優(yōu)秀汽車類轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計【10張CAD圖紙】
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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
摘 要
電動助力轉向系統(tǒng)就是在機械轉向系統(tǒng)中,用電池作為能源, 電動機為動力, 以轉向盤的轉速和轉矩以及車速為輸入信號, 通過電子控制裝置, 協助人力轉向, 并獲得最佳轉向力特性的伺服系統(tǒng)。EPS汽車轉向系統(tǒng)的性能直接影響到汽車的操縱穩(wěn)定性, 對于確保車輛的安全行駛、減少交通事故以及保護駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件起著重要的作用。
電動助力轉向系統(tǒng)主要由減速機構和轉向機構組成，減速機構把電動機的輸出經過減速增扭傳遞到動力輔助單元，實現助力。由于蝸輪蝸桿傳動比大，傳動平穩(wěn)噪聲低故減速機構選為蝸輪蝸桿式。由于齒輪齒條式轉向器，傳動平穩(wěn)，結構簡單故轉向機構選為齒輪齒條式。
本文設計研究了電動助力轉向系統(tǒng)，對其工作原理做了闡述，對蝸輪蝸桿減速器中的蝸輪與蝸桿做了詳細的設計計算，并進行了選型。同時對齒輪齒條式轉向器的結構進行分析，并對其重要零件進行了設計計算與強度校核。
關鍵字：減速器；轉向器；設計；齒輪；軸；校核
ABSTRACT
Electric power steering system is in mechanical steering system, use battery as energy, motor as a driving force, the steering dish speed and torque and speed of the input signal, through the electronic control unit, to help the human steering, and get the best to force characteristics of servo system. EPS automobile steering system performance directly influence to the car's steering stability, to ensure that the vehicle's safety driving, reduce the number of traffic accidents and protecting the personal safety of the driver, improve the working conditions of the driver plays an important role.
Electric power steering system mainly consists of deceleration institutions and steering mechanism composition, slowing institutions to increase the output after slowing motor relay to the power auxiliary units twisted, realize the power. Because worm transmission large and stable transmission low noise so slow institutions elected worm type. Because rack-and pinion steering gear-component with simple structure, stable transmission, is steering mechanism selected for rack-and pinion type.
The paper presents the design of electric power steering system was studied, the principle of work of worm gear and worm reducer elaboration, the worm gear and worm to do a detailed design calculation, and a selection. Meanwhile to the structure of rack-and pinion steering gear-component are analyzed, and the important parts of the design calculation and strength check.
Keywords : reducer; steering gear; Design; Gear; Axis;Checking
目 錄
摘要………………………………………………………………………………………………I
ABSTRACT………………………………………………………………………………II
第1章 緒 論…………………………………………………………………………1
1.1汽車的發(fā)展趨勢……………………………………………………………………1
1.2汽車轉向技術的發(fā)展………………………………………………………………1
1.3電動助力轉向系統(tǒng)研究的狀況及發(fā)展趨勢……………………………………2
1.4電動助力轉向系統(tǒng)設計的目的和意義…………………………………………3
1.5 研究的主要內容……………………………………………………………………3
第2章 電動助力轉向系統(tǒng)主要參數的確定……………………………………4
2.1電動助力轉向系統(tǒng)的分析…………………………………………………………4
2.1.1電動助力轉向系統(tǒng)的工作原理…………………………………………4
2.1.2電動助力轉向系統(tǒng)的類型………………………………………………4
2.2 助力電動機的選擇………………………………………………………………6
2.2.1電動機的概述………………………………………………………… 6
2.2.2電動機的參數計算…………………………………………………………7
2.3 電磁離合器的選擇………………………………………………………………8
2.4 扭矩傳感器的選擇………………………………………………………………9
2.5 本章小結………………………………………………………………………………9
第3章 電動助力轉向系統(tǒng)減速機構參數的設計…………………………10
3.1減速機構的分析及布置形式的確定…………………………………………10
3.2蝸輪蝸桿材料的選擇………………………………………………………………11
3.3普通圓柱蝸桿傳動的主要參數及幾何尺寸計算………………………………11
3.3.1設計要求……………………………………………………………………11
3.3.2選擇蝸桿傳動類型…………………………………………………………11
3.3.3蝸桿模數及分度圓直徑的確定…………………………………………11
3.3.4蝸桿與蝸輪的主要參數及幾何尺寸的確定…………………………13
3.4蝸輪齒根彎曲疲勞強度的校核……………………………………………………15
3.5本章小結………………………………………………………………………………17
第4章 減速機構軸和軸承的設計及校核……………………………………18
4.1軸的概述………………………………………………………………………………18
4.2轉向軸的設計與校核………………………………………………………………18
4.2.1轉向軸的設計……………………………………………………18
4.2.2轉向軸的校核……………………………………………………20
4.3蝸桿軸的設計及校核………………………………………………………………23
4.3.1蝸桿軸的設計……………………………………………………23
4.3.2蝸桿軸鍵的選取……………………………………………………23
4.3.3蝸桿軸的校核……………………………………………………23
4.4軸承的選取與校核………………………………………………………………26
4.4.1軸承的選取…………………………………………………………26
4.4.2軸承的校核…………………………………………………………26
4.5 本章小結…………………………………………………………………………28
第5章 齒輪齒條式轉向器的設計………………………………………………29
5.1齒輪齒條式轉向器的概述…………………………………………………………29
5.1.1齒條的概述……………………………………………………………………29
5.1.2齒輪的概述……………………………………………………………………29
5.1.3設計要求……………………………………………………………………29
5.2齒輪齒條材料的選擇與參數的確定…………………………………………29
5.2.1材料的選擇……………………………………………………………………29
5.2.2計算許用應力………………………………………………………………29
5.2.3初步確定齒輪的基本參數的主要尺寸………………………………30
5.2.4確定齒輪傳動主要參數的幾何尺寸……………………………………31
5.2.5齒輪強度校核………………………………………………………………32
5.3軸設計與軸承的選擇………………………………………………………………34
5.3.1軸的設計……………………………………………………………………34
5.3.2軸的校核……………………………………………………………………34
5.3.3軸承的選取……………………………………………………………………35
5.4 本章小結…………………………………………………………………………36
結論…………………………………………………………………………………………37
參考文獻……………………………………………………………………………………38
致謝……………………………………………………………………………………39
附錄……………………………………………………………………………………40
第1章 緒 論
1.1 汽車的發(fā)展趨勢
自1886年德國人卡爾.本茨(CarlBenZ)研制成功世界上第一臺單缸兩沖程汽油三輪汽車以來，汽車工業(yè)已經走過了一個多世紀曲折而輝煌的歷程。上個世紀二十年代汽車工業(yè)已經開始大規(guī)模生產，隨著相關技術的發(fā)展，特別是在第二次世界大戰(zhàn)中的技術更新，進一步促進了汽車工業(yè)的迅速發(fā)展和進步。今天，汽車產業(yè)在世界上大多數國家的國民經濟中都成為了支柱產業(yè)。據統(tǒng)計，2000年世界汽車產量己達到5733萬輛，比1999年增長2.8%。我國2000年生產汽車206.82萬輛，2003年生產汽車444萬輛，目前已成為美國、日本、德國之后的世界第四大汽車生產國。不久前，商務部公布中國汽車近三年來的年產量正以50%的速度增長。由于中國及其他發(fā)展中國家汽車市場的擴大，全球汽車這種增長趨勢還會持續(xù)下去。但是，這種快速增長也帶來了一些負面影響，如空氣污染、交通事故和能源緊張等問題。隨著人們對汽車特別是轎車的經濟性、舒適性、環(huán)保性和安全性的日益重視，低排放汽車(LEV)、混合動力汽車(HEv)、燃料電池汽車(FCEV)、電動汽車(EV)這四大類型汽車將構成未來汽車發(fā)展的主體。
1.2 汽車轉向技術的發(fā)展
汽車在行駛過程中，經常需要改變行駛的方向，稱為轉向。輪式汽車行駛是通過轉向輪(一般是前輪)相對于汽車縱向軸線偏轉一定的角度來實現的。汽車轉向系統(tǒng)是用于改變或保持汽車行駛方向的專用機構。其作用是使汽車在行駛過程中能按照駕駛員的操縱要求而適時地改變其行駛方向，并在受到路面?zhèn)鱽淼呐既粵_擊及汽車意外偏離行駛方向時，能與行駛系統(tǒng)配合共同保持汽車繼續(xù)穩(wěn)定行駛。因此，轉向系統(tǒng)的性能直接影響著操縱穩(wěn)定性和安全性。按轉向動力能源不同，汽車轉向系統(tǒng)可分為機械式轉向系統(tǒng)和動力轉向系統(tǒng)兩大類。機械式轉向系統(tǒng)是以人的體力為轉向能源的，其中所有的傳力件都是機械的，它主要由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構三部分組成。汽車轉向器作為汽車轉向系統(tǒng)的重要零部件，其性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性和可靠性。汽車動力轉向系統(tǒng)是在機械轉向系的基礎上增設了一套轉向加力裝置所構成的轉向系(如液壓動力轉向系統(tǒng)中的轉向油罐、油泵、控制閥、動力缸等)，它兼用駕駛員的體力和發(fā)動機動力作為轉向能源。在正常的情況下，汽車轉向所需的力大部分由發(fā)動機通過轉向加力裝置提供，只有一小部分由駕駛員提供。但在動力轉向失效時，駕駛員仍能通過機械轉向系統(tǒng)實現汽車的轉向操縱。長期以來，汽車轉向系統(tǒng)一直存在著“輕”與“靈”的矛盾。為緩和這一矛盾，過去人們常將轉向器設計成可變速比，在轉向盤小轉角時以“靈”為主，在轉向盤大轉角時以“輕”為主。但“靈”的范圍只在轉向盤中間位置附近，僅對高速行駛有意義，并且傳動比不能隨車速變化，所以不能根本解決這一矛盾。隨著動力轉向系統(tǒng)的產生，液壓動力轉向系統(tǒng)(HPS)以其具有的轉向操縱靈活、輕便，設計汽車時對轉向器結構形式的選擇靈活性增大，并可吸收路面對前輪產生的沖擊等優(yōu)點，自20世紀50年代以來，在各國汽車上得到普遍采用。但傳統(tǒng)的液壓動力轉向系統(tǒng)需消耗一定的能量，增加了汽車的燃油消耗量，液壓動力轉向系統(tǒng)所引起的燃油消耗量約占整車燃油消耗量的約30%。隨著電子技術的發(fā)展，電子控制式機械—液壓動力轉向系統(tǒng)(EHPS)應運而生，該系統(tǒng)在某些性能方面優(yōu)于傳統(tǒng)的液壓動力轉向系統(tǒng)，但仍然無法根除液壓動力轉向系統(tǒng)的固有缺憾。此外，傳統(tǒng)液壓動力轉向系統(tǒng)在選定參數完成設計之后，轉向系統(tǒng)的性能就確定了，不能再對其進行調節(jié)與控制。因此，傳統(tǒng)液壓動力轉向系統(tǒng)協調轉向力與操縱“路感”的關系困難。低速轉向力小時，高速行駛時轉向力往往過輕、“路感”差，甚至感覺汽車發(fā)“飄”，從而影響操縱穩(wěn)定性;而按高速性能要求設計轉向系統(tǒng)時，低速時轉向力往往過大。
電動助力轉向系統(tǒng)(Electric Power Steering System，簡稱EPS)，是繼液壓動力轉向系統(tǒng)后產生的一種新的動力轉向系統(tǒng)。電動助力轉向系統(tǒng)由電機提供助力，助力大小由電控單元(ECU)實時調節(jié)與控制，可以較好地解決上述液壓動力轉向系統(tǒng)所不能解決的矛盾。目前，電動助力轉向系統(tǒng)有代替液壓動力轉向系統(tǒng)的趨勢。
1.3 電動助力轉向系統(tǒng)研究的狀況及發(fā)展趨勢
1988 年2 月日本鈴木公司首次在其Cervo 車上裝備EPS , 隨后還用在了其Alto 車上。在此之后, 電動助力轉向技術如雨后春筍般得到迅速發(fā)展。日本的大發(fā)汽車公司、三菱汽車公司、本田汽車公司, 美國的Delphi 汽車系統(tǒng)公司、TRW公司, 德國的ZF 公司, 都相繼研制出各自的EPS。比如: 大發(fā)汽車公司在其Mi2ra 車上裝備了EPS , 三菱汽車公司則在其Minica 車上裝備了EPS ; 本田汽車公司的Accord 車目前已經選裝EPS , S2000 轎車的動力轉向也將傾向于選擇EPS ;Delphi 汽車系統(tǒng)公司已經為大眾的Polo 、歐寶的318i以及菲亞特的Punto 開發(fā)出EPS 。
TRW從1998 年開始, 便投入了大量人力、物力和財力用于EPS 的開發(fā)。他們最初針對客車開發(fā)出轉向柱助力式EPS , 如今小齒輪助力式EPS 開發(fā)也已獲成功。1999 年3 月, 他們的EPS 已經裝備在轎車上, 如Ford Fiesta 和Mazda 323F 等 。Mercedes OBenz 和Siemens Automotive 兩大公司共同投資6500萬英鎊用于開發(fā)EPS , 他們的目標是到2002 年裝車, 年產300 萬套, 成為全球EPS 制造商。他們計劃開發(fā)出適用于汽車前橋負荷超過1200kg的EPS，因此貨車也將可能成為EPS的裝備目標。而我國在2002 年才開始研制開發(fā)汽車EPS 產品, 目前已經知道的有13 家企業(yè)和科研院校正在研制中。其中南摩股份有限公司( 生產轉向柱式的EPS 產品) 在2003 年開始進入小批量生產階段, 其他廠家和科研院校均在開發(fā)階段中。
EPS當前已經較多應用在排量在1.3L-1.6L(含MMPV 微型多功能車) 的各類輕型轎車上,其性能已經得到廣泛的認可。隨著直流電機性能的提高和42V電源在汽車組件上的應用,其應用范圍將進一步擴寬,并逐漸向微型車、輕型車和中型車擴展。另外EPS 的控制信號將不再僅僅依靠車速與扭矩, 而是根據轉向角、轉向速度、橫向加速度、前軸重力等多種信號進行與汽車特性相吻合的綜合控制, 以獲得更好的轉向路感。未來的EPS將朝著電子四輪轉向的方向發(fā)展, 并與電子懸架統(tǒng)一協調控制。
1.4 電動助力轉向系統(tǒng)設計的目的和意義
隨著汽車行業(yè)的蓬勃發(fā)展，人們對于汽車功能的要求變得越來越高，EPS系統(tǒng)也迎來了巨大的市場需求，許多廠商都以EPS系統(tǒng)作為一個賣點，來吸引顧客買車。所謂電動轉向( EPS) , 就是在機械轉向系統(tǒng)中,用電池作為能源, 電動機為動力, 以轉向盤的轉速和轉矩以及車速為輸入信號, 通過電子控制裝置, 協助人力轉向, 并獲得最佳轉向力特性的伺服系統(tǒng)。EPS汽車轉向系統(tǒng)的性能直接影響到汽車的操縱穩(wěn)定性, 對于確保車輛的安全行駛、減少交通事故以及保護駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件起著重要的作用。特別是EPS用電動機直接提供助力，助力大小由電子控制單元（ECU）控制。它能在汽車低速行駛轉向時減輕轉向力使轉向輕便、靈活; 在汽車高速行駛轉向時, 適當加重轉向力, 從而提高了高速行駛時的操縱穩(wěn)定性, 增強了路感 。不僅如此,EPS的能耗是HPS能耗的1 /3以下, 且前者比后者使整車油耗下降可達3% - 5%, 因而, 它能節(jié)約燃料，提高主動安全性，且有利于環(huán)保。
1.5 研究的主要內容
1、對電動助力轉向系統(tǒng)進行分析確定其布置形式。
2、電動機、電磁離合器、扭距傳感器的選取。
3、在對EPS系統(tǒng)機構進行分析的基礎上，設計了一套減速機構。
4、設計齒輪齒條式轉向器。
第2章 電動助力轉向系統(tǒng)主要參數的確定
2.1 電動助力轉向系統(tǒng)的分析
2.1.1 電動助力轉向系統(tǒng)的工作原理
EPS 主要由扭矩傳感器、車速傳感器、電子控制單元( ECU) 、電動機和減速機構組成。其主要工作原理是: 汽車在轉向時, 扭矩傳感器會“ 感覺”到轉向盤的力矩和擬轉動的方向。這些信號會通過數據總線發(fā)給電子控制單元, 電控單元會根據傳動力矩、擬轉的方向和車輛速度等數據信號, 向電動機控制器發(fā)出動作指令。電動機就會根據具體的需要輸出相應大小的轉動力矩以產生助動力, 從而實現了助力轉向的實時控制。如果不轉向, 則本套系統(tǒng)處于休眠狀態(tài)等待調用。由于它不轉向時不工作, 所以也節(jié)省了能源。
圖2.1 EPS結構系統(tǒng)圖
2.1.2 電動助力轉向系統(tǒng)的類型
EPS的類型通?？梢园雌潆妱訖C的減速機構的形式不同或電動機的布置位置不同進行分類。
EPS系統(tǒng)一般都有減速機構，電動機轉矩輸出經過減速機構減速增矩對EPS進行助力。根據汽車上轉向器結構形式不同，EPS可分為:循環(huán)球螺母式(圖2.2)、蝸輪蝸桿式(圖2.3)、齒輪齒條式(圖2.4)三種。循環(huán)球螺母式EPS電動機力矩的傳遞路線為:電動機—循環(huán)球螺母—齒輪條。蝸輪蝸桿式EPS電動機力矩的傳遞路線為:電動機—蝸輪一齒輪條。齒輪齒條式EPS的電動機力矩的傳遞路線為:電動機—行星齒輪副—另設齒輪—齒條。
1——力矩傳感器 1——電磁離合器
2——循環(huán)球螺母 2——電動機
3——功率放大器 3——扭矩傳感器
4——電控單元 4——轉向軸
5——齒條 5——蝸輪蝸桿機構
6——轉向盤 6——齒輪齒條機構
7——電動機
8——轉向減速機構
圖2.2 循環(huán)球螺母式 圖2.3 蝸輪蝸桿式
1——扭矩傳感器 2——轉接盤
3——電動機 4——電磁離合器
5——齒輪齒條機構
圖2.4 齒輪齒條式
根據電動機布置位置不同，EPS可分為:轉向軸助力式、齒輪助力式、齒條助力式三種，如圖2.5所示。轉向軸助力式EPS的電動機固定在轉向柱一側，通過減速機構與轉向軸相近，直接驅動轉向軸助力轉向。齒輪助力式EPS的電動機和減速機構與小齒輪相近，直接驅動齒輪助力轉向。齒條助力式EPS的電動機和減速機構則直接驅動齒條提供助力。
圖2.5 電動機布置位置不同的EPS的類型
2.2 助力電動機的選擇
2.2.1 電動機的概述
助力電動機是EPS 系統(tǒng)的動力源, 它根據ECU 輸出的控制指令, 在不同的工況下輸出不同的助力轉矩, 對整個EPS 性能影響很大, 因此需要具備良好的動態(tài)特性、調速特性和隨動特性并易于控制, 而且要求輸出波動小、低轉大轉矩、轉動慣量小、尺寸小質量輕等, 因此, 常采用無刷式永磁直流電動機。為改善操縱感、降低噪音和減少振動, 在電動機轉子外表面開出斜槽或螺旋槽, 而改變定子磁鐵的中心處或端部厚度, 將定子磁鐵設計成不等厚。
2.2.2 電動機的參數計算
根據任務書上的基本參數可知
式中 f——輪胎和路面間的滑動摩擦因數；
——轉向軸負荷，單位為N；
P——輪胎氣壓，單位為；
——原地轉向阻力矩；
作用在轉向盤的手力矩為
式中 ——轉向搖臂長, 單位為mm；
——原地轉向阻力矩, 單位為N·mm
——轉向節(jié)臂長, 單位為mm；
——為轉向盤直徑,單位為mm；
Iw——轉向器角傳動比；
η+——轉向器正效率；
因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故、不代入數值。
從而可知，人所需用的轉矩為
T=Fh=103.847200=20769.4N·mm
設此力矩完全由電動機提供可得電動機轉矩。
蝸桿=1 蝸輪 =30
T2==T1300.7
故選電動機為：無刷永磁直流電動機。
額定電壓（V）12
額定扭矩（N.m）1.76
額定電流（A）30
額定轉速（V/min）1210
最大外形尺寸（mm）60115
根據電動機額定轉矩可知蝸輪
T2=1.761000300.7=36N.m
2.3 電磁離合器的選擇
電動式EPS轉向助力一般都是工作在一個設定的范圍。當車速低于某一設定值時，系統(tǒng)提供轉向助力，保證轉向的輕便性; 當車速高于某一設定值時，系統(tǒng)提供阻尼控制，保證轉向的穩(wěn)定性；而當車速處于兩個設定值之間時，電動機停止工作，系統(tǒng)處于Standy狀態(tài)，此時為了不使電動機和電磁離合器的慣性影響轉向系統(tǒng)的工作，離合器應及時分離，以切斷輔助動力。另外，當EPS系統(tǒng)發(fā)生故障時，離合器應自動分離，此時仍可利用手動控制轉向，保障系統(tǒng)的安全性。
EPS系統(tǒng)中電磁離合器應用較多的為單片干式電磁離合器，其工作原理如圖所示
圖2.6 電磁離合器
離合器 類型 干式單片電磁式
額定電壓（V）12v
額定傳遞扭矩15/12v
繞阻（）19.5/20 c
2.4 扭矩傳感器的選擇
扭矩傳感器的功能是測量駕駛員作用在轉向盤上的力矩大小與方向，以及轉向盤的大小和方向。目前采用較多的是在轉向軸位置加以扭桿，通過測量扭桿的變形得到扭矩。另外也有采用非接觸式扭距傳感器。圖2.7所示的非接觸式扭矩傳感器中有一對磁極環(huán)，其原理是：當輸入軸與輸出軸之間發(fā)生相對扭轉位移時，磁極環(huán)之間的空氣間隙發(fā)生變化，從而引起電磁感應系數變化。非接觸式扭矩傳感器的優(yōu)點是體積小精度高，缺點是成本高。
圖2.7 非接觸式扭距傳感器
扭矩傳感器
額定電壓 5V
額定輸出電壓 2.5
最大阻抗 2.180.66
2.5 本章小結
本章主要對電動助力轉向系統(tǒng)進行了分析，并對其結構組成有了深入的了解。同時還進行了電動機電磁離合器扭矩傳感的選取，并對其工作原理進行了分析。
第3章 電動助力轉向系統(tǒng)減速機構參數的設計
3.1 減速機構的分析及布置形式的確定
電動助動轉向系統(tǒng)的機構部分是該系統(tǒng)不可缺少的重要組成部分，其減速機構把電動機的輸出，經過減速增扭傳遞到動力輔助單元，實現助力。因此，減速機構的設計是EPS系統(tǒng)的關鍵技術之一。目前常用的減速機構有多種結構形式，主要分為蝸輪蝸桿式、行星齒輪式和循環(huán)球螺母式等三種。而我選用了蝸輪蝸桿式減速機構。
采用蝸輪蝸桿減速機構，見圖3.1，其傳動機構有如下兩大優(yōu)點：
（1）實現大的傳動比。在動力傳動中，一般傳動比i=5~80;在分度機構或手動機構的傳動中，傳動比可達300；若只傳遞運動，傳動比可達1000由于傳動比大，零件數目又少，因而結構很緊湊。
（2）在蝸桿傳動中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它的蝸輪是逐漸進入嚙合逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒對數較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪音低。
圖3.1 減速機構
3.2 蝸輪蝸桿材料的選擇
考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸輪螺旋面要求淬火并且調質處理，硬度為45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZcuSn10Pb，金屬模鑄造。這種材料耐磨性好，但價格較高，用于滑動速度3m/s的重要傳動。為了盡量節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用鑄鐵HT150制造。為了防止變形，常對蝸輪進行時效處理。
3.3 普通圓柱蝸桿傳動的主要參數及幾何尺寸計算
3.3.1 設計要求
普通圓柱蝸桿閉式傳動（用于EPS系統(tǒng)中電機輸出到轉向軸），蝸桿轉速=1210r/min，扭矩=1760N·mm，傳動比i=30.雙側工作，工作載荷較穩(wěn)定，沖擊不大。要求壽命為5年（按每年365天，每天8小時），則使用壽命=53658=14600h
3.3.2 選擇蝸桿傳動類型
根據GB10085-88的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。傳動比i介于5~80之間，由表3.1可確定蝸桿頭數=1。
表3.1 蝸桿頭數 蝸輪齒數推薦值
傳動比i=z1/z2
5~8
7~16
15~32
30~83
蝸桿頭數z1
6
4
2
1
渦輪齒數z2
30~48
28~64
30~64
30~83
單頭蝸桿傳動的傳動比大，但效率低，發(fā)熱量大，易自鎖。不過，蝸桿頭數過多，導程角大，制造困難。蝸輪的齒數=i。當傳遞動力時，為保證傳動平穩(wěn)性，應不少于28。但過過大將使蝸輪尺寸增大，蝸桿跨距隨之增大，降低蝸桿的剛度，影響嚙合精度。通常取=28~80，一般不大于100。故取=30
3.3.3 蝸桿模數及分度圓直徑的確定
蝸桿頭數=1 蝸輪=30
因載荷平穩(wěn)載荷系數K=1.1—1.3之間取
故K=1.2
表3.2 錫青銅蝸輪許用接觸應力[]
蝸輪材料
鑄造方法
適用的滑動速度V/(m.s)
蝸桿齒面硬度
45HRC
>45HRC
ZCuSn10Pb1
砂型
金屬型
12
25
150
220
180
268
ZCuSn5Pb5Zn5
砂型
金屬型
10
12
113
128
135
140
MK () （3.1）
M1.236960()
M171.5304
經查表3.3可知m=2.5 q=11.2 =28
表3.3 普通圓柱蝸桿傳動的基本尺寸和參數
模數m/mm
分度圓直徑d/mm
直徑系數q
蝸桿頭數
Md/mm
模 數
m/mm
分度圓直徑d/mm
直徑系數q
蝸桿頭數
Md/mm
1
18
18.000
1
18
6.3
(80)
12.698
1,2,4
3175
1.25
20
16.000
1
31.25
112
17.778
1
4445
22.4
17.920
1
35
8
(63)
7.875
1,2,4
4032
1.6
20
12.500
1,2,4
51.2
80
10.000
1,2,4,6
5376
28
17.500
1
71.68
(100)
12.500
1,2,4
6400
2
(18)
9.000
1,2,4
72
140
17.500
1
8960
22.4
11.200
1,2,4,6
89.6
10
(71)
7.100
1,2,4
7100
(28)
14.000
1,2,4
112
90
9.000
1,2,4,6
9000
35.5
17.750
1
142
(112)
11.200
1,2,4
11200
2.5
(22.4)
8.960
1,2,4
140
160
16.000
1
16000
28
11.200
1,2,4,6
175
12.5
(90)
7.200
1,2,4
14062
(35.5)
14.000
1,2,4
221.9
112
8.960
1,2,4
17500
45
18.000
1
281
(140)
11.200
1,2,4
21875
3.15
(28)
8.889
1,2,4
278
200
16.000
1
31250
35.5
11.270
1,2,4,6
352
16
(112)
7.000
1,2,4
28672
45
14.286
1,2,4
447.5
140
8.750
1,2,4
35840
56
17.778
1
556
(180)
11.250
1,2,4
46080
4
(31.5)
7.875
1,2,4
504
250
15.625
1
56000
40
10.000
1,2,4,6
640
20
(140)
7.000
1,2,4
56000
(50)
12.500
1,2,4
800
160
8.000
1,2,4
64000
71
17.740
1
1136
(224)
11.200
1,2,4
89600
5
(40)
8.000
1,2,4
1000
315
15.750
1
126000
50
10.000
1,2,4,6
1250
25
(180)
7.200
1,2,4
112500
(63)
12.600
1,2,4
1575
200
8.000
1,2,4
125000
90
18.000
1
2250
(280)
11.200
1,2,4
175000
6.3
(50)
7.936
1,2,4
1985
400
16.000
1
250000
63
10.000
1,2,4,6
2500
3.3.4 蝸桿與蝸輪的主要參數及幾何尺寸的確定
蝸桿
蝸桿分度圓直徑
=2.8
齒頂圓直徑
=m(q+2)= 2.5(11.2+2) =33
=m(q-2.4) =2.5(11.2-2.4) =22
齒頂高
=m=2.5
齒根高
=1.2m=1.22.5=3
頂隙
C=0.2m=0.242.5=0.5
蝸輪分度圓柱的導程角
r=arctan=arctan5.1
中心距
a=m(q+) = 2.5(11.2+30) =51.5
蝸桿齒寬
（11+0.06）m
(11+0.00630)2.5
32
=32
蝸輪
蝸輪分度圓直徑
=mz=2.530=75
齒頂圓直徑
d=m(z+2) =2.5(30+2) =80
齒根圓直徑
d=m(z-2.4) =2.5(30-2.4) =69
齒頂高
h=m=2.5
齒根高
h=1.2m=3
蝸輪齒寬
z3時 b0.75
0.7533
24.75
b=20
3.4 蝸輪齒根彎曲疲勞強度的校核
=YY[] （3.2）
Y ——螺旋角影響系數,Y=1-；
Y ——蝸輪齒形系數，按當量齒數z=z/cos查取；
[]——蝸輪的許用彎曲應力，單位為MPa。
Y=1-=1-=0.94
z==30.35914403
經查表3-4可知，Y=2.52
表3.4 齒形系數及應力修正系數
z
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
Y
2.97
2.91
2.85
2.8
2.76
2.72
2.69
2.65
2.62
2.6
2.57
2.55
2.53
Y
1.52
1.53
1.54
1.55
1.56
1.57
1.575
1.58
1.59
1.595
1.6
1.61
1.62
z
30
35
40
45
50
60
70
80
90
100
150
200
Y
2.52
2.45
2.4
2.35
2.32
2.28
2.24
2.22
2.2
2.18
2.14
2.12
2.06
Y
1.625
1.65
1.67
1.68
1.7
1.73
1.75
1.77
1.78
1.79
1.83
1.865
1.97
應力循環(huán)次數
N==60114600=35332000
壽命系數
K==0.85
由表3.5查得 []=40MPa []=[]K
=0.8540 =34
表3.5 蝸輪的基本許用彎曲應力[]
蝸輪材料
鑄錫磷青銅ZCu5nlOP1
鑄錫鉛鋅青銅ZCuSn5Pb5Zn5
鑄造鋁鐵青銅ZCuAlloFe3
灰鑄鐵
HT150
HT200
鑄造方法
砂模鑄造
金屬模制造
砂模鑄造
金屬模鑄造
砂模鑄造
金屬模鑄造
砂模鑄造
單側工作
40
56
26
32
80
90
40
48
雙側工作
29
40
22
26
57
64
28
34
=YY （3.3）
=2.520.964=31.39
<[]
3.5 本章小結
本章主要對減速機構的布置形式進行了確定，蝸輪蝸桿材料選取，對蝸輪蝸桿主要參數進行了選取與計算，確定了蝸桿與蝸輪的幾何尺寸，并進行了蝸輪齒根彎曲疲勞強度校核。
第4章 減速機構軸和軸承的設計及校核
4.1 軸的概述
軸的主要功用是支承機器中的旋轉零件（如齒輪、帶輪、鏈輪、銑刀等），保證旋轉零件有確定的工作位置，并傳遞運動和動力。根據軸的受載情況不同，軸可以分為心軸，轉軸和傳動軸。心軸是工作中只承受彎矩作用，不傳遞動力的軸。根據心軸是否轉動，心軸又分為固定心軸和轉動心軸。轉動心軸工作時，彎曲應力一般是對稱循環(huán)變化的，而固定心軸工作時，其彎曲應力的方向一般不變。轉軸既支撐轉動零件又傳遞動力，它是既承受彎矩又承受轉矩作用的軸。傳動軸是只承受轉矩而不承受彎矩作用或彎曲作用很小的軸。
4.2 轉向軸的設計與校核
4.2.1 轉向軸的設計
由材料力學可知，實心圓軸的扭轉強度條件為
==[] （4.1）
由此得軸的基本直徑的估算式
d=C （4.2）
式中 d ——軸的估算基本直徑（mm）
——軸的扭矩切應力（MPa）
T ——軸傳遞的轉矩（N.mm）
P ——軸傳遞的功率（KW）
n ——軸的轉速（r/min）
W——軸的抗扭截面系數（mm）。對實心圓軸，W=d/160.2d
[]——許用扭轉切應力（MPa）
C ——計算常數，取決于軸的材料及受載情況，見表4.1。.
表4.1 軸常用材料的C值
軸的材料
Q235.20
Q275.35
45
40Cr.35SiMn
C
126-149
112-135
103-126
97-112
i==
30=
n=40.3r/min
P===0.155KW
轉向軸選用45鋼，正火處理，估計直徑d<100mm,由表4.2查的=600MPa，查表4.1，取C=118。
dC=118=18.48mm
表4.2 軸的常用材料及主要力學
材料及熱處理
毛坯直徑/mm
硬度
（HBS）
抗拉強度
屈服點
彎曲疲勞極限
應用說明
MPa
Q235-A
430
235
175
用于不重要或載荷不大的軸
35正火
100
143-187
520
270
250
有好的塑性和適當的強度，可做一般曲軸.轉軸等
35調質
100
163-207
560
300
265
45正火
100
170-217
600
355
260
用于較重要的軸，應用最廣泛
45調質
200
217-225
650
360
270
40Cr調質
25
241-286
980
785
480
用于載荷較大而無很大沖擊的重要的軸
100
735
540
350
>100-300
680
490
320
40MnB調質
25
207
980
785
480
性能接近于40Cr，用于重要的軸
200
241-286
750
500
335
35CrMo調質
100
207-269
735
540
350
用于重載荷的軸
20Cr滲碳淬火回火
15
表面50-60HRC
835
540
370
用于要求強度.韌性及耐磨性均較高的軸
60
635
390
280
第一軸段 軸徑為20，軸長為38
第二軸段 放軸承軸徑為25，軸長為16
第三軸段 軸徑為25，軸長為12
第四軸段 軸徑為26，軸長為38
第五軸段 軸徑為25，軸長為12
第六軸段 放軸承軸徑為25，軸長為18
4.2.2 轉向軸的校核
F=-F=125.71
F=-F=985.6
F=-F=358.729
(1) 繪制軸承受力簡圖（圖a）
(2) 繪制垂直面彎矩圖（圖b）
軸承支反力：
F===118.142
F=F+F=-358.729+118.142=-240.587
截面C右側彎矩
M=F.=240.587=9262.5995
截面C左側彎矩
M=F.=118.142=4548.467
（3）繪制水平彎矩圖（圖C）
軸承支反力：
F=F===492.8
截面C處的彎矩：
M=F=492.8=18972.8
(4)繪制合成彎矩圖（圖d）
M===21113.09758
M===19510.39958
(5)繪制轉矩圖（圖e）
(6)繪制當量彎矩圖（圖f）
轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取a=0.16截面C處的當量彎矩力
M===30619.24012
校核危險截面C的強度
===9.34<55MPa
強度足夠
圖4.1 轉向軸的受力圖和彎矩圖
4.3 蝸桿軸的設計及校核
4.3.1 蝸桿軸的設計
蝸桿用45號鋼，正火處理硬度為170-217HBS。蝸桿軸的基本直徑估計<100mm由表4.2查得=600mm查表4.1取C=118
D=C=118=6.715mm
P===0.223KW
因蝸桿齒根圓直徑d大于軸徑d故選用車制蝸桿
軸徑d= d-(2—4)mm=22-(2—4)= 20—18mm
所求d為最小軸徑，因為該處開一鍵槽應將該軸段直接增大3%—7%即d=6.7151.19=8mm
放軸承位置的軸徑定為20，退刀槽徑為20，退刀槽長度為12，蝸桿齒寬為32。
4.3.2 蝸桿軸鍵的選取
選取A型鍵公稱尺寸bh=44
[]=120MPa
=[] （4.3）
l==1.833
式中 T——傳遞的轉矩，單位N.mm
d——軸的直徑，單位mm
l——鍵的接觸長度，單位mm
K——鍵與輪轂接觸高度，Kh/2,單位mm
——許用擠壓應力，單位為MPa
故l=6,L=10
4.3.3 蝸桿軸的校核
F===125.71
F===985.6
F=Ftan=985.6tan20=358.729
(1) 繪制軸受力簡圖（圖a）
(2) 繪制垂面彎矩圖（圖b）
軸承支反力
F===-11.09
F=F- F=358.729-11.09=347.639
計算彎矩：
截面C右側彎矩
M= F=247.639=1453.199
M= F=11.09=454.69
(3) 繪制水平面彎矩圖（圖c）
軸承支反力：
F=F===62.855
截面C處的彎矩
M= F=62.855=2577.005
(4) 繪制合成彎矩圖（圖d）
M===14484.29819N.mm
M===2616.8598
(5) 繪制轉矩圖（圖e）
(6) 繪制當量彎矩圖（圖f）
轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取=0.6，截面C處的當量彎矩為
M====14522.74182
（7）校核危險截面C的強度
== =4.04<55MPa
強度足夠
圖4-2 蝸桿軸的受力圖和彎矩圖
4.4 軸承的選取與校核
4.4.1 軸承的選取
球軸承的抗沖擊能力弱，極限轉速較高，價格便宜，故當軸承的工作載荷較小.轉速較高.載荷較平穩(wěn)時，選用球軸承較為合適。滾子軸承的承載能力和抗沖擊能力較強，但極限轉速和旋轉精度不如球軸承，適合于兩軸孔能嚴格對中，載荷較大或受沖擊載荷的中低速軸。根據載荷方向選擇軸承時，除只承受徑向或軸向載荷而分別選擇徑向接觸軸承和軸向接觸軸承之外，對于既有徑向載荷又有軸向載荷軸承來說，如以徑向載荷為主則可選用深溝球軸承；若徑向載荷和軸向載荷和軸向載荷均較大時，可選用向心角接觸軸承；而當徑向載荷比軸向載荷大很多或要求軸向變形小時，可先用軸向接觸軸承和徑向接觸軸承組合形式，分別承受軸向和徑向載荷較為合理。故選軸承為7204AC對稱布置。
4.4.2 軸承的校核
軸傳送的轉矩
T=1.761000=1760N.mm
求軸上力
F===125.71429
F===985.6
F=Ftan=985.6tan20=358.7290629
根據豎直方向力的平衡公式以及合力矩為0，可知
F=F+F
-42F+84 F=0
F=179.36
F=179.36
表4.3 角接觸軸承的內部軸向力F
軸承類型
角接觸球軸承
圓錐滾子軸承
70000C(=15)
70000AC(=25)
70000B(=40)
7000
F
eF
0.63F
1.14F
F/(2Y)
由表4.3可得：
70000AC軸承的內部軸向力F=0.63F
F=0.63F=0.63179.36=112.9968
F=0.63F=0.63179.36=112.9968
計算軸向載荷F和F
因F+F=112.9968+985.6=1098.5968> F
故可判定軸承2為壓緊端，軸承1為放松端。兩端軸承的軸向載荷
F= F=112.9968
F=F+ F=1098.5968
求系數X和Y
F/ F==0.63
F/ F==6.125
F/ Fe時X=1，Y=0 而F/ F>e時 X=0.41，Y=0.87
由表4.4可知載荷系數 f=1.3
表4.4 載荷系數f
載荷性質
及其舉例
f
無沖擊或輕微沖擊
電機，汽輪機，水泵，通風機
1.0—1.2
中等沖擊振動
車輛，機床，傳動裝置，起重機，內燃機，減速器
1.2—1.8
強大沖擊振動
破碎機，軋鋼
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