C200汽车电动助力转向系统及悬架统设计【双横臂式独立悬架】【优秀通过答辩】
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附录泵式涡轮机的现代设计P.诺维茨基安德里茨水轮发电机公司,德国摘要:在日益增加的市场利益和挑战下,泵式涡轮机领域需要新的发展。对于安德里茨水轮发电机桐柏项目开发的一种新型水泵涡轮机,应用现代流动模拟的数控方法对所有组件进行优化,对于模型的性能检测和验证试验使该项新型水泵涡轮机的发展得以实现。对于在水泵涡轮机的尾水管涡流、涡轮同步、转子-定子互动等地方发生的不稳定现象的研究,一直是近几年来安德里茨特殊研究的一个项目专题。在新型水泵涡轮机的设计中,更详细的了解这一现象将有助于改善外形设计,避免或减少这些不稳定因素的影响。在抽水蓄能电站计划中,桐柏项目中共有四个泵式涡轮机,每个泵式涡轮机配有额定功率为306兆瓦的发电机组。这一整体设计已经展示,并且一些特殊性能的机械化设计像蜗壳,特别强化了导叶轴承和导叶片的安全设计。本文将记录并呈现该项目在调试期间的第一份性能行为性测试结果。一、导言近几年,对于新型或者强效型泵式蓄能系统的需求已经被全世界所认同,在与中国一样的经济扩大的国家里,日益增加的对于能源的需求呼唤着新的发电厂的建设落实。在国家电网中,抽水蓄能电站计划在平衡电力的供应和需求方面,受到极为重要的关注。抽水蓄能电站能够在电网提供平衡的电压和频率方面起到稳定的作用。此外,它们可以在几秒钟的时间内提供快速的电压调节响应,从而适应迅速的变电需求。当然,抽水蓄能电站是一种种电能储存在低需求期间的成熟技术。在过去的几年里,安德里茨水轮发电机公司在泵式涡轮机的发展中做出了不断的努力,在欧洲,一些现代化项目也取得了成功的进展,像捷克共和国的Dalesice计划、波兰的Zarnowiec项目等。目前,为奥地利Hintermuhr项目的新泵式涡轮机正在开发中。在中国市场,2001和2002年,安德里茨水轮发电机承担了桐柏抽水蓄能电站、狼牙山发电站两大发电站的项目,这两个项目都需要设计一个全新的液压系统,以满足并担保机械储能系统的高性能设计要求。二、桐柏项目简介桐柏项目的主要供应范围包括:四个可逆式水泵(发电机额定功率为306兆瓦),包括阀门和电机发电机,数字式电子调速器,包括高低压电缆及辅助系统的主变压器和附加设备(如激励系统,数字保护,计算机监控系统,静态频率转换器)等。该电站被设想为一个具有2个压力管道通过水闸连接2个天然水库的地下洞穴。每个通水隧道源于各自水库的底部,通水隧道设有紧急闸门。主要的泵式水轮机和桐柏项目的数据如表1所示。该合同已于2001年12月被授予安德里茨海德鲁,第一单元于2006年5月25日完成试运行,之后投入正常运营。表1 桐柏项目主要数据地理位置中国浙江省最终用户桐柏抽水蓄能电力公司同步转速300rpm频率变化(正常/异常)49.7 - 50.4 Hz / 49.0 -51.0 Hz液压额定功率/最大输出电功率306 MW / 334 MVA额定水头高度/水头总范围/ 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涡轮:标称放电量Qnom142 m3/s极速最高效率(nq = n Q1/2 / H3/4)44转轮叶片数,检票闸数,固定导叶数7, 20, 20蜗壳进水口直径3.1 m泵口外径-D14.8 m定子直径9.2 m数便门伺服电机2调试时间2006三、液压布局液压布局是一个关键的工艺设计过程,需确定水力特性和主要尺寸,尽可能以最佳方式满足客户指定的基本要求。这种趋势曲线如图1所呈现,它给出了由安德里茨水电和其他供应商的工厂设计的几个抽水蓄能水头的特定速度范围。为达到良好的水力性能和最低的总体尺寸的前提下,高速是可以实现的,因为增加的动力可以提供增大的速度,所以,安全和适当的液压和机械操作最终限制了泵式涡轮机能达到的转速。图1桐柏抽水蓄能电站的特点是大范围的水头总头。在泵模式中的Hmax / Hmin比率超过1.2。以300 rpm的同步转速和充足的动力,这些机器符合现代的设计标准。在中国,对于抽水蓄能电站计划的一个总体要求能够是在相对较大的电网频率和持久的变化工作需求环境中的操作。这些变化都必须在液压布局和一开始的设计过程中考虑到,如表1,因为它们扩大了Hmax到Hmin连续操作中指定的范围。泵的最大水头模式将提供于避免不稳定运行时,在最低总头处,最大的输入功率必须控制在设计时电动发电机所限制的功率范围内。在设计低压侧的转轮叶片轮廓时,必须考虑忽略掉的大量的气穴对于泵内的整个头部范围的作用影响。四、水力设计和计算方法为了满足桐柏项目的所有要求,安德里茨准备了全新的水力设计。对于水泵水轮机设计,安德里茨对于开发过程中使用的程序和组件的设计进行了优化,采用先进的CFD流体力学计算方法(参考文献1,2,3,4)。这些模块组成的设计过程基本上是这样的:计算机辅助的轮廓几何定义,在不同的工作点对计算机配置文件的修改,流道的辅助数值模拟以改善稳定性,尽量减少流场损失。各组件的主要尺寸是基于数据与标准型材的结合,采用简化的一维计算工具进行设计给定。在几个优化循环中,通过三维(3D)的流动模拟方法对这些组件进行三维流动影响的研究分析。该优化循环的目标是实现静止部件之间以及在两个方向流动的液体相互作用的优化。同时,对该组件尺寸依据有关规定在安全和服务组件的机械设计标准等方面进行第一次检查。全液压设计过程的合理时间控制立足于由安德里茨水轮发电机公司研发的集成了内部和商业工用的特制软件开发包的运用。图2:转轮设计过程是通过运用3D欧拉代码参数的快速变化的方法启动,由此产生的初步转轮配置文件用于详细的摩擦损失和湍流效应的粘性分析(参考文献1,2,3,4,5,6)。如果有必要,外形尺寸应适应结果的提高。设计过程以在转轮流动与毗邻的组件连接的耦合计算结束。该液压系统的运行以整个工作范围内从最低到最高水头流量来平衡。在过去的泵式涡轮机的设计都主要集中在泵的运行,现在设计还需要对发电机的运行进行研究。叶片轮廓的优化是一个典型的平衡优化过程,覆盖了从整个指定头部在两种操作模式下的流量范围,这意味着需要特别注意的是,不仅要支持最佳操作条件,同时也要关注非设计性操作。在流道内的涡流模式检测是用来评估在极端条件下的工作行为,如涡轮部分负荷或在接近最大水头处的抽水状况。图3:对于泵系统的操作应特别注意避免对压力和吸力面的气蚀,这意味着设计时应对泵中转子的边缘进行最大和最小流量的优化,如图3,不同的颜色表明静压的不同层次,光滑连续的变化表明流场的损耗较低。安德里茨所运用Navier - Stokes方程为在涡轮机和水泵水轮机流模拟的是Ansys CFX ,这种商业CFD软件是涡轮机械领域所公认的,它提供了多种粘性的方法求解雷诺平均Navier- Stokes方程的解。该方程组是由一个封闭的粘性湍流模型的数量解决方案构成。对于桐柏模拟井的k -湍流模型,该方法可以用于求解泵系统的黏性项,一般的电网接口允许非匹配型网格相连接,并参考和多帧滑动网格提供时间的平均或瞬时转子定子的互动性能。五、模型试验对于桐柏项目,泵涡轮机的客户不仅需要大量的流量计算,还需要进行流体力学模型的试验证明,保证液压指定的主要性能数据得到满足。因此,需对一个同源比例为1:11.93的模型进行设计、制造和优化。测试条件应当对正常运行中的测试头至少有60米的最低距离限度。在第一步的水力设计中,主要是对性能的检查,并通过对液压轮廓稍作修改以使系统在达到最大功率方面获得最佳的操作条件,保证加权效率的汽蚀泵模式。图4图5最后的测验,是由客户代表的证实,不仅包括液压系统的验证,也要对便门扭矩进行检查,在尾水管、转轮的液压推力的4个性能特点的压力脉动象限作以计算为基础的各种瞬变情况分析。六、非定常现象对于泵式涡轮机,能够在广阔的工作范围内平稳的运行是非常重要的,非定常现象是由转轮旋转流场所的不稳定引起的。因此,调查这些不稳定因素的影响,有助于系统完善运行行为的建立。在发电机的运行测试中,对尾水管涡流的不稳定效果的可靠性分析是必须的一个环节,如图.2 所示研究的是,由离开流场的强烈影响,在运行范围引起的尾水管涡流的压力脉动,安德里茨对这些问题进行了多年激烈的特殊项目研究,因此拥有了系统的专业知识以利于提高转轮的外形设计。图2:在某些情况下,一台泵在涡轮发电机的运行的同步范围内发生不稳定干涉,这种不稳定可能是导叶和转轮叶片之间不稳定的原因,如图. 3所示。一个旋转流分离可能导致流场的速度和扭矩的变化,从而使同步运行需要很长时间调整,甚至成为不可能。所以在详细的调查时,我们应当提供更多的分析数据以助于减少这些不稳定因素的影响,确保运行的同步。图3:七、一般的泵式涡轮机机组的设计理念该泵式涡轮机旨在通过发电机替代部分涡轮机零件,见图. 6。涡轮发电机组配有2个发电机径向轴承和一个用于引导液流的泵式涡轮机导轴承径向轴。推力轴承是结合较低的发电机导流轴承和发电机支架的下方支撑。经销商配备了连接到2个与油压伺服电动机同步运行的标称64个调节环。一个配备有2个伺服电机的球形阀位于上游的部位,并与压力钢管相连接。液压式调速器和进气阀控制与分离器限制油压装置压力。要启动泵系统运行,需在转轮室加水加压空气压进,高压空气管应固定在尾水管锥的上部,为了加快旋翼的额定转速,需由一个静态频率转换器进行控制。图6在设计涡轮机,特别是泵式涡轮机时,主要设计方面是机械零部件之间的流体受力情况分析与设计和技术协调。一个系统良好的振动行为(除其他因素影响)是实现液体在系统中流动的最直接最有效的方式。八、预埋件座环蜗壳的设计该座环蜗壳为泵式涡轮机的主要支撑结构。它由焊接在一起的两部分构成,该座环固定安装。为了优化蜗壳壁厚,配备单节角撑板,见图.7所示。 有了这些角撑板,就有了一个比周围稍大的蜗壳钢板墙厚度,从而减少了应力在座环蜗壳与底板之间的过渡。因此该节蜗壳壁厚可以适当的减少。这个解决方案专利已被该工程所应用。图7: 九、边门轴承的改进在泵式涡轮机的闸门处应装有高动态力系统,尤其是在短暂的运作阶段。这些动态的激励力量可能会引起系统不必要的震动。现有工程中的差距通常在边门轴承的选择上。图8为了避免这种轴承的消极影响,桐柏项目专门提供预应力Teflon轴承(见图.8),这种类型的轴承,不仅成功地应用于新安德里茨的泵式涡轮机,也对边门轴承进行了更换翻新,以增加轴承的使用寿命和减少振动。轴承由两个锥形套管构成,里面包括强化聚四氟乙烯衬套陪衬,可以承担在一个共同的径向变形的效果,并对这径向变形进行调整,以产生所需的径向预应力。图9:图.9显示了新的轴承减少泵振动的一个典型瞬态模式,可见,具有预应力的涡轮机在系统振动行为上的差异是显而易见的。十、保险杆导叶在结束行程时如果边门被异物阻塞,则边门杆扭矩的传送就应被迫中断。桐柏项目中,这个功能通过一个具有特殊杠杆摩擦垫片来实现,它允许的扭矩阈值精确调整(见图.10),保险杆导叶的安全杠杆已经过测试,能够非常精细的界定其在操作过程中的各个行为。通过静态和动态对边门杆扭矩进行实时计算和验证。对于一个应用纯摩擦来调节的扭矩门杠杆,触发后的制动力矩常数以及可调导叶区位是它最大的优势。图10十一、运行试验分析液压同步过程中的稳定性和甩负荷对于每个可逆式泵式涡轮机都会有显示的不稳定区域,在桐柏模型试验中,对泵式涡轮机的水力方面进行了分析,特别是在不稳定区域和同步区域。在与瞬态仿真布局阶段分析中,没有出现任何不稳定瞬态工况的危险。调试过程也通过同步和空载试验验证了这一分析结果,没有发生不稳定时的关闭,也没有在无负荷的条件下同步运行(见图.11)。图11:十二、压力脉动在平稳运行时,系统的压力脉动符合期望。桐柏项目和一个类似系统之间的比较如图.12所示。泵可变的涡轮测量压力脉动和速度也是在这个图中表示出来。图12在泵与变速涡轮机的压力脉动减少值超过50时,部分负荷运转。在满负荷运转时,泵的变量和定速涡轮机压力脉动几乎是相同的。噪声测量,如图13所示: 在尾水管测量噪声的图中显示,尾水管锥传递到混凝土的底环力量,应对其进行严格的设计控制,锥形不是嵌入在周长允许进入的导轴承和叶片下,而是应该嵌入在方便维修的混凝土中。在尾水管接入的噪音(即使尾水管锥不完全转化为具体的嵌入式)显示出正常可接受的值。值得一提的是,所有在招标文件中的限制要求,只允许80到85分贝,这主要应用一个声音隔离门来实现噪声控制。十三、跳动和振动轴的轴承轴承座振动的测量是首选的振动速度测量指标,在指定的工作范围测量振动速度,如图14所示,桐柏项目中,轴承的振动是在一个很好的液压机水平指定的操作范围。在ISO10816-5“测量非旋转部件上的机械振动” 评价,尤其是表中所示,在此提供的数字是无效的,也无法设置紧急停机和无瞬态工况排放的有效运作。图14这个情况是可以理解的,而如果在正常操作范围内的数值与振动在紧急关机的高一个数量级的顺序下进行比较,则结果如图15所示:图15十四、甩负荷时轴向力的预测即使有进展的预测轴向力,很多时候的精度也是有限的,特别是在不稳定的操作系统中。但是,推力轴承的设计也必须考虑瞬态工况时轴向力的影响,这就需要较高的安全边际。因此,它是衡量效率在原型的动力系统中的指标,与桐柏项目的预期相比较,加载过程中的泵式涡轮机不能拒绝轴向推力,但也要考虑到顶盖和流场底部的压力测量,见图.16。图16在图16中,将平稳运行的液压轴向推力在正常运行的总推力负荷定义为100。在关闭时速度增加,第一秒和轴向推力下降到80,后增加至最高速度。第一次下降后,轴向推力增加,在此压力下的转轮进口压力也随之变化,当在转轮压力排在第一位的轴向推力减小,反之亦然。在过渡模式的泵式涡轮机组接触到的最高负荷和振动,只有在水工设计、机械设计及优化设计时注意到这些过渡因素的影响才会导致良好的系统运行行为。十五、结论对于桐柏抽水蓄能电站的项目,安德里茨开发和优化出一个新的泵式涡轮机,设计过程对所有组件进行了仔细的数据分析,并通过对流动模拟的现代工具手段对组件的相互作用进行了透彻的分析,确保了新型液压工作环境下对水利系统性能的改进和优化设计。该试验模型在被用于验证数值分析的结果和配置文件时进行了微调,桐柏项目系统显示出良好的运行行为,在一个与试验模型和其他测量结果原型实测数量的比较中,表现出良好的性能,并在设计阶段的预测已达到非常好功能效果。该项目的现代设计方法为几个新的泵式涡轮机的设计和翻新提供了一个良好的反馈,为泵式涡轮机项目的进一步推广应用奠定了可靠的基础。十六、参考文献1 Keck H., Gde E., Pestalozzi J., Experience with 3DEuler Flow Analysis as a Practical Design Tool, IAHR Symposium 1990, Belgrade2 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, Valencia3 Sebestyen A., Jaquet M., Keck H., CFD-Design Procedure for Runner Replacement of Reversible Pump-Turbines, XIX IAHR Symposium 1998, Belgrade4 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, Charlotte5 Bellmann R., Sebestyen A., Whrer W., Rebuilding Storage Pumps for Geesthacht, Uprating & Refurbishing Hydro Power Plants, 1999 Berlin6 Sick M., Doerfler P., Sallaberger M., Lohmberg A., Casey M., “CFD Simulation of the Draft Tube Vortex”, XXI IAHR Symposium 2002, Lausanne7 Sallaberger M., Michaud Ch., Born H., Winkler St., Peron M., “Design and Manufacturing of Francis Runners for Rehabilitation Projects”, HYDRO 2001, Riva del Garda8 Sallaberger M., Staehle M., Thoma w., Kiedrowski t., Krasicki R., Lewandowski S., “Major Progress in Upgrading of Reversible Pump-Turbines” , HYDRO 2000, Bern9 Sallaberger M., Sebestyen A., Staehle M., “Upgrading of Large Pump-Turbines”, Waterpower XII 2001, Salt Lake City10 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, 200211 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, 200312 Sick M., Doerfler P., Michler W., Sallaberger M.: “Investigation of the draft tube vortex in a pumpturbine”, XXII IAHR Symposium 2004, Stockholm13 Sick M., Doerfler P., Sallaberger M.: “Part-load instabilities in Francis turbines and pump-turbines”, Hydro 2004, Porto.C200汽车电动助力转向系统及悬架系统设计作 者 姓 名:指 导 教 师:单 位 名 称:专 业 名 称: Design of the steering and suspension system of C200-type automobileby Liu DanSupervisor: Northeastern University 毕业设计(论文)任务书毕业设计(论文)题目:设计(论文)的基本内容:毕业设计(论文)专题部分:题目:设计或论文专题的基本内容:学生接受毕业设计(论文)题目日期第周指导教师签字:年月日摘要C200型号汽车的转向系统采用电动助力转向系统(EPS)。其主要部件由转向操纵机构、转向助力机构、转向器和转向传动机构组成。其中转向操纵机构包括转向盘、转向管柱、转向轴和转向万向节;转向助力机构主要由电机、减速机构和电磁离合器组成,它起着转向辅助动力的产生,传递和中断的作用;C200型号汽车采用齿轮齿条式转向器;转向传动机构包括横拉杆和转向节臂。电动助力转向系统由电动助力电机直接提供转向助力,与传统的机械、液压助力转向系统相比具有转向灵敏、能耗低、与环境的兼容性好、成本低等优点,是汽车转向系统的发展方向。同时,为了增加汽车的舒适度,C200型号汽车采用了双横臂式独立悬架。双横臂式独立悬架主要由弹性元件,减振器,导向机构三部分组成,三部分分别起到缓冲、减振和导向的作用。双横臂独立悬架使两车轮单独运动,互不影响,有助于消除转向轮不断偏摆的不良现象。当摆臂不等长时,适当的上下横臂长度,可以使车轮和主销的角度以及轮距的变化都不太大。不大的轮距变化可以由轮胎变形来适应。因此,不等长的双横臂式独立悬架在汽车的前轮上应用的较广泛。关键词:电动 转向系 转向器 减震器 齿轮齿条 独立悬架AbstractThe 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 futures developing directions.Concurrently, C200A adopts double-wishbone-type independent suspension which facilitates in reducing steering wheels 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目录目录毕业设计(论文)任务书i摘要iiAbstractiii目录iv第1章绪论- 1 -1.1课题背景- 1 -1.1.1电动助力转向背景介绍- 1 -1.1.2汽车悬架系统研究背景- 2 -1.2 国内外发展现状- 3 -1.2.1汽车电动助力转向系统发展现状- 3 -1.2.2汽车悬架系统发展现状- 3 -第2章 机械系统整体设计方案- 5 -2.1 确定设计参数- 5 -2.2 电动助力系统设计方案- 5 -2.3转向器的设计方案- 6 -2.4 悬架系统的设计方案- 7 -第3章 电动助力转向系统的设计计算- 11 -3.1转向系计算载荷的确定- 11 -3.2 电动助力元件的选型- 12 -3.2.1 直流电机的选择- 12 -3.2.2 减速机的选型- 13 -3.2.3 电磁离合器的选型- 14 -3.2.4 扭矩传感器的选型- 15 -3.3 齿轮齿条转向器的设计- 15 -3.3.1选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力- 15 -3.3.2 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸- 16 -3.3.3 确定齿轮传动主要参数和几何尺寸- 17 -3.3.4. 校核齿轮- 18 -3.3.5齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析- 19 -3.3.6 齿轮轴的校核- 20 -3.3.7 齿轮轴轴承的校核- 22 -3.3.8 花键的校核- 23 -3.3.9 其他尺寸计算- 24 -第4章 双横臂式独立悬架的设计计算- 25 -4.1 悬架主要参数的确定- 25 -4.1.1悬架频率的选择- 25 -4.1.2悬架的工作行程- 25 -4.2弹性元件的选择- 25 -4.2.1悬架刚度计算- 25 -4.2.2选择弹簧材料- 26 -4.2.3弹簧参数选择- 26 -4.2.4校核弹簧- 26 -4.3 导向机构设计- 26 -4.4 减震器计算- 28 -4.4.1 减震器工作原理- 28 -4.4.2 相对阻尼系数- 29 -4.4.3 减震器阻尼的确定- 29 -4.4.4 减震器最大卸荷力的确定- 30 -4.4.5 减震器工作缸直径的确定- 30 -第5章 制动器的设计计算- 31 -5.1 概述及设计要求- 31 -5.2 制动器的选择及结构方案分析- 31 -5.3 制动器主要参数的确定- 32 -5.4 制动器设计计算- 34 -第6章 经济性和环保性分析- 36 -第7章 结论- 37 -参考文献- 38 -结束语- 39 -附录- 40 -第1章 绪论第1章 绪论1.1课题背景1.1.1电动助力转向背景介绍电动助力转向系统(Electric Power Steering)是一种直接依靠电机提供辅助扭矩的动力转向系统,与传统的液压助力转向系统(Hydraulic Power Steering)相比,EPS系统具有很多优点。EPS主要由扭矩传感器、车速传感器、电动机、减速机构和电子控制单元(ECU)等组成。电动助力转向系统是汽车转向系统的发展方向。该系统由电动助力机直接提供转向助力,省去了液压动力转向系统所必需的动力转向油泵、软管、液压油、传送带和装于发动机上的皮带轮,既节省能量,又保护了环境。另外,还具有调整简单、装配灵活以及在多种状况下都能提供转向助力的特点。正是有了这些优点,电动助力转向系统作为一种新的转向技术,将挑战大家都非常熟知的、已具有50多年历史的液压转向系统。驾驶员在操纵方向盘进行转向时,转矩传感器检测到转向盘的转向以及转矩的大小,将电压信号输送到电子控制单元,电子控制单元根据转矩传感器检测到的转矩电压信号、转动方向和车速信号等,向电动机控制器发出指令,使电动机输出相应大小和方向的转向助力转矩,从而产生辅助动力。汽车不转向时,电子控制单元不向电动机控制器发出指令,电动机不工作。相比传统液压动力转向系统,电动助力转向系统具有以下优点:1、只在转向时电机才提供助力,可以显著降低燃油消耗传统的液压助力转向系统有发动机带动转向油泵,不管转向或者不转向都要消耗发动机部分动力。而电动助力转向系统只是在转向时才由电机提供助力,不转向时不消耗能量。因此,电动助力转向系统可以降低车辆的燃油消耗。与液压助力转向系统对比试验表明:在不转向时,电动助力转向可以降低燃油消耗2.5%;在转向时,可以降低5.5%。2、转向助力大小可以通过软件调整,能够兼顾低速时的转向轻便性和高速时的操纵稳定性,回正性能好。 传统的液压助力转向系统所提供的转向助力大小不能随车速的提高而改变。这样就使得车辆虽然在低速时具有良好的转向轻便性,但是在高速行驶时转向盘太轻,产生转向“发飘”的现象,驾驶员缺少显著的“路感”,降低了高速行驶时的车辆稳定性和驾驶员的安全感。电动助力转向系统提供的助力大小可以通过软件方便的调整。在低速时,电动助力转向系统可以提供较大的转向助力,提供车辆的转向轻便性;随着车速的提高,电动助力转向系统提供的转向助力可以逐渐减小,转向时驾驶员所需提供的转向力将逐渐增大,这样驾驶员就感受到明显的“路感”,提高了车辆稳定性。电动助力转向系统还可以施加一定的附加回正力矩或阻尼力矩,使得低速时转向盘能够精确的回到中间位置,而且可以抑制高速回正过程中转向盘的振荡和超调,兼顾了车辆高、低速时的回正性能。3、结构紧凑,质量轻,生产线装配好,易于维护保养电动助力转向系统取消了液压转向油泵、油缸、液压管路、油罐等部件,而且电机及减速机构可以和转向柱、转向器做成一个整体,使得整个转向系统结构紧凑,质量轻,在生产线上的装配性好,节省装配时间,易于维护保养。4、通过程序的设置,电动助力转向系统容易与不同车型匹配,可以缩短生产和开发的周期。1.1.2汽车悬架系统研究背景悬架是车架(或承载式车身)与车轿(或车轮)之间的一切传力连接装置的总称。它的功用是把路面作用于车轮上的垂直反力(支承力)、纵向反力(牵引力和制动力)和侧向反力以及这些反力所造成的力矩都要传递到车架(或承载式车身)上,以保证汽车的正常行驶。汽车悬架系统基本上是由弹性元件、减振器和导向机构三大部分组成。这三部分分别起缓冲、减振和导向作用,共同承担传递轮胎与车身之间的各种力和力矩的任务。汽车行驶中路面的不平坦、凸起和凹坑使车身在车轮的垂直作用力下起伏波动,产生振动与冲击;在加减速及转弯和制动时的倾覆力和侧倾力可使车身产生俯仰和侧倾振动。这些振动与冲击会严重影响车辆的平顺性和操纵稳定性等重要性能。悬架作为上述各种力和力矩的传动装置,其传递特性的好坏是影响汽车行驶平顺性和操纵稳定性最重要、最直接的因素。1.2 国内外发展现状1.2.1汽车电动助力转向系统发展现状自1953年美国通用汽车公司在别克轿车上使用液压动力转向系统以来, HPS给汽车带来了巨大的变化,几十年来的技术革新使液压动力转向技术发展异常迅速, 出现了电控式液压助力转向系统(Electric Hydraulic Power Steering,简称EHPS) 。1988年3月,日木铃木公司开发出一种全新的电子控制式EPS,真正摆脱了液压动力转向系统的束缚。首先在其Cervo车上装备EPS , 随后又应用在Alto汽车上;1993年,本田汽车公司首次将EPS装备于大批量生产的、在国际市场上同法拉利和波尔舍竞争的爱克NSX跑车。TRW公司继推出EHPS后也迅速推出了技术上比较成熟的带传动EPS和转向柱助力式EPS,并装配在Ford Fiesta和Mazda 323F等车上, 此后EPS技术便得到了飞速的发展,如本田最新推出的Insight轿车上就是其中的例。在国外, EPS已进入批量生产阶段, 并成为汽车零部件的高新技术产品。 我国动力转向系统目前绝大部分采用机械转向或液压助力转向,EPS的研究开发目前还处于起步阶段, 其产品在2002年才有国内企业进行研制开发。目前已经知道的有13家企业和科研院校正在研制中,其中南摩股份有限公司(生产转向柱式的EPS产品)在2003年开始进入小批量生产阶段,在昌河公司产的爱迪尔轿车、南京菲亚特公司生产的新雅途轿车上使用。吉利汽车集团开发的具有自主知识产权的EPS产品也已经装备其吉利豪情等系列轿车上。1.2.2汽车悬架系统发展现状在马车出现的时候,为了乘坐更舒适,人类就开始对马车的悬架叶片弹簧进行孜孜不倦的探索。在 1776 年,马车用的叶片弹簧取得了专利,并且一直使用到 20 世纪 30 年代,叶片弹簧才逐渐被螺旋弹簧代替。汽车诞生后,随着对悬架研究的深入,相继出现了扭杆弹簧、气体弹簧、橡胶弹簧、钢板弹簧等弹性件。1934 年世界上出现了第一个由螺旋弹簧组成的被动悬架。被动悬架的参数根据经验或优化设计的方法确定,在行驶过程中保持不变。它是一系列路况的折中,很难适应各种复杂路况,减振的效果较差。为了克服这种缺陷,采用了非线性刚度弹簧和车身高度调节的方法,虽然有一定成效,但无法根除被动悬架的弊端。被动悬架主要应用于中低档轿车上,现代轿车的前悬架一般采用带有横向稳定杆的双横臂式悬架,比如桑塔纳、夏利、赛欧等车,后悬架的选择较多,主要有复合式纵摆臂悬架和多连杆悬架等。半主动悬架的研究工作开始于 1973 年,由 D.A.Crosby和 D.C.Karnopp 首先提出。半主动悬架以改变悬架的阻尼为主,一般较少考虑改变悬架的刚度。由于半主动悬架结构较简单,工作时不需要消耗车辆的动力,而且可取得与主动悬架相近的性能,具有广阔的发展空间。随着道路交通的不断发展,汽车车速有了很大的提高,被动悬架的缺陷逐渐成为提高汽车性能的瓶颈,为此人们开发了能兼顾舒适和操纵稳定的主动悬架。主动悬架的概念是1954 年美国通用汽车公司在悬架设计中率先提出的。它在被动悬架的基础上,增加可调节刚度和阻尼的控制装置,使汽车的悬架在任何路面上保持最佳的运行状态。控制装置通常由测量系统、反馈控制系统、能源系统等组成。20 世纪 80 年代,世界各大著名的汽车公司和生产厂家竞相研制开发这种悬架。奔驰、沃尔沃、洛特斯、丰田等在汽车上进行了较为成功的试验。装备主动悬架的汽车,在不良路面高速行驶时,车身非常平稳,轮胎的噪音小,转向和制动时车身保持水平。其特点是乘坐非常舒服,但不同程度存在着结构复杂、能耗高、成本昂贵、可靠性问题。由于种种原因,我国的汽车绝大部分采用被动悬架。在半主动和主动悬架的研究方面起步晚,与国外的差距大。在西方发达国家,半主动悬架在 20 世纪 80 年代后期趋于成熟,福特公司和日产公司首先在轿车上应用,取得了较好的效果。主动悬架虽然提出早,但由于控制复杂,并且牵涉到许多学科,一直很难有大的突破。- 54 -第2章 机械系统整体设计方案第2章 机械系统整体设计方案2.1 确定设计参数本设计参考某品牌C200型号汽车的基本参数:长/宽/高(mm):4601/1770/1459发动机形式: 4缸4气门发动机排量(毫升):2773最大功率(KW):135/5250最大扭矩(Nm):270/1800-4600轴距(mm):2760前轮距(mm):1480后轮距(mm): 1460满载质量(kg):1632驱动方式:前置后驱2.2 电动助力系统设计方案电动转向系统一般都由转向传感器、车速传感器、微电脑控制单元、电机和离合器及助力机构等部分组成。电动助力转向系统根据电机驱动部位不同,电动助力转向系统可分为转向轴助力式、齿轮助力式和齿条助力式。图2.1 电动助力转向分类转向轴助力式电动助力转向机构的电动机布置在靠近转向盘下方,并经锥齿轮与转向轴连接,由于转向轴助力方式电动助力转向的电动机布置在驾驶室内,所以又良好的工作条件;因电动机输出的助力转矩经过减速机构增大后传给转向轴,所以电动机输出的助力转矩相对小些,电动机尺寸夜宵,这又有利于在车上布置和减轻质量;电动机、减速机构、电磁离合器等装为一体时结构紧凑,上述不见又与转向器分开,故拆装与维修工作容易进行。因此,本设计选用转向轴式电动助力转向机构,其工作原理为:电动助力转向系统主要是通过单片机来控制电机的电流大小以及电池离合器的闭合与断开来实现对转向系的助力。电机电流的大小主要受到转矩信号和车速信号的影响,当车速一定,转矩信号所代表的转矩值较低时,流经电机的电流较小,电机助力较小,反之,则流过电机的电流较大,电机助力较大。当转矩一定时,车速越大,流经电机的电流越小,助力越小。车速越低,流经电机的电流越大,助力越大。当车速大于某个值或者转向力矩小于某个值时,电磁离合器断开,系统停止工作。图2.2 转向轴助力式电动助力转向系统2.3转向器的设计方案汽车转向器有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等数种。微型轿车载荷小,前轴负荷不大,整车结构力求简单,且一般行驶在良好里面上, 所以,微型轿车转向系统中,转向器采用齿轮齿条式转向器。齿轮齿条式转向器的传动副为齿轮与齿条,其机构简单、布置方便,制造容易,但转向传动比较小,一般不大于15,且齿条沿其长度方向磨损不均匀,故广泛应用于微型汽车和轿车上。下图为其在转向桥上的布置简图,通常均匀布置在前轮轴线之后。转向传动副的主动件是一斜齿圆柱小齿轮,它和装在外壳中的从动件齿条相啮合,外壳固定在车身或车架上。齿条利用两个球接头直接和两根分开的左右横拉杆相连。横拉杆再经球接头于梯形臂相接。1,齿轮;2,齿条;3,齿条与横拉杆连接得球接头;4,转向梯形臂图2.3 齿轮齿条式转向器在转向桥上的布置简图1-齿轮轴 2-齿条 3-弹簧 4-调整螺钉 5-螺母 6-压板 7-防尘套 8-油封 9-轴承图2.4齿轮齿条转向器结构图2.4 悬架系统的设计方案随着高速公路网的发展,促使汽车速度的不断提高,使得非独立悬架已不能满足汽车行驶平顺性和操纵稳定性等方面的要求。因此,独立悬架得到了很大程度的发展,主要包括横臂式独立悬架和纵臂式独立悬架。双横臂独立悬架的两个摆臂长度可以相等,也可以不相等,如图2.5。图2.5a表明两摆臂等长的悬架,当车轮上下跳动时,车轮平面没有倾斜,但轮距却发生了较大的变化,这将增加车轮侧向滑移的可能性。在摆臂不等长的独立悬架中,如图2.5b,如将两臂长度选择适当,可以使车轮和主销的角度以及轮距的变化都不大。不大的轮距变化在轮胎较软时可以由轮胎变形来适应,目前轿车的轮胎可容许轮距的改变在每个车轮上达到45mm而不致使车轮沿路面滑移。因此不等长的双横臂式独立悬架在轿车前轮上应用的较广泛。图2.5 双横臂式悬架结构简图 下摆臂轴 2-垫片 3-下球头销 4-下摆臂 5-螺旋弹簧 6-筒式减震器7-橡胶垫圈 8-下缓冲块 9-转向节 10-上缓冲块 11-上摆臂 12-调整垫片13-弹簧 14-上球头销 15-上摆臂轴 16-车架横梁图2.6 双横臂独立悬架结构图图2.6为双横臂式悬架结构图,上摆臂11和下摆臂4的内端分别通过摆臂轴15和1与车架做铰链连接,二者的外端则分别通过上球头销14和下球头销3与转向节9相连。螺旋弹簧5的上、下端分别通过橡胶垫圈7支撑与车架横梁上的支撑座和下摆臂上的支撑盘内。双向作用筒式减震器6的上、下两端同样分别通过橡胶衬垫与车架和下摆臂上的支撑盘相连。上摆臂与上球头销式铆接不可拆卸式,其中装有弹簧13,保证当球头销与销座有磨损时,自动消除二者之间的间隙。下摆臂与下球头销是是可拆的。下球头销如有松动出现间隙时,可以拆开球头销,适当减少垫片2以消除间隙。该轿车采用球头结构代替主销,属于无主销式,即上、下球头销的连心线相当于主销轴线,转向时车轮即围绕此轴线偏转。主销后倾角有移动上摆臂在摆臂轴上的位置来调整,而上摆臂的移动是通过上摆臂的转动实现的。前轮外倾角由加在上摆臂轴与固定支架间的调整垫片12调整。主销内倾角和车轮外倾角的关系已被转向节的结构所确定,故调整车轮外倾角以后,主销内倾角自然正确。路面对车轮的垂直力一次通过转向节、下球头销、下摆臂和螺旋弹簧传到车架。纵向力、侧向力机器力矩均由转向节及导向机构上、下摆臂及上、下球头销来传递纵向力、侧向力及其力矩,必须使悬架具有足够的纵向和侧向刚度。为此,上、下两摆臂都是叉形的刚性构架,其内端为宽端。外端为窄端。第3章 电动助力转向系统的设计计算第3章 电动助力转向系统的设计计算3.1转向系计算载荷的确定为了汽车的行驶安全,必须保证转向器有足够的强度,计算转向器零件强度之前必须确定其所售的负载。循环球式转向器利用钢珠将滑动摩擦转变为滚动摩擦,大大减小了转向器的内摩擦,这样转向器承受的载荷就主要是转向轮绕主销转动的阻力,车轮稳定阻力和轮胎变形阻力。由经验公式计算汽车在路面上的园地转向阻力矩Mr。式中:f-轮胎与地面的摩擦系数,一般取0.7; -转向阻力矩,Nmm; -转向轴负荷; P-轮胎气压,这里取。作用在转向盘上的手力为:式中 转向摇臂长,单位为mm;原地转向阻力矩, 单位为Nmm转向节臂长,单位为mm;为转向盘直径,单位为mm,取400mm;转向器角传动比,取15;转向器正效率,取90%。因为齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂和转向节臂,故、不代入数值。3.2 电动助力元件的选型3.2.1 直流电机的选择初步计算直流电机的功率:则则因此,本设计所选用直流电机型号为110ZYT105,生产厂家为山东博山电机有限公司。该电机的基本参数为:表3.1 110ZYT105电机基本参数转矩mNm转速r/min功率W电压V电流A允许顺逆转速差r/min1274300040024不大于22.5100电机的外形尺寸:图3.1 电机外形尺寸电机的特性曲线:图3.2电机的特性曲线由电机特性曲线可知,电机转矩与电流近视成正比,转速增加,电流减小,转矩减小。而电机转矩与电流的关系为:直流电机的特性决定了在低速时,电机的转矩输出很大,这正好适合于汽车原地转向的要求。刚开始转向的时候,由于静摩擦力的缘故使得转向力需求很大,因此转矩传感器测量到的转矩也很大,ECU控制电路对电机输出大电流,电机输出很大的力矩,因此,使转向轻便。当转向力要求不大时,转矩传感器测量到的转矩很小,ECU控制电路对电机输出小电流,这时电机提供较小的电流和较快的转速,使转向轻便灵敏。由直流电机的特性图我们很清楚的知道,要控制电机的输出转矩,只需要控制流过电机的电流,而电流控制对于采用单片机的控制系统来说相对比较简单。3.2.2 减速机的选型在本次设计中,我们选择的电机的转速为3000r/min,而方向盘的转速大概在50r/min。因此,要求助力部分的总减速比为60。按照这个传动比做出来的减速机构结构很大,因此我们设计的减速器的传动比为30,在转向轴与助力部分衔接处锥齿轮传动的传动比为2,这样我们就保证了助力部分的总传动比为60。通过以上分析,我们选择上海柯雄精密机械有限公司生产的FB60精密行星减速机。其安装尺寸为:图3.3 FB60精密行星减速器安装尺寸3.2.3 电磁离合器的选型电磁离合器的主要作用是控制辅助电机发出的辅助力矩的通断。目前,电磁离合器主要有摩擦片式和牙嵌式两种。按照不通电时电磁离合器的开闭情况又分为常开式和常闭式两种。摩擦片式电磁离合器又分为干式和湿式两种。不管干式还是湿式,摩擦片都存在相对滑动的情况,不适合用于转向系统中。因为如果发生相对滑动会使传动滞后,造成失真,使转向灵敏度下降。汽车大部分的时间时速都超过40Km/h,而大于此速度是不需要助力的,因此离合器应该断开。为了满足转向灵敏和电机不助力时断开助力部分的要求,此次设计选用牙嵌常开式电磁离合器,型号为DLY0-5,其基本参数为:表3.2 DLY0-5电磁离合器基本参数额定传递力矩Nm额定电压DCV线圈功率消耗()W允许最高结合转速r/min允许最高转速r/min重量kg5024165045001.42在安装时要注意间隙的调整,过大,反应滞后,过小,电磁离合器不容易断开。该电磁离合器的工作原理为当电磁离合器断电时,两牙嵌片在弹簧力的作用下分开,断开动力专递;通电后,感应线圈产生磁场,吸引衔铁使牙嵌片相互结合,从而传递了动力。断电后,弹簧又将两牙嵌片分开断开动力。在传动过程中,线圈不产生转动,支撑在轴承外圈上面,轴承内圈转动,实现主动件的旋转的传递。3.2.4 扭矩传感器的选型电感式转矩传感器主要有扭杆、检测环、检测线圈、补偿线圈、壳体组成。当输入轴有转矩输入时,扭杆发生变形,检测环齿轮正对面积发生变化,输入力矩越大,扭杆变形越大,正对面积变化越大。其工作过程如图3.2所示:图3.4 扭矩传感器工作原理流程图本次设计采用电感式转矩传感器,0170MS系列具有很好的动态监测性能,响应快,能够准确迅速的测量出转向力矩。其型号为:0170MS 50R。 3.3 齿轮齿条转向器的设计3.3.1选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力1.选择材料及热处理方式齿轮轴 16MnCr5 渗碳淬火,齿面硬度56-62HRC齿条 45钢 表面淬火,齿面硬度56-56HRC2. 确定许用应力(1) 确定和 (2) 计算应力循环次数N,确定寿命系数、。 c)计算许用应力取,=应力修正系数=3.3.2 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸(1) 选择齿轮类型根据齿轮传动的工作条件,选用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动方案(2) 选择齿轮传动精度等级选用7级精度(3) 初选参数初选 =6 =31 =1.2 =0.7 =0.89按当量齿数 取(4) 初步计算齿轮模数转矩107.8160=17248闭式硬齿面传动,按齿根弯曲疲劳强度设计。=1.82(5) 确定载荷系数=1,由,/100=0.00124,=1;对称布置,取=1.06;取=1.3则=111.061.3=1.378(6) 修正法向模数=2.396=1.79圆整为标准值,取=2.53.3.3 确定齿轮传动主要参数和几何尺寸(1) 分度圆直径=15.231(2) 齿顶圆直径=15.231+2=15.231+22.5(1+1)=25.231(3) 齿根圆直径=15.231-2=15.231-22.50.25=13.981(4) 齿宽齿条齿宽为:=1.215.231=18.28圆整取值为20mm,则齿轮轴齿宽为20+10=30mm因为相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等,即。齿轮法面基圆齿距为齿条法面基圆齿距为取齿条法向模数为=2.5(5) 齿条齿顶高=2.5(1+0)=2.5(6) 齿条齿根高=2.5(1+0.25-0)=3.125(7) 法面齿距=5.743.3.4. 校核齿轮(1)校核齿面接触疲劳强度由表7-5,=189.8由图7-15,=2.45取=0.8,=0.99所以 =(2)校核齿根弯曲强度3.3.5齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析图3.5齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析当转向盘从锁点向锁点转动,每只前轮大约从其正前方开始转动30,因而前轮从左到右总共转动约60。当转向轮右转30,即梯形臂或转向节由OC绕圆心O转至OA时,齿条左端点E移至EA的距离为同理计算转向轮左转30,转向节由OC绕圆心O转至OB时,齿条左端点E移至的距离为齿轮齿条啮合长度应大于即 取L=200mm3.3.6 齿轮轴的校核(1)齿轮齿条传动受力分析若略去齿面间的摩擦力,则作用于节点P的法向力Fn可分解为径向力Fr和分力F,分力F又可分解为圆周力Ft和轴向力Fa。(2) 齿轮轴的强度校核1.轴的受力分析(a) 画轴的受力简图。图3.6 轴的受力简图(b) 计算支承反力在垂直面上在水平面上(c) 画弯矩图在水平面上,a-a剖面左侧、右侧在垂直面上,a-a剖面左侧a-a剖面右侧合成弯矩,a-a剖面左侧a-a剖面右侧(d) 画转矩图转矩 图3.7 轴的弯矩转矩图2.判断危险剖面显然,a-a截面左侧合成弯矩最大、扭矩为T,该截面左侧可能是危险剖面。3.轴的弯扭合成强度校核a-a截面左侧4.轴的疲劳强度安全系数校核查得,;a-a截面左侧查得,;由表查得绝对尺寸系数,;轴经磨削加工,查得质量系数=1.0。则弯曲应力 应力幅 平均应力 切应力 安全系数查得许用安全系数S=1.31.5,显然SS,故a-a剖面安全。3.3.7 齿轮轴轴承的校核选轴承型号为6203的深沟球轴承,查得,C=3350N,由,所以查得,所以,校核轴承寿命因,故按照计算3.3.8 花键的校核选用花键规格为中系列式中 T传递的转矩,单位为Nmm;载荷分配不均匀系数,这里取0.8;z花键的齿数,这里为6;l齿的工作长度,这里为30mm;花键齿侧面的工作高度,这里为2mm;花键的平均直径,许用挤压应力,单位为MPa。3.3.9 其他尺寸计算梯形臂长度的计算:轮毂直径取标准为304mm梯形臂长度取转向横拉杆直径的确定:式中: ; 因此,取初步估算主动齿轮轴的直径:式中:所以取第4章 双横臂式独立悬架的设计计算第4章 双横臂式独立悬架的设计计算4.1 悬架主要参数的确定4.1.1悬架频率的选择 对于大多数汽车而言,其悬挂质量分配系数,即前后桥上方车身部分的集中质量的垂直振动是相互独立的,并用偏频,表示各自的自由振动频率,偏频越小,则汽车的平顺性越好。一般对于钢制弹簧的轿车,约为11.3Hz,约为1.171.5Hz,非常接近人体步行时的自然频率,取n=1.2Hz。4.1.2悬架的工作行程悬架的工作行程由静挠度与动挠度之和组成。由式中-悬架静挠度得悬架静挠度:则悬架动挠度:取为了得到良好的平顺性,应当采用较软的悬架以降低偏频,但软的悬架在一定载荷下其变形量也大,低于一般轿车而言,悬架总工作行程应当不小于160mm。而 符合要求4.2弹性元件的选择4.2.1悬架刚度计算已知整车装备质量:,取簧上质量为1540kg;取簧下质量为92kg,则:空载前轴单轮轴荷取45%:满载前轴单轮轴荷取45%:(满载时车上5名成员,60kg/名)。悬架刚度,初取4.2.2选择弹簧材料选弹簧材料为,切变模量,弹性模量,抗拉强度,许用应力4.2.3弹簧参数选择初选旋绕比C=则曲度系数有公式,得mm,圆整为12mm由弹簧中径,得,取此时,由弹簧有效圈数,取4.2.4校核弹簧曲度系数则则弹簧表面剪切应力,合格4.3 导向机构设计前轮定位参数随车轮上下跳动的变化特性,通常是指从满载静平衡位置到车轮跳动范围内的特性。在讨论前轮定位参数变化时,应首先考虑车轮外倾角和主销后倾角的变化特性。下面着重分析前轮外倾角的变化特点。车轮在跳动时,外倾角的变化包括由车身侧倾产生的车轮外倾变化和车轮相对车身的跳动而引起的外倾变化两部分。在双横臂式独立悬架中,前者使车轮向车身侧倾方向倾斜,即外倾角增大,增加不足转向;后者引起的外倾角变化情况,取决于悬架上、下臂运动的几何关系。在双横臂结构中,往往是外倾角随弹簧压缩行程的增大而减小。这种变化与车身侧倾引起的外倾角变化相反,产生过多转向趋势,所以应尽量减少车轮相对车身跳动时外倾角变化。一般希望在所确定的车轮跳动范围内,车轮相对车身跳动所引起的外倾角的变化量在以内。外倾角变化与上、下横臂尺寸参数的关系,如下图所示。如图所示,转向节上、下球销中心距保持不变且等于0.6倍下臂长r,上臂长在(0.61.0)倍下臂长r范围内变化时的外倾角变动情况。如图所示,上臂长保持不变且等于下臂长r,转向节上、下球销中心距在(0.61.0)倍下臂长r范围内变动时的外倾角变动情况。同时,参考奔驰600球销距为256mm,下摆臂长479mm,上摆臂长330mm。本设计取球销距B=270mm,下摆臂长r=430mm,上摆臂长A=300mm。此时,A/r=0.7,B/r=0.63,符合设计要求。4.4 减震器计算4.4.1 减震器工作原理 1. 活塞杆;2. 工作缸筒;3. 活塞;4. 伸张阀;5. 储油缸筒; 6. 压缩阀;7. 补偿阀;8. 流通阀;9. 导向座;10. 防尘罩;11. 油封图4.1双向作用筒式减振器示意图在压缩行程时,指汽车车轮移近车身,减振器受压缩,此时减振器内活塞3向下移动。活塞下腔室的容积减少,油压升高,油液流经流通阀8流到活塞上面的腔室(上腔)。上腔被活塞杆1占去了一部分空间,因而上腔增加的容积小于下腔减小的容积,一部分油液于是就推开压缩阀6,流回贮油缸5。这些阀对油的节约形成悬架受压缩运动的阻尼力。减振器在伸张行程时,车轮相当于远离车身,减振器受拉伸。这时减振器的活塞向上移动。活塞上腔油压升高,流通阀8关闭,上腔内的油液推开伸张阀4流入下腔。由于活塞杆的存在,自上腔流来的油液不足以充满下腔增加的容积,主使下腔产生一真空度,这时储油缸中的油液推开补偿阀7流进下腔进行补充。由于这些阀的节流作用对悬架在伸张运动时起到阻尼作用。由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力设计的大于压缩阀,在同样压力作用下,伸张阀及相应的常通缝隙的通道载面积总和小于压缩阀及相应常通缝隙通道截面积总和。这使得减振器的伸张行程产生的阻尼力大于压缩行程的阻尼力,达到迅速减振的要求。4.4.2 相对阻尼系数相对阻尼系数的物理意义是:减震器的阻尼作用在于不同刚度c和不同簧上质量的悬架系统匹配时,会产生不同的阻尼效果,值大,振动能迅速衰减,同时又能将较大的路面冲击力传到车身;值小则反之。通常情况下,将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些,伸张行程时的相对阻尼系数取得大些,两者之间保持的关系。设计时,先选取的平均值。相对无摩擦的弹性元件悬架,取对有内摩擦的弹性元件悬架,值取的小些。为避免悬架碰撞车架,取。取,则有:4.4.3 减震器阻尼的确定减震器的阻尼系数。因悬架系统固有频率。实际上,应根据减震器的布置特点确定减震器的阻尼系数。本设计中,阻尼系数根据公式代入数据得:按满载计算有:簧上质量代入数据得减震器的阻尼系数为:4.4.4 减震器最大卸荷力的确定为减小化到车身上的冲击力,当减震器活塞振动速度达到一定值时,减震器打开卸荷阀,此时活塞速度成为卸荷速度,按上图安装形式时有:式中:为卸荷速度,一般为A为车身振幅,取;为悬架振动固有频率。代入数据计算的卸载速度为:,符合根据伸张行程最大卸荷力公式:代入数据可得最大卸荷力4.4.5 减震器工作缸直径的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D为:式中:为工作缸最大压力,取 为连杆直径与工作缸直径比值,取代入计算得工作缸直径D为减震器的工作缸直径的选取要和国标(JB 1459-1985)对照,选用标准尺寸,因此确定工作刚直径为30mm。一般取贮油缸直径为:这里取为42mm,壁厚通常取为2mm。 第5章 制动器的设计计算第5章 制动器的设计计算5.1 概述及设计要求制动器的功能是使汽车以适当的速度减速直至停车;在下坡时保证稳定的车速;是汽车原地停放或停放在坡道上。制动装置包括四种:行车、驻车、应急、辅助制动。另外,包括制动器和制动驱动机构。本文所设计的主要是制动器,它包括制动蹄,以及制动轮缸以及其他的辅助机构。制动器设计的基本要求是:1) 足够的制动能力,包括行车制动能力和驻坡能力。行车制动能力主要由制动减速度和制动距离两项指标来衡量。国外法规中规定:进行效能实验时的最低减速度对交车为5.87m/s2。相应的最大停车距离为 (6-1)式中,av表示空驶距离,为经验值,一般取0.1,s为制动距离,v为制动初速度,j为制动减速度。2)在任何情况下制动,汽车的都不应当丧失操纵性和方向稳定性。3) 制动能力的水稳定性好,能防止水和污泥进入制动器工作表面,摩擦片浸水后恢复摩擦因数的能力要好。4)制动能力的热稳定性好。5) 操纵轻便,具有良好的随动性。5.2 制动器的选择及结构方案分析制动器主要有摩擦式、电磁式、液压式等几种形式。电磁式制动器滞后性好、易于连接,但成本太高,一般用于质量较大的商用车上作为车轮制动器或缓速器;液压式一般只用作缓速器。目前使用最广泛的是摩擦式制动器。摩擦式制动器按其摩擦副的结构形式不同又分为盘式、鼓式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器。而盘式制动器由于其结构相对复杂,制造成本较高故本设计中不采用。鼓式制动器散热性差,且刹车性能没有盘式制动器好,其制动不够灵敏。但作为一般家用小轿车的制动器足够应付大部分场合。鼓式制动器包括制动轮缸和刹车蹄片。本设计的主要任务就是确定制动轮缸的直径以及刹车蹄片的尺寸。5.3 制动器主要参数的确定1) 制动鼓直径D在输入力F一定的情况下,制动鼓直径越大其产生的制动力矩越大,其刹车性能越好,散热性也越强。但是,制动鼓直径D受到轮辋直径的限制,而且制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙,否则,制动鼓散热不良温度过高就会导致摩擦因素降低,从而导致刹车性能降低。制动鼓的各参数示意图如图6.1所示,5.1 制动鼓参数示意图制动鼓直径D与轮辋直径d的比例一般在0.640.74之间。根据轮辋国家标准选取的轮辋直径为304.8mm,则mm选取制动鼓直径D=200mm。2) 摩擦衬片宽度b和包角制动鼓直径确定后,摩擦衬片的宽度b和包角决定了衬片得摩擦面积A,即 A= (6-2)制动器各蹄片衬片总的摩擦面积越大,则制动时单位压力越小,抗磨损性越好,根据相关实验表明,摩擦衬片得包角=90100时,磨损最小,制动鼓温度最低,且制动效能最好。角小虽然有利于散热,但是单位压力过高将导致磨损加剧,实际上包角两段的单位压力最小,因此过分延伸衬片的两端以加大包角对减小单位压力作用并不大,而且将使制动作用不平顺,容易使制动器自锁。因此,包角选择为90。衬片宽度b较大可以减小磨损,但是过大将不易保证与制动鼓的全面接触。本设计综合各方面考虑初步选择b=40mm。则 A=100/240=6280003) 摩擦衬片起始角由图6.1所示,=90/2 =454) 制动器中心到张开力的作用线的距离e在结构允许的情况下应该尽可能的大,这样可以提高制动效能。一般e=0.4D,则e=0.4D=0.4200=80mm。5) 制动蹄支承点位置坐标a和c在保证两蹄支承端面不致干涉的条件下,使a尽可能大,c尽可能小,一般a=0.4D故a=80mm,初取c=15mm。6) 制动轮缸直径根据GB 7524-87标准规定的轮缸直径系列,初选轮缸直径为16mm。则制动轮缸对衬片的作用力根据如下公式: (6-3)式中,p为考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压,p=812MPa。则,F=103.141616/4=2009.6N5.4 制动器设计计算根据所给初始数据以及以上所求的参数:整车质量=1632kg载荷分配前桥45% 后桥55%轴距 L=2600mm轮距 l=1300mm质心高度 =800mm轮胎滚动半径 =273mm制动鼓直径 D=200mm包角=90张力至中心的距离 e=80mm支点至中心的距离 a=80mm 支点到推力的距离 h=a+e=160mm两支点间的距离 c=30mm1 效能因数的计算效能因数表示单位压力作用下输出的力或者力矩。领蹄效能因数: (6-4)式中,f为衬片和刹车鼓间的摩擦因数取为0.4.从蹄效能因数 (6-5)则整个鼓式制动器的效能因数为K=1.6+0.533=2.1332 车轮制动器制动力矩计算=22.1332009.60.1=857.3Nm (6-6)3 衬片磨损特性计算衬片磨损特性常用能量耗散率来衡量,对鼓式制动器,比能量耗散率小于1.8 (6-7)式中,前后轮制动力的比值一般为0.4,t制动反应时间一般取3,v制动初速度一般为18m/s,A衬片面积,则小于1.8,故其选择是合格的。第6章 经济性和环保性分析液压动力转向系统需要发动机带动液压油泵,使液压油不停地流动,浪费了部分能量。相反电动助力转向系统(EPS)仅在需要转向操作时才需要电机提供的能量,该能量可以来自蓄电池,也可来自发动机。而且,能量的消耗与转向盘的转向及当前的车速有关。当转向盘不转向时,电机不工作,需要转向时,电机在控制模块的作用下开始工作,输出相应大小及方向的转矩以产生助动转向力矩,而且,该系统在汽车原地转向时输出最大转向力矩,随着汽车速度的改变,输出的力矩也跟随改变。该系统真正实现了按需供能,是真正的按需供能型(on-demand)系统,减少了能源消耗。汽车在较冷的冬季起动时,传统的液压系统反应缓慢,直至液压油预热后才能正常工作。由于电动助力转向系统设计时不依赖于发动机而且没有液压油管,对冷天气不敏感,系统即使在-40时也能工作,所以提供了快速的冷起动。由于该系统没有起动时的预热,节省了能量。不使用液压泵,避免了发动机的寄生能量损失,提高了燃油经济性,装有电动助力转向系统的车辆和装有液压助力转向系统的车辆对比实验表明,在不转向情况下,装有电动助力转向系统的国辆燃油消耗降低2.5%,在使用转向情况下,燃油消耗降低了5.5%。第7章 结论本设计基于C200汽车基本参数,设计该汽车的电动助力转向系统和悬架系统,通过分析利弊,并参考国内外汽车该部分的机构后设计而成。具体设计内容主要围绕以下三点展开:一电动助力机构设计。主要为电机,减速机构,电磁离合器和扭矩传感器的选型与装配。二齿轮齿条转向器的设计。主要为转向齿轮轴、齿条和转向梯形的设计。三双横臂独立悬架的设计。主要为弹簧、减震器和导向机构的设计。并对上述三点进行有机结合,使之成为一能实现特定功能动作的机械实体。本次毕业设计,无论是时间方面还是设计经验方面均有很大的欠缺,设计内容亦不甚完善,较之国内外主流类似产品有很大差距。亦望本设计中失误之处能得到师长或同行的不吝指正,甚为感谢。参考文献参考文献1 刘涛,赵立军,赵桂范.汽车设计M.北京:北京大学出版社,2008.2 杨万福,余晨光.汽车理论M.广州:华南理工大学出版社,2010.3
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