四輪獨立驅(qū)動轉(zhuǎn)向電動車傳動及制動系統(tǒng)設(shè)計本科生畢業(yè)論文

第1章緒論1.1四輪獨立驅(qū)動/轉(zhuǎn)向電動車的特點由于本設(shè)計側(cè)重于四輪獨立驅(qū)動/轉(zhuǎn)向電動車的傳動和制動系統(tǒng)的研究，因此本部分將著重分析該電動車在這兩方面的特點。本文研究的電動汽車四輪獨立驅(qū)動系統(tǒng)利用四個獨立控制的驅(qū)動電機分別驅(qū)動汽車的四個車輪，四個輪轂電機有四個控制器控制協(xié)調(diào)工作。該系統(tǒng)無需輪邊減速器，且車輪之間沒有機械傳動環(huán)節(jié)。由于驅(qū)動電機嵌入到車輪輪轂內(nèi)，我們把這種驅(qū)動電機稱為輪轂電機。這種驅(qū)動系統(tǒng)與傳統(tǒng)汽車驅(qū)動系統(tǒng)相比有以下特點：1)輪轂電機的動力性能更佳。根據(jù)米奇克所編的《汽車動力學(xué)》的理論，汽車需要工作在一個的特性場內(nèi)，傳統(tǒng)內(nèi)燃機發(fā)動機所能提供的特性場與汽車?yán)硐氲尿?qū)動特性場差別比較大，所以必須增加一套“特性轉(zhuǎn)換裝置”，一般包括離合器、變速器、傳動軸、主減速器和半軸組成[1]。而對于驅(qū)動電機來說，它們的特性與理想的特性則比較接近；電機可以在短時間內(nèi)發(fā)出較高功率，使得電動車的加速性能和爬坡性能優(yōu)于傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車。2)傳動系統(tǒng)簡化，傳動效率高，有利于整車輕量化。由于電機的特性曲線與理想的特性場相近，因而不需要“特性轉(zhuǎn)換裝置”由電動機直接驅(qū)動車輪甚至兩者集成為一體[1]。這樣就不需要離合器、變速器及傳動軸等傳動環(huán)節(jié)，提高傳輸效率，并易于實現(xiàn)機電一體化。另外，由于傳動系統(tǒng)鏈縮短了，因此整車的振動及噪聲水平都會下降不少。這會將交通帶進(jìn)一個無聲行駛時代。但是，在實際交通環(huán)境中無聲行駛，帶來的很多問題，在汽車系統(tǒng)沒有實現(xiàn)完全的智能化前，帶來的往往禍大于福。3)與傳統(tǒng)汽車相比，四輪獨立驅(qū)動技術(shù)在驅(qū)動力控制方面發(fā)揮的優(yōu)勢是其他汽車無法比擬的。它可通過電動機來完成驅(qū)動力的控制，容易實現(xiàn)性能更好的、成本更低的TCS、ABS及ESP等系統(tǒng)[4]。并且相對于傳統(tǒng)汽車這些功能的實現(xiàn)，四輪獨立驅(qū)動汽車具有響應(yīng)速度快、結(jié)構(gòu)簡單的優(yōu)點。但是在這樣的功能實現(xiàn)的工作模式下，存在著獨立驅(qū)動的車輪之間的通信協(xié)同控制的一大難題。4)制動能量回收可以易于實現(xiàn)，可以大大提高車輛能源效率，與一個電機驅(qū)動的電動汽車相比，能量回收效率也得到了顯著的提高。5)增大車廂空間。由于四輪獨立驅(qū)動汽車的驅(qū)動系統(tǒng)集成在每個車輪附近，即安裝在懸架之下，這樣懸架上部的空間變大。但是這將導(dǎo)致電動車的非簧載質(zhì)量下降，汽車行駛穩(wěn)定性和乘坐舒適性可能受到影響。1.2研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢輪轂電機電動車雖具有諸多優(yōu)勢，但是受到當(dāng)前安全法規(guī)和技術(shù)條件的限制還不能投入廣泛的生產(chǎn)和應(yīng)用，四輪獨立驅(qū)動/轉(zhuǎn)向電動車就目前來說仍處于實驗室研究階段[3]。2005年日本展出了MIEV型電動汽車[18]。這款電動車的四個車輪皆安裝了輪轂電機。日本國內(nèi)的一些高校如東京大學(xué)先后開發(fā)了“UOTElectricMarchI”和“UOTElectricMarchII”兩款輪轂電機電動車[17]。國內(nèi)在這方面的研究起步較晚，且大多集中于各大高校的實驗室內(nèi)。2012年吉林大學(xué)汽車學(xué)院完成了四輪獨立驅(qū)動/轉(zhuǎn)向電動車平臺的搭建，并且深入的研究了基于有約束模型預(yù)測控制的驅(qū)動/制動/轉(zhuǎn)向集成控制策略[3,17]，如下圖（a）所示。但是該車的懸架系統(tǒng)實際上容易發(fā)生“卡死”而并不能發(fā)揮應(yīng)有的作用；且該車僅僅配備了電磁制動器，這也將導(dǎo)致制動可靠性有所下降。燕山大學(xué)也搭建了如下圖（b）的試驗車輛平臺，并提出了提出了四輪獨立驅(qū)動電動車等轉(zhuǎn)矩和等功率驅(qū)動力分配策略。同濟(jì)大學(xué)分別于2002-2004年搭建了“春暉系列”電動汽車，具有四輪獨立驅(qū)動、蟹行和原地90度轉(zhuǎn)向的功能，但是也沒有配備一套安全可靠的制動系統(tǒng)[22,13]。（b）圖1四輪獨立驅(qū)動/轉(zhuǎn)向電動車平臺1.3設(shè)計要求要求電動車可以實現(xiàn)四輪獨立驅(qū)動，每個車輪都由獨立的輪轂電機驅(qū)動，且每個輪轂電機有自帶的控制器，可以獨立的控制其轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩的輸出。四個車輪可以實現(xiàn)獨立90度轉(zhuǎn)向，使電動車可以實現(xiàn)斜行、橫行和原地轉(zhuǎn)向的功能，以提高電動車的通過性能。為保證行車的安全性，該電動車應(yīng)具備一套可靠性高的機械（或液壓）制動系統(tǒng)。整車要求：表1整車參數(shù)整車質(zhì)量900kg軸距2.000m質(zhì)心高度0.540m質(zhì)心距前軸距離1.000m最高車速100km/h輪胎規(guī)格165/60R1470P驅(qū)動系統(tǒng)要求：最高車速可以達(dá)到100km/h；在車速為18km/h下可以爬上20%的坡道；50km/h的加時間在8s以內(nèi)。制動系統(tǒng)要求：本電動車應(yīng)具備一套完備的行車制動系統(tǒng)，且安全可靠，制動距離應(yīng)滿足下表要求。還應(yīng)達(dá)到相應(yīng)的制動效能恒定性要求和制動力平衡性要求。其他要求應(yīng)符合《機動車運行安全技術(shù)條件GB7258—2012》的相關(guān)要求。表2制動檢測項目參數(shù)要求[12]機動車類型踏板力N制動初速度km/h試驗通道寬度m檢驗制動距離要求m乘用車≤500502.5≤20行駛穩(wěn)定性要求：本電動車平臺的最終目的在于研究并實現(xiàn)其優(yōu)良的控制性能，所以在平臺的搭建同時，要考慮方便實現(xiàn)電子差速功能、驅(qū)動防滑轉(zhuǎn)系統(tǒng)ASR和車身電子穩(wěn)定系統(tǒng)ESP。關(guān)于車身和各連接部件在滿足強度條件下盡量實現(xiàn)輕量化。關(guān)于相關(guān)連接部件、機構(gòu)的設(shè)計和校核應(yīng)滿足《機械設(shè)計手冊》的相關(guān)要求。第2章電動汽車所需的動力參數(shù)設(shè)計2.1驅(qū)動系統(tǒng)的性能要求由于汽車的運行工況較復(fù)雜，與傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車一樣，電動汽車使用的驅(qū)動輪轂電機需要頻繁的起動和停車，并要求其具有較寬的調(diào)速范圍，還需承受較大的沖擊力和制動力，而且為實現(xiàn)順利起步和正常運行，要求低速大轉(zhuǎn)矩爬坡、高速小轉(zhuǎn)矩運行，為減少額外損耗和節(jié)省整車布置空間，要求驅(qū)動系統(tǒng)具有較高的功率質(zhì)量比或功率容積比。同時為了盡可能實現(xiàn)車載能源的最大利用率，要求驅(qū)動系統(tǒng)的全工作范圍運行效率高。如圖所示常用電動車驅(qū)動電機的特性曲線[4]。根據(jù)電動汽車需要的動力特性，我們才能對電動汽車的動力傳動系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計，對電動汽車所需要的驅(qū)動電機類型進(jìn)行合理地選擇。電機轉(zhuǎn)速/(r/min)圖1-1驅(qū)動電機的機械特性[1]2.2驅(qū)動系統(tǒng)的參數(shù)匹配輪轂電機的參數(shù)主要有額定功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。選擇合適的電機的對于電動車的動力性和經(jīng)濟(jì)性非常重要。譬如對于額定功率，如果選擇過小，則“小馬拉大車”，電機經(jīng)常工作在過載狀態(tài)；相反，如果驅(qū)動電機功率過大，則電動車經(jīng)常處于欠負(fù)荷工況下，整車效率降低；不僅浪費電能，而且增加動力電池容量，使電動車的優(yōu)勢得不到充分發(fā)揮。本節(jié)所使用的計算方法主要是根據(jù)米奇克教授的《汽車動力學(xué)》和余志生教授的《汽車?yán)碚摗分械钠囆旭偡匠淌?，同時也結(jié)合了本設(shè)計中電動汽車的特點。2.2.1最大功率計算選擇輪轂驅(qū)動電機的額定功率時，應(yīng)保證電動汽車能夠在各種工況下正常運行。下面是電動車行駛平衡方程：FF其中各個形式阻力為輪胎滾動阻力F空氣阻力F坡道阻力F加速阻力F1.電動汽車以最高行駛速度估算電機額定功率按照設(shè)計要求，電動車的最大設(shè)計車速為100km/h，則電動車以最大車速在平直路面上勻速行駛時的牽引力為F其中，Tp為轉(zhuǎn)矩，N?m；M為整車質(zhì)量，kg；fr為輪胎輪動阻力系數(shù)；ρ為空氣密度，一般ρ=1.2258N·s2·m-4[1,8]；A為電動車的迎風(fēng)面積，這里近似取為2m2；CD為空氣阻力系數(shù)，取為0.4，v為最大車速，m/s。F=車輪的轉(zhuǎn)矩為T汽車的功率為P2.按照最大爬坡度估算電機峰值功率在車速為18km/h狀態(tài)下，爬上20%的坡度，電動車所需的牽引力和轉(zhuǎn)矩的計算公式為FT其中，α為坡道坡度，單位度。代入數(shù)據(jù)計算得出牽引力Ft=900×9.8×0.02×0.9806+0.5×1.2258×0.4×2×5×5+900×9.8×0.1961=1904.4N轉(zhuǎn)矩Tp=1904.4×0.2768=530N?m功率Pi=9.57kW3.加速功率計算假設(shè)電動汽車在水平路面加速行駛，則電動車所消耗的功率為其中，δ為電動汽車的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量當(dāng)量系數(shù)。式中，IW為車輪總成（包括車輪和輪轂電機）的轉(zhuǎn)動慣量（kg·m2）；If為飛輪的轉(zhuǎn)動慣量，電動車沒有飛輪，所以If=1；i0為主減速比，ig為變速器的速比，皆為1；ηT為機械效率，為1；m=900kg；r=185.25mm。車輪總成轉(zhuǎn)動慣量IW的計算：車輪總成的轉(zhuǎn)動慣量包括輪轂、輪轂電機、車胎和制動盤的轉(zhuǎn)動慣量。進(jìn)行簡化計算。輪胎部分，將其近似為剛性，J1=m1·r12，m1輪胎質(zhì)量，r1輪胎半徑（取輪心到輪胎斷面中心的距離）。此電動車采用165/60R14的車輪，計算得，r1=356×1/2+165×60%×1/2=227.5mm，查找轎車輪胎―GB9743-2007，轎車輪胎系列―GB/T2978-2007，m1=2.5kg。J1=m1·r12=2.5×0.22752=0.129kg·m2。輪轂部分，J2=m2·r22，m2輪轂質(zhì)量，根據(jù)經(jīng)驗估計m2=5kg。r2輪轂半徑（取輪心到輪轂邊緣的距離），輪轂半徑近似用輪輞半徑代替，r2=1/2×356mm=178mm。J2=m2·r22=5×0.1782=0.158kg·m2。電機部分，J3=m3*r32，m3輪轂電機轉(zhuǎn)子質(zhì)量，r3轉(zhuǎn)子半徑（取輪心到轉(zhuǎn)子斷面中心的距離）。根據(jù)技術(shù)手冊輪轂電機轉(zhuǎn)子質(zhì)量m3=2.8kg，轉(zhuǎn)子半徑r3=110mm。則J3=m3·r32=2.8×0.1102kg.m2=0.034kg·m2。則Iw=4·(J1+J2+J3)=4×(0.129+0.158+0.034)=0.32kg·m2電動汽車的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量當(dāng)量系數(shù)為電動汽車驅(qū)動電機的額定功率應(yīng)能同時滿足汽車對最高車速、加速時間和最大爬坡度的要求，所以電動汽車輪轂電機的額定功率故應(yīng)取三者當(dāng)中的最大值。PPe=15.7kW取整，則電動車的額定功率為20kW，每臺電機的額定功率可以選擇5kW。由于永磁無刷直流電動機的過載系數(shù)λ可以達(dá)到200%，所以電動車可以發(fā)出的最大功率為Pmax=λPe=2×20kW=40kW2.2.2最大轉(zhuǎn)矩計算驅(qū)動電機最大轉(zhuǎn)矩Mm的選擇要滿足汽車起步轉(zhuǎn)矩和最大爬坡度的要求，在確定驅(qū)動電機的最大轉(zhuǎn)矩時，認(rèn)為汽車勻速行駛，則此時汽車的行駛方程為將驅(qū)動力和各種阻力代入表達(dá)式，可得因此，驅(qū)動電機的轉(zhuǎn)矩為由于該電動汽車采用四個輪轂電機作為驅(qū)動動力源，所以一個輪轂電機的額定功率和最大轉(zhuǎn)矩的要求如下，輪轂電機額定功率Pe’=1/4×Pe=1/4×20kW=5kW最大轉(zhuǎn)矩Mm=1/4×530=132.5N·m第3章輪轂電機的選擇及動力性校驗3.1驅(qū)動電路選擇與原理介紹直流電動機的調(diào)速性能較其他類型電動機好，控制也很方便，并且運行效率高，但是對于有刷電動機來說有換向裝置，由機械摩擦引起的噪聲、無線電干擾、火花以及使用壽命短等弊端時不可避免的，故該型電動機并不能滿足我們的需要。所以可以采用永磁無刷直流電動機，它有效地規(guī)避了以上弊端，但仍然延續(xù)了直流電動機優(yōu)良的控制特性，具有控制簡單、起動轉(zhuǎn)矩大、調(diào)速范圍廣、調(diào)速性能平滑、壽命長、運行可靠性高、維護(hù)效率高等優(yōu)點[4]。永磁無刷直流電動機把電樞繞組置于定子上，使其電損耗產(chǎn)生的熱量很快的經(jīng)機殼向外散發(fā)，轉(zhuǎn)子的勵磁方式為永磁激勵，向轉(zhuǎn)子通電無需經(jīng)電刷，故損耗和發(fā)熱也就很小。對轉(zhuǎn)子永磁體的極性可以通過位置傳感器檢測。下面介紹一下永磁無刷直流電動機的驅(qū)動系統(tǒng)的三大部分組成，電動機本體、位置傳感器以及驅(qū)動控制器。電動機本體結(jié)構(gòu)參照永磁有刷直流電動機的結(jié)構(gòu)，永磁無刷直流電動機采用了一種“里翻外”的結(jié)構(gòu)如圖所示，即定轉(zhuǎn)子互換，其定子繞組多為多相對稱繞組，本設(shè)計中采用三相繞組。電樞電流的波形為矩形波形式。為適應(yīng)電動汽車驅(qū)動車輪的需要，其電動機本體應(yīng)設(shè)計成外轉(zhuǎn)子、內(nèi)定子結(jié)構(gòu)的輪轂電機形式，其外轉(zhuǎn)子直接與驅(qū)動車輪輪轂連接，內(nèi)定子繞組的電線和位置傳感器引線從電動機軸即車輪軸一側(cè)引出。位置傳感器位置傳感器的功用是檢測輪轂電機轉(zhuǎn)子（外殼）的位置信號，并輸送至邏輯控制單元。位置傳感器的類型有位置傳感器和無位置傳感器兩種檢測方式。本設(shè)計中采用有位置式的霍爾傳感器。該型位置傳感器包括定子和轉(zhuǎn)子兩部分，其轉(zhuǎn)子與輪轂電機外殼即轉(zhuǎn)子連接，以檢測和輸出轉(zhuǎn)子位置信號；它的定子固定于輪轂電機的輸出軸即定子上，其功用是確定繞組的磁極位置。驅(qū)動控制器永磁無刷直流電動機的驅(qū)動控制按其定子繞組相數(shù)的多少，控制驅(qū)動線路的復(fù)雜程度大不相同，其驅(qū)動功率放大管的數(shù)量也隨之變化。對于三相繞組直流無刷電動機有三相半控和全控兩種電路，而三相全控電路又有星形和三角形兩種聯(lián)接，每種聯(lián)接又各有兩兩通電和三三通電的方式。對無刷直流電動機的驅(qū)動控制實際上就是按其通電方式的要求順序和位置檢測信號來適時導(dǎo)通功放管。本電動機采用三相全控電路三相三角形三三導(dǎo)通方式[4]。3.2電動機的機械特性在永磁無刷直流電動機的控制系統(tǒng)和弱磁調(diào)速的調(diào)控下，可以實現(xiàn)恒功率調(diào)速，永磁無刷直流電動機的機械特性如下圖[4]。圖2-1永磁無刷直流電動機的機械特性圖線如下所示為所選永磁無刷直流輪轂電動機的技術(shù)參數(shù)。表2-1輪轂電機參數(shù)電機型號額定電壓/V.額定功率/W.額定電流/A.額定轉(zhuǎn)速/(r/min)QD-LG-720572500080750根據(jù)該型輪轂電機的測試數(shù)據(jù)，作出該型輪轂電動機的機械特性曲線，如下圖所示。圖2-2機械特性曲線該型輪轂電動機可以實現(xiàn)低速大扭矩，高速低扭矩運行。3.3電機輸出軸的校核如圖所示，整個車輪總成（包括車輪、輪轂電機和制動盤）通過電機輸出軸與車架連接。在電動車行駛過程中，其所受的力極其復(fù)雜，主要有車架質(zhì)量引起的彎矩；電動機產(chǎn)生的扭矩；由輪胎側(cè)向力引起的軸向力；制動或急加速所造成的彎矩；不平路面造成的沖擊和振動等。圖2-3車輪總成圖2-4電機輸出軸力學(xué)模型由于該軸應(yīng)力高度集中，所以加工過程中需要特殊工藝強化。根據(jù)工程材料的理論，對電機輸出軸進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，即在820~840℃淬水和560~620℃回火處理，是軸的強度極限可以達(dá)到850MPa。在電動車行駛過程中，由于電機輸出軸受到不規(guī)則的沖擊、振動，極容易發(fā)生疲勞失效，所以對電機輸出軸的校核除了進(jìn)行靜力的校核外，還需要對危險點進(jìn)行疲勞強度校核。由于電機輸出軸所受到的軸向力較小，且不總存在，因此在校核疲勞強度的過程中將其忽略。現(xiàn)對電機輸出軸建立力學(xué)模型，如圖所示。圖中，F(xiàn)1為車身的下壓力，N；F2為地面制動力，N；T為制動扭矩，N?m；M為彎矩N?m；L為危險點到軸端的距離，L=0.137m。F1=1/4G=1/4×900×9.81N=2207.3NF2=1/2Mμ1max/r=1/2×1179/0.277N=2128.2NT=F2×r=2128.2×0.277N=589.5N?m力合成F=彎矩M=FL=3066.2×0.137N?m=420N?m計算A-A截面上的最大彎曲應(yīng)力。我們在電動機輸出軸上設(shè)計有鍵槽以固定電機輸出軸，它對抗彎截面系數(shù)的影響忽略不計，則A-A截面的抗彎截面系數(shù)為W=由于彎矩M的方向是雙向的，故屬于對稱循環(huán)，那么r=最大應(yīng)力σmax=-σmin=根據(jù)材料力學(xué)關(guān)于構(gòu)件持久極限影響因素實驗數(shù)據(jù)，確定A-A截面上的各種影響系數(shù)Kσ、εσ、β。其中，Kτ為有效應(yīng)力集中系數(shù)[18]，查表知Kτ=1.6；ετ為尺寸系數(shù)，查表知ετ=0.91；β為表面質(zhì)量系數(shù)，查表知β=2.5。由于同一材料對稱循環(huán)交變應(yīng)力下持久極限σ-1比靜載荷時的強度極限σb要低得多。彎曲、扭轉(zhuǎn)變形時持久極限與強度極限的關(guān)系分別如下：彎曲變形σ扭轉(zhuǎn)變形τ持久極限στ把上面求出的各種數(shù)據(jù)代入對稱循環(huán)下構(gòu)件疲勞強度的計算公式n因為nσ>n=1.4，故A-A截面的彎曲疲勞強度是滿足要求的。下面對電機輸出軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力進(jìn)行疲勞校核。計算A-A截面上的最大切應(yīng)力，我們在電動機輸出軸上設(shè)計有鍵槽以固定電機輸出軸，它對抗彎截面系數(shù)的影響忽略不計，則A-A截面的抗彎截面系數(shù)為W由于彎矩M的方向是雙向的，故屬于對稱循環(huán)，那么r=最大應(yīng)力τmax=-τmin=根據(jù)材料力學(xué)關(guān)于構(gòu)件持久極限影響因素實驗數(shù)據(jù)，確定A-A截面上的各種影響系數(shù)Kτ、ετ、β。Kτ=1.5、ετ=073、β=2.5。由于同一材料對稱循環(huán)交變應(yīng)力下持久極限τ-1比靜載荷時的強度極限τb要低得多。彎曲、扭轉(zhuǎn)變形時持久極限與強度極限的關(guān)系分別如下：彎曲變形σ扭轉(zhuǎn)變形τ持久極限στ把上面求出的各種數(shù)據(jù)代入對稱循環(huán)下構(gòu)件疲勞強度的計算公式n因為nτ>n=1.4，故A-A截面的扭轉(zhuǎn)疲勞強度是滿足要求的。綜上所述，電機輸出軸滿足疲勞強度的要求，但是對于電機輸出軸的加工卻提出了較高的要求，特別是對電機輸出軸的強化處理更要嚴(yán)格。3.4電動機調(diào)速原理在電動車行駛過程中，我們希望在加速踏板一定的情況下，不論外界阻力矩大小，車速是穩(wěn)定的，以提高電動車的操縱穩(wěn)定性。由于永磁電動機采用永磁勵磁方式，永磁體的磁力是固定的，無法調(diào)整，只能通過調(diào)節(jié)電壓來實現(xiàn)轉(zhuǎn)速的控制。已知永磁無刷直流電動機的數(shù)學(xué)模型[2]如下，經(jīng)過拉普拉斯Laplace變換后，得到各參數(shù)為，Vd為加在兩相繞組的平均電壓；RΣ為回路的等效電阻，取為2.875；KT為轉(zhuǎn)矩系數(shù)，取為0.045；GD2為電動機轉(zhuǎn)子飛輪力矩，取為0.1928Nm2；Ke為電動勢系數(shù)，取為0.04；Φm為氣隙主磁通，取為0.175[2]。則永磁無刷直流電動機的動態(tài)結(jié)構(gòu)圖2-5如下所示。圖2-5應(yīng)用MATLAB/simiulink進(jìn)行仿真，如圖所示。得到如圖所示的仿真曲線，得知當(dāng)輸入的兩相繞組兩端的電壓一定時，若負(fù)載忽然增加或減小時，電動機的轉(zhuǎn)速會自動調(diào)節(jié)，使之趨于穩(wěn)定。通過仿真還得知，2KeΦm值得大小會影響系統(tǒng)的響應(yīng)時間，并且呈現(xiàn)正相關(guān)的關(guān)系，即該值越大響應(yīng)時間越快，反之的響應(yīng)時間越慢。如圖就是將原來的2KeΦm值調(diào)大后的曲線。圖2-63.5控制器的選擇輪轂電機的控制器包括控制電路、霍爾位置傳感器、電流傳感器、驅(qū)動電路、功率逆變器、以及CAN總線通信接口組成。由于該型永磁無刷直流電動機采用三相星形繞組和“三拍六相-120°方波型”驅(qū)動。主電路直接由蓄電池供電，無需整流電路。當(dāng)系統(tǒng)通電后，電機霍爾位置傳感器將檢測到的信號傳給電子控制單元（CPU），CPU計算出電動機的轉(zhuǎn)速，同時CPU也會接收到外部輸入的轉(zhuǎn)速控制指令，CPU會將實際轉(zhuǎn)速與輸入的轉(zhuǎn)速指令進(jìn)行比較，來控制功率開關(guān)的導(dǎo)通和斷開時間，以達(dá)到對電動機轉(zhuǎn)速的閉環(huán)控制。由于在電動車行駛過程中不可避免的會發(fā)生過載工況，所以該控制系統(tǒng)也具備過載保護(hù)功能，可以防止因輪轂電機過載引起的燒壞。同時為提高行車安全性，驅(qū)動保護(hù)電路會起到“系統(tǒng)醫(yī)生”的作用，時時對系統(tǒng)進(jìn)行監(jiān)測，一旦發(fā)生故障，則立即中斷PWM的輸出。3.6電動車動力性校驗前面已經(jīng)根據(jù)設(shè)計要求和電動車的基本參數(shù)對電動車驅(qū)動電機的參數(shù)進(jìn)行了計算，并且根據(jù)計算結(jié)果和電動車的性能要求確定了輪轂電機型號，下面對所選輪轂電機的動力性進(jìn)行校驗。以下校驗范圍均處在電動機的額定工作范圍內(nèi)進(jìn)行，關(guān)于驅(qū)動電機的過載問題，下文還進(jìn)行介紹。由5kW永磁無刷直流電動機的負(fù)荷特性測試數(shù)據(jù)進(jìn)行曲線擬合，得到該型電動機的性能曲線如下：Tm=136N?mn≤500r/minTm=p1*n^5+p2*n^4+p3*n^3+p4*n^2+p5*n+p6n≥500r/min擬合公式系數(shù)如下所示：p1=-9.346e-011(-1.357e-010,-5.123e-011)p2=3.419e-007(1.864e-007,4.975e-007)p3=-0.0004923(-0.0007196,-0.000265)p4=0.3479(0.1832,0.5126)p5=-120.7(-179.9,-61.58)p6=1.66e+004(8185,2.502e+004)3.6.1最高車速校驗電動車的驅(qū)動力F為：F=行駛速度：u式中，ua為車速，km/h；n為輪轂電機轉(zhuǎn)速，r/min行駛阻力計算如下:滾動阻力:對于一般汽車輪胎來說，當(dāng)車速ua≤140km/h時，滾動阻力系數(shù)維持不變；速度更高，f值逐漸增大[8]。由于該電動車的最大設(shè)計車速低于140km/h，所以可以認(rèn)為f恒定，這里取為0.02。F空氣阻力:F式中，CD為空氣阻力系數(shù)，取為0.4；v為最大車速，m/s，ua為車速，km/s。A為電動車的迎風(fēng)面積，這里近似取為2m2。代入數(shù)據(jù)得F動力因數(shù)：D=利用MATLAB作驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖，兩圖線的交點對應(yīng)的車速為最高車速，讀圖得到最高車速為110km/h。通過觀察電動車驅(qū)動力-阻力平衡圖，可以發(fā)現(xiàn)驅(qū)動力曲線有一段是不符合實際情況的，電動機可以實現(xiàn)低速恒扭矩，高速時隨著速度的升高，扭矩逐漸降低，而不會出現(xiàn)圖中的情況，這可能是電動機測試環(huán)節(jié)出現(xiàn)差錯或誤差造成的，還可能是計算得過程中的誤差造成的。3.6.2最大爬坡度校驗根據(jù)汽車?yán)碚撆榔露龋篿=tan由于永磁無刷直流電動機低速時轉(zhuǎn)矩基本恒定，當(dāng)電動車在較低的車速下才能爬上較陡的坡道，在低速下空氣阻力可以忽略不計。

i所以符合要求，而且該型電動機的過載系數(shù)可以達(dá)到200%，所以如果坡道不是很長，可以通過坡度更大的坡道。圖2-7電動車的驅(qū)動力-阻力平衡圖圖2-8加速度倒數(shù)曲線3.6.3加速時間校驗加速度的倒數(shù)：1利用MATLAB繪制加速度倒數(shù)曲線如圖2-8所示。由運動學(xué)可知dt=t=由上面公式可知，加速時間可以通過加速度倒數(shù)對速度的積分求得，通過對1a-ua曲線的定積分（MATLAB程序見附錄）求得電動車零到50km/h的加速時間為7.3s第4章輪轂電機固定形式設(shè)計4.1輪轂電機的安裝形式設(shè)計輪轂電機作為驅(qū)動電機安裝于車輪的輪轂內(nèi)，兩個部件采用螺栓連接。在普通車上連接位置是車輪的輪轂單元軸承，而在本設(shè)計中，由于沒有輪轂單元，所以在定做輪轂電機時需要加工上輪轂螺栓。我們知道輪轂螺栓屬于標(biāo)準(zhǔn)件，在定做輪轂電機時，只需要將選擇好的輪轂螺栓穿過電動機外殼使其向外伸出即可，見附錄輪轂電機尺寸圖。1、如下圖3-1所示為輪轂螺栓的受力圖。其中（a）圖為螺栓的總體的受力分析圖；（b）為最大受力螺栓所受的剪切力圖；（c）為力平移后的螺栓受力圖；（d）為最大受力螺栓所受的軸向力圖。圖3-1輪轂螺栓受力圖中，F(xiàn)0為車架對輪轂電機輸出軸的壓力，N，由于汽車行駛時不可避免的收到?jīng)_擊，所以F0取為兩倍的靜力值；F為汽車行駛時車輪所受到的軸向力，N；T為車輪所受的最大轉(zhuǎn)矩，Nm；M為傾覆力矩，Nm；r為輪轂螺栓的分布半徑，m；n為圓周方向分布的螺栓的數(shù)目；l為輪轂螺栓到F0受力點的距離，m。各參數(shù)的數(shù)值如下表。表3-1輪轂螺栓受力參數(shù)表r(m)F(N)F0(N)T(Nm)l(m)0.05520002207Tmax0.2車輪所受的最大轉(zhuǎn)矩Tmax為電動車緊急制動時的車輪所受的轉(zhuǎn)矩。計算公式為其中，rw為車輪半徑，m；μ為路面附著系數(shù)，此處取較大值0.9。則由于輪轂螺栓主要承受剪切力和擠壓力，所以螺栓直徑按剪切擠壓設(shè)計，按軸向力校核。如圖（b）為受轉(zhuǎn)矩的螺栓組連接，求得受力最大的螺栓所受的工作剪力為力合成，得到剪切力Fσ=剪切強度條件為擠壓強度條件為式中：d0―螺栓剪切面的直徑，mm；Lmin―螺栓桿與孔壁擠壓面的最小高度，mm，設(shè)計時應(yīng)使Lmin大于等于1.25d0，這里取Lmin=2d0。[σP]―螺栓或孔壁材料的許用擠壓應(yīng)力，MPa，σP=0.8σs=284MPa，其中，σs為45號鋼的屈服極限，σs=355MPa。[7,9][τ]―螺栓材料的許用切應(yīng)力，MPa，查表知τ=[σs]/Sτ，[σs]為45號鋼的屈服極限，Sτ為安全系數(shù)，取3.5，τ=355/3.5=101MPa。得出螺栓直徑為4.9mm5.7mm根據(jù)輪轂螺栓標(biāo)準(zhǔn)JB/T10652-2006，選擇螺紋規(guī)格M10～M48、3/8″～2″，螺桿長度20～1000（mm），同時考慮到汽車工程上較常使用的是大于M12（包括M12）的輪轂螺母，所以選擇M12的螺栓，螺距選用1.5mm，所以螺栓型號為M12×1.5，相應(yīng)的輪轂螺母的型號為M12×1.5。2、軸向受力校核螺栓總拉力為FQ=F2+1/4×F由于螺栓連接受傾覆力矩，所以受力最大螺栓的工作拉力為FQ=F2+1/4×F=22070+1/4×2000N=22570N螺栓危險截面的拉伸強度為287MPa<其中，σs為材料的屈服極限；S為安全系數(shù)，查表知S=1.2～1.5，這里取1.2。綜上選擇M12×1.5的輪轂螺栓。輪轂螺栓的長度定為24mm。輪轂螺栓加工尺寸見附件CAD制圖。4.2輪轂電機軸圓周向的固定本電動車的驅(qū)動單元選用外轉(zhuǎn)子內(nèi)定子式的輪轂電機，外轉(zhuǎn)子部分通過輪轂螺栓與輪轂連接，內(nèi)定子部分與車架固定。通常內(nèi)定子的圓周向固定采用鍵連接。由于普通平鍵連接具有承受載荷較大、對中性好、結(jié)構(gòu)簡單和安裝方便等優(yōu)點，故初步采用普通平鍵連接。鍵的選擇鍵的截面尺寸（鍵寬b和鍵高h(yuǎn)）可根據(jù)軸徑的大小適當(dāng)選?。绘I的長度L可根據(jù)轂（特殊設(shè)計的套筒）的寬度確定，可取鍵長短于轂的寬度[7]。國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，鍵的材料采用抗拉強度不低于600MPa的鋼制造，常用45鋼[7,9]。本設(shè)計中使用45鋼。已知輪轂電機的輸出軸軸徑24mm，根據(jù)普通平鍵標(biāo)準(zhǔn)GB1096-2003，初步選定鍵的參數(shù)為鍵寬b=8mm，鍵高h(yuǎn)=7mm,鍵長L=18～90mm，根據(jù)推薦的L系列，初步選取L=25mm。平鍵連接的強度計算平鍵的失效形式有：較弱零件表面的被壓潰、磨損和鍵的剪切。因此對于普通平鍵只需進(jìn)行擠壓強度計算。假定擠壓力在鍵的兩工作側(cè)面上均勻分布，擠壓強度條件為式中，T為轉(zhuǎn)矩，Nm；d為電機輸出軸的直徑，mm；k為鍵與轂的接觸高度，材料力學(xué)上常取k約等于0.5h，mm；l鍵的長度，mm，A型鍵l=L-b；L鍵的公稱長度，mm；b鍵的寬度，mm；[σ]P為鍵、軸、轂中較弱材料的許用擠壓應(yīng)力，MPa，[σ]P=284MPa。4.3輪轂電機軸向的固定為限制輪轂電機的軸向移動，可以在輪轂電機的定子軸端車出螺紋，裝配后用大螺母擰緊，這還需要考慮螺紋的放松問題；為限制輪轂電機向內(nèi)側(cè)竄動，另一側(cè)需采用套筒定位。4.3.1定位螺母的設(shè)計由于該部位連接處存在較大的沖擊、振動，所以宜采用圓螺母和圓螺母用止動墊圈配合使用的機械放松方式。裝配時將墊圈內(nèi)凸緣卡入軸上的槽內(nèi)，而將墊圈的外凸緣嵌入圓螺母的槽內(nèi)，螺母即實現(xiàn)了機械放松，以起到軸向固定的作用。根據(jù)輪轂電機輸出軸的直徑，在軸端加工出長20mm，M24×1.5的螺紋，即螺紋大徑為24mm，螺距為1.5mm。根據(jù)GB/T812-1988，圓螺母的規(guī)格為：螺紋規(guī)格D=M24×1.5、材料為45鋼、槽或全部熱處理后硬度35~45HRC，圓螺母表面經(jīng)氧化：螺母GB/T812-1988M24×1.5。根據(jù)GB/T858-1988，圓螺母用止動墊圈的規(guī)格為：24mm、材料為Q235、經(jīng)退火、表面氧化。標(biāo)記為：墊圈GB/T858-198824。4.3.2定位套筒的設(shè)計定位套筒的功用是限制輪轂電機的軸向移動。定位套筒的長度與制動器的裝配，支承臂的定位和輪轂電機輸出軸的長度有關(guān)。輪轂電機輸出軸定位軸肩到螺紋退刀槽的距離為L1=120mm；定位軸肩到制動盤裝配配合面的尺寸為L2=17mm；為保證圓螺母的定位可靠，輸出軸周向定位套筒要超過退刀槽a=1mm；制動器裝配式，制動盤中心到制動鉗螺栓孔外配合面的距離為L4=19mm；輸出軸周向定位套筒超出支承臂的距離為L5=5mm；制動盤中心到制動盤裝配面的距離為L6=31mm。則定位套筒的長度L為L=L6+L4-L2-a=28mm根據(jù)輪轂電機伸出軸的軸徑和長度，以及支承臂鍵槽的深度，進(jìn)行套筒其他尺寸的設(shè)計，零件圖見附件設(shè)計圖紙。4.4支承臂的設(shè)計支承臂的功用為：支承車架質(zhì)量；傳遞電動車行駛過程中所受到的垂直力，橫向力，縱向力以及各方向力矩；固定輪轂電機輸出軸并限制其轉(zhuǎn)動自由度；安裝制動鉗。支承臂的主體結(jié)構(gòu)初步定為16Mn方鋼結(jié)構(gòu)，其型號參數(shù)如下表：表3-2鋼型參數(shù)表截面長/mm截面寬/mm壁厚/mm截面模數(shù)/cm^3WxWy604048.235.363輪轂電機軸的固定部分則采用套筒結(jié)構(gòu)，內(nèi)側(cè)開鍵槽，將套筒焊接在支承臂的方鋼上，其各個設(shè)計尺寸見設(shè)計圖紙。制動鉗的固定部分，則需要在一塊鋼板上鉆出通孔，用螺栓將制動鉗固定在該板上，再將鋼板焊接到支承方鋼上，詳細(xì)尺寸見設(shè)計圖紙。由于電動車在行駛過程中，受到振動、沖擊的作用，支承臂的直角焊縫接口處存在較大的應(yīng)力集中，且剛度較低，變形加大，極易發(fā)生斷裂或疲勞失效。在工程實際中為提高其承載能力和提高構(gòu)件剛度，可以在支承臂的內(nèi)側(cè)焊接三角肋板。4.5支承臂的校核支承臂的功用為：支承車架質(zhì)量；傳遞電動車行駛過程中所受到的垂直力，橫向力，縱向力以及各方向力矩；將輪胎所受到地面的沖擊振動傳給懸架系統(tǒng)；固定輪轂電機軸并限制其轉(zhuǎn)動自由度；安裝制動鉗。在電動車行駛過程中，由于支承臂受到不規(guī)則的沖擊、振動，極容易發(fā)生疲勞失效，所以對支承臂的校核除了進(jìn)行靜力的校核外，還需要對危險點進(jìn)行疲勞強度校核。由于該結(jié)構(gòu)采用16Mn方鋼結(jié)構(gòu)，所以首先給出16Mn的材料力學(xué)性能參數(shù)，如下表所示。表3-316Mn的材料力學(xué)性能參數(shù)鋼號屈服強度σs/MPa強度極限σb/MPa16錳345660支承臂采用16Mn材料的40×60的方鋼，其機械性能參數(shù)如下圖所示。表3-416Mn40×60機械性能參數(shù)截面長/mm截面寬/mm截面面積/cm^2壁厚/mm截面模數(shù)/cm^3扭轉(zhuǎn)常數(shù)WxWyIt/cm^4Ct/cm^360406.14748.235.36321.1419.523由于汽車行駛時，支承臂的受力十分復(fù)雜，所受力的種類很多，每一種力的大小方向都時時刻刻在變化，所以需要將實際情況進(jìn)行合理地簡化，建立材料力學(xué)模型，然后進(jìn)行校核分析，隨機因素可以在安全系數(shù)中考慮。4.5.1靜力強度校核在緊急情況下，電動汽車可能出現(xiàn)制動的同時伴隨著轉(zhuǎn)向避讓危險物的狀態(tài)，在這種狀態(tài)下，電動汽車底盤各連接桿件的受力是比較大的，極容易因為過載發(fā)生瞬時斷裂或較大撓度變形，由此可能導(dǎo)致交通事故，因此在此狀態(tài)下的強度校核是非常必要的。圖3-2車輪受力圖圖中：Fx為地面切向反作用力，N；Fz為地面法向反作用力，N；Fy為地面?zhèn)认蚍醋饔昧?，N；L1為橫向桿件的長度，m；L2為縱向桿件的長度，m。如圖所示為輪胎的坐標(biāo)系與地面作用于輪胎的力(包括力矩)，各參數(shù)的意義已經(jīng)作了詳細(xì)得說明。由此我們可以確定，節(jié)點C處為危險點，通過力的平移定理得到C點處的受力情況如圖所示。首先計算各個力的大小。當(dāng)車輪抱死拖滑時，F(xiàn)x值達(dá)到最大，其值等于地面制動力，F(xiàn)x=14FBmax其中，φ為路面的附著系數(shù)，這里取較保守的值0.9；G為車重，N。則一個車輪所受的制動力為Fx=14FBmax=14φGFz=14MgFy為輪胎所受的側(cè)向力，是受電動車轉(zhuǎn)彎曲線行駛時的離心力作用產(chǎn)生的，側(cè)向加速度取為0.4g，則Fy=14M×0.4g=Mx1是由Fz力平移后產(chǎn)生的彎矩：Mx1=FzL1=2207.3×0.2Nm=441.5N?mMx2是由Fy力平移后產(chǎn)生的彎矩：Mx2=FyL2=882.9×0.334Nm=289.9N?mMy是由Fx力平移后產(chǎn)生的彎矩：My=FxL2=1986.5×0.334Nm=663.5N?mTz是由Fx力平移后產(chǎn)生的扭矩：Tz=FxL1=1986.5×0.2Nm=397.3N?m由于Mx1、Mx2、My三個彎矩的方向不同，因此進(jìn)行彎矩合成M=代入數(shù)據(jù)得M=抗彎曲截面系數(shù)W=C點所受的最大彎曲應(yīng)力為σC點所受的最大扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為τC點所受的最大壓縮應(yīng)力為σ由于該結(jié)構(gòu)的受力形式為扭轉(zhuǎn)與彎曲（壓縮）變形的組合，所以可以根據(jù)第四強度理論進(jìn)行校核。σ則σ=σr4=那么材料的工作安全系數(shù)為nr4其中，n為規(guī)定的安全系數(shù)2.4，故符合安全要求。4.5.2疲勞強度校核模型一：由于該電動車在運行過程中，特別是在城市街道上行駛時，需要頻繁的制動，這樣支承臂就受到了一個交變的扭轉(zhuǎn)力，由于該扭矩的方向總是朝一個方向的，所以可以近似的認(rèn)為這個交變應(yīng)力的循環(huán)特征為脈動循環(huán)，規(guī)定構(gòu)件的安全系數(shù)為1.4。循環(huán)特征最大應(yīng)力圖3-3脈動循環(huán)τmax=69.7MPa最小應(yīng)力τmin=0應(yīng)力幅τa=69.7平均應(yīng)力τm=1/2τa=34.85MPa由于同一材料非對稱循環(huán)交變應(yīng)力下持久極限σ-1比靜載荷時的強度極限σb要低得多。彎曲、扭轉(zhuǎn)變形時持久極限與強度極限的關(guān)系分別如下：彎曲變形扭轉(zhuǎn)變形持久極限根據(jù)非對稱循環(huán)（r=0）下構(gòu)件的疲勞強度校核公式其中，Kτ為有效應(yīng)力集中系數(shù)，查表知Kτ=1.8；ετ為尺寸系數(shù)，查表知ετ=0.89；為表面質(zhì)量系數(shù)，查表知=0.7；為敏感系數(shù)，查表知=0.1。符合要求。模型二：由于該電動車在運行過程中，由于道路凹凸不平而造成車輛的顛簸，這樣支承臂就受到了一個交變的彎矩，由于該扭矩的方向總是朝一個方向的，所以可以近似地認(rèn)為這個交變應(yīng)力的循環(huán)特征為脈動循環(huán)。規(guī)定構(gòu)件的安全系數(shù)為1.4。循環(huán)特征最大應(yīng)力σmax=74MPa圖3-4脈動循環(huán)最小應(yīng)力σmin=0應(yīng)力幅σa=74MPa平均應(yīng)力σm=1/2σa=37MPa由于同一材料對稱循環(huán)交變應(yīng)力下持久極限σ-1比靜載荷時的強度極限σb要低得多。彎曲、扭轉(zhuǎn)變形時持久極限與強度極限的關(guān)系分別如下：彎曲變形扭轉(zhuǎn)變形持久極限根據(jù)非對稱循環(huán)（r=0）下構(gòu)件的疲勞強度校核公式其中，Kτ為有效應(yīng)力集中系數(shù)，查表知Kτ=1.8；ετ為尺寸系數(shù)，查表知ετ=0.89；為表面質(zhì)量系數(shù)，查表知=0.7；為敏感系數(shù)，查表知=0.1。符合要求。4.5.3沖擊校核支承臂采用焊接較好的16Mn，這屬于韌性材料，根據(jù)材料力學(xué)理論，韌性材料在一定條件下具有脆性行為，該條件往往是存在較大的應(yīng)力集中、存在缺口或裂紋。為保證支承臂的可靠性，判斷其抗沖擊的能力，需要進(jìn)行沖擊試驗。4.5.4焊接接頭強度校核輪轂電機軸的固定部分則采用套筒結(jié)構(gòu)，內(nèi)側(cè)開鍵槽，將套筒焊接在支承的方鋼上，根據(jù)焊縫所起的作用，該處焊縫應(yīng)屬于承載焊縫，其主要承受的力為扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力。建立力學(xué)模型如下圖所示。圖3-5焊縫接頭受力圖根據(jù)機械設(shè)計手冊推薦的角焊縫十字接頭的靜載強度的計算公式，焊縫所受的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為τ式中，M為焊縫所受扭矩，緊急制動時M=589.5N?m；R為套筒半徑，R=23mm；a為角焊縫的計算厚度，一般取0.7K=0.7×5mm=3.5mm，K為焊縫厚度；[τ']為焊縫許用切應(yīng)力，一般取為0.65[σ][τ']=0.65代入公式得τ因此該焊縫接頭符合要求。第5章制動方案的選擇我們分析了目前汽車上廣泛使用的制動器。大多數(shù)為摩擦式制動器[6]，即通過旋轉(zhuǎn)部分（制動盤或鼓）與固定部分（制動鉗或蹄）之間的摩擦把汽車的動能消耗掉來實現(xiàn)汽車減速。由于輪轂電機可通過電動機本身的電磁制動方式來實現(xiàn)電制動降速制動，采用發(fā)電反饋制動可較直接地回收汽車動能。但由于通常制動力矩不大，且響應(yīng)速度慢，故不能滿足整車的制動效能的要求，所以一般都需要在車輪內(nèi)附加機械制動裝置，如此使得制動可靠性提升。帶有輪轂電機中的車輪制動器根據(jù)其結(jié)構(gòu)可采取鼓式制動器或盤式制動器。盤式制動器之所以應(yīng)用廣泛，因為盤式制動器有如下諸多優(yōu)點：1）熱穩(wěn)定性好。我們知道鼓式制動器是被包在車輪輪轂內(nèi)的，散熱效果不好。而盤式制動器直接與空氣接觸，且有的制動盤加工成空心的，這大大提高了盤式制動器的散熱能力。盤式制動器的軸向膨脹極小，徑向膨脹對制動效能基本無影響，因此盤式制動器沒有機械衰退現(xiàn)象[6]。2）水穩(wěn)定好。汽車涉水后，對于鼓式制動器來說，水會滯留在制動鼓內(nèi)一段時間而不會被迅速甩出，這將產(chǎn)生制動力的水衰退現(xiàn)象。而對于盤式制動器來說，在離心力作用下水會被迅速甩出，水衰退現(xiàn)象不明顯。3）相對于電磁制動器來說，制動更可靠，響應(yīng)更迅速。4）相對于鼓式制動器尺寸更小小、質(zhì)量更小。5）壓力作用于襯塊的力比較均勻，對制動襯快的磨損均勻。6）可形成雙回路制動系，當(dāng)發(fā)生故障時仍然可以維持一定的制動力。7）摩擦襯片與制動盤間隙小，可有效縮短制動協(xié)調(diào)時間，減小事故發(fā)生率。8）易于實現(xiàn)自動調(diào)整間隙。盤式制動器在一般乘用車上得到廣泛的應(yīng)用。考慮到以上因素，該電動車四個車輪皆采用盤式制動器。普通中低端轎車（如捷達(dá)、比亞迪F0等車型）上常用的制動器有鉗盤式和全盤式之分。考慮到全盤式制動器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高，鉗盤式制動器完全可以滿足制動要求。鉗盤式制動器根據(jù)制動鉗的結(jié)構(gòu)不同，分為固定鉗式、滑動鉗式和擺動鉗式。由于該電動車采用輪轂電動機驅(qū)動，所以車輪總成軸向尺寸較大，而浮動鉗式制動器僅在制動盤的內(nèi)側(cè)有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進(jìn)一步靠近輪轂；同時沒有跨越制動盤的油道和油管，加之液壓缸冷卻好，所以制動液汽化的可能性小，成本低。故采用浮動鉗盤式制動器。制動鉗的安裝位置如圖4.1所示可以在車輪中心軸之前或之后。制動鉗位于軸后，能使制動時輪轂軸承的受力減小如圖（a）所示；制動鉗位于軸前，則可避免輪胎向制動鉗內(nèi)甩濺污泥如圖（b）所示。在很多車型上也有制動器傾斜安裝的情況，這是前兩種情況折中的考慮。考慮到該車的輪胎支撐結(jié)構(gòu)，為減小其受力，故將制動鉗安裝于軸后。制動鉗位于軸前b)制動鉗位于軸后FB—制動力F1、F1’—FB與FZ的合力以及相應(yīng)的反力Fu、Fu’—摩擦襯塊對制動盤的摩擦力以及相應(yīng)的反力F—輪轂軸承的所受合力圖4-1制動時車輪、制動盤以及輪轂軸承的受力示意圖下面進(jìn)行盤式制動器制動力矩的計算如下公式為盤式制動器制動力矩的計算模型。假定制動襯塊的摩擦表面全部與制動盤接觸，摩擦系數(shù)為φ=0.4，并且各處單位壓力p分布均勻，則摩擦襯片施加給制動盤的制動力矩為其中，Mμ為盤式制動器的制動力矩；f為摩擦襯塊與制動盤的摩擦系數(shù)；R1、R2分別為制動塊的內(nèi)外半徑；θ為摩擦襯塊包角的一半。盤式制動器的制動力矩Mμ為所以盤式制動器的制動力矩可以定義為其中，F(xiàn)o為單側(cè)制動塊的制動盤的壓緊力；Ra是有效半徑，其計算公式為式中，為摩擦因數(shù)；F0為單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力；Ra為有效半徑。對于前制動器所以對于后制動器所以第6章制動系統(tǒng)主要參數(shù)的設(shè)計6.1整車參數(shù)1.汽車相關(guān)主要參數(shù)如表6.1所示。表6.1電動汽車的基本參數(shù)編號名稱符號數(shù)值單位備注1質(zhì)量M0900.000kg2重力G8829.000N3質(zhì)心高h(yuǎn)g540.000mm4軸距L2000.000mm5質(zhì)心至前軸的距離a1000.000mm6質(zhì)心至后軸的距離b1000.000mm7前軸負(fù)荷Wf4414.500N50%8后軸負(fù)荷Wr4414.500N50%9最高車速vmax100.000km/h2.使用比亞迪F0輪胎，其相關(guān)參數(shù)如表6.2所示。表6.2比亞迪F0輪胎的基本參數(shù)規(guī)格165/60R1470P輪胎名義斷面寬度（mm）165輪胎名義高寬比（扁平率）60輪胎結(jié)構(gòu)代號子午線結(jié)構(gòu)輪輞名義直徑(in/mm)14/356最大載荷(kN)3.35最大速度(km/h)150在本設(shè)計中為計算方便，假定輪胎的靜力半徑rs、滾動半徑rr與自由半徑r相等，即根據(jù)以上數(shù)據(jù)計算輪胎的直徑r,6.2制動盤設(shè)計6.2.1制動盤直徑計算我們知道制動器需要經(jīng)常更換的零件就是制動盤和摩擦襯片，因為這是兩個承受摩擦力的零件，所以在制動盤設(shè)計時必須考慮摩擦力的問題。通常的解決方法是盡量增大制動盤直徑，這樣可以增大制動盤與摩擦襯片的接觸面積，這不但減小了制動盤和摩擦襯片的磨損，同時提高了散熱能力。同時制動盤直徑不能超過輪輞直徑，防止發(fā)生干涉，工程上制動盤的直徑常常略小于輪輞直徑的某一比例，一般為70%～79%[10]。這里選擇制動盤的直徑D為輪輞直徑的百分之七十五，即制動盤的直徑mm。6.2.2制動盤厚度計算制動盤厚度h既不能做的過大，這樣會使其質(zhì)量增大；也不能做的過小，這樣制動盤熱容減小，溫升增大。制動盤可以追求簡單設(shè)計成實心的，也可以為了散熱通風(fēng)的需要在制動盤中間鑄出通風(fēng)孔道。根據(jù)經(jīng)驗一般實心制動盤厚度可取為10～20mm[10]，經(jīng)測量捷達(dá)制動盤的厚度為13mm，通風(fēng)式制動盤厚度要厚一些取為20～50mm考慮到本電動車的實際情況，最高車速為100km/h，簡化結(jié)構(gòu)、降低成本故采用實心制動盤。制動盤厚度取中間值，即h=15mm。6.2.3制動盤的制造要求根據(jù)中華人民共和國機械行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)盤式制動器制動盤JB/T7019-1993，本設(shè)計中的制動盤采用球墨鑄鐵QT450–10鑄造而成，在鑄造過程中應(yīng)該消除內(nèi)應(yīng)力，鑄造的制動盤應(yīng)無裂紋、砂眼、氣孔等缺陷。鑄造完成后需進(jìn)行精加工，使表面粗糙度達(dá)到規(guī)定的要求，摩擦表面的表面粗糙度Ra為1.6μm，其他部位的表面粗糙度Ra為6.3μm。加工后的制動盤，其加工表面應(yīng)作防銹處理。制動盤需要作靜平衡，靜平衡應(yīng)使制動盤在其外徑上的偏心殘留量小于下列兩值中之較大值：a.0.005kg；b.制動盤和相匹配輪轂等附件質(zhì)量的0.2%。其他要求見設(shè)計圖紙。6.3制動塊設(shè)計6.3.1制動塊制動塊由底板和摩擦襯片構(gòu)成。兩者直接壓嵌在一起。襯塊的內(nèi)外尺寸在上文中已敘述過?；钊麘?yīng)盡量多的壓住制動塊面積，以使襯塊穩(wěn)定工作而不發(fā)生刺耳的尖叫。制動塊背板由鋼板制成。由于制動摩擦襯塊磨損較快，一般厚度較大，這里取為9mm。具體要求見附件設(shè)計圖紙。本設(shè)計中采用無石棉摩擦材料。摩擦系數(shù)取f=0.4[6]。根據(jù)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)Q/FTA070-2010汽車制動器襯片技術(shù)條件選擇2類襯片，并對該電動車的制動襯片進(jìn)行設(shè)計，詳見附錄零件設(shè)計。6.3.2制動襯片外半徑R2和內(nèi)半徑R1汽車工程上常常將摩擦襯塊外半徑R2設(shè)為內(nèi)半徑R1的1.5倍。若R1和R2尺寸相差過大，則工作時襯塊的外緣與內(nèi)側(cè)圓周速度相差較多，磨損不均勻，這將導(dǎo)致摩擦力分布不均勻。由于制動盤直徑D=267mm，所以摩擦襯塊外徑R2定為104mm，摩擦襯塊內(nèi)徑R1為R2/1.5=71mm。圖6.1摩擦襯塊6.3.3制動襯塊工作面積A在確定盤式制動器制動襯塊工作面積A時，需要考慮汽車的質(zhì)量，一般每平方厘米制動襯片要分擔(dān)1.6~3.5kg的汽車質(zhì)量。電動車的重質(zhì)量為900kg，前軸載荷為450kg，后軸的載荷為450kg，則450/（3.5*4）<A<450/(1.6*4)，故取A=50cm。第7章前、后制動器制動力的分配7.1車輪所受的地面垂直支撐力圖6-1制動時電動汽車的受力圖上圖是汽車在水平路面上制動時的受力情況。則可以求得電動汽車輪胎所受的地面垂直支撐力為其中，G為電動車的重力，N；z為制動減速度；a、b分別為電動車質(zhì)心到前軸和后軸的距離，m；L為軸距，m；hg為質(zhì)心高度，m。若在不同附著系數(shù)為φ的路面上制動，前、后輪同時抱死，那么電動車輪胎所受的地面垂直支撐力為表6-1電動車輪胎所受地面垂直力的變化ψFZ1/NFZ2/NFZ1/G(%)FZ2/G(%)04414.54414.50.5000.5000.14652.94176.10.5270.4730.24891.33937.70.5540.4460.35129.63699.40.5810.4190.45368.03461.00.6080.3920.55606.43222.60.6350.3650.65844.82984.20.6620.3380.76083.22745.80.6890.3110.86321.62507.40.7160.2840.96559.92269.10.7430.2571.06798.32030.70.7700.230圖6-2電動車輪胎所受地面垂直力的變化7.2理想的前、后制動器制動力分配曲線前、后制動器制動力Fμ1和Fμ2的關(guān)系式為F由上式，代入不同的φ值作出一組斜率為-1的平行線和一組射線，相同φ值兩組線的交點的連線即為I線。也可由以下公式畫出。為方便起見，這里使用MATLAB編程繪圖，程序見附錄。F圖6-3理想的前后軸制動力分配曲線程序如下：y=inline('1/2*(900*9.81/0.54*(1+4*0.54*2*x/(900*9.81))^(1/2)-(900*9.81/0.54+2*x))','x');x=0:1:8000;y_char=vectorize(y);Y=feval(y_char,x);clf,plot(x,Y,'r');holdonforc=0.1:0.1:1.0x=0:0.1:8000;y=c*900*9.81-x;plot(x,y)endc1=0.1:0.1:1.0;x1=c1y1=c1plot(x1,y1,'r','LineWidth',2)holdonforc=0.1:0.1:1.0x=0:0.1:8000;y=(1-c*0.54)/(1+0.54*c)*x;plot(x,y)endc1=0.1:0.1:1.0;x1=c1y1=c1plot(x1,y1,'r','LineWidth',2)xlabel('Fμ1/N');ylabel('Fμ2/N');title('理想的前、后制動器制動力分配曲線');7.3實際應(yīng)用中的前、后制動器制動力在本電動車設(shè)計中，作用于前后軸上的實際制動力分布設(shè)計為一個不變的線性比例關(guān)系。這一比例關(guān)系為前軸上的制動力與電動車總制動力之比，即汽車制動器制動力分配系數(shù)β[8]：同步附著系數(shù)說明，前后軸上的制動力隨著β的變化而變化。只有在附著系數(shù)φ等于同步附著系數(shù)φ0的路面上，前后車輪制動器才會同時抱死，這時可以獲得最大的制動力。當(dāng)汽車在不同φ值的路面上制動時，可能出現(xiàn)不同的情況[8]。使用解析法求得同步附著系數(shù)，設(shè)電動車在同步附著系數(shù)的路面上制動，此時前、后輪同時抱死拖滑，則整理得式中，L為電動車軸距，m，L=a+b。表6-2制動力分配數(shù)據(jù)I線β線Fμ1/kNFμ2/kNFμ1/kNFμ2/kN0.10.0970.10.0450.20.1900.20.0900.30.2790.30.1350.40.3640.40.1800.50.4450.50.2251.00.8011.00.4491.51.0881.50.6742.01.3222.00.8992.51.5122.51.1233.01.6653.01.3483.51.7863.51.5724.01.8804.01.7974.11.8964.11.8424.21.9114.21.8874.31.9254.31.9324.41.9384.41.9774.51.9504.52.0225.01.9985.02.246作出圖線，如下圖6-4所示：圖6-4電動車的制動力分配曲線7.4制動器制動力矩的確定根據(jù)制動力計算公式，地面制動力為地面附著系數(shù)和地面法向反作用力的乘積，所以最大制動力是在電動車滿載（本文設(shè)計的電動車為單座，滿載時與整車的質(zhì)量大約相等）時汽車質(zhì)量被完全利用的條件下獲得的，則=2.2式中，a、b為汽車質(zhì)心離前、后軸距離，m；φ0為同步附著系數(shù)；hg為汽車質(zhì)心高度，m。應(yīng)急制動時，假定前后輪同時抱死拖滑，此時所需的前軸制動力矩為式中，G為電動車重力；L為軸距，m；b為汽車質(zhì)心到前軸的距離，m；hg為汽車質(zhì)心的高度，m；φ為附著系數(shù)；r為輪胎半徑，m。當(dāng)附著系數(shù)==0.7時，即Mμ1max=1179Nm因為所以后軸制動力Mμ2max=536Nm第8章制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計8.1制動驅(qū)動機構(gòu)的形式制動驅(qū)動機構(gòu)一般可分為純?nèi)肆χ苿雍蛣恿o助制動。在本電動車設(shè)計中，為減小駕駛員的勞動強度，采用動力輔助制動。在傳統(tǒng)汽車上，動力輔助制動的制動能源來自于駕駛員和發(fā)動機，在四輪獨立驅(qū)動純電動汽車上沒有發(fā)動機，所以該電動車的伺服制動系統(tǒng)的能源來自于駕駛員和制動助力器。在傳統(tǒng)的發(fā)動機汽車上廣泛使用真空助力器，其原理就是利用發(fā)動機進(jìn)氣管的真空度（負(fù)壓）來達(dá)到助力的作用。但是在沒有傳統(tǒng)發(fā)動機的電動汽車上，就無法使用發(fā)動機進(jìn)氣管真空源，這時可以考慮使用真空泵作為真空源，其助力能源來源于由一個伺服電機帶動的真空泵，這種助力系統(tǒng)在下文中有詳細(xì)的介紹。8.2制動管路的多回路系統(tǒng)根據(jù)國標(biāo)GB7258—2012的要求，機動車的行車制動系統(tǒng)應(yīng)該完好可靠，并能夠應(yīng)對突發(fā)故障，其中汽車的行車制動管路應(yīng)采用雙回路或多回路。電動車行駛過程中，有時候會發(fā)生管路的堵塞或破裂等突發(fā)情況，為保證在發(fā)生上述情況是制動力不至于完全消失，應(yīng)采用分路系統(tǒng)，即整車的所有制動器的液壓管路分為兩個或更多互相獨立的回路，其中一個管路的堵塞或破裂等突發(fā)情況時，仍可利用其它完好的回路實現(xiàn)一部分的制動功能。圖7-1汽車液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的分路系統(tǒng)的5種形式[10]1-雙腔制動主缸；2-分路系統(tǒng)的第一分路；3-分路系統(tǒng)的第二分路Ⅱ型；（b）Ⅹ型；（c）HI型；（d）LL型；（e）HH型圖（b）所示為交叉型（X），前軸的一側(cè)車輪制動器與后軸的對側(cè)車輪制動器同屬一個回路。制動時任一回路失效，剩余的總制動力都能保持原來值的一半。但是，一旦某一管路損壞失效，則將造成制動力不對稱，此時汽車將朝制動力大的一側(cè)繞汽車縱軸旋轉(zhuǎn)，使汽車喪失穩(wěn)定性。因此，這種方案適用于主銷偏移距為負(fù)值（達(dá)20mm)的汽車上。這時，不平衡的制動力使車輪反向轉(zhuǎn)動可以在一定程度上抵消上述不平衡力矩造成的汽車旋轉(zhuǎn)，從而改善了汽車的穩(wěn)定性。由于本次設(shè)計的電動車沒有主銷偏移距，所以該型不符合要求。后三種形式雖性能可靠，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，考慮到本設(shè)計中的電動車設(shè)計速度較低，綜合各種形式的優(yōu)缺點，選用X的制動驅(qū)動機構(gòu)。8.3液壓驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算8.3.1制動輪缸工作容積與直徑dw計算制動輪缸活塞對制動塊的作用力Fo與輪缸直徑dw、制動輪缸中的液壓p（一般p=8~12MPa）之間有如下關(guān)系式考慮到制動管路尤其是制動軟管以及管接頭的承壓能力，制動時的液壓p不能太大，一般不超過10~12MPa[10]，壓力越高輪缸直徑越小，對軟管的耐性、強度以及接頭的密封性要求就更加嚴(yán)格。在本設(shè)計中取p=12MP。對于前輪制動器對于后輪制動器制動輪缸直徑dw應(yīng)該在國家標(biāo)準(zhǔn)GB2865-1997規(guī)定的如下尺寸系列中選?。?9、22、24、25、28、30、32、35、38、42、46、50、56，單位是mm。故取dwf=22mm，dwr=14.5mm。一個輪缸的工作容積Vw為其中，δi是一個輪缸活塞完全制動時的行程，取值范圍為δi=2.0~2.5mm[10]，本設(shè)計中取為2.3。n是輪缸中活塞的數(shù)目；dw,i是第i個活塞的直徑。對于前輪制動輪缸對于后輪制動輪缸全部制動輪缸的工作容積V之和為式中，m是制動輪缸的數(shù)量；Vw,j是第j個輪缸的工作容積。代入數(shù)據(jù)得8.3.2制動主缸直徑的計算制動主缸工作容積Vm的計算公式為Vm=V+V’式中，V是所有輪缸的總工作容積，之前已經(jīng)求出為V=2454.22mm3；V’是因制動軟管在液壓作用下發(fā)生變形引起的容積增量。在初步設(shè)計時，考慮到制動軟管的容積增量，近似地認(rèn)為Vm=1.1V=1.1×2454.22mm3=2699.64mm3。制動主缸的活塞直徑dm和活塞行程sm可由以下公式求出：一般sm=（0.8~1.2）dm，在本設(shè)計中取中間值，故sm=dm。因此制動主缸的直徑應(yīng)該符合國標(biāo)GB7524-1987規(guī)定的如下系列尺寸：14.5、16、17.5、19、20.5、22、（22.2）、（23.81）、24、（25.40）、26、28、（28.58）、30、32、35、38、42、46、50、56，單位是mm。所以制動主缸直徑dm=20.5mm。8.3.3制動踏板的計算1）制動踏板力FF可以表示為式中，dm為制動主缸的活塞直徑；p為制動管路中的油液壓力；η為制動踏板機構(gòu)以及制動主缸的機械效率，一般可以取η=0.85～0.95，本設(shè)計中取為0.90；ip是制動踏板機構(gòu)的傳動比；dm為制動主缸的活塞直徑。ip=r2/r1如圖所示，本設(shè)計中ip取為3.5。代入數(shù)據(jù)得一般在工程實際中,對于乘用車制動踏板力不超過200～250Nm[10]。因為制動踏板力的計算值比推薦值大的圖7-2制動踏板多，所以應(yīng)該安裝制動助力裝置。在前文中已提及，本系統(tǒng)中應(yīng)使用真空助力器，真空助力比初步選為5.5，則此時的所需的制動踏板力為FF=1257/5.5N=228N<250N，符合要求。2）制動踏板工作行程xp制動踏板工作行程xp的計算公式為式中，δm1為主缸中推桿與活塞間的間隙，一般取1.5mm～2mm[10]；δm2為主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作時的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程。根據(jù)《機動車運行安全技術(shù)條件》GB7258—2012的要求，乘用車液壓行車制動的制動踏板行程應(yīng)小于等于120mm，其他機動車應(yīng)小于等于150mm。故符合要求。3）制動踏板的設(shè)計制動系統(tǒng)的操縱機構(gòu)包括制動踏板和制動助力開關(guān)。制動助力開關(guān)控制制動助力系統(tǒng)的開閉。在前文中已經(jīng)提及，制動踏板機構(gòu)的傳動比為3.5。制動踏板的復(fù)位需采用圓柱螺旋扭轉(zhuǎn)彈簧。d=（10MnK1/[σBP]）1/3其中，65Mn（碳素彈簧鋼絲）為最大工作扭矩；[σBP]為彈簧許用彎曲應(yīng)力；K1為曲度系數(shù)比。彈簧材料選為65Mn,根據(jù)國標(biāo)GB1239-1976查得II類彈簧，[σBP]=570MPa。M其中，F(xiàn)max為最大踏板力，N；r為制動踏板運動半徑，m。M查找圓柱螺旋扭轉(zhuǎn)彈簧有關(guān)參數(shù)標(biāo)準(zhǔn)PA0006.0Q/AD選用范圍得，K1=1.19。d=（10MnK1/[σBP]）1/3=（根據(jù)圓柱螺旋扭轉(zhuǎn)彈簧直徑d規(guī)定范圍(GB1358-78)選擇，d=1.2mm。由于所選螺栓大徑為M10，根據(jù)彈簧中徑D規(guī)定范圍(GB1358-78)選擇，D=12mm。制動踏板在最大行程時不能觸碰駕駛室地板，以防止發(fā)生干涉影響制動的實施，因此制動踏板最大行程時應(yīng)與地板保持合理的距離。8.3.4真空助力系統(tǒng)的設(shè)計與驗算根據(jù)本次電動車設(shè)計的要求，為減小駕駛員的勞動強度，制動方式需采用真空伺服助力方式制動。上文中曾提到過，由于本設(shè)計中的電動車與傳統(tǒng)汽車存在較大差異，所以無法實現(xiàn)發(fā)動機為真空助力器提供動力（真空源）的要求，在此必須附加額外的真空泵。在傳統(tǒng)汽油機轎車上，發(fā)動機進(jìn)氣歧管的真空度負(fù)壓一般可達(dá)到0.05～0.08MPa，因此附加的真空泵所產(chǎn)生的真空度負(fù)壓也必須到達(dá)以上值。1．真空助力器的選擇標(biāo)準(zhǔn)以FF表示制動踏板力式中，dm為制動主缸的活塞直徑；p為制動管路中的壓力；η為制動踏板機構(gòu)以及制動主缸的機械效率，一般可以取η=0.85～0.95，取為0.90；ip是制動踏板機構(gòu)的傳動比，ip=r2/r1本設(shè)計中ip取為3.5。代入數(shù)據(jù)得一般在工程實際中,對于乘用車制動踏板力不超過200～250N。因為制動踏板力的計算值比推薦值大的多，所以應(yīng)該安裝制動助力裝置。2.助力比的確定一般對于乘用車制動踏板力不超過200～250N，真空助力比的選擇范圍為i1257/200<i<1257/250得6.3<i<5.0對于真空助力器的助力比常用的范圍為2.5～8.0，因此真空助力器的助力比確定為5.5。3.真空泵總成真空泵總成的作用是為真空助力器提供真空源，由驅(qū)動真空泵、儲氣罐和控制器組成。圖7-3儲氣罐圖7-4真空泵初選真空泵的型號參數(shù)如下表：表7-1真空泵參數(shù)表電壓/V功率/W最大真空度/MPa工作范圍/MPa儲氣罐容積/L4830-0.085ON:-0.05OFF:-0.0824.校驗所選真空泵的真空度求出與真空助力器的最大助力點應(yīng)的輸入力F1與輸出力F2，真空泵的數(shù)學(xué)模型[25]如下：F其中，D為伺服膜片有效直徑，0.187m；d1為橡膠反作用盤直徑，0.025m；d2為滑柱直徑，0.012m；p為真空助力器常壓腔的真空度，取為-50000Pa；F1=228N。代入上述公式計算得F求得液壓輸出壓力為P求得摩擦襯片所受的力P為，P求出盤式制動器的制動力矩T及制動力FB：T=2F對于前軸一個制動器最大的制動力為：FF由于FB>FBmax所以所選真空助力泵的工作范圍符合要求。各部件的連接如圖所示，關(guān)于該系統(tǒng)的安裝、尺寸等數(shù)據(jù)見CAD圖附件。圖7-5制動助力系統(tǒng)接線圖5.控制器真空助力泵控制器的作用是接受制動助力開關(guān)信號和儲氣罐壓力信號，準(zhǔn)確控制該系統(tǒng)的開閉。上面所說的制動助力開關(guān)類似于傳統(tǒng)汽車上的制動燈開關(guān)，即一個簡單的位置開關(guān)，安裝于制動踏板上。其工作過程為，當(dāng)駕駛員踩下制動踏板完全克服了制動踏板自由行程后，制動踏板觸碰制動助力開關(guān)，制動助力開關(guān)接合，這時真空助力泵進(jìn)入待命狀態(tài)，當(dāng)控制器感應(yīng)到儲氣罐的壓力達(dá)到規(guī)定的值時，真空助力器起作用。由于本次研究的側(cè)重點在于硬件設(shè)計，所以控制器編程部分就不作介紹。8.4制動器的設(shè)計與固定8.4.1制動鉗安裝座的設(shè)計傳統(tǒng)汽車的制動鉗通過螺栓連接固定于轉(zhuǎn)向節(jié)臂上的制動鉗支架，而該電動車沒有轉(zhuǎn)向節(jié)臂，所以制動鉗安裝座需要特殊設(shè)計。為簡化結(jié)構(gòu)和降低成本，我們將制動鉗安裝座和支承臂作為一體設(shè)計。在汽車制動過程中，制動鉗把車輪制動力傳遞給車架，所以制動鉗與安裝座的連接處承受較大的剪切力，且為保證制動的可靠性，不允許制動鉗與安裝座之間存在相對滑動，因此常用鉸制孔螺栓連接，螺栓與孔過盈配合以承受較大的剪切力，所以安裝座上的安裝孔為光孔，且有粗糙度的要求。制動鉗安裝座的設(shè)計尺寸和要求見設(shè)計圖紙。8.4.2制動鉗螺栓的設(shè)計與校核由于在汽車制動過程中，制動鉗把車輪制動力傳遞給車架，所以制動鉗與支架的連接處承受較大的剪切力，且為保證制動的可靠性，不允許制動鉗與支架之間存在相對滑動，因此常用鉸制孔螺栓連接。現(xiàn)對鉸制孔螺栓進(jìn)行選型計算。(a)(b)圖7-8制動器螺栓受力圖如圖所示，螺栓桿僅僅受剪切擠壓力，所以可能發(fā)生剪斷或壓潰失效。如圖（b）為受轉(zhuǎn)矩的螺栓組連接，求得受力最大的螺栓所受的工作剪力為F剪切強度條件為τ擠壓強度條件為σ式中：d為螺栓剪切面的直徑，mm；Lmin―螺栓桿與孔壁擠壓面的最小高度，mm，設(shè)計時應(yīng)使Lmin大于等于1.25d，這里取Lmin=2d。[σP]為螺栓或孔壁材料的許用擠壓應(yīng)力，MPa，σP=0.8σs=284MPa，其中，σs為45號鋼的屈服極限，σs=355MPa；[τ]為螺栓材料的許用切應(yīng)力，MPa，查表知τ=[σs]/Sτ，[σs]為45號鋼的屈服極限，Sτ為安全系數(shù)，取3.5，τ=355/3.5=101MPa。[7,9]得出螺栓直徑為dd則螺栓的直徑為d=max{d1,d1}=6.1mm根據(jù)螺栓標(biāo)準(zhǔn)系列，同時考慮到汽車工程上較常使用的是大于M8（包括M8）的螺栓，所以選擇M8的鉸制孔螺栓，螺距選用1.25mm，所以螺栓型號為M8×1.25，相應(yīng)的螺母的型號為M8×1.25。第9章制動性的評價1、制動減速度和制動距離根據(jù)國標(biāo)GB7258-2012的要求，車輛的制動距離s或制動減速度必須接受有關(guān)部門檢驗。表7-2機動車檢測項目表機動車類型檢驗制動距離要求m制動初速度km/h制動踏板力N試驗道路寬度m乘用車≤2050≤5002.5假定汽車在良好的平直路面上（附著系數(shù)φ=0.7）進(jìn)行試驗，此時最大制動減速度abmax=φg=0.8g。根據(jù)余志生教授所編的《汽車?yán)碚摗穂8]，汽車的制動距離近似的可以表示為s=式中，τ2’為間隙消除時間，取0.2s；τ2’’為制動力增長時間，取為0.2s。代入數(shù)據(jù)，制動距離為s=計算得到s=17.8m≤20m，所以該電動車的制動距離符合檢測要求。2、制動效能的恒定性根據(jù)國家行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)ZBT24007-1989，要求以一定車速連續(xù)制動15次，每次的制動減速度為3m?s-2，最后制動效能應(yīng)不低于規(guī)定的冷試驗制動效能（5.8m?s-2）的60%（在制動踏板力相同的條件下）[8]。由于實車試驗尚未進(jìn)行，所以只對試驗方法和要求進(jìn)行介紹。3、制動力平衡要求根據(jù)國標(biāo)GB7258-2012的要求，必須對車輛的制動力平衡性進(jìn)行檢測。檢測結(jié)果必須達(dá)到下表中的要求。表7-3臺試檢驗制動力平衡要求[13]前軸后軸（及其他軸）新注冊車≤20%軸制動力大于等于該軸軸荷60%時制動力小于該軸軸荷60%時≤24%≤8%試驗的結(jié)果可以用車身橫向位移和汽車的偏航角來表示。

結(jié)論本次設(shè)計首先分析了四輪獨立驅(qū)動/轉(zhuǎn)向電動車的研究現(xiàn)狀，并闡述了其相對于傳統(tǒng)車輛的區(qū)別和特點。然后根據(jù)研究需要，我們制定了詳盡的電動車傳動系統(tǒng)和制動系統(tǒng)的設(shè)計要求。對于電動車的傳動系統(tǒng)，我們進(jìn)行了電動汽車的動力性計算并進(jìn)行了參數(shù)的匹配。而后根據(jù)電動車動力特性的需求，選擇了驅(qū)動性能較好的永磁無刷直流電動機作為驅(qū)動輪轂電機，并且分析了該型電機的各項性能。然后對輪轂電機的輸出軸的直徑進(jìn)行了設(shè)計和校核。同時我們對輪轂電機的控制器也進(jìn)行了選擇。根據(jù)所選輪轂電機負(fù)荷特性的測試數(shù)據(jù)，校驗了電動車的動力性能達(dá)到設(shè)計要求。為方便輪轂電機的定制，最后繪制了輪轂電機輸出軸設(shè)計圖、輪轂螺栓圖和制動盤安裝螺栓圖。解決了輪轂電機的安裝問題，設(shè)計了輪轂螺栓的型號，