四轮独立驱动半物理仿真机械设计.docx

声 明

我声明，本毕业设计说明书及其研究工作和所取得的成果是本人在导师的指导下独立完成的。研究过程中利用的所有资料均已在参考文献中列出，其他人员或机构对本毕业设计工作做出的贡献也已在致谢部分说明。
本毕业设计说明书不涉及任何秘密，南京理工大学有权保存其电子和纸质文档，可以借阅或网上公布其部分或全部内容，可以向有关部门或机构送交并授权保存、借阅或网上公布其部分或全部内容。

学生签名：

2017年 3月 13日

指导教师签名：

2017年 3月 13日

毕业设计说明书中文摘要

半物理仿真实验平台是经由数值仿真至整车试验的中间环节，对于汽车试验性研究具有非常重要的意义。本文完成了该平台的机械部分的设计工作，包括车架、悬架和转向系统的设计，并进行机械设计强度验证和分析。设计过程中，首先确定了四轮独立驱动半物理仿真实验平台的总体参数。其次对车架、悬架以及转向系统分别进行机械设计，利用三维设计软件SolidWorks对前后悬架及转向各部分零件进行实体建模。最后检查和排除悬架各个部件或零件之间的静止和运动干涉问题，并对前悬架和后悬架中的关键零件进行必要的强度校核，使之符合各个工况下的强度要求。

关键词 四轮独立驱动 半物理仿真 机械设计

毕业设计说明书外文摘要

Title Mechanical Design of Four-wheel Independent Driving
Semi-Physical Simulation Experimental Platform

Abstract
The semi-physical simulation experimental platform is the link of the numerical simulation and the vehicle test intermediate. This paper completes the design work of the mechanical part of the platform, including the design of the frame, suspension and steering system, and carries on the mechanical design strength verification and analysis. In the design process, this paper firstly determines all of the parameters of the four-wheel independent semi-physical simulation experimental platform. Secondly, this paper carries out the mechanical design of the frame, suspension and steering system. SolidWorks is used to model the front and rear suspension and the parts of the steering. Finally, the paper eliminates the static and motion interference problems between the various parts or parts of the suspension, and takes the necessary strength check on the key parts in the front and rear suspension to meet the strength requirements under each condition.

Keywords Four-wheel independent driving Semi-physical simulation
Mechanical design

本科毕业设计说明书 第I页

目 次

1 绪论 1
1.1 四轮独立驱动技术简介 1
1.2 四轮独立驱动电动汽车的国内外研究现状 2
1.3 本文研究内容及意义 3
2 半物理仿真实验平台的总体设计 5
2.1 总体设计 5
2.2 本章小结 6
3 车架的机械结构设计 7
3.1 承载下弯梁设计计算与校核 7
3.2 承载上弯梁设计计算与校核 11
3.3 与承载上弯梁连接的螺栓预紧力计算 16
3.4 与减速机连接的螺栓预紧力计算 17
3.5 本章小结 18
4 悬架的机械结构设计 19
4.1 减震类型选择 19
4.2 减震器参数计算 20
4.3 减震器尺寸的确定 24
4.4 导向机构设计 25
4.5 悬架其他结构元件设计 28
4.6 本章小结 28
5 转向系统的机械结构设计 29
5.1 伺服电机概述 29
5.2 电机的选择 29
5.3 减速机的设计 32
5.4 转向轴的设计 44
5.5 车轮轴轴承选型及校核 47
5.6 本章小结 50
6 三维建模及悬架部分的干涉检查 51
6.1 三维建模及装配 51
6.2 悬架部分的干涉检查 52
6.3 本章小结 53
结论 54
致 谢 55
参 考 文 献 57

本科毕业设计说明书 第59页

1 绪论
1.1 四轮独立驱动技术简介
1.1.1 四轮独立驱动技术
四轮独立驱动系统是一种能够依靠四个独立控制的电动机分别对应地驱动汽车的四个车轮，并且车轮之间没有机械传动环节的驱动系统。在典型的四轮驱动的布置型式中，电动机与车轮之间可以采用轴式联接，也可以采用将电动机嵌入车轮使之成为轮式电机的方法，这种车轮一般都装有轮边减速器。与传统的汽车驱动系统相比，这种驱动系统具有以下几个显著的优点：
1）传动系统的减化，大幅减轻了整车质量。
2）四轮独立驱动系统可以通过电动机来完成驱动力的控制而不需要其他附件，容易实现更高性能、更低成本的牵引力控制系统（TCS）、防抱死制动系统（ABS）及电子车身稳定系统（ESP）。
3）响应快速、结构简单。
4) 对各车轮采用制动能量回收系统，可以大大提高汽车能量利用效率。
4) 可真正实现汽车底盘系统的电子化和主动化[3]。

图1.1 单轴转向和四轮转向
1.1.2 四轮转向技术的特点
在我们生活中，一般的汽车通常都是通过控制方向盘使前轮发挥转向机能，而四轮转向指的是后轮的轮胎也可实现转向。四轮转向的目的：在低速行驶过程中作逆相转向（前轮与旋转方向相反）使得旋转时车辆小转弯性能更良好；中高速时则为同相转向（前轮与旋转方向相同），以提高车辆在高速行驶过程中车道变换或旋转时的操纵稳定性[3]。
相对于普通汽车的单轴转向来说，虽然四轮转向技术有很多优点，但由于现阶段电控技术仍存在诸多不稳定因素，因此其控制的可靠性很难得到保证。例如在上个世纪80年代，很多日本车开始采用四轮转向系统，以便车辆在日本多山路的实际路况下得到更好的操控性能。但是由于可靠性方面的问题，四轮转向技术随后被应用的越来越少。当前，主动的四轮转向技术多用于特殊用途的大型矿业车辆上和部分越野车上；而被动的四轮转向技术（即后轮随动转向）在法系车上（比如标志207）一直被使用着。
1.2 四轮独立驱动电动汽车的国内外研究现状
1.2.1 国内研究现状
近年来，采用四轮独立驱动方式的电动汽车虽然在国内某些领域的研究中取得了一定的进展，但总体来说国内关于这方面研究的机构还比较少。2002年5月，上海燃料电池汽车动力系统公司和同济大学新能源汽车工程中心试制成功了一辆四轮驱动微型汽车功能模型车。深圳比亚迪公司于2004年在北京车展上展出了一款由四个电动轮独立驱动的名为“ET”的概念车。中国科学院北京三环通用电气公司研制的电动轿车采用直流无刷轮毂电机，单个电机轮功率为7.5kw，电压264V，双后轮直接驱动，最大转矩可达300-500N∙m，整车实现了120km/h的运行速度。此外，哈尔滨工业大学、浙江大学等国内著名高校也相继开展了四轮独立驱动电动汽车的研制[3]。
1.2.2 国外研究现状
1991年10月在东京举办的汽车展览会上，日本东京电力公司与日本电池公司强强联手，共同推出了“IZA”牌电动汽车，其各方面性能均远超以往的电动汽车。IZA是一种四轮驱动的电动轿车。在结构上，四个车轮均采用外转子式无刷直流轮毂电机，电机直接安装在车轮轮毂内，而轮毂作为电机的外转子由轴承支承在车轴上，从而将电动机的旋转直接转化成轮胎的旋转。经实测，采用该种驱动结构后，电机与变换器的总效率可达91％以上。日本四国电力公司开发的“YONDNE” 轮式驱动电动汽车，车内不但设有车载充电装置，而且最高时速可达100km/h，续驶里程为200km(车速为40km/h)。作为发展迅速的全球汽车大亨，通用汽车公司对未来的燃料电池汽车寄予了很高的期望，并且提出了一个名为“AUTOnomy”的概念，而它的主要技术基础就是四轮独立电驱动[3]。
1.3 本文研究内容及意义
1.3.1 研究内容
本文集中探讨与四轮独立驱动电动汽车的控制有关的相关课题。研究四轮独立驱动电动汽车的控制一般需要经过三步：第一步是数值仿真；第二步是样车试验；第三步是整车试验。由于样车的制作成本高昂，所以本文决定根据研究室现有条件做一个半物理实验平台，作为从数值仿真到整车试验的中间过渡[3]。所谓半物理仿真（又称物理-数学仿真、或半实物仿真），是指在针对仿真研究内容的基础上，将被仿真对象系统的一部分以物理模型甚至实物的方式引入仿真回路;而其余部分以数学模型描述，并将之转化为仿真计算模型[3]，同时通过借助物理效应模型，从而进行实时数学仿真与物理仿真的联合仿真。该实验平台分为机械设计和电子设计两部分，本文主要针对机械部分进行研究设计，包括车架、悬架和转向系统的设计，并进行机械设计强度验证和分析。
1.3.2 研究意义
传统内燃机汽车自诞生至今已有100多年的历史。一方面，它带给了人类出行及生活上的方便，另一方面，它也为人类带来了能源枯竭和环境恶化等一系列棘手的问题。随着社会的不断发展和文明的不断进步，人类急需一款既节能环保由性能高效的代步工具。而在近十年来呈现突飞猛进发展趋势的电动汽车无疑是未来汽车研究和发展的方向。在诸多新能源汽车中，电动汽车以其超低的排放、高效利用能源、易于智能管理等优势而持续受到世界各界的关注。
四轮独立驱动电动汽车是一种全新概念和全新形式的电动汽车，通常是指将驱动电机直接集成在汽车的四个车轮上从而构成电动轮，也可以通过减速装置间接与汽车的四个车轮相连来构成电动轮，从而协调独立地控制各个电动轮来驱动汽车。本文设计了一种四轮独立驱动的半物理实验平台，用于汽车经由数值仿真至整车试验的中间环节的测试[3]。
四轮独立驱动技术以及混合动力汽车技术为军用汽车的升级换代提供了更大的发展空间。可灵活布置的电动轮驱动系统，为汽车实现多轮甚至多轴驱动带来了极大的方便，尤其对于普遍采用多轴驱动的重型军用越野车来说是一个极具吸引力的特点。应用独立驱动技术的军用车可大大提高其在各种路况下的通过性。再者，由于减少了动力传动的中间环节，因此与传统内燃机汽车相比，电动汽车传动系的振动及噪声得到了极大的改善，甚至在采用纯电力驱动时，可实现无声行驶。这是美国海军的“RST-V”侦察车及其新一代军用“悍马”汽车采用四轮独立驱动技术的重要原因。此外，采用电力驱动的军车由于放弃了传统的内燃机，发出的热量大大减少，使其具有低红外的特征，这对于未来战争具有重大的意义[3]。

2 半物理仿真实验平台的总体设计
2.1 总体设计
根据任务书，四轮独立驱动半物理仿真实验平台在完成设计后，需达到以下要求：①平台必须可以在较平直路面上以最高20km/h左右的速度稳定行驶，可以在10s内加速到最高行驶速度，并且具有足够可靠的制动性能；②平台可以承受一定的侧向力，转向机构可以在高速行驶时后轮同向转向，低速时反向转向[3]。
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体现为存储条件和保养[3]。明确了上面几点，本文提出该实验平台在正常使用情况下可以满足连续工作2500小时的要求。这一数据的根据是使用时间3年，每天工作2小时，那么本文将工作时间取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次。
通过查阅相关文献[3]，得到如下所示总体方案：
图2.1 总体方案
2.2 本章小结
本章根据实验室现有条件，提出了半物理仿真实验平台的总体设计方案以及所需满足的要求，并绘制了总体方案草图，为后续的具体的设计工作做了铺垫。
3 车架的机械结构设计
3.1 承载下弯梁设计计算与校核
现在对车轮组的承载梁进行校核，由于承载上弯梁与悬架控制臂连接处的力没有办法简单的定量计算，因此本文从受力相对简单的轮胎接地出往上推导各结构的受力[3]。行驶中所受的最大纵向力为全力加速时，最大加速度定位0.3g,采用液压制动可获得很大的制动力，地面纵向摩擦系数这里取0.9，则横向需克服横摆转向时的侧向最大加速度，这一值在动力学书中的一般推荐值最大值为0.4g,则垂向在平直路面行驶时要承载车辆的自身重力，当收到地面冲击载荷时还需要承受其引起的冲击力，本文利用弹簧校验的模型[3]，设冲击力和重力相等，则当车辆在不平路面上行驶，前方突然出现障碍物，驾驶员急速转向同时猛踩制动，有可能同时达到各个方向力最大的危险情况。下面本文就对这样的危险情况做力学校核。

图3.1 承载下弯梁结构示意图
1）对下弯梁力学校核:
下弯梁由16Mn方钢结构，所以首先给出16Mn的材料力学性能参数，如下表所示。
表3.1 16Mn的材料力学性能参数
钢号
屈服强度
σs/MPa
强度
σb/MPa
16锰
345
660
支承臂采用16Mn材料的40*60的方钢，其机械性能参数如下图所示。
表3.2 16Mn40*60机械性能参数
截面长/mm
截面宽/mm
截面面积/cm^2
壁厚/mm
截面模数/cm^3
扭转常数
Wx
Wy
It/cm^4
Ct/cm^3
60
40
6.147
4
8.23
5.363
21.141
9.523
将轮胎接地点的力向A点转移，得
表3.3 A点力和力矩数值
参数
数值
单位

1000

750

5000

214.52

883.2

174

根据弯扭危险点判断定理[3]，我们可以判断静载下危险点在B点出。在对B点进行强度校核前我们需对B点的结构介绍和B点的受力情况求解。
2)B点受力情况
B点由两根方钢开45°口对焊而成。一般的对焊接处强度校核，简易算法就是认为其和普通钢材的校验方式[3]一样。
B点的内应力形成的力与A点所受的力平衡，则FBz=FAz=5000N。

图3.2 受力分析
正压力：

(3.1)
切向力：

(3.2)
表3.4 B点力矩数值
名称
数值
单位

214.52

536.2

86.2

由 FBz引起的正应力

(3.3)
切应力

(3.4)
利用第三强度理论将其合成

(3.5)
3）B点所受扭矩和弯矩
A点受到扭矩 MAz=174N∙m，则 Mτ=MAz=174N∙m
由于A点的作用力对B点的弯矩和A点所受弯矩的共同作用有MBy=-536.2N∙m，MBx=-86.25N∙m。
在对B点计算应力时，由于没有现成的计算公式，同时由于我们的计算过程只是出于校核的目的，这里我们采用减小零件尺寸增加受力的方法来校验，如果这样情况下应力在安全范围内，那么我们的结构也就满足了。一般推荐的安全系数为2.4，由于我们已经考虑了最大情况，初始计算力已经放大，这里又将其进行放大，我们这里取安全系数1.5，则我们将校验截面缩小为壁厚为4mm的方钢。

图3.3 壁厚为4mm的方钢的受力示意图

(3.6)

(3.7)
将 MBx放大到和MBy一样大小，则

(3.8)
4）求弯扭引起的应力值
正应力

(3.9)
切应力

(3.10)
根据第三强度理论弯扭合成有

(3.11)
由于下弯梁的竖梁部分属于细长杆，需对其做压杆稳定性校核。根据我们的结构特点，我们将下弯梁竖梁理想成为两端铰支压杆。以上计算出来压力引起的合成应力σr3F、弯扭引起的合成应力σr3w，将这两个应力合成，根据拉扭合成原理有

(3.12)
显然压杆稳定是合格的。
以上计算说明我们的弯梁在整体结构上是稳定的。
3.2 承载上弯梁设计计算与校核
悬架上弯梁由方钢和槽钢焊接而成，在计算校核时我们将地面至上悬架之间的所有部分看做一个整体对其进行受力分析。已知我们在上面假设的地面轮胎受如下图所示的力。
1）整个结构稳定的校验
我们将法兰盘通过四个螺栓传递的力集中到这四点的中心D点来校验整体稳定性，下面我们通过O点的受力情况推上弯梁上D点的受力情况。
承载上弯梁上的危险点为E点，我们求E点的力矩，校验E点的强度。由于左右两边悬架的受力方向不一样，这里我们在考虑力矩符号时，只考虑最大值，将两者直接相加。

图3.4 承载下弯梁结构示意图及受力分析
在计算E点应力前，我们先介绍E点的连接形式，确定焊缝“大小”。
由于结构原因，上焊缝和水平外侧焊缝采用去料填焊的方式，下焊缝和水平内侧焊缝采用添料堆焊的方式，焊缝处的宽度都为3.45mm。
这里我们可以认为焊缝处为一5043壁厚为3.45的钢管，焊缝的两个截面相当于力作用在两段钢管上。钢管材料为16Mn。
表3.3 16Mn的材料力学性能参数
钢号
屈服强度σs/MPa
强度极限σb/MPa
16锰
345
660
60°

图3.5 上焊缝，水平外侧焊缝形式

图3.6 下焊缝，水平内侧焊缝形式

图3.7 上、下焊缝结构示意图

(3.13)

(3.14)
焊缝受x轴向的拉力FEx=1000N，FDx对焊缝处形成剪应力τD。

(3.15)
此应力值太小在下面的讨论中，不予考虑。
2）三个小横梁的焊缝介绍

图3.8 小横梁的焊缝及分布
这里认为横梁上的焊缝为3050厚度为3的方钢，如下图所示。

图3.9 小横梁的焊缝示意图

(3.16)
E点所受扭矩和弯矩

(3.17)

(3.18)
由于A点的作用力对B点的弯矩和A点所受弯矩的共同作用有MEx=1660N∙m，MEz=907.5N∙m。
下面分别求弯矩的应力。
MEx的作用面为承载上弯梁上四个横梁，则应力为

(3.19)
MEz是由FDy引起的弯矩，仅作用在E点。

(3.20)
根据应力合成定理有

(3.21)
由以上计算可知，τE1=245.2MPa，σE=105MPa，显然再根据弯扭合成后，危险点是不稳定的。这里面我们计算中将地面垂向力定为重力的两倍，如果是仅考虑重力则τE1=122.6MPa，σE=105MPa，σ=266.7MPa。勉强能算合格。这里我们需加强E点焊接点抗绕x轴扭转的能力。
这里我们在E点的右端焊接一块加强板，结构如下。

图3.10 加强板位置示意图

t2

n2

m2
加强板厚度为3mm，长136mm，宽50mm，焊缝与上面的焊缝一样，可以假设其为13650厚度为3的钢管，钢管在x轴上受到的弯矩作用。
图3.11 加强板焊缝示意图

(3.22)
此时扭转应力

(3.23)

(3.24)

(3.25)
显然，在考虑了这么多“过载”情况下，依然可以满足1.96的安全系数，此时的结构可以认为是稳定安全的。
3.3 与承载上弯梁连接的螺栓预紧力计算
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，取钢材的许用应力=544MPa。
计算拧紧力矩
T==37.88N·m
(3.26)
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=30.3 N·m
(3.27)
表3.4 与承载上弯梁连接的螺钉规格
名称
数值
单位
直径d
10
mm
螺距P
1.5
mm
螺纹原始三角形高度H
1.29904
mm
外螺纹小径
8.38
mm
外螺纹中径
9.03
mm
计算直径
8.16
mm
螺钉公称应力截面积
58.02
mm2
3.4 与减速机连接的螺栓预紧力计算
表3.5 与减速机连接的螺钉规格
名称
数值
单位
直径d
8
mm
螺距P
1.25
mm
螺纹原始三角形高度H
1.08253
mm
外螺纹小径
6.65
mm
外螺纹中径
7.19
mm
计算直径
6.47
mm
螺钉公称应力截面积
36.64
mm2
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，取钢材的许用应力=544MPa。
计算拧紧力矩
T==19.13 N·m
(3.28)
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=15.31 N·m
(3.29)

3.5 本章小结
本章在上一张提出的实验平台总体参数的基础上，对该实验平台的车架进行机械设计并进行校核，主要工作为：对承载下弯梁进行设计计算与力学校核，对承载上弯梁进行设计计算与力学校核，对与承载上弯梁连接的螺栓进行预紧力计算以及对与减速机连接的螺栓进行预紧力计算。校核计算结果均符合承载要求。
4 悬架的机械结构设计
4.1 减震类型选择
汽车在行驶过程中，由于道路变换或者路面凹凸不平等众多因素，使得汽车受到冲击并产生振动，继而通过车轮传递到悬架，再由悬架传递到车身，引起驾驶人员及乘坐人员振动的同时，也对车上的货物形成冲击。这种振动不仅降低了车辆行驶的平稳性，而且使车辆中的人或货物时刻处于一个振动环境中，影响着人的舒适性、工作效率和健康。汽车的平稳性就是保证汽车在行驶过程中乘员所处的振动环境具有一定舒适度的性能，对于载货汽车还包括保持货物完好的性能。同时，平稳性也影响着车辆的操纵性、稳定性及其安全，良好的平稳性也会延长汽车的使用寿命。所以在设计过程中，我们都希望能够避免较大的振动。 
一般来说，物体无阻尼自由振动具有很长的衰减时间，而相比之下，物体有阻尼振动的衰减时间就大为缩短。安装在车身与车轮之间的汽车悬架系统能够迅速地衰减车辆受到冲击后产生的振动、尽量减小路面的冲击对车身的影响。悬架系统一般由弹性元件（如板簧、螺旋弹簧、空气弹簧、油气弹簧等），阻尼元件（如减振装置）和导向机构等零部件组成。汽车悬架系统实现了车轮和车身之间的弹性连接，因此当车轮行驶在凹凸不平的路面而受到激烈振动时，悬架装置就会有效地抑制和降低车身和车轮的动载，衰减车身和车轮的振动，从而保证车辆行驶的舒适性和安全性[3]。 
减振装置作为悬架系统的主要阻尼元件，能够高效地隔离地面干扰并吸收激振能量，迅速地衰减车身的振动。此外，减振装置还能与悬架弹性元件一起衰减由于道路不平所引起的人体不适应频率的传递，使车辆的振动频率高于或低于人体不适应频率，从而提高车辆运行的平稳性、安全性和驾乘人员的舒适性。
车辆悬架的减震形式有很多，本文设计的双横臂式独立悬架选择的是螺旋弹簧液压阻尼器[3]。
4.2 减震器参数计算
4.2.1 悬架刚度的选择
车轮接地点垂直方向的载荷变化和轮心在垂直方向的位置变化量之间的关系称为悬架系统的弹性特性，如图4.1所示。在任一载荷状态下，该点曲线的切线斜率，就是该载荷下的悬架刚度。在满载状态下，弹性特性曲线的切线斜率便是满载悬架刚度。在满载载荷下可以确定车轮上跳行程和下跳行程，两者之和称为车轮行程[3]。

图4.1 悬架弹性特性
设悬架刚度为k，簧上质量为m，则根据下式可求系统的固有振动频率：

(4.1)
车轮上下跳动行程的一般范围是：上跳行程70～120mm，下跳动行程80～120mm。悬架垂直刚度随车辆参数而不同，换算成系统固有振动频率为1～2Hz。
我们所设计的四轮独立驱动电动汽车行驶环境主要是城市较好的路面，行驶时路面激起振动频率会相对比较高[3]。所以取减振器系统固有频率f＝1.5Hz，而减震器承载质量m＝250kg，则根据上式k＝2250。
4.2.2 相对阻尼系数的选择
减振器在卸荷阀打开前，减振器中的阻力F与减振器振动速度之间有如下关系：

(4.2)
式中，为减振器阻尼系数。
下右图为减振器的“阻力－速度”特性图[3]。该图具有如下特点：“阻力－速度”特性由四段近似直线段组成，其中压缩行程和伸张行程各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数，因此减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数。通常压缩行程的阻尼系数与伸张行程的阻尼系数不相等。

a）“阻力一位移”特性 b） “阻力一速度”特性
图4.2 减振器的特性曲线
汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢程度。的表达式为

(4.3)
式中，c为悬架系统垂直刚度；为簧上质量。
上式表明，相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度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 ＝(0.25～0.50) 的关系[3]。
设计时，先选取与的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取 ＝0.25～0.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。而对于行驶路面条件较差的汽车，值应取大些，一般取＞0.3；为避免悬架碰撞车架，取＝0.5。
根据以上所述：相对阻尼系数分别取＝0.36；＝0.5；＝0.5×0.36＝0.18；＝0.27。
4.2.3 减震器阻尼系数的确定
减振器阻尼系数。因悬架系统固有振动频率，所以理论上。实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数[3]。例如，当减振器如下图a、b、c三种布置方式安装时， 综合考虑采用图4.3中图b所示安装时，减振器的阻尼系数用下式计算：

(4.4)
式中，a为减振器轴线与铅垂线之间的夹角[3]。
又由上知：，＝0.27。取弹簧垂直刚度c=8000N/mm。
阻尼系数：

(4.5)

图4.3 减振器安装位置
伸张阻尼系数：

(4.6)
4.2.4 最大卸载力的计算
为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷[3]。此时的活塞速度称为卸荷速度。在减振器安装如图所示时

(4.7)
式中，为卸载速度，一般为0.15～0.30m/s；A为车身振幅，取±40mm， 为悬架振动固有频率。
如已知伸张行程时的阻尼系数，载伸张行程的最大卸荷力。
伸张行程的最大卸荷力：

(4.8)
压缩行程的最大卸荷力：

(4.9)
4.3 减震器尺寸的确定
4.3.1 缸筒的设计计算
根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D。

(4.10)
式中，为工作缸最大允许压力，取3～4Mpa；为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取＝0.40～0.50，单筒式减振器取＝0.30～0.35。
减振器的工作缸直径D有20、30、40、（45）、50、65mm等几种。选取时应按标准选用[3]。
贮油筒直径，壁厚取为2mm，材料可选ZG45号钢。13.25mm，取20mm。
4.3.2 活塞杆的设计
活塞（工作缸）直径与活塞杆直径可按下式计算经验数据：
＝（0.4～0.5）
（4.11）
取＝20mm，则＝10mm。
4.3.3 导向座宽度和活塞宽度的设计计算
如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。又因为在减振器工作时，活塞杆与导向座之间是相对滑动的。在导向座内设计一个衬套，在减少活塞杆的摩擦的同时也使活塞杆滑动轻便、迅速。
活塞的宽度B，一般取B＝（0.6～1.0）D;缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径D而定：
当D<80mm时，取＝（0.6～1.0）D；当D>80mm时，取＝（0.6～1.0）D。所以导向座的长度：＝0.620＝12mm；活塞宽度：B＝0.620＝12mm。
4.3.4 固定连接的结构形式
减振器与整车的连接结构指的是减振器和整车安装连接的部分。为了加强减振器的减振能力，通常在连接部分都附有橡胶缓冲垫，因此连接部分主要由吊环(螺栓等)和橡胶衬套等组成。而本文设计的连接结构是上部通过吊环与车体连接，下部通过吊环与双横臂式独立悬架下控制臂连接。
根据GB/T 491-1999吊环设计标准尺寸，本文设计的工作缸直径是40mm，所以本文选取：型吊环，＝20mm，D=10mm，=19mm，=28mm，h=18，=24mm。
4.4 导向机构设计
根据文献资料，本文采用双横臂式独立悬架。
4.4.1 纵向平面臂轴布置方案选择
下图给出6种双横臂轴在纵向平面内的布置：
在传统汽车双横臂悬架设计时，上下横臂轴的布置方案直接影响在运动中车轮上下跳动所引起的主销后倾角的变化。为了提高汽车的制动稳定性和舒适性，一般希望主销后倾角的变化规律为：在悬架弹簧压缩式后倾角增大；在弹簧拉伸时后倾角减小。在汽车的结构设计中，主销后倾角通常用来产生回正力矩，而在电动车中希望车辆的行驶控制全部由电控，因此这里回正力矩的意义就不大。
综上所述，本文选用了图中3所示的横臂周平行布置的方案。这样的布置可以使车体连接处布置简单，同时弹簧减振器与车体连接只需采用转动副，而不需要移动副。

1
2
3
4
5
6

图4.4 纵平面内上、下横臂布置方式及其对应的运动中主销后倾角的变化情况
4.4.2 横向平面横臂布置方案
上、下横臂在横向平面内的布置一般有如下三种形式。

图4.5 布置方案
上、下横臂在横向平面内的布置直接影响到车辆侧倾中心的位置[3]。而侧倾中心的高度会对车轮负荷转移过程中侧倾力矩的大小和由弹性元件、传力杆系所分担力的比例产生直接影响。通常情况下，侧倾中心越高（h越大），侧倾力矩M越小。在一定侧倾角刚度下，侧倾角越小，由弹簧及横向稳定杆传递的力就越小，而由传力杆系所传递的力也就越大，反之亦然。然而在使用独立悬架时过高的侧倾中心可能导致车轮跳动时过大的轮距变化，加剧轮胎磨损[3]。
综上所述，选用图4.5中3所示的横向内上、下横臂的布置方案。
4.4.3 上、下横臂长度的确定
双横臂上、下臂的长度关系在设计中主要考虑的是其在运动中当车轮上下跳动时对定位参数和轮距变化的影响。由《汽车设计》中的介绍知道当上臂长和下臂长的比为0.6时，轮距随车轮跳动的变化值最小，从而引起的轮胎磨损减少，提高使用寿命；当上臂长和下臂长的比为1时，轮的定位参数随跳动变化的影响最小，保证了良好的操纵稳定性。这里我们使用中选择了上下臂等长的设计。以牺牲轮胎的使用寿命来换取比较好的操纵性和简单的结构。
查阅了很多资料对车轮前束影响的建议不一，这里我们先不探讨前束的意义，只谈前束的实现。可以通过对连接卡块上转向轴的径向定位来实现。至于具体如何实现我们可以到下一部分对连接卡块的讨论部分再具体谈谈。
4.4.4 导向机构的布置参数
1）侧倾中心
从上面横向平面内上、下横臂布置方案的选择中可以知道侧倾中心在车体中心线与地面相交的轴线上。侧倾中心高度=0。
2）侧倾轴线
在独立悬架中，汽车前部与后部侧倾中心的连线称为侧倾轴线，在汽车设计中往往需要侧倾轴线应大致与地面平行，且尽可能离地面高些。我们的设计中前后悬架都是独立悬架且前后悬架相同，两个侧倾中心都在地面上，与地面完全平行。
3）纵倾中心
由于上下悬臂轴相互平行，纵倾中心在无穷远。
4）抗制动纵倾性
车辆的抗制动纵倾性是车辆在制动过程中使车头下沉及车尾抬高尽量减小的能力。只有纵倾中心在车辆两轴之间时才具有这一性能，显然我们的设计牺牲了这一性能，具体带来的后果我们将在以后的车体实验中发现。
4.5 悬架其他结构元件设计
4.5.1 横臂
横臂由外径20内径14的16Mn钢管焊接而成，其具体尺寸参见图纸。下横臂由于需要连接弹簧减震器会在其上焊接一段钢管，这一结构在弹簧减震器连接部分已经进行了说明。
4.5.2 接头
接头采用的是转动副的形式，上下控制臂都一样。与车架连接使用的是外径26内径16长26的钢管作为外壳，与承载上弯梁连接的是外径26内径16长40的钢管作为外壳。在外壳内部套上相同长度厚度为1的卷制轴承，再通过直径为14的铰制孔螺栓穿上，就形成了一个转动副。
4.6 本章小结
本章主要对实验平台的悬架系统进行了机械结构设计。在导向机构为双横臂式独立悬架的总体方案基础上，我首先选定了螺旋弹簧液压阻尼器作为该实验平台的减震器，并对其参数和尺寸进行了确定，其次对导向机构进行了具体分析和计算，最后对悬架其他结构元件进行确定。

5 转向系统的机械结构设计
5.1 伺服电机概述
伺服电机可使控制转速，位置精度误差小，可以将电压信号转化为转矩和转速以驱动控制对象，主要分为直流伺服电机和交流伺服电动机两大类，其主要特点是：当信号电压为零时无自转现象，转速随着转矩的增加而匀速下降。
本文选用直流伺服电机。直流伺服电机主要由定子、转子铁芯、电机转轴、伺服电机绕组换向器、伺服电机绕组、测速电机绕组、测速电机换向器等部件组成。直流伺服电机特指直流有刷伺服电机，其主要优点有以下几点：易实现智能化，电子换相方式灵活，可以方波换相或正弦波换相；电机免维护不存在碳刷损耗的情况，效率高，运行温度低，噪音小，电磁辐射小，寿命长，可用于各种环境[3]。
5.2 电机的选择
如总体方案所述，转向系统通过伺服电机带动轴实现转向控制。
5.2.1 转向阻力矩估算
为了保证车辆行驶的安全性，组成转向系的各零部件必须有足够的强度。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。各个力通过半经验公式来计算获得。这些力和地面对转向轮的阻力矩维持着一个平衡状态，而其中最大的值就是静转向阻力矩，也称原地转向阻力矩。
根据《汽车设计》计算[3]。
在《汽车设计》一中给出了具体的经验公式来求解原地转向阻力矩 MR(N·mm)。
计算公式：

(5.1)
式中，f为轮胎和路面间的滑动摩擦因素，一般