一般型態電動車(Cond EV)變成輪內馬達電動車(Iwd EV)，雖具有空間使用 率高、效率高、重心低、轉向特性可控制等優勢，但輪內馬達直接裝置在輪框上 時，造成的簧下增加50%以上的質量，當簧下質量增加後導致舒適性與貼地性明 顯下降，可在原懸吊下新增一組減振系統並應用動態減振原理，使原二自由度振 動系統變更為三自由度並聯式懸吊系統。在這新型的懸吊系統中，部分零件馬達 或煞車等原屬於簧下質量的零件，經過概念設計方法後可轉移成新增減振系統上 的減振質量。
為了輪內電動車之舒適性與貼地性可相當或優於一般型態電動車(Cond EV)，
需新增第二懸吊系統且質量的轉移比例需超過60%。經過功能圖分析後，有四種 功能圖方案符合轉移比例超過60%。方案中除需新增第二懸吊外，尚需聯軸器將 動力系統傳遞至輪框上。
本章將透過市面車中華汽車Colt Plus 作為參考設計車，導入輪內馬達與第 二懸吊之概念，利用前述討論之設計概念付諸於實現。實現手法主要利用機械設 計理論進行實務設計，過程中也了解主要零件所需的規格與設計理論的應用，主 要零件包含電機系統、聯軸器、輪轂軸承、輪框、煞車、第二懸吊等。
5-1 設計目標與規格
為讓本研究的三自由度並聯式懸吊理論與概念設計之系統化設計方法，透過 實務過程進行討論，得到實用性與可行性之參考價值，作為本章研究的主要設計 目的。今將透過市面車中華汽車Colt Plus(如圖 5-1a)導入輪內馬達懸吊系統之概 念設計，從車輛諸元、前後懸吊型式、煞車系統等(如表 5-1)車輛諸元表作為設
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計目標車，之後選定一固定型式輪內馬達，以及適用的概念設計與配置作為設計 方向，並以行車轉向1g 與路面衝擊 3g 之惡劣駕駛情況作為設計條件。在設計方 向上，配合設計條件的元件強度需求，設計出各次系統的元件，最後根據元件的 重量找出振動系統的各質量，並以第三章分析手法與原車作振動比較。且輪內馬 達懸吊系統需將煞車、第二懸吊、聯軸器、電機系統等配合原車後懸吊(如圖 5-1b) 進行配置三自由度並聯式懸吊，系統建構成一多功能的整合性系統。從目標車設 定、元件設計到振動比較，驗證輪內馬達懸吊系統之概念設計實用性與可行性，
作為設計目標。
(a) Colt Plus 實體圖 (b) 後懸吊-H 扭力樑 圖 5-1 中華汽車 Colt Plus 實體與後懸吊圖
規格的設定包含目標車車重、前後配重、動力系統、電池系統、前後懸吊等，
目標基準車相關規格如表 5-1。在車重方面，根據美國 EPA 環境保護局規定，還 要加上 136 kg，大約是兩個人的體重；動力配置採用混合動力，前輪軸動力來 源使用原車引擎，後輪軸採用輪內馬達；車輛動態特性的舒適性與貼地性將優於 原車，在故配重方面參考 3-3-2 小節的結論 46/54 比例，大約是將 100kg 電池放 置後車廂，以及後輪左右各增加配置約 41.5kg 的輪內馬達懸吊系統，輪內馬達 懸吊系統主要依據有效的功能圖方案，以及次系統的機構選擇，選擇原則乃根據 次系統系統整合裝置於輪內為前提，包含煞車、動力、減振、傳動等功能，因為 未來輪內馬達懸吊系統與電動車體結合時可更為簡單方便。
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14.9/4500 & 28x2/100 12.10~2.32 & 1
鎳電池 12x16=192V 獨立麥化臣式 移比例超過60%的功能圖方案，有四個 F-M-ABHW/P、F-AM-BHW/P、
F-MB-AHW/P、F-AMB-HW/P，轉移比例越高其減振效果越佳。但 F-AM-BHW/P、
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F-AMB-HW/P 需改變主懸吊與搖臂的連結，使得第二懸吊必須負擔車輪給予的 側向力等原因，對原始車改變幅度較多，故不納入本研究實施方案之中。
F-M-ABHW/P(62.5%)、F-MB-AHW/P(72.5%)方案的轉移比例相比，F-MB-AHW/P 擁有較高的轉移比例，同時意謂擁有較佳的減振效果，故選擇F-MB-AHW/P 為 本研究概念功能圖。
有關於次系統的設定，若輪內馬達採用常見的實心且為軸轉式馬達，煞車方 面採用原車後轂煞。聯軸器之中的撓性徑向機構雖然零件少重量輕，但撓性體為 非線性材質且設計複雜，相較平面機構可經由機構計算即可獲得可預期的結果，
故聯軸器設計方向為平面機構。另外，第二懸吊皆為平面四連桿組且無滑行對，
主因為車輪處於較多灰塵與汙水的環境下，對滑行對的滑軌需要更多的保護，精 度與磨耗上常高於迴轉對，使得滑行對成本較迴轉對高，故第二懸吊必須減少滑 行對。
圖 5-2 系統配置簡圖
總結上述說明，輪內馬達懸吊系統採用F-MB-AHW/P 功能圖方案，次系統 分別採用實心且為軸轉式輪內馬達、轂煞、平面機構的第二懸吊、不採用滑行對 的聯軸器等，作為最後機構配置。根據上述所決定的次機構，由附錄B 找出該 系統配置簡圖，如圖 5-2。
次系統由內而外依序為，輪轂軸承、第二懸吊、輪內馬達、煞車系統、聯軸 器、輪框等六項次系統。首先將次機構組裝成輪內馬達懸吊系統的組裝順序進行
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討論，可藉由此過程來決定各次機構與相鄰機構組配關係。本節根據圖 5-2 系統 配置簡圖，提出可組裝拆卸的概念組裝圖(圖 5-3a)，依照六項功能拆卸(圖 5-3b)。
組裝分為三大步驟，步驟一為○1 懸吊架、○2 輪轂軸承、○3 輪圈內蓋的支撐結構組 裝；步驟二為○4 第二懸吊、○5 輪內馬達、○6 煞車、○7 聯軸器的動力系統組裝；步 驟餐三為○8 輪圈中圈與○3 內蓋結合，○9 輪圈外蓋結合○7 聯軸器與○8 中圈。
(a) 概念組合圖 (b) 概念爆炸圖 圖 5-3 F-MB-AHW/P 式概念輪內馬達懸吊系統
本節設定F-MB-AHW/P 功能圖方案，經挑選適合次系統的機構後，選定適 當的系統配置圖，並將系統配置圖作為參考，進一步完成可分解成可組裝型式的 組合圖與爆炸圖，下節將針對此概念進行細部設計。
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5-3 系統細部設計
目標車後輪軸採用輪內馬達懸吊系統，配合可組裝的概念系統配置簡圖，作 為設計方向與規格。概念系統包含輪轂軸承、第二懸吊、輪內馬達、煞車系統、
聯軸器、輪框等六項次系統。針對次系統的組裝以及功能系要求，在本節進行細 部設計討論，過程中有關強度的設定將以車輛行車轉向1g 與路面衝擊 3g 之惡劣 駕駛情況作為設計條件。但次系統中有部分非本研究之重點，相關的設計將不討 論，例如輪內馬達系統，以及輪框與輪胎接觸尺寸的設計等。除此之外本節會針 對設計完成後的質量區分為簧下質量與減振質量，以方便下節的振動分析。
5-3-1 輪內馬達
輪內馬達根據實心或中空，以及殼轉或軸轉，分成四種輪內馬達系統。近年 來輪內馬達的發展，殼轉模式常會使得內部定子散熱不易而逐漸減少；中空軸轉 式馬達目前皆尚未有應用在輪內系統，大多應用在風力發電等大軸系統；在同功 率前提下，降低最大扭力可減少大量的重量，但需配合變速系統提升輸出扭力，
這兩項前提都會使得馬達趨於實心軸轉式結構，使得輪內馬達變為較常見的模 式。
輪內系統的電機系統採用結構為常見的實心且為軸轉式馬達，但細部設計非 本研究之重點，故相關規格參照梁家源[19]研究的輪內馬達規格如下表 5-2 輪內 馬達規格表，如圖 5-4。今馬達總重約為 39kg，套入 4-2-3 節的轉移比例分析，
簧下質量由30kg 轉移煞車後為 22kg，轉移後減振質量包含馬達與煞車共為 47kg，
故系統的轉移比例為68.1%。
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加速度(單位:g=9.81m/s2)，假設地面能給車身最大的轉向加速度為剛好為 1 (g)，h 為車輛重心高，
f 為懸吊差異造成差異係數(假設為 1)，T 為兩輪輪距。轉彎
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一般疲勞強度安全係數可設定為 2，又設定管厚t 為 4mm，以材質 S45C(降伏 強度Sy為 680 MPa)作為輪軸，可得平均半徑為 53.5mm。因現有NTN 輪轂軸承 無適用的輪轂軸承，故將設計一新輪轂軸承已完成此輪轂軸承。新作輪轂軸承將 使用NTN 32012XU 滾子軸承，內徑為 60mm、外徑為 95mm、厚度為 23mm；內輪 軸外徑為 60mm、厚度 4mm，連接第二懸吊、主懸吊架；外輪軸內徑為 95mm，管 厚約 4mm，且連接輪框內蓋。
圖 5-6 輪轂軸承設計圖
前述作為輪轂軸承的設計基礎，圖 5-6 輪轂軸承設計圖為設計成果，圖包 含零件名稱與重量，總重為 4.76kg，材質皆為中碳鋼 S45C。
5-3-3 聯軸器
聯軸器的設計方向為平面機構，4-3 節中唯一無滑行對的平面機構為 Schmidt Coupling(圖 5-7)。機構上由兩組對稱的平行四連桿機構作成，一端為輸入轉速 與扭力後，主要元件為兩個外盤、一個中盤、2~6 對的含軸承連桿，連桿對越多 表示可承受的扭力越高。選擇一適合的聯軸器，必須先決定扭力範圍、轉速範圍、
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偏心範圍。扭力與轉速範圍取決於軸承與軸，偏心範圍取決於連桿長度。
圖 5-7 ZERO-MAX 的 Schmidt Coupling
Schmidt Coupling 的最大偏心距離為兩倍的連桿長度(
l )，但因為連桿機構有
s 上下兩個死點，為保護聯軸器在死點處免受衝擊損壞，設定適用範圍為最大偏心 距離的0.25~0.9 倍(參考 ZERO-MAX 公司聯軸器適用範圍設定)，相當於 0.5l ~1.8
sl 。因為最小適用範圍限制，使得輪內馬達與輪框中心軸必須具有偏心量 0.5
sl 以
s 上，方向為車輛x 軸(前後)方向上。當輪內馬達相對輪框的最大位移為 Sm，則至 少需要偏心距離S 為式(5.15)，且必須小於 1.8
cl
s2 2
(0.5 ) ( ) 1.8
c s m s
S
=l
+S
<l
(5.15) 經整理可得1.73
S
m<l
s (5.16)當路面衝擊為3g 的時候(約輸入 step 40mm 路面函數)，馬達與輪框相對位移 分析(圖 5-8)，最大位移為 11mm，代入式(5.16)推得連桿長度必須大於 6.36mm。
圖 5-8 馬達相對輪框的位移
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隨扭力的增加，軸承的動態負載等級也會增加，相對使得重量增加。當 F-M-ABHW/P 方案裡，聯軸器僅需傳動驅動扭力，故取決於馬達扭力，但在 F-MB-AHW/P 方案時，聯軸器須承受煞車與驅動的扭力，由於驅動扭力與煞車 扭力通常煞車扭力皆較大故取決於煞車扭力。後煞車力可利用全車車重的 50%~100%、前後煞車力分配約為 60/40 等兩個一般設定條件下找出後剎車力。根 據目標車的車重可得知 359~574kgf 的後輪煞車力，由於後輪外徑約 628mm 故後 單輪煞車力矩需提供 552~1103(N-m)。
若聯軸器使用n 對連桿組，且輪桿組軸承使用徑向負載較大的滾針軸承，裝 置於半徑r 處，驅動聯軸器扭力 T，共 n 個軸承，每個軸承所受的的徑向負載為
若聯軸器使用n 對連桿組，且輪桿組軸承使用徑向負載較大的滾針軸承，裝 置於半徑r 處，驅動聯軸器扭力 T，共 n 個軸承，每個軸承所受的的徑向負載為