毕业论文-微型纯电动汽车总体设计与计算15955 (NXPowerLite)

1、核准通过，归档资料。 未经允许，请勿外传！ 河 北 工 业 大 学 毕业设计说明书毕业设计说明书( (论文论文) ) 作 者： 邱凡 学 号： 070261 学 院： 机械工程学院 系(专业)： 车辆工程 题 目： 微型电动汽车总体设计与计算 指导者： 卞学良 教授 9jwkffwvg#tym*jg li-xmyoz 为锂化过渡金属氧化物。放电时, 锂离子由电 池负极通过电解液流向正极并被吸收。充电时, 过程正好相反; 放电时则恰好相反， 锂从碳材料中脱出回到氧化物正极中，正极处于富锂态。 3.23.2 微型电动车电机驱动系统微型电动车电机驱动系统 电动汽车的动力性能与其驱动系统直接相关，当前

2、驱动方案主要有四种：机械 驱动布置方案、机电集成化驱动布置方案、机电一体化驱动布置方案、轮毂电机驱 动布置方案。其中轮毂电机布置方案可以对各个驱动电机进行相互独立的控制，有 利于提高车辆转向灵活性和充分利用路面附着力，这种布置方式比其他三种布置方 式更能体现电动汽车的优势，本设计便是采用此种布置方案。 采用轮毅驱动电动机驱动，电动机可以装在电动汽车的车轮轮毅中，直接驱动 电动汽车的驱动轮，蓄电池可以布置在车身底部，或者布置在行李仓内，如图。这 种布置结构简洁，更加节省了空间。代表车型比亚迪汽车公司的纯电动汽车 et。 河北工业大学 2011 届毕业论文 15 轮毂电机动力系统通常由电动机、减速

3、机构、制动器与散热系统等组成。轮毂 电机动力系统根据电机的转子型式主要分成两种结构型式：内转子型和外转子型。 图 3.2.1 所示为两种型式轮毂电机的结构简图。通常，外转子型采用低速外传子电 机，电机的最高转速在 10001500r/min 左右，无任何减速装置，电机的外传子与 车轮的轮辋固定或者集成在一起，车轮的转速与电机相同。内转子型则采用高速内 转子电机，同时装备固定传动比的减速器。为了获得较高的功率密度，电机的转速 通常高达 10000r/min。减速结构通常采用传动比在 10：1 左右的行星齿轮减速装置， 车轮的转速在在 1000r/min 左右。 河北工业大学 2011 届毕业论文

4、 16 图 3.2.1 轮毂电机的结构形式 高速内转子的轮毂电机具有较高的比功率，质量轻，体积小，效率高，噪声小， 成本低；缺点是必须采用减速装置，使效率降低，非簧载质量增大，电机的最高转 速受线圈损耗、摩擦损耗以及变速机构的承受能力等因素的限制。低速外转子电机 结构简单、轴向尺寸小，比功率高，能在很宽的速度范围内控制转矩，且响应速度 快，外转子直接和车轮相连，没有减速机构，因此效率高；缺点是如要获得较大的 转矩，必须增大发动机体积和质量，因而成本高，加速时效率低，噪声大。图所示 为两种结构形式的轮毂电机。这两种结构在目前的电动车中都有应用，但是随着紧 凑的行星齿轮变速机构的出现，高速内转子式

5、驱动系统在功率密度方面比低速外转 子式更具竞争力。 轮毂电机动力系统由于电机电制动容量较小，不能满足整车制动效能的要求， 通常需要附加机械制动系统。轮毂电机系统中的制动器可以根据结构采用鼓式或者 盘式制动器。由于电动机电制动容量的存在，往往可以使制动器的设计容量可以适 河北工业大学 2011 届毕业论文 17 当减小。大多数的轮毂电机系统采用风冷方式进行冷却，也有采用水冷和油冷的方 式对电机、制动器等的发热部件进行散热降温，但结构比较复杂。 电机应用类型与特点分析 轮毂电机系统的驱动电机按照电机磁场的类型分为径向磁场和轴向磁场两种类 型。对比如下：（1）轴向磁通电机的结构更利于热量散发，并且它

6、的定子可以不需 要铁心；（2）径向磁通电机定转子之间受力比较均衡，磁路由硅钢片叠压得到，技 术更简单成熟。 轮毂电机的电机类型分为永磁、感应、开关磁阻式。其特点如下： （1）感应（异步）电机结构简单、坚固耐用、成本低廉、运行可靠，转矩脉动 小，噪声低，不需要位置传感器，转速极限高；缺点是驱动电路复杂，成本高，相 对永磁电机而言，异步电机效率和功率密度偏低； （2）无刷永磁同步电机可采用圆柱形径向磁场结构或盘式轴向磁场结构，具有 较高的功率密度和效率以及宽广的调速范围，发展前景十分广阔，已在国内外多种 电动车辆中获得应用； （3）开关磁阻式电机具有结构简单，制造成本低廉，转速/转矩特性好等特点，

7、 适用于电动汽车驱动；缺点是设计和控制非常困难和精细，运行噪声大。 国内外典 型轮毂电机驱动系统 日本庆应义塾大学环境信息学部清水浩教授领导的电动汽车研究小组在过去的 十几年中，一直以基于轮毂电机的全轮驱动电动汽车为研究对象，至今已试制了五 种不同型式的样车。其中，1991 年与东京电力公司共同开发的电动汽车 iza，采用 ni-cd 电池为动力源，采用四个额定功率为 6.8kw，峰值功率达到 25kw 的外转子式 永磁同步轮毂电机驱动，最高时速可达 176km/h。1996 年，该小组联合日本国家环 境研究所研制了采用轮毂电机驱动的后轮驱动电动汽车 eco，轮毂电机驱动系统选用 永磁直流无刷

8、电动机，额定功率为 6.8kw，峰值功率为 20kw，并配速比为 1：5 的行 星齿轮减速机构。轮毂电机采用机械制动与电机再生制动相结合的方式，机械制动 力矩由鼓式制动器提供，制动力分配规律的基本原则是不损害制动效能的前提下， 尽可能多的回收制动能量，有效延长了续驶里程。2001 年，最新推出了以锂电池为 动力源，采用 8 个大功率交流同步轮毂电机独立驱动的电动大轿车 kaz，最高时速达 到 311km/h。kaz 的轮毂电机系统中采用高转速的高性能内转子型电动机，其峰值功 率可达 55kw，提高了 kaz 的极限加速能力，使其 0-100km/h 加速时间仅 8 秒。为了 河北工业大学 20

9、11 届毕业论文 18 使电动机输出转速符合车轮的实际转速要求，kaz 的轮毂电机系统匹配了一个传动比 为 4.588 的行星齿轮减速机构。kaz 的前后轮没有采用相同型式的制动器，而是前轮 采用盘式制动器，后轮采用鼓式制动器。图 3.2.2 为 kaz 的前、后轮毂电机系统的 结构图。2003 年日本丰田汽车公司在东京车展上推出的燃料电池概念车 fine-n 也采 用了轮毂电机驱动技术。 河北工业大学 2011 届毕业论文 19 图 3.2.2 kaz 一体化轮毂电机系统 法国 tm4 公司设计制造的一体化轮毂电机结构如图 3.2.3 所示。它采用外转子式 永磁电动机，将电动机转子外壳直接与

10、轮辋相固结，将电动机外壳作为车轮轮辋的 组成部分，而且电动机转子与鼓式制动器的制动鼓集成在一起，实现电机转子、轮 辋以及制动器三个回转运动物体的集成，大大减轻一体化轮毂电机系统质量，集成 化程度相当高。该一体化轮毂电机系统的永磁无刷直流电动机的额定功率为 18.5kw，峰值功率可达到 80kw，峰值扭矩为 670nm，额定转速为 950rpm，最高转速 为 1385rpm，而且额定工况下的平均效率可达到 96.3%。 哈尔滨工业大学爱英斯电动汽车研究所研制开发的 ev96-1 型电动汽车也采用外 转子型轮毂电机驱动系统，选用一种称为“多态电动机”的永磁式电动机，兼有同 步电动机和异步电动机的双

11、重特性，其额定功率为 6.8kw，峰值功率为 15kw，集成 盘式制动器，风冷散热。 河北工业大学 2011 届毕业论文 20 图 3.2.3 tm4 一体化轮毂电机系统 同济大学汽车学院在 2002 年、2003 年和 2004 年分别推出了采用轮毂电机驱动 系统的四轮驱动燃料电池微型电动汽车动力平台“春晖一号”和“春晖二号”，两 者均采用四个低速永磁直流无刷轮毂电动机直接驱动，匹配相应的盘式制动器。轮 毂电机为外转子型轮毂电机，其外形结构主要考虑与双横臂悬架、轮辋及制动盘的 连接方便。为了提高轮毂电机的外形通用性，考虑在一定功率范围内的轮毂电机采 用相同的外形结构。该轮毂电机既可安装市售微

12、型汽车制动盘，又能安装不同规格 摩托车制动盘。因此相同的底盘结构只需更换不同功率的轮毂电机，即可获得不同 的整车动力性能。轮毂电机额定功率 0.8kw，峰值功率 2.5kw；额定转矩 25nm，峰值 转矩 155nm；额定转速 300rpm，最高转速 510rpm。 对于内燃机驱动的汽车，需要通过多级变速箱来近似实现理想的汽车驱动特性， 如图 3.2.4.1 所示。而电动机驱动系统基于恒转矩和恒功率运行模式实现理想的汽 河北工业大学 2011 届毕业论文 21 车驱动特性，如图 3.2.4.2 所示。 轮毂电机系统特点分析 通常，电动汽车采用集中电机驱动的动力系统结构型式。这种结构型式具有以

13、下优点： （1）可以沿用内燃机动力车的部分传动装置，布置在原发动机舱中，继承性好； （2）可以采用电机和减速机构，乃至控制器的集成结构型式，结构紧凑，便于 处理电机冷却、振动隔振以及电磁干扰等问题； （3）整车总布置型式与内燃机接近，前舱热管理、隔声处理以及碰撞安全性与 原车接近或者容易处理。 缺点是： （1）传动链长，传动效率低； （2）通常要求使用高转速大功率电机，对电机性能要求高。 分散电机驱动相对于集中电机驱动具有以下优点： （1）以电子差速控制技术实现转弯时内外车轮不同转速运动，而且精度更高； （2）取消机械差速装置有利于动力系统减轻质量，提高传动效率，降低传动噪 声； （3）有利于

14、整车总布置的优化和整车动力学性能的匹配优化； （4）降低对电机的性能指标要求，且具有冗余可靠性高的特点。 但是，分散电机驱动方式具有以下缺点： （1）为满足各轮运动协调，对多个电机的同步协调控制要求高； 河北工业大学 2011 届毕业论文 22 （2）电机的分散安装布置提出了结构布置、热管理、电磁兼容以及振动控制等 多方面的技术难题。 分散电机驱动通常有轮毂电机和轮边电机两种方式。所谓轮边电机方式是指每 个驱动车轮由单独的电机驱动，但是电机不是集成在车轮内，而是通过传动装置 （例如传动轴）连接到车轮。轮边电机方式的驱动电机属于簧载质量范围，悬架系 统隔振性能好。但是，安装在车身上的电机对整车总

15、布置的影响很大，尤其是在后 轴驱动的情况下。而且，由于车身和车轮之间存在很大的变形运动，对传动轴的万 向传动也具有一定的限制。与轮边电机方式相比，轮毂电机方式具有明显的优点， 主要包括： （1）可以完全省略传动的传动装置，整体动力利用效率大大提高； （2）轮毂电机使得整车总布置可以采用扁平化的底盘结构型式，车内空间和布 置自由度得到极大的改善； （3）车身上几乎没有大功率的运动部件，整车的振动和噪声舒适性得到极大改 善； （4）轮毂电机方式便于实现四轮驱动驱动型式，有利于极大改善整车的动力性 能； （5）轮毂电机作为执行元件，利用响应速度快和准确的优点便于实现包括线控 驱动、线控制动以及线控整

16、车动力学控制在内的整车动力学集成控制，提高整车的 主动安全性。 混合动力汽车与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，部分产品已进入商业化应用如 toyota prius。目前，电动 汽车传动系统多数在传统内燃机汽车的传动系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。而车轮独立驱动技术（即采用轮毂电机的电动轮）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。

17、 车轮独立驱动技术的特点 电动汽车车轮独立驱动系统是利用独立控制的电动机 分别驱动汽车的车轮，车轮之间没有机械传动环节。典型驱动布置型式，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 河北工业大学 2011 届毕业论文 23 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。 2) 与传统汽车相比，车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）及动力学控制系统（vdc） 。 3) 对车轮采用制动能量回收

18、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。 3.33.3 微型电动车悬架系统微型电动车悬架系统 悬架是车架与车桥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、 （驱动力和制动力）和侧向反力以及这些 反力所造成的力矩都要转递到车架上，以保证汽车的正常行驶。现代汽车的悬架尽 管有各种不同的结构形式，但是一般都由弹性元件、减振器、和导向机构三部分组 成。汽车悬架可分为两大类：非独立悬架和独立悬架。1）非独立悬架其

19、结构特点是 两侧的车轮由一根整体式车桥相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架与车架连接。 2）独立悬架其结构特点是车桥做成断开的，每一侧的车轮可以单独地通过弹性悬架 与车架连接，两侧车轮可以单独跳动，互不影响。 目前汽车的前、后悬架采用的方案有：前轮和后轮均采用非独立悬架；前轮采 用独立悬架啊，后轮采用非独立悬架；前轮与后轮均采用独立悬架等几种。前后悬 架均采用纵置钢板非独立悬架的汽车转向行驶时，内侧悬架处于减载而外侧悬架处 于加载状态，结果与悬架固定连接的车桥的轴线相对汽车纵向中心线偏转一角度 。对前轴，这种偏转使汽车不足转向趋势增加；对后桥，则增加了汽车过多转向 趋势。另外。前悬架采用纵置钢板

20、弹簧非独立悬架时，因前轮容易发生摆振现象， 不能保证汽车有良好的操纵稳定性，所以乘用车的前悬架多采用独立悬架。随着高 速公路网的发展，促使汽车速度不断提高，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提出的要求。因此，在汽车悬架系统中采用独立悬架已备 受关注，尤其是在桥车的前悬架中无一列外地采用了独立悬架。 独立悬架具有以下优点： 1） 在悬架弹性元件一定的变形范围内，两侧车轮可以单独运动，而互不影 河北工业大学 2011 届毕业论文 24 响，这样在不平道路上行驶时可减少车架和车身的振动，而且有助于消除转向轮 不断偏摆的不良现象。 2） 减少汽车的非簧载质量。在道路条件和车速相

21、同时，非簧载质量越小， 则悬架所受到的冲击载荷也越小。故采用独立悬架可以提高汽车的平均行驶速度。 3） 采用断开式车桥，发动机总成的位置便可降低和前移，使汽车质心下降， 提高了汽车的行驶稳定性。同时能给车轮较大的上下运动的空间，因而可以将悬 架刚度设计的较小，使车身振动频率降低，以改善行驶平顺性。 以上优点使独立悬架广泛地被应用在现代汽车上，特别是轿车的转向轮普遍采 用了独立悬架。但是。独立悬架结构复杂，制造成本高，维修不便。在一般情况下， 车轮跳动时，由于车轮外倾角与轮距变化较大，轮胎磨损较严重。 独立悬架结构形式分析 独立悬架又分为双横臂式、单横臂式、双纵臂式、单纵臂式、单斜臂式、麦弗 逊

22、式和扭转梁随动臂式等几种类型。 对于不同结构形式的独立悬架，不仅结构特点不同，而且许多基本特性也有较 大区别。评价时常从以下几个方面进行： 侧倾中心高度 汽车在侧向力的作用下，车身再通过左、右车轮中心的横向垂直 平面内发生侧倾时，相对于地面的瞬时转动中心，称为侧倾中心。侧倾中心到地面 的距离，称为侧倾中心高度。侧倾中心位置高，它到车身质心的距离缩短，可使侧 向力臂及侧向力矩小些，车身的侧倾角也会减小。但侧倾中心过高，会使车身倾斜 时轮距变化大，加快轮胎的磨损。 车轮定位参数的变化 车轮相对车身上下跳动时，主销内倾角、主销后倾角、车 轮外倾角及车轮前束等定位参数会发生变化。若主销后倾角变化大，容

23、易使转向轮 产生摆振；若车轮外倾角变化大，会影响车轮直线行驶的稳定性，同时也会影响轮 距的变化和轮胎的磨损速度。 悬架侧倾角刚度 当汽车作稳态圆周行驶时，在侧向力的作用下，车厢绕侧倾轴 线转动，并将此转动角度称之为车厢侧倾角。车厢侧倾角与侧倾力矩和悬架总成的 侧倾角刚度大小有关，并影响汽车的操纵稳定性和平顺性。 横向刚度 悬架的横向刚度影响操纵稳定性。若用于转向抽上的悬架横向刚度小， 侧容易造成转向轮发生摆振的现象。 河北工业大学 2011 届毕业论文 25 不同类型的悬架占用的空间尺寸不同，占用横向尺寸大的悬架影响发动机的布 置和从车上拆装发动机的困难程度。占用高度空间小的悬架，则允许行李箱

24、宽敞， 而且底部平整，布置邮箱容易。因此，悬架占用的空间尺寸也用来作为评价指标之 一。表 2 分析了不同形式选假的特点。 导向机构形式双横臂式单横臂式 侧倾中心高度比较低比较高 车轮相对车身 跳动时车轮定位参 数的变化 车轮外倾角与主销内 倾角均有变化 车轮外倾角与主销内倾角变 化大 轮距 变化小，故轮胎磨损 速度慢 变化大，故轮胎磨损速度快 悬架侧倾角刚度较小，需要用横向稳定器较大，可不装横向稳定器 横向刚度横向刚度大 占用空间尺寸占用较多的空间占用较小的空间 其他 结构稍复杂，前悬架 用的多 结构简单、成本低、前悬架 架用的少 导向机构形式单纵臂式单斜臂式 侧倾中心高度比较低居单横臂式和单

25、纵臂式之间 车轮相对车身 跳动时车轮定位参 数的变化 主销后倾角变化大有变化 轮距不变变化不大 河北工业大学 2011 届毕业论文 26 悬架侧倾角刚 度 较小，需要装横向稳 定器 居单横臂式和单纵臂式之间 横向刚度横向刚度小横向刚度较小 占用空间尺寸几乎不占用高度空间 其他结构简单，成本低 导向机构形式麦弗逊式扭转梁随动臂式 侧倾中心高度比较高比较低 车轮相对车身 跳动时车轮定位参 数的变化 变化小左、右轮同时跳动时不变 轮距变化很小不变 悬架侧倾角刚 度 较大，可不装横向稳定器 横向刚度横向刚度大 占用空间尺寸占用的空间小 其他 结构简单、紧凑，乘 用车商用的较多 结构简单，用于发动机前置

26、 前驱乘用车的后悬架 由上表及查阅同类资料可知采用单横臂式独立悬架用于转向轮时，会使主销内 倾角和车轮外倾角发生较大的变化，对于转向操纵有一定的影响，故目前在前悬架 中很少采用。双横臂式独立悬架的两个摆臂长可以相等，也可以不等，在摆臂不等 长的独立悬架中如果两臂长度选择适当，可以使车轮和主销的角度以及轮距的变化 都不太大，从而对汽车操纵稳定性和乘坐舒适性有所改善。不等长的双横臂式独立 悬架多应用于轿车前轮上。转向轮采用单纵臂独立悬架时，车轮上下跳动将使主销 河北工业大学 2011 届毕业论文 27 后倾角产生很大的变化，因此，单纵臂式独立悬架一般多用于不转向的后轮。麦弗 逊式悬架也称滑柱连杆式

27、悬架，可看作是烛式悬架的改进型，由于增加了横摆臂改 善了滑动立柱的受力状况。这种悬架对于转向轮来说，当悬架变形时，主销的定位 角不会发生变化，仅轮距、轴距稍有变化，因此有利于汽车的转向操纵和行驶稳定 性。目前，汽车上广泛采用上下臂不等长的双横臂式独立悬架（主要用于前悬架） 和麦弗逊式独立悬架。麦弗逊式悬架是目前前置驱动轿车和某些轻型客车首选的较 好的悬架结构形式，例如国产桑塔纳、高尔夫、奥迪 100 及富康等轿车；不等长的 双横臂式独立悬架在轿车、轻型汽车的前轮上应用较广泛。 。单斜臂式独立悬架是介 于单横臂式和单纵臂式之间的一种悬架结构形式，单斜臂绕与汽车纵轴线成一定夹 角 的轴线摆动。通常

28、这个角度小于 45 度适当地选择夹角 ，可以调整轮距、车 轮倾角、前束等，使之变化最小。具有车轮接地性能好，纵横两向承受外力的能力 强的特点，从而可获得良好的操纵稳定性。单斜臂式独立悬架兼有单横臂和单纵臂 式独立悬架的优点。它自 20 世纪 60 年代问世以来多用在后轮驱动的汽车的后悬架 上。综上所述我所设计的微型纯电动车的前悬架采用双横臂式悬架，而后悬架采用 单斜臂式独立悬架。 河北工业大学 2011 届毕业论文 28 双横臂式独立悬架导向机构设计 1纵向平面内上、下横臂的布置方案 上、下横臂轴抗前俯角的匹配对主销后倾角的变化有较大影响。图3.3.1给出了 六种可能布置方案的主销后倾角值随车

29、轮跳动的曲线。图中横坐标为值，纵坐 标为车轮接地中心的垂直位移量。各匹配方案中1、2角度的取值见图注，其正 负号按右手定则确定。 图 3.3.1 1 、 2 的匹配对的影响 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 悬架弹簧压缩时后倾角增大；在弹簧拉伸时后倾角减小，用以造成制动时因主销后 倾角变大而在控制臂支架上产生防止制动前俯的力矩。 分析图3.3.1中的变化曲线可知，第4、第5方案的变化规律为压缩行程减 小，拉伸行程增大，这与所希望的规律正好相反，因此不宜用在汽车前悬架中； 第3方案虽然主销后倾角的变化最小，但其抗前俯的作用也小，所以现代汽车中也很 少采用；第1

30、、2、6方案的主销后倾角变化规律是比较好的，所以这三种方案在现代 汽车中被广泛采用。 2横向平面内上、下横臂的布置方案 比较图3.3.2a、b、c三图可以清楚地看到，上、下横臂布置不同，所得侧倾中 心位置也不同，这样就可根据对侧倾中心位置的要求来设计上、下横臂在横向平面 内的布置方案。 河北工业大学 2011 届毕业论文 29 图3.3.2 上下横臂在横向平面内的布置方案 3水平面内上、下横臂动轴线的布置方案 上、下横臂轴线在水平面内的布置方案有三种，如图3.3.3所示。 下横臂轴mm和上横臂轴nn与纵轴线的夹角，分别用1和2来表示，称为 导向机构上、下横臂轴的水平斜置角。一般规定，轴线前端远

31、离汽车纵轴线的夹角 为正，反之为负，与汽车纵轴线平行者，夹角为零。 图 3.3.3 水平面内上、下横臂轴布置方案 为了使轮胎在遇到凸起路障时能够使轮胎一面上跳，一面向后退让，以减少传到 车身上的冲击力，还为了便于布置发动机，大多数前置发动机汽车的悬架下横臂轴 mm的斜置角。，为正，而上横臂轴nn的斜置角2则有正值、零值和负值三种布 置方案，如图3.3.3中的a、b、c所示。上、下横臂斜置角不同的组合方案，对车轮 跳动时前轮定位参数的变化规律有很大影响。如车轮上跳、下横臂斜置角l为正、 上横臂斜置角2为负值或零值时，主销后倾角随车轮的上跳而增大。如组合方案为 上、下横臂斜置角1、2都为正值，如图

32、3.3.3a所示，则主销后倾角随车轮的上 跳较少增加甚至减少(当12时)。至于采取哪种方案为好，要和上、下横臂在纵 向平面内的布置一起考虑。当车轮上跳、主销后倾角变大时车身卜的悬架支承处 会产生反力矩，有抑制制动时前俯的作用。但主销后倾角变得太大时，会使支承处 反力矩过人，同时使转向系统对侧向力十分敏感，易造成车轮摆振或转向盘上力的 河北工业大学 2011 届毕业论文 30 变化。因此，希望轿车的主销后倾角原始值为-1一+2。当车轮上跳时，悬架每 压缩lomm，主销后倾角变化范围为10一40。 为了综合1上述要求，选择恰当的抗前俯角，国外已根据设计经验制定出一套列 线图，如图3.3.4所示。该

33、图由三组线图组成：图3.3.4a为汽车在不同减速度时(以 重力加速度g的百分数表示)，前轮上方车身下沉量f1，与抗前俯率d的关系；图 3.3.4b，为下横臂摆动轴线与水平线夹角1不相同时，主销后倾角的变化；率 ddf1，与抗前俯率的关系；图3.3.4c为不同球销中心距时，主销后倾角的变 化率ddf1与上、下横臂摆动轴线夹角(21)的关系。运用此图的步骤如下： 先根据设计的允许前俯角(在05g时为13)确定f1，然后找到相应的 d，并在图3.3.4b上初选1，求出主销后倾角变化率(推荐悬架每压缩lomm时为 10一40) 如超出范围，即重新选1，直至达到要求为止。接着可用图 3.3.4c，先选定

34、球销中心距，从图3.3.4b所定的ddf1值与初选的球销中心距在 图上沿虚线所示的路线找到上、下横臂的夹角(21)，如布置上允许即认为初 选成功。此图适用于轴距2832m，质心高为05806m的轿车。 图 3.3.4 选择上、下横臂横线纵向倾角的线图 河北工业大学 2011 届毕业论文 31 4上、下横臂长度的确定 双横臂式悬架的上、下臂长度对车轮上、下跳动时前轮的定位参数影响很大。 现代轿车所用的双横臂式前悬架，一般设计成上横臂短、下横臂长。这一方面是考 虑到布置发动机方仙。另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。 图3.3.5 上、下横臂长度之比 1 l / 2 l改变时悬架运动特性 图3

35、.3.5为下横臂长度l1保持原车值不变，改变上横臂长度l2，使l2l1，分别为 0.4，06，08，10，12时计算得到的悬架运动特性曲线。其中zby(1/2轮 距)为车轮接地点在横向平面内随车轮跳动的特性曲线。由图可以看出，当上、下横 臂的长度之比为06时，by曲线变化最平缓；l2l1增大或减小时，by曲线的曲率 都增加。图中的z和z分别为车轮外倾角和主销内倾角随车轮跳动的特性曲 线。当l2l1=10时，和均为直线并与横坐标垂直，这时，和在悬架运动 过程中保持定值。 设计汽车悬架时，希望轮距变化要小，以减少轮胎磨损，提高其使用寿命，因此应 选择 l2l1在06附近；为保证汽车具有良好的操纵稳

36、定性，希望前轮定位角度的变化 要小，这时应选择l2l1在1.0附近。综合以上分析，该悬架的l2l1应在 0610范围内。美国克莱斯勒和通用汽车分司分别认为，上、下摆臂长度之比 取07和066为最佳。根据我国轿车设计的经验，在初选尺寸时, l2l1l取065 河北工业大学 2011 届毕业论文 32 为宜。 3.43.4 微型纯电动车转向系统微型纯电动车转向系统 汽车转向系统可按转向能源的不同分为机械转向系统和动力转向系统两大类。 动力转向系统是兼用驾驶员体力和发动力的动力作为转向能源的转向系统，其是在 机械转向系统的基础上加设一套转向加力装置而形成的。在设计微型电动车时为求 其结构简单操纵轻便

37、减少整车质量故我在设计微型纯电动车时采用简单的机械转向 系统。 图 3.4.1 转向系统的基本组成 机械转向系统主要是由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三大部分组成。 工作原理：当转动转向盘时，通过转向轴及转向轴带动转向器转动副，使转向 摇臂前后摆动，再通过转向直拉杆和转向节臂使左转向节及装在其上的转向轮绕主 销偏转。同时，由左梯形臂带动转向横拉杆及右梯形臂使右转向节随之同向偏转。 目前国内外生产的许多车型在转向操纵机构中采用了万向转动装置（包括转向 万向节和转向传动轴） ，只要适当改变转向万向转动装置的几何参数，便可满足各种 变型车的总布置要 求，有助于转向盘 和转向器等部件的 通用化和系

38、列化。 即使在转向盘与转 向器同轴线的情况 河北工业大学 2011 届毕业论文 33 下，其间也可采用万向传动装置，以补偿由于部件在车上的安装误差和安装基体变 形所造成的二者轴线实际上的不重合。 现代汽车经常在良好的路面上行驶故多采用可逆式转向器（可逆式转向器有利 于汽车转向结束后转向轮和转向盘的自动回正，但也能将坏路面对车轮的冲击力传 到转向盘，发生“打手”现象）目前在汽车上广泛采用的有齿轮齿条式、循环球-齿 条齿扇式以及循环球-曲柄指销式几种。齿轮齿条式转向器是利用齿轮的转动带动齿 条左右移动，再通过横拉杆推动转向节，达到转向的目的。它主要由转向器壳体、 转向齿轮、齿条传动副等组成。转向壳

39、体用螺栓固定在车架上，齿条与齿轮始终保 证无间隙啮合，主要依靠齿条导向座下方弹簧弹力的作用，弹簧弹力可通过调整螺 塞视需调整。齿轮齿条式转向器结构简单、紧凑、质量轻，刚性大，转向灵敏，制 造容易，成本低，正、逆效率都较高，而且省略了转向摇臂和转向直拉杆，使转向 转动机构简化，因此它在轿车上得到了广泛地应用。故在微型纯电动车转向系设计 时采用齿轮齿条式转向器，如下图桑塔纳轿车转向器。当转向轮独立悬挂时，每个 转向轮分别相对于车架作独立运动，因而转向桥必须是断开式的。与此相应，转向 传动机构中的转向梯形也必须断开。转向传动机构的梯形机构底角为： 44.67) 2150 1191 75 . 0 co

40、t()75 . 0 cot(arc l k arc 梯形臂长: mmkm143119112 . 0 12 . 0 转弯半径：如图在理想情况下，最小转弯半径 r 与外转向轮最大偏转角的关 系为; max min sin l r 河北工业大学 2011 届毕业论文 34 图 3.4.2 转弯示意图 汽车转弯时如图 3.4.2，前后轮都会产生侧偏角。如果前后轮侧偏角相等，则汽 车实际转弯半径等于方向盘转角对应的转弯半径，称为中性转向；如果前轮侧偏 比后轮大，汽车实际转弯半径大于方向盘转角对应的转弯半径，称为不足转向； 如果后轮侧偏比前轮大，汽车实际转弯半径小于方向盘转角对应的转弯半径，称为 过度转向

41、。不足转向产生相对较大的转向半径，侧向力减弱，汽车具有自动恢复直 线行驶的良好稳定性，操纵容易。因此，绝大多数汽车制造厂家都将汽车做成具有 轻微的不足转向，在这种情况下，制动甩偏的发生会使汽车回到原来直驶的路线。 转向特性参数: 为了保证有良好的操纵稳定性，汽车应具有一定程度的不足转 向。通常用汽车以 0.4g 的向心加速度沿定圆转向时，前、后轮侧偏角之差( )作 为评价参数。此参数在 13为宜 车身侧倾角: 汽车以 0.4g 的向心加速度沿定圆等速行驶时，车身侧倾角控制 在 3以内较好，最大不允许超过 7 4.4.微型电动汽车总体参数与性能计算微型电动汽车总体参数与性能计算 4.14.1 车

42、型、驱动、布置形式选择车型、驱动、布置形式选择 为满足大多数人的需求，设计车型确定为普通型，即各方面参数按普通车型的 河北工业大学 2011 届毕业论文 35 参数选取。车身外形参考同类型车设计成流线型以减少汽车行驶的空气阻力，因后 轮驱动有较好的动力性且城市道路行驶条件较好，同时考虑尽量减小车身尺寸并保 证车内足够的空间，选择中置后轮驱动形式。虽然三轮的转向比较灵活但稳定性不 足，而现在转向装置都不是太有难度且四轮行驶稳定性较高，所以选择四个车轮， 最终车型为 42mr 4.24.2 整车主要参数选择整车主要参数选择 本微型纯电动车在参考比亚迪 f0 和三菱原有地盘和车身的基础上进行开发设计

43、， 拟设计最高车速 60km/h，一次充电的续驶里程为 90120km 轴距 2150mm 轮距 1410mm 车长、宽、高 2790mm 1460mm 1450mm 因为倾向于后置后轮驱动， 故选择比例系数 c=0.55 为了保证一定的通过性，选择前悬为 f l =250mm，后悬为 r l =285mm，则实际总长为 2435mm。车标准总高 1450mm 车总宽 1460mm 尺寸数据统计如下:单位 mm 轴距前悬后悬总长总高总宽前轮距后轮距 215025028527901450146014101410 4. 3 电动机功率的确定电动机功率的确定 纯电动汽车的功率全部由电机来提供，所以电

44、机功率的选择须满足汽车的最高 车速、最大爬坡度以及加速时间的要求。 以最高车速确定电机的额定功率 max max 2 15.213600 1 u uac fgm d t pn (1) 式中： n p -电机额定功率，kw； t -传动系效率 m-最大车重，kg； f -滚动摩擦系数； d c -风阻系数； a-车辆迎风面积， 2 m ； 以常规车速确定电机额定转速 河北工业大学 2011 届毕业论文 36 r uii n ng n 377 . 0 0 （2） 式中： n n -电机额定转速，min/r； g i -传动比； 0 i-主减速比； n u -常规车速，km/h; r -滚动车轮半径

45、，m； 以额定功率/转速确定电机额定转矩 n n n n p m 9554 (3) 式中； n m-额定转矩，nm 以最大爬坡度确定其短时工作线低速转矩 假定以匀速爬坡，车辆所受阻力项中没有加速阻力，则所需电机驱动力为： iwft ffff (4) 式中： t f-电动汽车驱动力，此时也即为车辆所受的阻力； f f -电动汽车行驶时的滚动阻力， cosfgmff（为坡道角度值） ； w f -电动汽车行驶时的空气阻力， 15.21 2 uac f d w ； i f-电动汽车行驶时的坡道阻力； singmfi 再根据车辆驱动力与电机输出轴转矩关系式，便可得出所需转矩： rg t ii rf m

46、 0 (5) 动力因数 河北工业大学 2011 届毕业论文 37 g ff d w 加速度 )(fd g d d t u 从原地起步到目标车速加速所需时间表示为 vf d a dv avcmgff m t 0 2 1 )5 . 0( 电动机性能必须分为连续工作性能和短时工作性能，其连续工作特性能和短时 工作性能，其连续工作特性曲线由电机的额定值来确定，短时工作特性曲线是电机 过载一定倍数之后的转矩功率特性曲线。由公式（1） （5）计算后所得的参数便 可满足以下基本原则： 1）用电机的额定工况计算电动汽车的最高车速； 2）用电机的短时工作性能曲线计算车辆的最大爬坡度； 3）电动汽车的常规车速应落

47、在电机的基频上； 4）电动汽车最高车速功率平衡点应落在电机连续工作性能曲线的等功 率上。 计算实例 下面以参考目前研制开发的纯电动汽车比亚迪 f0 和三菱为基础本次毕设所设 计的微型纯电汽车。根据它的基本参数和目标性能要求，以上面所述计算原则为 基础，可初步绘出所需电机的特性曲线，并以此为参考选择电机。 表 3 整车基本参数 参数名称类型及数值 整车整备质量（kg）650m 最大总质量（kg）800 a 迎风面积（ 2 m ） 2.117（宽 x 高 1.46x1.45） d c 风阻系数0.35（轿车 0.30.41） r轮胎半径（mm）滚动半径 217 河北工业大学 2011 届毕业论文

48、38 g i 电动机减速比1.333（3.585/2.166/1.333/0.8 64） (可选用固定速比电动机) 0 i 主减速器比4.35 t 传动系效率0.9 （轿车 0.90.92） 表 4 目标性能参数 max v 最高车速/（km/h）60 最大爬坡度（%）25（14） （恒速 20km/h） l续驶里程/km90 表 5 计算结果 电动机转速 /（r/min） 电动机功率 /kw 电动机转矩 /mn 最高车速 （60km/h） 42542.265.08 常规车速 （45km/h） 31901.313.93 最大爬坡度 （25） 14186.2542.10 表 6 电动机基本参数

49、额定转速/最高转速 /（r/min） 额定转矩/最高转矩 /mn 额定功率/最高功率 /kw 3200/45007.5/452.5/15 4. 4 计算微型纯电动车的爬坡度与加速时间计算微型纯电动车的爬坡度与加速时间 根据即将颁布的国家标准纯电动乘用车技术条件所规定：车辆最大爬坡度 （不小于 20） 、起步加速时间（050km/h 的时间不大于 10s） 则最高车速、最大爬坡度为： 8 . 5 217 . 0 4500 377 . 0 a u63.5km/h 河北工业大学 2011 届毕业论文 39 265 . 0 25 . 0 015 . 0 ifd 2 22 max 1 1 sin f f

50、dfd aca14.5 根据参考粗略估计旋转质量换算系数为：1 . 1 则加速度为：)015 . 0 265 . 0 ( 1 . 1 8 . 9 )(fd g d d t ua 2.23m/ 2 s 加速时间： 1023. 6 23 . 2 89.13 0 a vv t t 故符合要求 4. 5 蓄电池组数量的确定与电池参数蓄电池组数量的确定与电池参数 动力蓄电池组数量的确定 设微型纯电动车匀速 45km/h 续驶里程为 s，则 f e s qmetb 8 . 03600103 12090 （6） 15.22 2 ad wf auc gffff （7） 式中，s 为电动车续驶里程数，km； b

51、 e 为蓄电池组中电池总能量，kwh; t 为传 动效率； me 为电动机及控制器效率 0.9； q 为蓄电池的平均放电效率 0.95.根据以 上整车动力性能参数由计算所得的数据代入上式可动力蓄电池组大于 2 即采用 3 或 4 组 48v60ah 的磷酸铁锂电池组可满足所设计的纯电动车的动力性要求。 电池参数的确定 根据整车主要技术参数的要求，以及前面确定的相关参数可以得出锂电池的主 要技术参数，见表 表 7 锂离子电池主要技术参数 技术参数参数值 单节电池额定容量/ha60 单节电池最低电压/v3 单节电池额定电压/v3.2 河北工业大学 2011 届毕业论文 40 单节电池最高电压/v3

52、.3 电池数量15 电池工作最高温度/c40 电池组额定电压/v48 4. 6 座椅的设计座椅的设计 根据我国人体的百分位尺寸和人机工程中座椅的设计原则，可设计座椅大体尺 寸如下： 座宽：两臀或两股间距离+5cm，基本座宽取500mm。座位太窄，上下轮椅比较困 难臀部及大腿组织受到压迫；座位太宽则不易坐稳，操纵不方便，双肢易疲劳。 座深：后臀部至小腿腓肠肌间水平距离-6.5 cm，座深选取450mm。若座位太短， 体重将主要落在坐骨上，易造成局部易受压过多；若座位太长会压迫腘窝部影响局 部的血液循环，并易刺激该部皮肤。 座高：鞋跟至腘窝距离+4cm，脚踏距地大于5 cm，选择基本座高450mm

53、，根据需 要可以设计为按5cm档位高度可调。座椅过高则驾驶不方便，过低则坐骨承受压力过 大， 背高：坐面至肩枕部，背高则稳定，低则活动灵活方便，选取600mm高背。 扶手高度：椅面至平放的前臂下缘+2.5cm，选取300mm。 4. 7 轮胎的选择轮胎的选择 轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一， 因此，在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的 静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。当然还应考虑与动力传动系 参数的匹配以及对整车尺寸参数 (例如汽车的最小离地间隙、总高等 )的影响。 轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷

54、系数。大多数 汽车的轮胎负荷系数取为 0.91.0，以免超载。轿车、轻型客车及轻型货车的 车速高、轮胎受动负荷大，故它们的轮 胎负荷系数应接近下限；对在各种路面 上行驶的货车，其轮胎不应超载 。试验表明：轮胎超载 20时，其寿命将下降 30左右。 为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对 公路用车在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较 河北工业大学 2011 届毕业论文 41 小的轮胎。采用高强度尼龙帘布轮胎可使轮胎的额定负荷大大提高，从而使轮胎 直径尺寸也大为缩小。例如装载量4t 的载货汽车在 20 世纪 50 年代多用的 9.0020 轮胎早

55、已被 8.2520；7.5020 甚至 8.2516 等更小尺寸的轮胎所 取代。越野汽车为了提高在松软地面上的通过能力常采用胎面较宽、直径较大、 具有越野花纹的超低压轮胎。山区使用的汽车制动频繁，制动鼓与轮辋之间的间 隙应大一些，以便散热，故应采用轮辋尺寸较大的轮胎。轿车都采用直径较小、 断面形状扁平的宽轮辋低压轮胎，以便降低质心高度，改善行驶平顺性、横向稳 定性、轮胎的附着性能并保证有足够的承载能力。 我国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查相应的国家标准。轿车轮 胎标准见 gb 29781997。 本设计所选轮胎为：145/80 r10 69 c 本设计选用 80 系列轿车子午线轮胎

56、，轮胎规格：145/80 r10 负荷指数：标准 69， 测量轮辋：4.00b 新胎尺寸：断面宽度 145mm 外直径 486mm；静负荷半径： 217mm 滚动半径 236mm；负荷能力：标准 325kg ；充气压力：标准 240kpa ；允许使 用轮辋：3.50b，4.50. 5.5.电动汽车发展瓶颈与展望电动汽车发展瓶颈与展望 近几年，我国对纯电动车的研发投入不断加大，一些技术难点正逐步被克服，但 是仍有很多业内专家对当前的电动车技术及其产业化前景存有质疑，归纳起来电动 车的发展瓶颈主要有以下几个方面： 一、电动车电池 电动汽车对电池的要求极高，必须具有高比能量、高比功率、快速充电和深度

57、放 电的性能，而且要求成本尽量低、使用寿命尽量长。但就目前技术来说还没有一 种电池能在上述指标中都体现出优势来。 二、其它技术瓶颈 1、电池使用寿命短而更换成本高 2、电池适应性差 3、充电便利性问题 4、电量耗尽问题 5、电动车空调问题 河北工业大学 2011 届毕业论文 42 6、能量回收困难 三、基础设施建设 电动汽车商业化的基础设施包括充电站网络、车辆维修服务网络、多种形式的电 池营销、服务网络等。建立一定数量的公用充电站并配备专用电缆及插座等是实现 电动汽车产业化的关键。在一个城市内至少要建设十几个到数十个公用充电站，才 能满足市区内的出租汽车、私家车、商务车快速充电的需要。此外停车

58、场和社区内 也要设立充电设备。 四、电力供应问题 电动车未来的发展也取决于电力供应是否充足。有专家指出，电动车对于像法国 等核电充足的国家来说可能比较合适，因为核电是恒定发电的，电动车可以集中在 夜间用电量小时充电，既省电又可平抑电网的峰谷差。但是我国的核电比例很小， 且工农业均发展迅速，总体电量并不富余，这也将成为限制我国电动车发展的重要 因素。 不可否认，电动汽车是未来汽车发展趋势之一，但种种迹象表明，真正实现产 业化的家用电动轿车距离我们还十分遥远。电动车未来的发展取决于电池技术的革 命，而任何技术的发展都是循序渐进的，现在就宣布电动车时代即将到来恐怕为时 尚早。从国内外纯电动车研发的情

59、况可以看出，在目前的研发阶段，随着锂离子电 池，特别是新近出现的磷酸铁锂电池技术的不断进步，各各厂家的发展目标开始由 微型纯电动车向中小型纯电动车转变，这说明了锂离子电池技术及永磁电机技术进 步确实大促进了电动车的类型发展。另一方面，由于前文所述的纯电动车开发技术 难点而非一蹴而就的事情，依然需要投入大量的人力和财力，不过在能源危机与环 境污染的危机下汽车动力能源改革势在必行，电力驱动作为其代替者之一纯电动汽 车的未来发展前景仍十分广阔，随着纯电动车的技术难点问题不断突破解决，电动 汽车的大规模推广指日可待。 河北工业大学 2011 届毕业论文 43 结论 在完成这次的微型纯电动车车的设计作业

60、后，我感到了轻松和收获以及很大的 成就，虽然设计内容有一些不足和错误。 对于这次微型纯电动车的设计任务，我们认为主要是要学会和理解掌握汽车的 一般设计过程。因为我们课程所学习的内燃机的设计，但是设计任务是电动车的设 计，这使得许多设计过程充满了难度，不但设计方法不同，更重要的所需的资料、 信息、数据很少，所以从一开始我们就只有借助课外资料、图书以及大量的通过上 网搜集资料信息数据。在搜集到这些数据资料之后我们又花了大力气进行整理和分 析，因为在设计车型时我们主要以此为设计参考。整个设计任务从开始的搜集信息 了解电动代步车到问卷调查，再到车型分析对比，这些都主要是大家合作借助网络 河北工业大学