn731.5 n由于是轻微冲击，取载荷系数fp=1.2= fp（xfryfa）=1.2731.5 n =877.8n验算轴承的使用寿命：式中：指数，对于滚子轴承为3；代入数值有故6208轴承满足要求。 6208轴承：d=40mm d=80mm b=18mm 2.4.5键联接选择 1.蜗杆轴(1轴)上键联接的选择由前计算结果知:蜗杆轴(1轴)的工作转距t=0.62nm,工作转速n=3000r/min。这里校验的是减速机蜗杆输入连接键的强度。1）选择键联接的类型和尺寸 选择c型普通平键。 按资料所显示，初选键44 gb 1096-2003，b=4mm，h=4mm，l=20 mm。 2）校核键联接强度 键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=120150mpa，取=145mpa。键的工作长度l=l-0.5b=20-0.54mm=18mm，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.54mm=2mm。从而：故选用键合适。 2.蜗轮轴键联接的选择 由前计算结果知:蜗轮轴(2轴)的工作转距t=47.75nm,工作转速n=36.6r/min。这里校验的是减速机涡轮轴输出连接键的强度。1）选择键联接的类型和尺寸选择a型普通平键。 按资料所显示，初选键87 gb 1096-2003，b=8mm，h=7mm，l=50 mm。 2）校核键联接强度 键、轴和联轴器的材料都是钢，查机械设计手册得许用挤压应力=120150mpa，取=145mpa。键的工作长度l=l-b=50-8mm=42mm，键与联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm。从而：故选用键合适。 2.5蜗杆减速器的润滑2.5.1蜗杆的润滑 虽然本蜗杆的圆周速度为2.83m/s,同时考虑本传动装置寿命较长，滑移速度较大，故采用油池润滑，选择润滑剂为l-an 。2.5.2滚动轴承的润滑 下置式蜗杆的轴承，由于轴承位置较低，可以利用箱内油池中的润滑油直接浸浴轴承进行润滑，即滚动轴承采用油浴润滑 2.6蜗杆传动的热平衡计算2.6.1热平衡的验算1.由前面计算可得 蜗杆传动效率蜗=75%, 蜗杆传动功率p=0.2kw摩擦损耗功率转化成的热量 =1000p(1-)=10000.2(1-0.75) w=50w2.由于最后我们在使用过程中使用的是市面上通用的rv蜗轮蜗杆减速机的外壳，这里借用具有相同中心距的rv50蜗轮蜗杆减速机的外壳来做热平衡校验。减速机的外部尺寸为120mm144mm92mm，壁厚为7mm.s=（106130+10678+ 13078）2=64376=0.06443.计算箱体表面散出的热量折合功率pc=ka(t1-t2)=12.80.0644(95-20)=61.8w因为，散热量大于产生的热量，所以满足热平衡。2.7 减速机外壳及外围设备2.7.1 减速机外壳1.减速机外壳材料是铝合金，由铝合金压铸而成。2.外壳壁厚为7mm，外壳与蜗杆涡轮外径面之间的距离为8mm。外面形状和蜗轮蜗杆的外形一样。3.铸造时根据加工能力在外壳加工出散热片，帮助齿轮副散热。4.蜗杆的输入端加工出的法兰必须能和电机输出端结合。以上为像减速机加工企业提出的外壳加工要求，具体的加工形式和最后的成型由减速机厂商的设计师修改最后定型。最后的形状图纸参照附录图纸。2.7.2减速机油口1.注油口为m8的螺纹孔，孔上拧上相应的密封螺钉组件。2.排油口为m8的螺纹孔，加工在减速机下部，孔上拧上相应的密封螺钉组件。在实际使用过程中由于工作载荷不大工作条件较好，在整个寿命周期内减速机的润滑油是不需要更换的。第三节 转向轴的设计3.1转向轴的设计图 3-28上图显示的是从减速机动力输出完成转向任务，同时承受车身载荷的转轴。轴上的两个键分别在减速机和卡块那边又有校核，这一部分我们只对轴的受压性能和轴的疲劳强度校核。轴的材料使用45号钢，45号钢的机械性能为：=355mpa,=600 mpa。初选安全系数为2。所受轴承传递的力f在下一部分对悬架震动中的讨论得知在许用轮胎选定跳动行程下车体肯能会产生一倍向下的冲击，即向下的力最大为两倍车体重力，f=4500n。承受力面积a轴的承力面为一个环面，a=压应力的计算使用系数n=上面计算表明使用系数远大于初选的安全系数，轴肩是不会被压塌的。在使用过程中转轴不断受到减速机输出端传递的交变载荷，所以这里要对其进行疲劳强度校核。我们对转向控制采用的是位置控制，在转向过程中输出的力并不是恒定的，但是原地转向时可以保证最大力为58.3nm。这里我们在进行疲劳校核时，将力放大并简化循环模式。力简化后模型转矩为+58.3nm-58.3nm的对称循环。下面就对其进行循环参数计算和疲劳校核。选取安全系数n=2，则许用应力=177.5mpa。在受扭力作用下轴径越小，