畢業(yè)論文-微型純電動汽車總體設計與計算15955 (NXPowerLite)

1、核準通過，歸檔資料。 未經(jīng)允許，請勿外傳！ 河 北 工 業(yè) 大 學 畢業(yè)設計說明書畢業(yè)設計說明書( (論文論文) ) 作 者： 邱凡 學 號： 070261 學 院： 機械工程學院 系(專業(yè))： 車輛工程 題 目： 微型電動汽車總體設計與計算 指導者： 卞學良 教授 9jwkffwvg#tym*jg li-xmyoz 為鋰化過渡金屬氧化物。放電時, 鋰離子由電 池負極通過電解液流向正極并被吸收。充電時, 過程正好相反; 放電時則恰好相反， 鋰從碳材料中脫出回到氧化物正極中，正極處于富鋰態(tài)。 3.23.2 微型電動車電機驅(qū)動系統(tǒng)微型電動車電機驅(qū)動系統(tǒng) 電動汽車的動力性能與其驅(qū)動系統(tǒng)直接相關，當前

2、驅(qū)動方案主要有四種：機械 驅(qū)動布置方案、機電集成化驅(qū)動布置方案、機電一體化驅(qū)動布置方案、輪轂電機驅(qū) 動布置方案。其中輪轂電機布置方案可以對各個驅(qū)動電機進行相互獨立的控制，有 利于提高車輛轉向靈活性和充分利用路面附著力，這種布置方式比其他三種布置方 式更能體現(xiàn)電動汽車的優(yōu)勢，本設計便是采用此種布置方案。 采用輪毅驅(qū)動電動機驅(qū)動，電動機可以裝在電動汽車的車輪輪毅中，直接驅(qū)動 電動汽車的驅(qū)動輪，蓄電池可以布置在車身底部，或者布置在行李倉內(nèi)，如圖。這 種布置結構簡潔，更加節(jié)省了空間。代表車型比亞迪汽車公司的純電動汽車 et。 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 15 輪轂電機動力系統(tǒng)通常由電動機、減速

3、機構、制動器與散熱系統(tǒng)等組成。輪轂 電機動力系統(tǒng)根據(jù)電機的轉子型式主要分成兩種結構型式：內(nèi)轉子型和外轉子型。 圖 3.2.1 所示為兩種型式輪轂電機的結構簡圖。通常，外轉子型采用低速外傳子電 機，電機的最高轉速在 10001500r/min 左右，無任何減速裝置，電機的外傳子與 車輪的輪輞固定或者集成在一起，車輪的轉速與電機相同。內(nèi)轉子型則采用高速內(nèi) 轉子電機，同時裝備固定傳動比的減速器。為了獲得較高的功率密度，電機的轉速 通常高達 10000r/min。減速結構通常采用傳動比在 10：1 左右的行星齒輪減速裝置， 車輪的轉速在在 1000r/min 左右。 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文

4、 16 圖 3.2.1 輪轂電機的結構形式 高速內(nèi)轉子的輪轂電機具有較高的比功率，質(zhì)量輕，體積小，效率高，噪聲小， 成本低；缺點是必須采用減速裝置，使效率降低，非簧載質(zhì)量增大，電機的最高轉 速受線圈損耗、摩擦損耗以及變速機構的承受能力等因素的限制。低速外轉子電機 結構簡單、軸向尺寸小，比功率高，能在很寬的速度范圍內(nèi)控制轉矩，且響應速度 快，外轉子直接和車輪相連，沒有減速機構，因此效率高；缺點是如要獲得較大的 轉矩，必須增大發(fā)動機體積和質(zhì)量，因而成本高，加速時效率低，噪聲大。圖所示 為兩種結構形式的輪轂電機。這兩種結構在目前的電動車中都有應用，但是隨著緊 湊的行星齒輪變速機構的出現(xiàn)，高速內(nèi)轉子式

5、驅(qū)動系統(tǒng)在功率密度方面比低速外轉 子式更具競爭力。 輪轂電機動力系統(tǒng)由于電機電制動容量較小，不能滿足整車制動效能的要求， 通常需要附加機械制動系統(tǒng)。輪轂電機系統(tǒng)中的制動器可以根據(jù)結構采用鼓式或者 盤式制動器。由于電動機電制動容量的存在，往往可以使制動器的設計容量可以適 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 17 當減小。大多數(shù)的輪轂電機系統(tǒng)采用風冷方式進行冷卻，也有采用水冷和油冷的方 式對電機、制動器等的發(fā)熱部件進行散熱降溫，但結構比較復雜。 電機應用類型與特點分析 輪轂電機系統(tǒng)的驅(qū)動電機按照電機磁場的類型分為徑向磁場和軸向磁場兩種類 型。對比如下：（1）軸向磁通電機的結構更利于熱量散發(fā)，并且它

6、的定子可以不需 要鐵心；（2）徑向磁通電機定轉子之間受力比較均衡，磁路由硅鋼片疊壓得到，技 術更簡單成熟。 輪轂電機的電機類型分為永磁、感應、開關磁阻式。其特點如下： （1）感應（異步）電機結構簡單、堅固耐用、成本低廉、運行可靠，轉矩脈動 小，噪聲低，不需要位置傳感器，轉速極限高；缺點是驅(qū)動電路復雜，成本高，相 對永磁電機而言，異步電機效率和功率密度偏低； （2）無刷永磁同步電機可采用圓柱形徑向磁場結構或盤式軸向磁場結構，具有 較高的功率密度和效率以及寬廣的調(diào)速范圍，發(fā)展前景十分廣闊，已在國內(nèi)外多種 電動車輛中獲得應用； （3）開關磁阻式電機具有結構簡單，制造成本低廉，轉速/轉矩特性好等特點，

7、 適用于電動汽車驅(qū)動；缺點是設計和控制非常困難和精細，運行噪聲大。 國內(nèi)外典 型輪轂電機驅(qū)動系統(tǒng) 日本慶應義塾大學環(huán)境信息學部清水浩教授領導的電動汽車研究小組在過去的 十幾年中，一直以基于輪轂電機的全輪驅(qū)動電動汽車為研究對象，至今已試制了五 種不同型式的樣車。其中，1991 年與東京電力公司共同開發(fā)的電動汽車 iza，采用 ni-cd 電池為動力源，采用四個額定功率為 6.8kw，峰值功率達到 25kw 的外轉子式 永磁同步輪轂電機驅(qū)動，最高時速可達 176km/h。1996 年，該小組聯(lián)合日本國家環(huán) 境研究所研制了采用輪轂電機驅(qū)動的后輪驅(qū)動電動汽車 eco，輪轂電機驅(qū)動系統(tǒng)選用 永磁直流無刷

8、電動機，額定功率為 6.8kw，峰值功率為 20kw，并配速比為 1：5 的行 星齒輪減速機構。輪轂電機采用機械制動與電機再生制動相結合的方式，機械制動 力矩由鼓式制動器提供，制動力分配規(guī)律的基本原則是不損害制動效能的前提下， 盡可能多的回收制動能量，有效延長了續(xù)駛里程。2001 年，最新推出了以鋰電池為 動力源，采用 8 個大功率交流同步輪轂電機獨立驅(qū)動的電動大轎車 kaz，最高時速達 到 311km/h。kaz 的輪轂電機系統(tǒng)中采用高轉速的高性能內(nèi)轉子型電動機，其峰值功 率可達 55kw，提高了 kaz 的極限加速能力，使其 0-100km/h 加速時間僅 8 秒。為了 河北工業(yè)大學 20

9、11 屆畢業(yè)論文 18 使電動機輸出轉速符合車輪的實際轉速要求，kaz 的輪轂電機系統(tǒng)匹配了一個傳動比 為 4.588 的行星齒輪減速機構。kaz 的前后輪沒有采用相同型式的制動器，而是前輪 采用盤式制動器，后輪采用鼓式制動器。圖 3.2.2 為 kaz 的前、后輪轂電機系統(tǒng)的 結構圖。2003 年日本豐田汽車公司在東京車展上推出的燃料電池概念車 fine-n 也采 用了輪轂電機驅(qū)動技術。 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 19 圖 3.2.2 kaz 一體化輪轂電機系統(tǒng) 法國 tm4 公司設計制造的一體化輪轂電機結構如圖 3.2.3 所示。它采用外轉子式 永磁電動機，將電動機轉子外殼直接與

10、輪輞相固結，將電動機外殼作為車輪輪輞的 組成部分，而且電動機轉子與鼓式制動器的制動鼓集成在一起，實現(xiàn)電機轉子、輪 輞以及制動器三個回轉運動物體的集成，大大減輕一體化輪轂電機系統(tǒng)質(zhì)量，集成 化程度相當高。該一體化輪轂電機系統(tǒng)的永磁無刷直流電動機的額定功率為 18.5kw，峰值功率可達到 80kw，峰值扭矩為 670nm，額定轉速為 950rpm，最高轉速 為 1385rpm，而且額定工況下的平均效率可達到 96.3%。 哈爾濱工業(yè)大學愛英斯電動汽車研究所研制開發(fā)的 ev96-1 型電動汽車也采用外 轉子型輪轂電機驅(qū)動系統(tǒng)，選用一種稱為“多態(tài)電動機”的永磁式電動機，兼有同 步電動機和異步電動機的雙

11、重特性，其額定功率為 6.8kw，峰值功率為 15kw，集成 盤式制動器，風冷散熱。 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 20 圖 3.2.3 tm4 一體化輪轂電機系統(tǒng) 同濟大學汽車學院在 2002 年、2003 年和 2004 年分別推出了采用輪轂電機驅(qū)動 系統(tǒng)的四輪驅(qū)動燃料電池微型電動汽車動力平臺“春暉一號”和“春暉二號”，兩 者均采用四個低速永磁直流無刷輪轂電動機直接驅(qū)動，匹配相應的盤式制動器。輪 轂電機為外轉子型輪轂電機，其外形結構主要考慮與雙橫臂懸架、輪輞及制動盤的 連接方便。為了提高輪轂電機的外形通用性，考慮在一定功率范圍內(nèi)的輪轂電機采 用相同的外形結構。該輪轂電機既可安裝市售微

12、型汽車制動盤，又能安裝不同規(guī)格 摩托車制動盤。因此相同的底盤結構只需更換不同功率的輪轂電機，即可獲得不同 的整車動力性能。輪轂電機額定功率 0.8kw，峰值功率 2.5kw；額定轉矩 25nm，峰值 轉矩 155nm；額定轉速 300rpm，最高轉速 510rpm。 對于內(nèi)燃機驅(qū)動的汽車，需要通過多級變速箱來近似實現(xiàn)理想的汽車驅(qū)動特性， 如圖 3.2.4.1 所示。而電動機驅(qū)動系統(tǒng)基于恒轉矩和恒功率運行模式實現(xiàn)理想的汽 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 21 車驅(qū)動特性，如圖 3.2.4.2 所示。 輪轂電機系統(tǒng)特點分析 通常，電動汽車采用集中電機驅(qū)動的動力系統(tǒng)結構型式。這種結構型式具有以

13、下優(yōu)點： （1）可以沿用內(nèi)燃機動力車的部分傳動裝置，布置在原發(fā)動機艙中，繼承性好； （2）可以采用電機和減速機構，乃至控制器的集成結構型式，結構緊湊，便于 處理電機冷卻、振動隔振以及電磁干擾等問題； （3）整車總布置型式與內(nèi)燃機接近，前艙熱管理、隔聲處理以及碰撞安全性與 原車接近或者容易處理。 缺點是： （1）傳動鏈長，傳動效率低； （2）通常要求使用高轉速大功率電機，對電機性能要求高。 分散電機驅(qū)動相對于集中電機驅(qū)動具有以下優(yōu)點： （1）以電子差速控制技術實現(xiàn)轉彎時內(nèi)外車輪不同轉速運動，而且精度更高； （2）取消機械差速裝置有利于動力系統(tǒng)減輕質(zhì)量，提高傳動效率，降低傳動噪 聲； （3）有利于

14、整車總布置的優(yōu)化和整車動力學性能的匹配優(yōu)化； （4）降低對電機的性能指標要求，且具有冗余可靠性高的特點。 但是，分散電機驅(qū)動方式具有以下缺點： （1）為滿足各輪運動協(xié)調(diào)，對多個電機的同步協(xié)調(diào)控制要求高； 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 22 （2）電機的分散安裝布置提出了結構布置、熱管理、電磁兼容以及振動控制等 多方面的技術難題。 分散電機驅(qū)動通常有輪轂電機和輪邊電機兩種方式。所謂輪邊電機方式是指每 個驅(qū)動車輪由單獨的電機驅(qū)動，但是電機不是集成在車輪內(nèi)，而是通過傳動裝置 （例如傳動軸）連接到車輪。輪邊電機方式的驅(qū)動電機屬于簧載質(zhì)量范圍，懸架系 統(tǒng)隔振性能好。但是，安裝在車身上的電機對整車總

15、布置的影響很大，尤其是在后 軸驅(qū)動的情況下。而且，由于車身和車輪之間存在很大的變形運動，對傳動軸的萬 向傳動也具有一定的限制。與輪邊電機方式相比，輪轂電機方式具有明顯的優(yōu)點， 主要包括： （1）可以完全省略傳動的傳動裝置，整體動力利用效率大大提高； （2）輪轂電機使得整車總布置可以采用扁平化的底盤結構型式，車內(nèi)空間和布 置自由度得到極大的改善； （3）車身上幾乎沒有大功率的運動部件，整車的振動和噪聲舒適性得到極大改 善； （4）輪轂電機方式便于實現(xiàn)四輪驅(qū)動驅(qū)動型式，有利于極大改善整車的動力性 能； （5）輪轂電機作為執(zhí)行元件，利用響應速度快和準確的優(yōu)點便于實現(xiàn)包括線控 驅(qū)動、線控制動以及線控整

16、車動力學控制在內(nèi)的整車動力學集成控制，提高整車的 主動安全性。 混合動力汽車與純電動汽車是電動汽車研究的兩個分支。經(jīng)過近些年的發(fā)展， 電動汽車技術日趨成熟，部分產(chǎn)品已進入商業(yè)化應用如 toyota prius。目前，電動 汽車傳動系統(tǒng)多數(shù)在傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車的傳動系基礎上進行一些改變，進而將電動機 及電池等部件加入總布置中。這種布置難以充分發(fā)揮電動汽車的優(yōu)勢。為使電動汽 車對傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車形成更大的競爭優(yōu)勢，設計出適合電動汽車的底盤系統(tǒng)勢在必 行。而車輪獨立驅(qū)動技術（即采用輪轂電機的電動輪）則可使電動汽車底盤實現(xiàn)電 子化，主動化，大大提高電動汽車的性能。使電動汽車與傳統(tǒng)汽車相比具有更強的 競爭力。

17、 車輪獨立驅(qū)動技術的特點 電動汽車車輪獨立驅(qū)動系統(tǒng)是利用獨立控制的電動機 分別驅(qū)動汽車的車輪，車輪之間沒有機械傳動環(huán)節(jié)。典型驅(qū)動布置型式，其電動機 與車輪之間可以是軸式聯(lián)接也可以將電動機嵌入車輪成為輪式電機，車輪一般帶有 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 23 輪邊減速器。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) 傳動系統(tǒng)得到減化，整車質(zhì)量大大減輕。 2) 與傳統(tǒng)汽車相比，車輪獨立驅(qū)動系統(tǒng)可通過電動機來完成驅(qū)動力的控制而不 需要其他附件，容易實現(xiàn)性能更好的、成本更低的牽引力控制系統(tǒng)（tcs） 、防抱死 制動系統(tǒng)（abs）及動力學控制系統(tǒng)（vdc） 。 3) 對車輪采用制動能量回收

18、系統(tǒng)，則可大大提高汽車能量利用效率，且與采用 單電動機驅(qū)動的電動汽車相比，其能量回收效率也獲得顯著增加。這對提高電動汽 車續(xù)駛里程是很重要的。 4) 實現(xiàn)汽車底盤系統(tǒng)的電子化、主動化。 3.33.3 微型電動車懸架系統(tǒng)微型電動車懸架系統(tǒng) 懸架是車架與車橋之間的一切傳力連接裝置的總稱。它的功用是把路面作用于 車輪上的垂直反力（支承力） 、縱向反力、 （驅(qū)動力和制動力）和側向反力以及這些 反力所造成的力矩都要轉遞到車架上，以保證汽車的正常行駛。現(xiàn)代汽車的懸架盡 管有各種不同的結構形式，但是一般都由彈性元件、減振器、和導向機構三部分組 成。汽車懸架可分為兩大類：非獨立懸架和獨立懸架。1）非獨立懸架其

19、結構特點是 兩側的車輪由一根整體式車橋相連，車輪連同車橋一起通過彈性懸架與車架連接。 2）獨立懸架其結構特點是車橋做成斷開的，每一側的車輪可以單獨地通過彈性懸架 與車架連接，兩側車輪可以單獨跳動，互不影響。 目前汽車的前、后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用非獨立懸架；前輪采 用獨立懸架啊，后輪采用非獨立懸架；前輪與后輪均采用獨立懸架等幾種。前后懸 架均采用縱置鋼板非獨立懸架的汽車轉向行駛時，內(nèi)側懸架處于減載而外側懸架處 于加載狀態(tài)，結果與懸架固定連接的車橋的軸線相對汽車縱向中心線偏轉一角度 。對前軸，這種偏轉使汽車不足轉向趨勢增加；對后橋，則增加了汽車過多轉向 趨勢。另外。前懸架采用縱置鋼板

20、彈簧非獨立懸架時，因前輪容易發(fā)生擺振現(xiàn)象， 不能保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，所以乘用車的前懸架多采用獨立懸架。隨著高 速公路網(wǎng)的發(fā)展，促使汽車速度不斷提高，使得非獨立懸架已不能滿足汽車行駛平 順性和操縱穩(wěn)定性等方面提出的要求。因此，在汽車懸架系統(tǒng)中采用獨立懸架已備 受關注，尤其是在橋車的前懸架中無一列外地采用了獨立懸架。 獨立懸架具有以下優(yōu)點： 1） 在懸架彈性元件一定的變形范圍內(nèi)，兩側車輪可以單獨運動，而互不影 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 24 響，這樣在不平道路上行駛時可減少車架和車身的振動，而且有助于消除轉向輪 不斷偏擺的不良現(xiàn)象。 2） 減少汽車的非簧載質(zhì)量。在道路條件和車速相

21、同時，非簧載質(zhì)量越小， 則懸架所受到的沖擊載荷也越小。故采用獨立懸架可以提高汽車的平均行駛速度。 3） 采用斷開式車橋，發(fā)動機總成的位置便可降低和前移，使汽車質(zhì)心下降， 提高了汽車的行駛穩(wěn)定性。同時能給車輪較大的上下運動的空間，因而可以將懸 架剛度設計的較小，使車身振動頻率降低，以改善行駛平順性。 以上優(yōu)點使獨立懸架廣泛地被應用在現(xiàn)代汽車上，特別是轎車的轉向輪普遍采 用了獨立懸架。但是。獨立懸架結構復雜，制造成本高，維修不便。在一般情況下， 車輪跳動時，由于車輪外傾角與輪距變化較大，輪胎磨損較嚴重。 獨立懸架結構形式分析 獨立懸架又分為雙橫臂式、單橫臂式、雙縱臂式、單縱臂式、單斜臂式、麥弗 遜

22、式和扭轉梁隨動臂式等幾種類型。 對于不同結構形式的獨立懸架，不僅結構特點不同，而且許多基本特性也有較 大區(qū)別。評價時常從以下幾個方面進行： 側傾中心高度 汽車在側向力的作用下，車身再通過左、右車輪中心的橫向垂直 平面內(nèi)發(fā)生側傾時，相對于地面的瞬時轉動中心，稱為側傾中心。側傾中心到地面 的距離，稱為側傾中心高度。側傾中心位置高，它到車身質(zhì)心的距離縮短，可使側 向力臂及側向力矩小些，車身的側傾角也會減小。但側傾中心過高，會使車身傾斜 時輪距變化大，加快輪胎的磨損。 車輪定位參數(shù)的變化 車輪相對車身上下跳動時，主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角、車 輪外傾角及車輪前束等定位參數(shù)會發(fā)生變化。若主銷后傾角變化大，容

23、易使轉向輪 產(chǎn)生擺振；若車輪外傾角變化大，會影響車輪直線行駛的穩(wěn)定性，同時也會影響輪 距的變化和輪胎的磨損速度。 懸架側傾角剛度 當汽車作穩(wěn)態(tài)圓周行駛時，在側向力的作用下，車廂繞側傾軸 線轉動，并將此轉動角度稱之為車廂側傾角。車廂側傾角與側傾力矩和懸架總成的 側傾角剛度大小有關，并影響汽車的操縱穩(wěn)定性和平順性。 橫向剛度 懸架的橫向剛度影響操縱穩(wěn)定性。若用于轉向抽上的懸架橫向剛度小， 側容易造成轉向輪發(fā)生擺振的現(xiàn)象。 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 25 不同類型的懸架占用的空間尺寸不同，占用橫向尺寸大的懸架影響發(fā)動機的布 置和從車上拆裝發(fā)動機的困難程度。占用高度空間小的懸架，則允許行李箱

24、寬敞， 而且底部平整，布置郵箱容易。因此，懸架占用的空間尺寸也用來作為評價指標之 一。表 2 分析了不同形式選假的特點。 導向機構形式雙橫臂式單橫臂式 側傾中心高度比較低比較高 車輪相對車身 跳動時車輪定位參 數(shù)的變化 車輪外傾角與主銷內(nèi) 傾角均有變化 車輪外傾角與主銷內(nèi)傾角變 化大 輪距 變化小，故輪胎磨損 速度慢 變化大，故輪胎磨損速度快 懸架側傾角剛度較小，需要用橫向穩(wěn)定器較大，可不裝橫向穩(wěn)定器 橫向剛度橫向剛度大 占用空間尺寸占用較多的空間占用較小的空間 其他 結構稍復雜，前懸架 用的多 結構簡單、成本低、前懸架 架用的少 導向機構形式單縱臂式單斜臂式 側傾中心高度比較低居單橫臂式和單

25、縱臂式之間 車輪相對車身 跳動時車輪定位參 數(shù)的變化 主銷后傾角變化大有變化 輪距不變變化不大 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 26 懸架側傾角剛 度 較小，需要裝橫向穩(wěn) 定器 居單橫臂式和單縱臂式之間 橫向剛度橫向剛度小橫向剛度較小 占用空間尺寸幾乎不占用高度空間 其他結構簡單，成本低 導向機構形式麥弗遜式扭轉梁隨動臂式 側傾中心高度比較高比較低 車輪相對車身 跳動時車輪定位參 數(shù)的變化 變化小左、右輪同時跳動時不變 輪距變化很小不變 懸架側傾角剛 度 較大，可不裝橫向穩(wěn)定器 橫向剛度橫向剛度大 占用空間尺寸占用的空間小 其他 結構簡單、緊湊，乘 用車商用的較多 結構簡單，用于發(fā)動機前置

26、 前驅(qū)乘用車的后懸架 由上表及查閱同類資料可知采用單橫臂式獨立懸架用于轉向輪時，會使主銷內(nèi) 傾角和車輪外傾角發(fā)生較大的變化，對于轉向操縱有一定的影響，故目前在前懸架 中很少采用。雙橫臂式獨立懸架的兩個擺臂長可以相等，也可以不等，在擺臂不等 長的獨立懸架中如果兩臂長度選擇適當，可以使車輪和主銷的角度以及輪距的變化 都不太大，從而對汽車操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性有所改善。不等長的雙橫臂式獨立 懸架多應用于轎車前輪上。轉向輪采用單縱臂獨立懸架時，車輪上下跳動將使主銷 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 27 后傾角產(chǎn)生很大的變化，因此，單縱臂式獨立懸架一般多用于不轉向的后輪。麥弗 遜式懸架也稱滑柱連桿式

27、懸架，可看作是燭式懸架的改進型，由于增加了橫擺臂改 善了滑動立柱的受力狀況。這種懸架對于轉向輪來說，當懸架變形時，主銷的定位 角不會發(fā)生變化，僅輪距、軸距稍有變化，因此有利于汽車的轉向操縱和行駛穩(wěn)定 性。目前，汽車上廣泛采用上下臂不等長的雙橫臂式獨立懸架（主要用于前懸架） 和麥弗遜式獨立懸架。麥弗遜式懸架是目前前置驅(qū)動轎車和某些輕型客車首選的較 好的懸架結構形式，例如國產(chǎn)桑塔納、高爾夫、奧迪 100 及富康等轎車；不等長的 雙橫臂式獨立懸架在轎車、輕型汽車的前輪上應用較廣泛。 。單斜臂式獨立懸架是介 于單橫臂式和單縱臂式之間的一種懸架結構形式，單斜臂繞與汽車縱軸線成一定夾 角 的軸線擺動。通常

28、這個角度小于 45 度適當?shù)剡x擇夾角 ，可以調(diào)整輪距、車 輪傾角、前束等，使之變化最小。具有車輪接地性能好，縱橫兩向承受外力的能力 強的特點，從而可獲得良好的操縱穩(wěn)定性。單斜臂式獨立懸架兼有單橫臂和單縱臂 式獨立懸架的優(yōu)點。它自 20 世紀 60 年代問世以來多用在后輪驅(qū)動的汽車的后懸架 上。綜上所述我所設計的微型純電動車的前懸架采用雙橫臂式懸架，而后懸架采用 單斜臂式獨立懸架。 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 28 雙橫臂式獨立懸架導向機構設計 1縱向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 上、下橫臂軸抗前俯角的匹配對主銷后傾角的變化有較大影響。圖3.3.1給出了 六種可能布置方案的主銷后傾角值隨車

29、輪跳動的曲線。圖中橫坐標為值，縱坐 標為車輪接地中心的垂直位移量。各匹配方案中1、2角度的取值見圖注，其正 負號按右手定則確定。 圖 3.3.1 1 、 2 的匹配對的影響 為了提高汽車的制動穩(wěn)定性和舒適性，一般希望主銷后傾角的變化規(guī)律為：在 懸架彈簧壓縮時后傾角增大；在彈簧拉伸時后傾角減小，用以造成制動時因主銷后 傾角變大而在控制臂支架上產(chǎn)生防止制動前俯的力矩。 分析圖3.3.1中的變化曲線可知，第4、第5方案的變化規(guī)律為壓縮行程減 小，拉伸行程增大，這與所希望的規(guī)律正好相反，因此不宜用在汽車前懸架中； 第3方案雖然主銷后傾角的變化最小，但其抗前俯的作用也小，所以現(xiàn)代汽車中也很 少采用；第1

30、、2、6方案的主銷后傾角變化規(guī)律是比較好的，所以這三種方案在現(xiàn)代 汽車中被廣泛采用。 2橫向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 比較圖3.3.2a、b、c三圖可以清楚地看到，上、下橫臂布置不同，所得側傾中 心位置也不同，這樣就可根據(jù)對側傾中心位置的要求來設計上、下橫臂在橫向平面 內(nèi)的布置方案。 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 29 圖3.3.2 上下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案 3水平面內(nèi)上、下橫臂動軸線的布置方案 上、下橫臂軸線在水平面內(nèi)的布置方案有三種，如圖3.3.3所示。 下橫臂軸mm和上橫臂軸nn與縱軸線的夾角，分別用1和2來表示，稱為 導向機構上、下橫臂軸的水平斜置角。一般規(guī)定，軸線前端遠

31、離汽車縱軸線的夾角 為正，反之為負，與汽車縱軸線平行者，夾角為零。 圖 3.3.3 水平面內(nèi)上、下橫臂軸布置方案 為了使輪胎在遇到凸起路障時能夠使輪胎一面上跳，一面向后退讓，以減少傳到 車身上的沖擊力，還為了便于布置發(fā)動機，大多數(shù)前置發(fā)動機汽車的懸架下橫臂軸 mm的斜置角。，為正，而上橫臂軸nn的斜置角2則有正值、零值和負值三種布 置方案，如圖3.3.3中的a、b、c所示。上、下橫臂斜置角不同的組合方案，對車輪 跳動時前輪定位參數(shù)的變化規(guī)律有很大影響。如車輪上跳、下橫臂斜置角l為正、 上橫臂斜置角2為負值或零值時，主銷后傾角隨車輪的上跳而增大。如組合方案為 上、下橫臂斜置角1、2都為正值，如圖

32、3.3.3a所示，則主銷后傾角隨車輪的上 跳較少增加甚至減少(當12時)。至于采取哪種方案為好，要和上、下橫臂在縱 向平面內(nèi)的布置一起考慮。當車輪上跳、主銷后傾角變大時車身卜的懸架支承處 會產(chǎn)生反力矩，有抑制制動時前俯的作用。但主銷后傾角變得太大時，會使支承處 反力矩過人，同時使轉向系統(tǒng)對側向力十分敏感，易造成車輪擺振或轉向盤上力的 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 30 變化。因此，希望轎車的主銷后傾角原始值為-1一+2。當車輪上跳時，懸架每 壓縮lomm，主銷后傾角變化范圍為10一40。 為了綜合1上述要求，選擇恰當?shù)目骨案┙?，國外已根?jù)設計經(jīng)驗制定出一套列 線圖，如圖3.3.4所示。該

33、圖由三組線圖組成：圖3.3.4a為汽車在不同減速度時(以 重力加速度g的百分數(shù)表示)，前輪上方車身下沉量f1，與抗前俯率d的關系；圖 3.3.4b，為下橫臂擺動軸線與水平線夾角1不相同時，主銷后傾角的變化；率 ddf1，與抗前俯率的關系；圖3.3.4c為不同球銷中心距時，主銷后傾角的變 化率ddf1與上、下橫臂擺動軸線夾角(21)的關系。運用此圖的步驟如下： 先根據(jù)設計的允許前俯角(在05g時為13)確定f1，然后找到相應的 d，并在圖3.3.4b上初選1，求出主銷后傾角變化率(推薦懸架每壓縮lomm時為 10一40) 如超出范圍，即重新選1，直至達到要求為止。接著可用圖 3.3.4c，先選定

34、球銷中心距，從圖3.3.4b所定的ddf1值與初選的球銷中心距在 圖上沿虛線所示的路線找到上、下橫臂的夾角(21)，如布置上允許即認為初 選成功。此圖適用于軸距2832m，質(zhì)心高為05806m的轎車。 圖 3.3.4 選擇上、下橫臂橫線縱向傾角的線圖 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 31 4上、下橫臂長度的確定 雙橫臂式懸架的上、下臂長度對車輪上、下跳動時前輪的定位參數(shù)影響很大。 現(xiàn)代轎車所用的雙橫臂式前懸架，一般設計成上橫臂短、下橫臂長。這一方面是考 慮到布置發(fā)動機方仙。另一方面也是為了得到理想的懸架運動特性。 圖3.3.5 上、下橫臂長度之比 1 l / 2 l改變時懸架運動特性 圖3

35、.3.5為下橫臂長度l1保持原車值不變，改變上橫臂長度l2，使l2l1，分別為 0.4，06，08，10，12時計算得到的懸架運動特性曲線。其中zby(1/2輪 距)為車輪接地點在橫向平面內(nèi)隨車輪跳動的特性曲線。由圖可以看出，當上、下橫 臂的長度之比為06時，by曲線變化最平緩；l2l1增大或減小時，by曲線的曲率 都增加。圖中的z和z分別為車輪外傾角和主銷內(nèi)傾角隨車輪跳動的特性曲 線。當l2l1=10時，和均為直線并與橫坐標垂直，這時，和在懸架運動 過程中保持定值。 設計汽車懸架時，希望輪距變化要小，以減少輪胎磨損，提高其使用壽命，因此應 選擇 l2l1在06附近；為保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)

36、定性，希望前輪定位角度的變化 要小，這時應選擇l2l1在1.0附近。綜合以上分析，該懸架的l2l1應在 0610范圍內(nèi)。美國克萊斯勒和通用汽車分司分別認為，上、下擺臂長度之比 取07和066為最佳。根據(jù)我國轎車設計的經(jīng)驗，在初選尺寸時, l2l1l取065 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 32 為宜。 3.43.4 微型純電動車轉向系統(tǒng)微型純電動車轉向系統(tǒng) 汽車轉向系統(tǒng)可按轉向能源的不同分為機械轉向系統(tǒng)和動力轉向系統(tǒng)兩大類。 動力轉向系統(tǒng)是兼用駕駛員體力和發(fā)動力的動力作為轉向能源的轉向系統(tǒng)，其是在 機械轉向系統(tǒng)的基礎上加設一套轉向加力裝置而形成的。在設計微型電動車時為求 其結構簡單操縱輕便

37、減少整車質(zhì)量故我在設計微型純電動車時采用簡單的機械轉向 系統(tǒng)。 圖 3.4.1 轉向系統(tǒng)的基本組成 機械轉向系統(tǒng)主要是由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構三大部分組成。 工作原理：當轉動轉向盤時，通過轉向軸及轉向軸帶動轉向器轉動副，使轉向 搖臂前后擺動，再通過轉向直拉桿和轉向節(jié)臂使左轉向節(jié)及裝在其上的轉向輪繞主 銷偏轉。同時，由左梯形臂帶動轉向橫拉桿及右梯形臂使右轉向節(jié)隨之同向偏轉。 目前國內(nèi)外生產(chǎn)的許多車型在轉向操縱機構中采用了萬向轉動裝置（包括轉向 萬向節(jié)和轉向傳動軸） ，只要適當改變轉向萬向轉動裝置的幾何參數(shù)，便可滿足各種 變型車的總布置要 求，有助于轉向盤 和轉向器等部件的 通用化和系

38、列化。 即使在轉向盤與轉 向器同軸線的情況 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 33 下，其間也可采用萬向傳動裝置，以補償由于部件在車上的安裝誤差和安裝基體變 形所造成的二者軸線實際上的不重合。 現(xiàn)代汽車經(jīng)常在良好的路面上行駛故多采用可逆式轉向器（可逆式轉向器有利 于汽車轉向結束后轉向輪和轉向盤的自動回正，但也能將壞路面對車輪的沖擊力傳 到轉向盤，發(fā)生“打手”現(xiàn)象）目前在汽車上廣泛采用的有齒輪齒條式、循環(huán)球-齒 條齒扇式以及循環(huán)球-曲柄指銷式幾種。齒輪齒條式轉向器是利用齒輪的轉動帶動齒 條左右移動，再通過橫拉桿推動轉向節(jié)，達到轉向的目的。它主要由轉向器殼體、 轉向齒輪、齒條傳動副等組成。轉向殼

39、體用螺栓固定在車架上，齒條與齒輪始終保 證無間隙嚙合，主要依靠齒條導向座下方彈簧彈力的作用，彈簧彈力可通過調(diào)整螺 塞視需調(diào)整。齒輪齒條式轉向器結構簡單、緊湊、質(zhì)量輕，剛性大，轉向靈敏，制 造容易，成本低，正、逆效率都較高，而且省略了轉向搖臂和轉向直拉桿，使轉向 轉動機構簡化，因此它在轎車上得到了廣泛地應用。故在微型純電動車轉向系設計 時采用齒輪齒條式轉向器，如下圖桑塔納轎車轉向器。當轉向輪獨立懸掛時，每個 轉向輪分別相對于車架作獨立運動，因而轉向橋必須是斷開式的。與此相應，轉向 傳動機構中的轉向梯形也必須斷開。轉向傳動機構的梯形機構底角為： 44.67) 2150 1191 75 . 0 co

40、t()75 . 0 cot(arc l k arc 梯形臂長: mmkm143119112 . 0 12 . 0 轉彎半徑：如圖在理想情況下，最小轉彎半徑 r 與外轉向輪最大偏轉角的關 系為; max min sin l r 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 34 圖 3.4.2 轉彎示意圖 汽車轉彎時如圖 3.4.2，前后輪都會產(chǎn)生側偏角。如果前后輪側偏角相等，則汽 車實際轉彎半徑等于方向盤轉角對應的轉彎半徑，稱為中性轉向；如果前輪側偏 比后輪大，汽車實際轉彎半徑大于方向盤轉角對應的轉彎半徑，稱為不足轉向； 如果后輪側偏比前輪大，汽車實際轉彎半徑小于方向盤轉角對應的轉彎半徑，稱為 過度轉向

41、。不足轉向產(chǎn)生相對較大的轉向半徑，側向力減弱，汽車具有自動恢復直 線行駛的良好穩(wěn)定性，操縱容易。因此，絕大多數(shù)汽車制造廠家都將汽車做成具有 輕微的不足轉向，在這種情況下，制動甩偏的發(fā)生會使汽車回到原來直駛的路線。 轉向特性參數(shù): 為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應具有一定程度的不足轉 向。通常用汽車以 0.4g 的向心加速度沿定圓轉向時，前、后輪側偏角之差( )作 為評價參數(shù)。此參數(shù)在 13為宜 車身側傾角: 汽車以 0.4g 的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側傾角控制 在 3以內(nèi)較好，最大不允許超過 7 4.4.微型電動汽車總體參數(shù)與性能計算微型電動汽車總體參數(shù)與性能計算 4.14.1 車

42、型、驅(qū)動、布置形式選擇車型、驅(qū)動、布置形式選擇 為滿足大多數(shù)人的需求，設計車型確定為普通型，即各方面參數(shù)按普通車型的 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 35 參數(shù)選取。車身外形參考同類型車設計成流線型以減少汽車行駛的空氣阻力，因后 輪驅(qū)動有較好的動力性且城市道路行駛條件較好，同時考慮盡量減小車身尺寸并保 證車內(nèi)足夠的空間，選擇中置后輪驅(qū)動形式。雖然三輪的轉向比較靈活但穩(wěn)定性不 足，而現(xiàn)在轉向裝置都不是太有難度且四輪行駛穩(wěn)定性較高，所以選擇四個車輪， 最終車型為 42mr 4.24.2 整車主要參數(shù)選擇整車主要參數(shù)選擇 本微型純電動車在參考比亞迪 f0 和三菱原有地盤和車身的基礎上進行開發(fā)設計

43、， 擬設計最高車速 60km/h，一次充電的續(xù)駛里程為 90120km 軸距 2150mm 輪距 1410mm 車長、寬、高 2790mm 1460mm 1450mm 因為傾向于后置后輪驅(qū)動， 故選擇比例系數(shù) c=0.55 為了保證一定的通過性，選擇前懸為 f l =250mm，后懸為 r l =285mm，則實際總長為 2435mm。車標準總高 1450mm 車總寬 1460mm 尺寸數(shù)據(jù)統(tǒng)計如下:單位 mm 軸距前懸后懸總長總高總寬前輪距后輪距 215025028527901450146014101410 4. 3 電動機功率的確定電動機功率的確定 純電動汽車的功率全部由電機來提供，所以電

44、機功率的選擇須滿足汽車的最高 車速、最大爬坡度以及加速時間的要求。 以最高車速確定電機的額定功率 max max 2 15.213600 1 u uac fgm d t pn (1) 式中： n p -電機額定功率，kw； t -傳動系效率 m-最大車重，kg； f -滾動摩擦系數(shù)； d c -風阻系數(shù)； a-車輛迎風面積， 2 m ； 以常規(guī)車速確定電機額定轉速 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 36 r uii n ng n 377 . 0 0 （2） 式中： n n -電機額定轉速，min/r； g i -傳動比； 0 i-主減速比； n u -常規(guī)車速，km/h; r -滾動車輪半徑

45、，m； 以額定功率/轉速確定電機額定轉矩 n n n n p m 9554 (3) 式中； n m-額定轉矩，nm 以最大爬坡度確定其短時工作線低速轉矩 假定以勻速爬坡，車輛所受阻力項中沒有加速阻力，則所需電機驅(qū)動力為： iwft ffff (4) 式中： t f-電動汽車驅(qū)動力，此時也即為車輛所受的阻力； f f -電動汽車行駛時的滾動阻力， cosfgmff（為坡道角度值） ； w f -電動汽車行駛時的空氣阻力， 15.21 2 uac f d w ； i f-電動汽車行駛時的坡道阻力； singmfi 再根據(jù)車輛驅(qū)動力與電機輸出軸轉矩關系式，便可得出所需轉矩： rg t ii rf m

46、 0 (5) 動力因數(shù) 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 37 g ff d w 加速度 )(fd g d d t u 從原地起步到目標車速加速所需時間表示為 vf d a dv avcmgff m t 0 2 1 )5 . 0( 電動機性能必須分為連續(xù)工作性能和短時工作性能，其連續(xù)工作特性能和短時 工作性能，其連續(xù)工作特性曲線由電機的額定值來確定，短時工作特性曲線是電機 過載一定倍數(shù)之后的轉矩功率特性曲線。由公式（1） （5）計算后所得的參數(shù)便 可滿足以下基本原則： 1）用電機的額定工況計算電動汽車的最高車速； 2）用電機的短時工作性能曲線計算車輛的最大爬坡度； 3）電動汽車的常規(guī)車速應落

47、在電機的基頻上； 4）電動汽車最高車速功率平衡點應落在電機連續(xù)工作性能曲線的等功 率上。 計算實例 下面以參考目前研制開發(fā)的純電動汽車比亞迪 f0 和三菱為基礎本次畢設所設 計的微型純電汽車。根據(jù)它的基本參數(shù)和目標性能要求，以上面所述計算原則為 基礎，可初步繪出所需電機的特性曲線，并以此為參考選擇電機。 表 3 整車基本參數(shù) 參數(shù)名稱類型及數(shù)值 整車整備質(zhì)量（kg）650m 最大總質(zhì)量（kg）800 a 迎風面積（ 2 m ） 2.117（寬 x 高 1.46x1.45） d c 風阻系數(shù)0.35（轎車 0.30.41） r輪胎半徑（mm）滾動半徑 217 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文

48、38 g i 電動機減速比1.333（3.585/2.166/1.333/0.8 64） (可選用固定速比電動機) 0 i 主減速器比4.35 t 傳動系效率0.9 （轎車 0.90.92） 表 4 目標性能參數(shù) max v 最高車速/（km/h）60 最大爬坡度（%）25（14） （恒速 20km/h） l續(xù)駛里程/km90 表 5 計算結果 電動機轉速 /（r/min） 電動機功率 /kw 電動機轉矩 /mn 最高車速 （60km/h） 42542.265.08 常規(guī)車速 （45km/h） 31901.313.93 最大爬坡度 （25） 14186.2542.10 表 6 電動機基本參數(shù)

49、額定轉速/最高轉速 /（r/min） 額定轉矩/最高轉矩 /mn 額定功率/最高功率 /kw 3200/45007.5/452.5/15 4. 4 計算微型純電動車的爬坡度與加速時間計算微型純電動車的爬坡度與加速時間 根據(jù)即將頒布的國家標準純電動乘用車技術條件所規(guī)定：車輛最大爬坡度 （不小于 20） 、起步加速時間（050km/h 的時間不大于 10s） 則最高車速、最大爬坡度為： 8 . 5 217 . 0 4500 377 . 0 a u63.5km/h 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 39 265 . 0 25 . 0 015 . 0 ifd 2 22 max 1 1 sin f f

50、dfd aca14.5 根據(jù)參考粗略估計旋轉質(zhì)量換算系數(shù)為：1 . 1 則加速度為：)015 . 0 265 . 0 ( 1 . 1 8 . 9 )(fd g d d t ua 2.23m/ 2 s 加速時間： 1023. 6 23 . 2 89.13 0 a vv t t 故符合要求 4. 5 蓄電池組數(shù)量的確定與電池參數(shù)蓄電池組數(shù)量的確定與電池參數(shù) 動力蓄電池組數(shù)量的確定 設微型純電動車勻速 45km/h 續(xù)駛里程為 s，則 f e s qmetb 8 . 03600103 12090 （6） 15.22 2 ad wf auc gffff （7） 式中，s 為電動車續(xù)駛里程數(shù)，km； b

51、 e 為蓄電池組中電池總能量，kwh; t 為傳 動效率； me 為電動機及控制器效率 0.9； q 為蓄電池的平均放電效率 0.95.根據(jù)以 上整車動力性能參數(shù)由計算所得的數(shù)據(jù)代入上式可動力蓄電池組大于 2 即采用 3 或 4 組 48v60ah 的磷酸鐵鋰電池組可滿足所設計的純電動車的動力性要求。 電池參數(shù)的確定 根據(jù)整車主要技術參數(shù)的要求，以及前面確定的相關參數(shù)可以得出鋰電池的主 要技術參數(shù)，見表 表 7 鋰離子電池主要技術參數(shù) 技術參數(shù)參數(shù)值 單節(jié)電池額定容量/ha60 單節(jié)電池最低電壓/v3 單節(jié)電池額定電壓/v3.2 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 40 單節(jié)電池最高電壓/v3

52、.3 電池數(shù)量15 電池工作最高溫度/c40 電池組額定電壓/v48 4. 6 座椅的設計座椅的設計 根據(jù)我國人體的百分位尺寸和人機工程中座椅的設計原則，可設計座椅大體尺 寸如下： 座寬：兩臀或兩股間距離+5cm，基本座寬取500mm。座位太窄，上下輪椅比較困 難臀部及大腿組織受到壓迫；座位太寬則不易坐穩(wěn)，操縱不方便，雙肢易疲勞。 座深：后臀部至小腿腓腸肌間水平距離-6.5 cm，座深選取450mm。若座位太短， 體重將主要落在坐骨上，易造成局部易受壓過多；若座位太長會壓迫腘窩部影響局 部的血液循環(huán)，并易刺激該部皮膚。 座高：鞋跟至腘窩距離+4cm，腳踏距地大于5 cm，選擇基本座高450mm

53、，根據(jù)需 要可以設計為按5cm檔位高度可調(diào)。座椅過高則駕駛不方便，過低則坐骨承受壓力過 大， 背高：坐面至肩枕部，背高則穩(wěn)定，低則活動靈活方便，選取600mm高背。 扶手高度：椅面至平放的前臂下緣+2.5cm，選取300mm。 4. 7 輪胎的選擇輪胎的選擇 輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)之一， 因此，在總體設計開始階段就應選定，而選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的 靜負荷、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。當然還應考慮與動力傳動系 參數(shù)的匹配以及對整車尺寸參數(shù) (例如汽車的最小離地間隙、總高等 )的影響。 輪胎所承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比，稱為輪胎負荷

54、系數(shù)。大多數(shù) 汽車的輪胎負荷系數(shù)取為 0.91.0，以免超載。轎車、輕型客車及輕型貨車的 車速高、輪胎受動負荷大，故它們的輪 胎負荷系數(shù)應接近下限；對在各種路面 上行駛的貨車，其輪胎不應超載 。試驗表明：輪胎超載 20時，其壽命將下降 30左右。 為了提高汽車的動力因數(shù)、降低汽車及其質(zhì)心的高度、減小非簧載質(zhì)量，對 公路用車在其輪胎負荷系數(shù)以及汽車離地間隙允許的范圍內(nèi)應盡量選取尺寸較 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 41 小的輪胎。采用高強度尼龍簾布輪胎可使輪胎的額定負荷大大提高，從而使輪胎 直徑尺寸也大為縮小。例如裝載量4t 的載貨汽車在 20 世紀 50 年代多用的 9.0020 輪胎早

55、已被 8.2520；7.5020 甚至 8.2516 等更小尺寸的輪胎所 取代。越野汽車為了提高在松軟地面上的通過能力常采用胎面較寬、直徑較大、 具有越野花紋的超低壓輪胎。山區(qū)使用的汽車制動頻繁，制動鼓與輪輞之間的間 隙應大一些，以便散熱，故應采用輪輞尺寸較大的輪胎。轎車都采用直徑較小、 斷面形狀扁平的寬輪輞低壓輪胎，以便降低質(zhì)心高度，改善行駛平順性、橫向穩(wěn) 定性、輪胎的附著性能并保證有足夠的承載能力。 我國各種汽車的輪胎和輪輞的規(guī)格及其額定負荷可查相應的國家標準。轎車輪 胎標準見 gb 29781997。 本設計所選輪胎為：145/80 r10 69 c 本設計選用 80 系列轎車子午線輪胎

56、，輪胎規(guī)格：145/80 r10 負荷指數(shù)：標準 69， 測量輪輞：4.00b 新胎尺寸：斷面寬度 145mm 外直徑 486mm；靜負荷半徑： 217mm 滾動半徑 236mm；負荷能力：標準 325kg ；充氣壓力：標準 240kpa ；允許使 用輪輞：3.50b，4.50. 5.5.電動汽車發(fā)展瓶頸與展望電動汽車發(fā)展瓶頸與展望 近幾年，我國對純電動車的研發(fā)投入不斷加大，一些技術難點正逐步被克服，但 是仍有很多業(yè)內(nèi)專家對當前的電動車技術及其產(chǎn)業(yè)化前景存有質(zhì)疑，歸納起來電動 車的發(fā)展瓶頸主要有以下幾個方面： 一、電動車電池 電動汽車對電池的要求極高，必須具有高比能量、高比功率、快速充電和深度

57、放 電的性能，而且要求成本盡量低、使用壽命盡量長。但就目前技術來說還沒有一 種電池能在上述指標中都體現(xiàn)出優(yōu)勢來。 二、其它技術瓶頸 1、電池使用壽命短而更換成本高 2、電池適應性差 3、充電便利性問題 4、電量耗盡問題 5、電動車空調(diào)問題 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 42 6、能量回收困難 三、基礎設施建設 電動汽車商業(yè)化的基礎設施包括充電站網(wǎng)絡、車輛維修服務網(wǎng)絡、多種形式的電 池營銷、服務網(wǎng)絡等。建立一定數(shù)量的公用充電站并配備專用電纜及插座等是實現(xiàn) 電動汽車產(chǎn)業(yè)化的關鍵。在一個城市內(nèi)至少要建設十幾個到數(shù)十個公用充電站，才 能滿足市區(qū)內(nèi)的出租汽車、私家車、商務車快速充電的需要。此外停車

58、場和社區(qū)內(nèi) 也要設立充電設備。 四、電力供應問題 電動車未來的發(fā)展也取決于電力供應是否充足。有專家指出，電動車對于像法國 等核電充足的國家來說可能比較合適，因為核電是恒定發(fā)電的，電動車可以集中在 夜間用電量小時充電，既省電又可平抑電網(wǎng)的峰谷差。但是我國的核電比例很小， 且工農(nóng)業(yè)均發(fā)展迅速，總體電量并不富余，這也將成為限制我國電動車發(fā)展的重要 因素。 不可否認，電動汽車是未來汽車發(fā)展趨勢之一，但種種跡象表明，真正實現(xiàn)產(chǎn) 業(yè)化的家用電動轎車距離我們還十分遙遠。電動車未來的發(fā)展取決于電池技術的革 命，而任何技術的發(fā)展都是循序漸進的，現(xiàn)在就宣布電動車時代即將到來恐怕為時 尚早。從國內(nèi)外純電動車研發(fā)的情

59、況可以看出，在目前的研發(fā)階段，隨著鋰離子電 池，特別是新近出現(xiàn)的磷酸鐵鋰電池技術的不斷進步，各各廠家的發(fā)展目標開始由 微型純電動車向中小型純電動車轉變，這說明了鋰離子電池技術及永磁電機技術進 步確實大促進了電動車的類型發(fā)展。另一方面，由于前文所述的純電動車開發(fā)技術 難點而非一蹴而就的事情，依然需要投入大量的人力和財力，不過在能源危機與環(huán) 境污染的危機下汽車動力能源改革勢在必行，電力驅(qū)動作為其代替者之一純電動汽 車的未來發(fā)展前景仍十分廣闊，隨著純電動車的技術難點問題不斷突破解決，電動 汽車的大規(guī)模推廣指日可待。 河北工業(yè)大學 2011 屆畢業(yè)論文 43 結論 在完成這次的微型純電動車車的設計作業(yè)

60、后，我感到了輕松和收獲以及很大的 成就，雖然設計內(nèi)容有一些不足和錯誤。 對于這次微型純電動車的設計任務，我們認為主要是要學會和理解掌握汽車的 一般設計過程。因為我們課程所學習的內(nèi)燃機的設計，但是設計任務是電動車的設 計，這使得許多設計過程充滿了難度，不但設計方法不同，更重要的所需的資料、 信息、數(shù)據(jù)很少，所以從一開始我們就只有借助課外資料、圖書以及大量的通過上 網(wǎng)搜集資料信息數(shù)據(jù)。在搜集到這些數(shù)據(jù)資料之后我們又花了大力氣進行整理和分 析，因為在設計車型時我們主要以此為設計參考。整個設計任務從開始的搜集信息 了解電動代步車到問卷調(diào)查，再到車型分析對比，這些都主要是大家合作借助網(wǎng)絡 河北工業(yè)大學