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哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - I - 某乘用車齒條助力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計 摘 要 汽車電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是一種新型的汽車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，是汽車領域的 關鍵技術 ,具有節(jié)約燃料、有利于環(huán)境、可變力轉(zhuǎn)向、易實現(xiàn)產(chǎn)品模塊化等諸 多優(yōu)點。本文以“某乘用車齒條助力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計”為研究課題，對該轉(zhuǎn) 向系統(tǒng)進行了詳細的研究。 本文以某款乘用車的齒條助力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為研究對象，首先分析了本課 題研究的目的和意義，經(jīng)過搜集大量資料并作分析后歸納出轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特點 和國內(nèi)外發(fā)展狀況。其次對其組成和工作原理進行了闡述，分析了電動助力 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理和類型，并對其關鍵部件進行解釋說明， 分析了其助力 特性。然后重點進行了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結構參數(shù)設計計算，確定了轉(zhuǎn)向系計算載 荷，分析了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計要求，并對關鍵部件進行了結構設計。接著對轉(zhuǎn) 向梯形進行了優(yōu)化設計 ,給出了優(yōu)化結果 ,并做了分析驗證。最后對每個部件 進行了三維實體建模，并對關鍵受力部件轉(zhuǎn)向節(jié)進行了有限元分析，繪制了 轉(zhuǎn)向傳動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向操縱系統(tǒng)及主要零部件的工程圖。 主要方法和理論采用汽車設計的經(jīng)驗參數(shù)和大學所學機械設計的課程內(nèi) 容進行設計，并做了歸納和總結。 關鍵詞： 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；齒輪齒條轉(zhuǎn)向器 ; 優(yōu)化設計 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - II - Design of a Passenger Car With Rack Power steering System Abstract Automotive electric power steering system is a new type of vehicle power steering system, it is the key technology in the automobile field, which can save fuel. It is beneficial to the environment, the variable power steering, easy to achieve modular products etc. In this paper, system of a passenger vehicle rack power steering as the research subject, the steering system is studied in detail. In this paper, a passenger car rack power steering system is regarded as the research object, first it analyzes the purpose and significance of this research and summarizes the steering system characteristics and development status in domestic and abroad through data collection and analysis . Secondly it analyzes the working principle and the type system, and make explanation of its key component, and analyzes its characteristic. Then we calculated the structure parameters of the system design of steering, the steering system load calculation, analysis to the system design requirements, and the key components of the structural design. Then the optimization design of steering trapezoid, give out the optimization results, and make analysis and verification. At the end of each components of the three-dimensional entity modeling, and the key parts of the steering knuckleis analyzed by finite element analysis, draw the steering system, the steering system, and the main components of the engineering drawings. The main method and theory with experience in automotive design parameters and the university curriculum design of mechanical design, and make a sum up . Key Words： Steering System ,Electric Power Steering , Rack and pinion steering, Optimization 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - III - 目 錄 摘 要 . I Abstract . II 第 1 章 緒論 . 1 1.1 本課題研究的目的和意義 . 1 1.1.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡介 . 1 1.1.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計要求 . 1 1.1.3 研究的目的和意義 . 2 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀概述 . 2 1.2.1 EPS 與其他系統(tǒng)比較 . 2 1.2.2 EPS 的特點 . 3 1.2.3 國外研究現(xiàn)狀 . 4 1.2.4 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 . 4 1.3 本文主要研究內(nèi)容 . 5 1.4 本章 小結 . 5 第 2 章 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的總體組成 . 6 2.1 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的機理及類型 . 6 2.1.1 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的機 理 . 6 2.1.2 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的類型 . 7 2.2 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的關鍵部件 . 9 2.3 電動助力轉(zhuǎn)向的助力特性 . 10 2.4 本章小結 . 10 第 3 章 齒條助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結構參數(shù)設計 . 11 3.1 設計目標車輛主要參數(shù) . 11 3.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結構參數(shù)設計 . 11 3.2.1 對動力轉(zhuǎn)向機構的要求 . 11 3.2.2 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器形式的選擇 . 11 3.2.3 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 . 12 3.3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計要求 . 14 3.4 EPS 主要部件的設計 . 15 3.4.1 齒條的設計 . 15 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - IV - 3.4.2 齒輪軸的設計 . 18 3.4.3 轉(zhuǎn)向橫拉桿及其端部的設計 . 19 3.4.4 齒條調(diào)整裝置的設計 . 19 3.5 本章小結 . 20 第 4 章 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設計 . 21 4.1 轉(zhuǎn)向梯形數(shù)學模型推導 . 21 4.1.1 理想的左右轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角關系 . 21 4.1.2 實際的左右轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角關系 . 22 4.2 優(yōu)化目標函數(shù)和約束條件的確定 . 24 4.2.1 優(yōu)化目標函數(shù)的確定 . 24 4.2.2 優(yōu)化約束條件的確定 . 24 4.3 優(yōu)化結果及驗證 . 25 4.4 本章小結 . 27 第 5 章 三維實體建模和有限元分析 . 28 5.1 三維實 體建模 . 28 5.2 轉(zhuǎn)向節(jié)有限元分析 . 29 5.2.1 轉(zhuǎn)向節(jié)受力分析 . 29 5.2.2 轉(zhuǎn)向節(jié)有限元模型的建立 . 30 5.2.3 仿真分析 . 30 5.3 本章小結 . 33 結論 . 34 致 謝 . 35 參考文獻 . 36 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 1 第 1 章 緒論 1.1 本課題研究的目的和意義 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有節(jié)能、環(huán)保、安全、操縱輕便等優(yōu)點，隨著科技 的發(fā)展和人們生活水平及環(huán)保意識的提高，汽車轉(zhuǎn)向助力肯定會向更輕便、 更節(jié)能、更安全的方向發(fā)展，而本課題正是沿著這個方向?qū)ζ嚨碾妱又?轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行了研究。電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能提供比其更安全、更舒適的轉(zhuǎn)向 操控性和節(jié)能效果，與其他轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相比具有明顯的優(yōu)勢。 轉(zhuǎn)向性能的優(yōu)劣是衡量乘用車安全性的重要依據(jù)，也 是制約乘用車技術 發(fā)展的因素之一。其中，汽車在行駛狀態(tài)下轉(zhuǎn)向輪共振、轉(zhuǎn)向盤擺動，轉(zhuǎn)向 輪碰到障礙物后傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力大等現(xiàn)象，是乘用車常存在的問題。 本文對齒條助力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行了深入的研究，旨在嘗試通過對齒條助 力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計，彌補常規(guī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在結構和性能上的不足，達到更好 的轉(zhuǎn)向效果。 1.1.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡介 汽車轉(zhuǎn)向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉(zhuǎn)向行駛 時，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關系。它由轉(zhuǎn)向操縱機構、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn) 向傳動機構組成。 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作為汽車的一個重要組成部分，其性能的好壞將 直接影響到汽 車的轉(zhuǎn)向特性、穩(wěn)定性和行駛安全性。目前汽車轉(zhuǎn)向技術主要有七大類：手 動轉(zhuǎn)向技術（ MS）、液壓助力轉(zhuǎn)向技術（ HPS）、電控液壓助力轉(zhuǎn)向技術 （ ECHPS）、電動助力轉(zhuǎn)向技術（ EPS）、四輪轉(zhuǎn)向技術（ 4WS）、主動前輪轉(zhuǎn)向 技術（ AFS）和線控轉(zhuǎn)向技術（ SBW）。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)市場上以 HPS、 ECHPS、 EPS 應用為主。電動助力轉(zhuǎn)向具有節(jié)約燃料、有利于環(huán)境、可變力轉(zhuǎn)向、易實現(xiàn) 產(chǎn)品模塊化等優(yōu)點，是一項緊扣當今汽車發(fā)展主題的新技術，它是目前國內(nèi) 轉(zhuǎn)向技術的研究熱點 1。 1.1.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計要求 (1) 汽車 轉(zhuǎn)彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)，任何車輪不應有 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 2 側(cè)滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。 (2) 汽車轉(zhuǎn)向行駛后，在駕駛員松開轉(zhuǎn)向盤的條件下，轉(zhuǎn)向輪能自動返回 到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。 (3) 汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向輪都不得產(chǎn)生共振，轉(zhuǎn)向盤沒有擺動。 (4) 轉(zhuǎn)向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調(diào)使車輪產(chǎn) 生的擺動應最小。 (5) 保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉(zhuǎn)彎行駛能力。 (6) 操縱輕便。 (7) 轉(zhuǎn)向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉(zhuǎn)向盤的反沖力要盡可能小 。 (8) 轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機 構。 (9) 在車禍中，當轉(zhuǎn)向軸和轉(zhuǎn)向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉(zhuǎn) 向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。 (10)進行運動校核，保證轉(zhuǎn)向輪與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動方向一致 2。 1.1.3 研究的目的和意義 汽車的轉(zhuǎn)向性能是衡量汽車主動安全性能的重要標準之一，是汽車安全 行駛的重要保障，直接受轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能的影響。因此，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計在整 車設計中顯得非常重要。另外，如何設置轉(zhuǎn)向系參數(shù)進行整車匹配，使其達 到最佳轉(zhuǎn)向性能，是一項非常重要的 任務。 通過調(diào)研與設計的過程，掌握產(chǎn)品的基本設計思路及設計過程，可以鞏 固汽車構造與理論知識，加深對汽車轉(zhuǎn)向安全性的理解，提高通過理論知識 解決實際問題的能力。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀概述 1.2.1 EPS 與其他系統(tǒng)比較 對于電動助力轉(zhuǎn)向機構 (EPS)，電動機僅在汽車轉(zhuǎn)向時才工作并消耗蓄電 池能量；而對于常流式液壓動力轉(zhuǎn)向機構，因液壓泵處于長期工作狀態(tài)和內(nèi) 泄漏等原因要消耗較多的能量。兩者比較，電動助力轉(zhuǎn)向的燃料消耗率僅為 液壓動力轉(zhuǎn)向的 16% 20%3。 液壓動力轉(zhuǎn)向機構的工作介質(zhì)是油，任何部位出現(xiàn)漏油，油壓將建立 不 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 3 起來，不僅失去助力效能，并對環(huán)境造成污染。當發(fā)動機出現(xiàn)故障停止工作 時，液壓泵也不工作，結果也會喪失助力效能，這就降低了工作可靠性。電 動助力轉(zhuǎn)向機構不存在漏油的問題，只要蓄電池內(nèi)有電提供給電動助力轉(zhuǎn)向 機構，就能有助力作用，所以工作可靠。若液壓動力轉(zhuǎn)向機構的油路進入空 氣或者貯油罐油面過低，工作時將產(chǎn)生較大噪聲，在排除氣體之前會影響助 力效果；而電動助力轉(zhuǎn)向僅在電動機工作時有輕微的噪聲 4。 電動助力轉(zhuǎn)向與液壓動力轉(zhuǎn)向比較，轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時僅需克服轉(zhuǎn)向器的摩 擦阻力，不存在回位彈簧阻力和反映路感的油壓阻力。電動助力轉(zhuǎn) 向還有整 體結構緊湊、部件少、占用的空間尺寸小、質(zhì)量比液壓動力轉(zhuǎn)向約輕 20%25% 以及汽車上容易布置等優(yōu)點。 1.2.2 EPS 的特點 (1） EPS 節(jié)能環(huán)保。 由于發(fā)動機運轉(zhuǎn)時，液壓泵始終處于工作狀態(tài)，液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使整個發(fā) 動機燃油消耗量增加了 3%5%,而 EPS 以蓄電池為能源，以電機為動力元件， 可獨立于發(fā)動機工作， EPS 幾乎不直接消耗發(fā)動機燃油。 EPS 不存在液壓動 力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的燃油泄漏問題， EPS 通過電子控制，對環(huán)境幾乎沒有污染。 (2） EPS 裝配方便。 EPS 的主要部件可以集成在一起，易于布置，與液壓動力轉(zhuǎn) 向相比減少 了許多原件，沒有液壓系統(tǒng)所需要的油泵、油管、壓力流量控制閥、儲油罐 等，原件數(shù)目少，裝配方便，節(jié)約時間。 (3） EPS 效率高。 液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)效率一般在 60%70%，而 EPS 得效率較高，可高達 90%以上。 (4） EPS 路感好。 傳統(tǒng)純液壓動力轉(zhuǎn)向系大多采用固定放大倍數(shù)，工作驅(qū)動力大，但卻不 能實現(xiàn)汽車在各種車速下駕駛時的輕便性和路感。而 EPS 系統(tǒng)的滯后性可以 通過 EPS 控制器的軟件加以補償，是汽車在各種速度下都能得到滿意的轉(zhuǎn)向 助力。 (5） EPS 回正性好。 EPS 系統(tǒng)結構簡單，不僅操作簡便，還可以通 過調(diào)整 EPS 控制器的軟件， 得到最佳的回正性，從而改善汽車的操縱穩(wěn)定性和舒適性。 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 4 (6）動力性。 EPS 系統(tǒng)可隨車速的高低主動分配轉(zhuǎn)向力，不直接消耗發(fā)動機功率，只 在轉(zhuǎn)向時才起助力作用，保障發(fā)動機充足動力。（不像 HPS 液壓系統(tǒng)，即使在 不轉(zhuǎn)向時，油泵也一直運轉(zhuǎn)處于工作狀態(tài)，降低了使用壽命） 1.2.3 國外研究現(xiàn)狀 因為微型轎車上狹小的發(fā)動機艙空間給液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的安裝帶來了 很大的麻煩，而 EPS 原件比較少，重量輕，裝配方便，比較適合在微型轎車 上安裝。因此在國外， EPS 系統(tǒng)首先是在微型轎車上發(fā)展起來的。 上世紀 80 年代初期，日本鈴木公司首次在其 Cervo 轎車上安裝了 EPS 系 統(tǒng)，隨后還應用在其 Alto 車上。此后， EPS 在日本得到迅速發(fā)展。出于節(jié)能 環(huán)保的考慮，歐、美等國的汽車公司也相繼對 EPS 進行了開發(fā)和研究。雖然 比日本晚了十年時間，但是歐美國家的開發(fā)力度比較大，所選擇的產(chǎn)品類型 也有所不同。日本起初選擇了技術相對成熟的有刷電機。 有刷電機比較成熟，在汽車上的應用較廣，比如雨刷、車窗等部分，稍 作改進就適應了 EPS 的要求，因此研發(fā)周期較短，上世紀 80 年代末期就開始 產(chǎn)業(yè)化，主要裝配在微型車上。而歐美則選擇了難度較大的無刷電機 ，但是 電子控制系統(tǒng)比較復雜，延長了研發(fā)周期。直到 90 年代中期歐美才開始量產(chǎn)。 從長遠發(fā)展看，有刷電機存在一定弊端，比如電機產(chǎn)生的噪聲較難克服，磨 損較嚴重，存在電磁干擾等問題。因此，日本現(xiàn)在國內(nèi)裝配的 EPS 也逐漸轉(zhuǎn) 向無刷電機了 5。 1.2.4 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 我國汽車電子行業(yè)的總體發(fā)展相對滯后，但是，隨著汽車對環(huán)保、節(jié)能 和安全性要求的進一步提高，代表著現(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展方向的 EPS 電 動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)已被我國列為高新科技產(chǎn)業(yè)項目之一，國內(nèi)各大院校、科研 機構和企業(yè)在進行 EPS 技術的研究，也有少數(shù)供應商能批量提 供轉(zhuǎn)向軸式的 EPS 系統(tǒng)。但總的來講目前國內(nèi) EPS 技術還不成熟；供應商所提供的 EPS 系 統(tǒng)還未達到產(chǎn)品級的要求，且類型單一，還不能滿足整車廠需要。據(jù)悉，自 主品牌研發(fā)的 EPS 系統(tǒng)離產(chǎn)業(yè)化就差整車廠批量裝車認可這一臺階了，相信 很快就可以實現(xiàn)量產(chǎn)。 EPS 系統(tǒng)是未來動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的一個發(fā)展趨勢 6。 在我國汽車使用的轉(zhuǎn)向器中，上世紀解放汽車和東風汽車使用蝸桿曲柄 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 5 指銷式轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向器，現(xiàn)在解放汽車和東風汽車也已經(jīng)開始使用循環(huán)球式轉(zhuǎn) 向器，其它汽車大都使用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。由于齒輪齒 條式轉(zhuǎn)向器在小型車上具有很多 其他轉(zhuǎn)向器無可替代的優(yōu)點，我國也在大量 生產(chǎn)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器并在小型貨車及家庭轎車使用中得到飛速發(fā)展。例如 我國第一汽車集團公司在中日合作的項目上使用的就是齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。 還有其他本田、奧迪、桑塔納、夏利等轎車，以及南京依維柯、柳州五菱等 小型貨車，均使用的是齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。雖然國內(nèi)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器有一 定發(fā)展，但生產(chǎn)效率低，成本高。只有專業(yè)化設計，流水線生產(chǎn)，才能提高 生產(chǎn)效率，降低生產(chǎn)成本，在國內(nèi)外市場上占有一席之地。 1.3 本文主要研究內(nèi)容 本文選取某一乘用車汽車車型為主體研究對象，通過齒條助力式轉(zhuǎn)向系 統(tǒng)的設計， 使其能夠應用該設計對象中。同時，為該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計減速機構， 使其具有較好的轉(zhuǎn)向特性，使該車轉(zhuǎn)向特性更加安全可靠。主要研究內(nèi)容包 括： （ 1） 對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行設計計算，對轉(zhuǎn)向系方案進行選擇，確定轉(zhuǎn)向系的 主要參數(shù)， 設計齒輪齒條轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形。 （ 2） 對轉(zhuǎn)向梯形進行優(yōu)化設計，對轉(zhuǎn)向梯形數(shù)學模型進行推導，分析理 想的左右轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角關系和實際的左右轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的關系，對優(yōu)化目標函數(shù) 和約束條件進行確定，最后對優(yōu)化結果進行分析。 （ 3） 用 CATIA 建立齒條助力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)完整的三維實體模型。 （ 4） 基于 有限元分析軟件 ANSYS 對 轉(zhuǎn)向 系統(tǒng) 進行建模和計算分析 ,并通過 假設改進方案對比 ,找到進一步優(yōu)化方法 。 （ 5） 繪制齒條助力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)完整的工程圖 ,包括轉(zhuǎn)向傳動機構轉(zhuǎn)配圖、 轉(zhuǎn)向操縱機構轉(zhuǎn)配圖及重要部件零件圖。 1.4 本章小結 本章對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)做了介紹，分析了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計要求，闡述了 EPS 的 特點和發(fā)展現(xiàn)狀，并將電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和其他轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行了分析比較， 還重點分析了本課題的研究內(nèi)容和技術方案。最后分析和說明了對電動助力 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)研究的意義。 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 6 第 2 章 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的總體組成 2.1 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的機理及類型 近年來，電動助力轉(zhuǎn)向機構在乘用車上得到應用，并有 良好的發(fā)展前景。 電動助力轉(zhuǎn)向機構，除去應當滿足對液壓式動力轉(zhuǎn)向機構的一些相似要求以 外，同時還應當滿足：具有故障自診斷和報警功能；有良好的抗振動和抗干 擾能力等；當?shù)孛媾c車輪之間有反向沖擊力作用時，電動助力轉(zhuǎn)向機構應迅 速反應，制止轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動；在過載使用條件下有過載保護功能等。 2.1.1 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的機理 電動助力轉(zhuǎn)向機構由機械轉(zhuǎn)向器 與電動助力部分相結合構成。電動助力 部分包括電動機、電池、傳感器、 控制器（ ECU）、線束、 減速機構和電磁離 合器等。 電動助力轉(zhuǎn)向機構示意圖如圖 2-1 所示 EC U 轉(zhuǎn)角 電流 電動機 轉(zhuǎn)矩傳感器 轉(zhuǎn)矩 車速 減速機構 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 離合器 圖 2-1 電動助力轉(zhuǎn)向機構示意圖 目前用于乘用車的電動助力轉(zhuǎn)向機構的轉(zhuǎn)向器，均采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向 器。其功能除用來傳遞來自轉(zhuǎn)向盤的力矩與運動以外，還有增扭、降速作用。 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 7 轉(zhuǎn)向過程中，電動機將來自蓄電池的電能轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能向轉(zhuǎn)向系輸出而構成 轉(zhuǎn)向助力矩，并完成助力作用。與電動機連接的減速機構有蝸輪蝸桿、滾珠 螺桿螺母或行星齒輪機構等，其作用也是降速、增扭。裝在減速機構附近的 離合器（通常為電磁離合器）是為了保證電動助力轉(zhuǎn)向機構只在預先設定的 行駛速度范圍內(nèi)工作。在車速達到某一設定值時，離合器分離，并暫時停止 電動機的助力作用。與此同時，轉(zhuǎn)向機構也暫時轉(zhuǎn)為機械 式轉(zhuǎn)向機構。當電 動機發(fā)生故障時，離合器也自動分離。離合器分離后再行轉(zhuǎn)向時，可不必因 帶動電動機而消耗駕駛員體力。 汽車以較高車速轉(zhuǎn)向行駛，作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩將減小，以至于達到 無需助力的程度，此時可設定：達到此車速時，電磁離合器停止工作。還有， 在電動機停止工作以后，電磁離合器在控制器的控制下也要分離或者自動分 離。此后，再進行轉(zhuǎn)向?qū)⒉淮嬖谥ψ饔?，直至電動機恢復工作為止。 電動助力轉(zhuǎn)向機構的工作原理如下： 當駕駛員對轉(zhuǎn)向盤施力并轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時，位于轉(zhuǎn)向盤下方與轉(zhuǎn)向軸連接 的轉(zhuǎn)矩傳感器將經(jīng)扭桿彈簧連接在一起的上、下轉(zhuǎn) 向軸的相對轉(zhuǎn)動角位移信 號轉(zhuǎn)變?yōu)殡娦盘杺髦量刂破?，在同一時刻車速信號也傳至控制器。根據(jù)以上 兩信號，控制器確定電動機的旋轉(zhuǎn)方向和助力轉(zhuǎn)矩的大小。之后，控制器將 輸出的數(shù)字量經(jīng) D/A 轉(zhuǎn)換器，轉(zhuǎn)換為模擬量，并將其輸入電流控制電路。電 流控制電路將來自微機的電流命令值同電動機電流的實際值進行比較后生成 一個差值信號，同時將此信號送往電動機驅(qū)動電路，該電路驅(qū)動電動機，并 向電動機提供控制電流，完成助力轉(zhuǎn)向作用 8。 2.1.2 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的類型 EPS 系統(tǒng)依據(jù)電動機布置位置的不同可分為轉(zhuǎn)向軸助力式、小齒輪助力 式、齒條助力式 三個基本類型 。 EPS 系統(tǒng)的類型如圖 2-2 所示。 (1) 轉(zhuǎn)向軸助力式 轉(zhuǎn)向軸助力式電動助力轉(zhuǎn)向機構的電動機布置在靠近 轉(zhuǎn)向盤下方，并經(jīng)蝸輪蝸桿機構與轉(zhuǎn)向軸連接（圖 2-2a）。這種布置方案的特 點是： 由于轉(zhuǎn)向軸助力式電動助力轉(zhuǎn)向的電動機布置在駕駛室內(nèi)，所以有良好 的工作條件；因電動機輸出的助力轉(zhuǎn)矩經(jīng)過減速機構增大后傳給轉(zhuǎn)向軸，所 以電動機輸出的助力轉(zhuǎn)矩相對小些，電動機尺寸也小，這又有利于在車上布 置和減輕質(zhì)量；電動機、轉(zhuǎn)矩傳感器、減速機構、電磁離合器等裝為一體是 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 8 結構緊湊，上述部件又與轉(zhuǎn)向器分開，故拆裝與維修工作容易進 行；轉(zhuǎn)向器 仍然可以采用通用的典型結構齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器；電動機距駕駛員和轉(zhuǎn)向盤 近，電動機的工作噪聲和振動直接影響駕駛員；轉(zhuǎn)向軸等零件也要承受來自 電動機輸出的助力轉(zhuǎn)矩的作用，為使其強度足夠，必須增大受載件的尺寸； 盡管電動機的尺寸不大，但因這種布置方案的電動機靠近方向盤，為了不影 響駕駛員腿部的動作，在布置時仍然有一定的困難。 a) 轉(zhuǎn)向軸助力式 b) 齒輪助力式 c） 齒條助力式 圖 2-2 EPS 系統(tǒng)的類型 （ 2） 齒輪助力式 齒輪助力式電動助力轉(zhuǎn)向機構的電動機布置在與轉(zhuǎn)向器 主動齒輪相連接的位置（圖 2-2b），并通過驅(qū)動主動齒輪實現(xiàn)助力。這種布置 方案的特點是： 電動機布置在地板下方、轉(zhuǎn)向器上部，工作條件比較差對密封要求較高； 電動機的助力轉(zhuǎn)矩基于與轉(zhuǎn)向軸助力式相同的原因可以小些，因而電動機尺 寸小，同時轉(zhuǎn)矩傳感器、減速機構等的結構緊湊、尺寸也小，這將有利于在 整車上的布置和減小質(zhì)量；轉(zhuǎn)向軸等位于轉(zhuǎn)向器主動齒輪以上的零部件，不 承受電動機輸出的助力轉(zhuǎn)矩的作用，故尺寸可以小些；電動機距駕駛員遠些， 它的動作噪聲對駕駛員影響不大，但震動仍然會傳到轉(zhuǎn)向盤；電動機、轉(zhuǎn)矩 傳感器、電磁離合器、減速機構等與轉(zhuǎn)向器主動齒輪裝在一個總成內(nèi) ，拆裝 時會因相互影響而出現(xiàn)一定的困難；轉(zhuǎn)向器與典型的轉(zhuǎn)向器不能通用，需要 單獨設計、制造。 (3)齒條助力式 齒條助力式電動助力轉(zhuǎn)向機構的電動機與減速機構等布 置在齒條處（圖 2-2c），并直接驅(qū)動齒條實現(xiàn)助力。這種布置方案的特點是： 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 9 電動機位于地板下方，相比之下，工作噪聲和振動對駕駛員的影響都小 些；電動機減速機構等不占據(jù)轉(zhuǎn)向盤至地板這段空間，因而有利于轉(zhuǎn)向軸的 布置，駕駛員腿部的動作不會受到它們的干擾；轉(zhuǎn)向軸直至轉(zhuǎn)向器主動齒輪 均不承受來自電動機的助力轉(zhuǎn)矩作用，故他們的尺寸能小些；電動機、減速 機構等工作在地板下方， 條件較差，對密封要求良好；電動機輸出的助力轉(zhuǎn) 矩只經(jīng)過減速機構增扭，沒有經(jīng)過轉(zhuǎn)向器增扭，因而必須增大電動機輸出的 助力轉(zhuǎn)矩才能有良好的助力效果，隨之而來的是電動機尺寸增大、質(zhì)量增加； 轉(zhuǎn)向器結構與典型的相差很多，必須單獨設計制造；采用滾珠螺桿螺母減速 機構時，會增加制造難度與成本；電動機、轉(zhuǎn)向器占用的空間雖然大一些， 但用于前軸負荷大，前部空間相對寬松一些的乘用車上不是十分突出的問題 9。 2.2 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的關鍵部件 EPS 主要由扭矩傳感器、車速傳感器、電動機、減速機構和電子控制單 元 ECU 組成。 (1) 扭矩傳感器 扭矩傳感器檢測扭轉(zhuǎn)桿扭轉(zhuǎn)變形，并將其轉(zhuǎn)變?yōu)殡娮有?號并輸出至電子控制單元，是電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的關鍵部件之一。扭距傳感 器由分相器單元、分相器單元及扭桿組成。轉(zhuǎn)子部分的分相器單元固定于轉(zhuǎn) 向主軸，轉(zhuǎn)子部分的分相器單元固定于轉(zhuǎn)向傳動軸。扭轉(zhuǎn)桿扭轉(zhuǎn)后，使兩個 分相器單元產(chǎn)生一個相對角度，電子控制單元根據(jù)兩個分相器的相對位置決 定對 EPS 電動機提供多少電壓。 (2)車速傳感器 車速傳感器的功能是測量汽車的行駛速度。目前，轎車 EPS 控制器一般都從整車 CAN 總線中提取車速信號。 (3)電動機 電動機由轉(zhuǎn)角傳感器、定子及轉(zhuǎn)子組成 。將電動機和減速機構 布置在齒條處，并直接驅(qū)動齒條實現(xiàn)助力。通過轉(zhuǎn)角傳感器檢測電動機的旋 轉(zhuǎn)角度防止扭矩波動。 (4)減速機構 減速機構采用滾珠式減速齒輪機構，將其固定在電動機的轉(zhuǎn) 子上。電動機的轉(zhuǎn)動傳到減速機構，經(jīng)過滾珠及蝸桿傳到齒條軸上。滾珠在 機構內(nèi)部經(jīng)過導向進行循環(huán)。 (5)電子控制單元 電子控制單元（ ECU）的功能是依據(jù)扭矩傳感器和車速 傳感器的信號，進行分析和計算后，發(fā)出指令，控制電動機的動作。此外， ECU 還有安全保護和自我診斷的功能， ECU 通過采集電動機的電流、發(fā)動機 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 10 轉(zhuǎn)速等信號判斷系統(tǒng)工作是否正常，一旦 系統(tǒng)工作異常，電動助力被切斷； 同時 ECU 將進行故障診斷分析，故障指示燈亮，并以故障所對應的模式閃爍 10。 2.3 電動助力轉(zhuǎn)向的助力特性 電動助力轉(zhuǎn)向的助力特性由軟件設定。通常將助力特性曲線設計成隨著 汽車行駛速度 aV 的變化而變化，并將這種助力特性稱之為車速感應型。圖 2-3 示出的車速感應型助力特性曲線表明，助力既是作用到轉(zhuǎn)向盤上的力矩的函 數(shù)，同時也是車速的函數(shù)。 當車速 0aV 時，相當于汽車在原地轉(zhuǎn)向，助力特性曲線的位 置居其他各 條曲線之上，助力強度達到最大。隨著車速 aV 不斷升高，助力特性曲線的位 置也逐漸降低，直至車速 aV 達到最高車速 maxaV 為止，此時的助力強度已為最 小，而路感強度達到最大 6。 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的車速感應型助力特性如圖 2-3 所示。 電動機電流/A 30 20 10 （ 7 ， 25 ） （ 7 ， 17 ） （ 7 ， 11 ） （ 7 ， 7 ） （ 7 ， 4 ） （ 7 ， 1 ） 0 10km h -1 35 40km h -1 20 30km h -1 30 35km h -1 10 20km h -1 40 47.5km h -1 0.8 2.0 4.0 6.0 8.0-0.8-2.0-4.0-6.0-8.0 轉(zhuǎn)向盤力矩/Nm 圖 2-3 車速感應型助力特性 2.4 本章小結 本章主要是介紹了電動助力轉(zhuǎn)向機構的組成、工作原理，以及對電動助 力轉(zhuǎn)向的三種布置形式進行 了分析對比。并對電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各主要部件 的結構及工作過程和助力特性進行了分析。 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 11 第 3 章 齒條助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結構參數(shù)設計 3.1 設計目標車輛主要參數(shù) 在對整車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分析之前， 首先根據(jù)本田雅閣汽車參數(shù)，整理出目標 車輛的整車參數(shù)，如表 3-1 所示。 表 3-1 整車主要參數(shù) 序號 參數(shù)名稱 數(shù)值 序號 參數(shù)名稱 數(shù)值 1 總 質(zhì)量（ kg） 2090 5 輪胎 215/60R16 2 輪距（ mm） 1590 6 輪胎壓力（ MPa） 0.18 3 軸距（ mm） 2800 7 最小轉(zhuǎn)彎半徑（ mm） 5700 4 方向盤直徑（ mm） 350 8 轉(zhuǎn)向軸負荷（ N） 7650 3.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結構參數(shù)設計 3.2.1 對動力轉(zhuǎn)向機構的要求 （ 1）運 動學上應保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角之間保持一 定的比例關系。 （ 2）隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大（或減?。饔迷谵D(zhuǎn)向盤上的手力必須增大 （或減?。?，稱之為“路感”。 （ 3）當作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力 0 .0 2 5 0 .1 9 0hF kN 時（因汽車形式不同 而異），動力轉(zhuǎn)向器就開始工作。 （ 4）轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤應自動回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。 （ 5）工作靈敏。 （ 6）動力轉(zhuǎn)向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向 11。 3.2.2 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器形式的選擇 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器最主要的優(yōu)點是：結構簡單 、價格低廉、質(zhì)量輕、剛性 好、使用可靠；傳動效率高達 90%；根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 12 輪齒條式轉(zhuǎn)向器有 四種形式 10。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的四種類型如圖 3-1 所示 ： 中間輸入，兩端輸出（圖 3-1a）；側(cè)面輸入，兩端輸出（圖 3-1b）；側(cè)面輸入， 中間輸出（圖 3-1c）；側(cè)面輸入，一端輸出圖（圖 3-1d）。 圖 3-1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的四種形式 3.2.3 轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)向 系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有 轉(zhuǎn)向軸的負荷 、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括 轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩 擦阻力等。 精確地計算出這些力是困難的。為此用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽 車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩。 31 3R GfM P （ 3-1） 340805.1RM Nmm 式中 f 輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)； 1G 轉(zhuǎn)向軸負荷 ； P 輪胎氣壓。 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為： 1 2 2 Rh SW LMF L D i （ 3-2） hF =122.2N 式中 1L 轉(zhuǎn)向搖臂長，單位為 mm； 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 13 RM 原地轉(zhuǎn)向阻力矩； 2L 轉(zhuǎn)向節(jié)臂長； SWD 為轉(zhuǎn)向盤直徑； i 轉(zhuǎn)向器角傳動比； 轉(zhuǎn)向器正效率。 因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動機構無轉(zhuǎn)向搖臂，故 1L 、 2L 不代入數(shù)值。對給定 的汽車，用上式計算出來的作用力是最大值。因此，可以用此值作為計算載 荷。梯形臂長度的計算： 輪輞 直徑 LWR =16in=406.4mm 梯形臂長度 2 0.82LWRL 2L =152.6mm 取 2L =150mm 輪胎直徑 0 .5 5 2 0 5T L WRR TR =540.3mm 取 TR =540mm 轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑 3 4 RMd a （ 3-3） 2aL ； =216MPa； RM =347.2 N m d 12.534mm 取 d =15mm 初步估算主動齒輪軸的直徑： max3 16 nMd （ 3-4） d 26.928mm 取 d =30mm 上述的計算只是初步對所研究的轉(zhuǎn)向系載荷的確定。轉(zhuǎn)向傳動機構初選 參數(shù)如表 3-2 所示。 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 14 表 3-2 轉(zhuǎn)向傳動機構初選 參數(shù) 序號 參數(shù)名稱 數(shù)值 序號 參數(shù)名稱 數(shù)值 1 阻力矩（ N mm） 340805.1 5 輪胎直徑（ mm） 540 2 轉(zhuǎn)向盤手力（ N） 122.2 6 橫拉桿直徑（ mm） 15 3 輪輞直徑 （ mm） 406.4 7 齒輪軸直徑 (mm) 30 4 梯形臂長度（ mm） 150 8 轉(zhuǎn)向器角傳動比 18 3.3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計要求 （ 1）轉(zhuǎn)向傳動比 當轉(zhuǎn)向盤從鎖點向鎖點轉(zhuǎn)動，每只前輪大約從其正前方 開始轉(zhuǎn)動 30，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動大約 60。若傳動比是 1:1，轉(zhuǎn) 向盤旋轉(zhuǎn) 1，前輪將轉(zhuǎn)向 1 ，轉(zhuǎn)向盤向任一方向轉(zhuǎn)動 30將使其前輪從鎖 點轉(zhuǎn)向鎖點。這種傳動比過于小，因而轉(zhuǎn)向盤最輕微的運動將會使車輛突然 改變方向。轉(zhuǎn)向角傳動比必須使前輪轉(zhuǎn)動同樣角度時需要更大的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角。 對乘用車，推薦轉(zhuǎn)向器角傳動比在 17 25 范圍內(nèi)選?。粚ι逃密?，在 23 32 范圍內(nèi)選取，這里選傳動比為 18:1。即在這樣的傳動比下，轉(zhuǎn)向盤每轉(zhuǎn)動 18， 前輪轉(zhuǎn)向 1。 （ 2）齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設計要求 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用 斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在 2 3mm 之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù) 在 5 7 個齒范圍變化，壓力角取 20 ，齒輪螺旋角取值范圍多為 9 15。 齒條齒數(shù)應根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時，相應的齒條移動行程應達到的值 來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結構在 12 35范圍內(nèi)變化。此外， 設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度 12。 （ 3） EPS 系統(tǒng)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的安裝 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器可安在前橫梁 上或發(fā)動機后部的前圍板上。橡膠隔振套包在轉(zhuǎn)向器外，并固定在橫梁上或 前圍板上。齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的正確安裝高度，使轉(zhuǎn)向橫拉桿和懸架下擺臂可 平行安置。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中磨擦點的數(shù)目減少了，因此這種系統(tǒng)輕便 緊湊。大多數(shù)承載式車身 的前輪驅(qū)動汽車用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向機構。由于齒條 直接連著梯形臂，這種轉(zhuǎn)向機構可提供好的路感 13。 （ 4）主動小齒輪選用 16MnCr5 或 15CrNi6 材料制造，而齒條常采用 45 鋼制造。為減輕質(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄 14。 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 15 3.4 EPS 主要部件的設計 3.4.1 齒條的設計 齒條是在金屬殼體內(nèi)來回滑動的，加工有齒形的金屬條。轉(zhuǎn)向器殼體是 安裝在前橫梁或前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉(zhuǎn)向桿系的搖桿和轉(zhuǎn) 向搖臂，并保證轉(zhuǎn)向橫拉桿在適當?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。齒條 可以比作是梯形轉(zhuǎn)向桿系的轉(zhuǎn)向直拉桿。導向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼 體上。 齒條的橫向運動拉動或推動轉(zhuǎn)向橫拉桿，使前輪轉(zhuǎn)向。 1、齒輪軸和齒條的設計計算 (1) 選擇材料及熱處理方式 小齒輪選用 16MnCr5，滲碳淬火，齒面硬度 56-62HRC 齒條選用 45 鋼，表面淬火，齒面硬度 52-56HRC (2) 確定許用應力 limminHNH H ZS （ 3-5） lim min F ST NF H YYS （ 3-6） a) 確定 limH 和 limF lim1 1460H MPa lim2 1300H MPa lim1 415F MPa lim2 362F MPa b) 計算應力循環(huán)次數(shù) N，確定壽命系數(shù) NZ 、 NY 。 1 60 hN naL （ 3-7） 71 2.43 10N = 2N 式中 n 齒輪轉(zhuǎn)速（ r/min）； a 齒 輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合的次數(shù)； hL 齒輪的工作壽命（ h）； 1 1.31NZ 121NNYY c) 計算許用應力 取 min 1HS , min 1.4FS lim 1 11 minHNH H ZS （ 3-8） 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 16 lim 2 22 m inHNH H ZS (3-9) 1H =1920MPa 2H =1620MPa 應力修正系數(shù) 2STY 1lim11 m inF ST NF FYYS (3-10) lim 1 12 m inF S T NF FYYS (3-11) 1 602.13F MPa 2 522.43F MPa 2、 初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 (1) 選擇齒輪類型 根據(jù)齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方 案。 (2) 選擇齒輪傳 動精度等級。 選用 7 級精度 (3) 初選參數(shù) 初選 tK =1.4 14 1 7Z 2 20Z d =0.8 0.7Y 0.89Y 按當量齒數(shù) 3cosV ZZ 7.66VZ (4) 初步計算齒輪模數(shù) nm 轉(zhuǎn)矩 1 asT R f 1T =35000 Nmm 閉式硬齒面?zhèn)鲃?，按齒根彎曲疲勞強度設計。 213 212 c o st FSnt dFK T Y Y Ym Z (3-12) ntm =2.208mm (5) 確定載荷系數(shù) 1AK 116 0 1 0 0 0 co snt t m Z n (3-13) 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 17 0.0117t m/s 1VK 1.06K 1.3K 則 AVK K K K K 1.378K (6) 修正法向模數(shù) 3n nt t KmmK (3-14) 2.387nm 圓整為標準值 取 nm =3mm 3、 確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸 (1) 分度圓直徑 1d 11 cosnmZd (3-15) 1d =19.23mm (2) 齒頂圓直徑 1ad 112 ad d h (3-16) 1 25.23d mm (3) 齒根圓直徑 1fd 112ffd d h (3-17) 1fd =12.98mm (4) 齒寬 b 1dbd 15.4b mm 因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即 12bbPP 。 齒輪法面基圓齒距為 1 1 1cosbnPm 齒條法面基圓齒距為 2 2 2cosbnPm 取齒條法向模數(shù)為 2 3nm (5) 齒條齒頂高 2ah *2 ()a n a n n nh m h C X (3-18) 2 3ah mm (6) 齒條齒根高 2fh 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 18 *2 ()f n a n n nh m h C X (3-19) 2fh =3.725mm (7) 法面齒距 2nS 2 ( / 2 2 ta n )n n n nS X m (3-20) 2 3.9nS mm 4、 校核齒面接觸疲勞強度 1212 1H H E HKTZ Z Z Z bd (3-21) H =1653.6MPa 2H 所以齒面接觸疲勞強度滿足要求 15。 齒條的尺寸設計參數(shù)如表 3-3 所示。 表 3-3 齒條的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 尺寸參數(shù) (mm) 1 總長 730 2 直徑 25 3 齒數(shù) 20 4 法向模數(shù) 3 3.4.2 齒輪軸的設計 齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上并使其齒與齒條上的 齒相嚙合。齒輪齒條上的齒可以是直齒也可以 是斜齒。齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱 內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。因此，轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸 由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上的球軸承支承 16。 齒輪軸的尺寸設計參數(shù)如表 3-4 所示。 表 3-4 齒輪軸的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 尺寸參數(shù) (mm) 1 總長 120 2 齒寬 35 3 齒數(shù) 7 4 法向模數(shù) 3 5 螺旋角 14 6 螺旋方向 左旋 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 19 3.4.3 轉(zhuǎn)向橫拉桿及其端部的設計 轉(zhuǎn)向橫拉桿與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。球頭銷通過螺紋與齒條連接。當這 些球頭銷依制造廠的規(guī)范擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預載荷。防塵套 夾 在轉(zhuǎn)向器兩側(cè)的殼體和轉(zhuǎn)向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球銷及齒 條中 18。 轉(zhuǎn)向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。這些端部與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。 側(cè)面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊 19。 橫拉桿的接頭位于橫拉桿的兩端 ,主要作用是傳遞扭矩 ,使梯形臂轉(zhuǎn)動。 零件有一個螺紋孔，主要作用是連接橫拉桿。還有一個內(nèi)螺紋孔，主要作用 是連接梯形臂。 轉(zhuǎn)向橫拉桿及接頭的尺寸設計參數(shù)如表 3-3 所示。 表 3-5 轉(zhuǎn)向橫拉桿及接頭的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 尺寸參數(shù)（ mm） 1 橫拉桿總長 340 2 橫拉桿直徑 15 3 螺 紋長度 50 4 外接頭總長 251 5 球頭銷總長 62 6 球頭銷螺紋公稱直徑 M10 1 7 外接頭螺紋工程直徑 M12 1.5 3.4.4 齒條調(diào)整裝置的設計 齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導向座和與殼體螺紋連接的調(diào) 節(jié)螺塞之間連有一個彈簧。彈簧在齒輪與齒條的配合中有非常大的作用，此 調(diào)節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定。齒條導向座的調(diào)節(jié)使齒輪、齒條間有一定預緊力， 此預緊力會影響轉(zhuǎn)向沖擊、噪聲及反饋 20。 齒條調(diào)整裝置的設計包括齒條導向座、殼體、彈簧、調(diào)節(jié)螺塞和鎖緊螺 母的設計，在設計過程中注意它們之間的配合。 齒條調(diào)整裝置的尺寸設計參數(shù)如表 3-6 所示。 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 20 表 3-6 齒條調(diào)整裝置的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 尺寸參數(shù)（ mm） 1 導向座外徑 45 2 導向座高度 40 3 螺塞螺紋公稱直徑 M35 2 4 螺塞高度 20 5 鎖止螺母高度 5 6 彈簧總?cè)?shù) 5.25 7 彈簧節(jié)距 3 8 彈簧外徑 20 9 彈簧工作高度 31.58 3.5 本章小 結 本章是電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計，主要內(nèi)容如下： (1) 對電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的主要元件進行的詳細的 介紹，并且給出了一些參考的轉(zhuǎn)向系參數(shù)，對主要元件進行結構設計。 (2) 根據(jù)已知條件，對電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器進行了齒 輪軸和齒條的設計計算 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 21 第 4 章 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設計 4.1 轉(zhuǎn)向梯形數(shù)學模型推導 4.1.1 理想的左右轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角關系 汽車轉(zhuǎn)向示意圖如圖 4-1 所示。 為了避免在汽車轉(zhuǎn)向時產(chǎn)生的路面對汽車行駛的附加阻力和輪胎磨損過 快，要求轉(zhuǎn)向系統(tǒng)即可能保證在汽車轉(zhuǎn)向時，所有的車輪均作純滾動。顯然， 這只有在所有車輪的軸線都相交于一點時方能實現(xiàn)。此交點被稱為轉(zhuǎn)向中心。 如圖 4-1 所示，汽車左轉(zhuǎn)彎時，內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角 應大于外側(cè)車輪的轉(zhuǎn)角 。 當車輪被視為絕對剛體的假設條件下，左右轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角 和 應滿足 v B 1.1 L 1.2 R 圖 4-1汽車轉(zhuǎn)向示意圖 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 22 Ackermann 轉(zhuǎn)向幾何學要求，如式 4-1 所示。 cot cot BL (41) 式中 內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； 外側(cè)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角； B兩側(cè)主銷軸線與地面相交點之間的距離； L汽車前后軸距； R轉(zhuǎn)彎半徑。 根據(jù)式 4-1 可得理想的右輪轉(zhuǎn)角，如式 4-2 所示。 0 ta na rc ta n 1 ta nBL (4 2) 同理，當汽車右轉(zhuǎn)向時， Ackermann 轉(zhuǎn)角關系如式 4-3 所示。 cot cot BL (4 3) 根據(jù)式 4-3 可得理想的右輪轉(zhuǎn)角，如 式 4-4 所示。 0 ta na rc ta n 1 ta nBL (4 4) 4.1.2 實際的左右轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角關系 圖 4-2 是一種含有驅(qū)動滑塊的常用斷開式轉(zhuǎn)向梯形機構。齒輪齒條轉(zhuǎn)向機 構將方向盤的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化成齒條（滑塊）的直線運動，繼而驅(qū)動轉(zhuǎn)向梯形 機構實現(xiàn)左右前輪轉(zhuǎn)向 。斷開式轉(zhuǎn)向梯形機構如圖 4-2 所示。 圖中： 1L 轉(zhuǎn)向機齒條左右球鉸中心的距離； 2L 左右橫拉桿的長度； 3L 左右轉(zhuǎn)向節(jié)臂的長度； WL 車輪中心至轉(zhuǎn)向主銷的距離； 1S 轉(zhuǎn)向齒條從中心位置向左的位移量； 2S 轉(zhuǎn)向齒條從中心位置向左的位移量； y 轉(zhuǎn)向齒條左右球鉸中心連線與左右轉(zhuǎn)向主銷中心連線之偏距； 0S 直線行駛時，轉(zhuǎn)向齒條左球鉸中心和左轉(zhuǎn)向主銷的水平距離； 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 23 0 轉(zhuǎn)向節(jié)臂與汽車縱軸線的夾角。 圖 4-2 由齒輪齒條轉(zhuǎn)向機驅(qū)動的斷開式轉(zhuǎn)向梯形機構 運用余弦定理和三角函數(shù)變換公式，經(jīng)推導可得： 2 2 2 2 2 3 c o s c o s ( ) 2 ( )C y S A B CA O B B O Y L S y A 點的坐標值為： 2 2 2 22 2 2 2 22 22 ( ) 2 ( ) C S y A B C BXa yS C y S A B CYa yS 式中 32A L S ， 32B L y ， 22 2 223C L L y S S 表示轉(zhuǎn)向齒條左球鉸中心和左轉(zhuǎn)向主銷中心的實際距離 當 A 點位于 O 點的左側(cè) 即 2 a BX 時： 2 2 21 1 1 1 022 3 a r c c o s 2 ( )C y S A B CL y S 當 A 點位于 O 點的右側(cè) 即 2 a BX 時 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 24 2 2 21 1 1 1 022 3 a r c c o s 2 ( )C y S A B CL y S 當 D 點位于 O 點的左側(cè) 即 2 d BX 時： 2 2 22 2 2 2 0 22 3 a r c c o s 2 ( )C y S A B CL y S 當 D 點位于 O 點的右側(cè) 即 2 d BX 時： 2 2 22 0 2 2 2 0 2230() a r c c o s 2 ( ) C y S S A B CL y S S 4.2 優(yōu)化目標函數(shù)和約束條件的確定 4.2.1 優(yōu)化目標函數(shù)的確定 由于現(xiàn)有的轉(zhuǎn) 向梯形機構并不能夠完全滿足 Ackermann 轉(zhuǎn)向幾何學要 求，實際上只能在一定的車輪轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，使兩側(cè)車輪偏轉(zhuǎn)角的關系大體上 接近于理想關系。同時， Matlab 軟件中提供了非線性規(guī)劃的相關優(yōu)化函數(shù)， 因此，本著最大限度地逼近理想的阿克曼轉(zhuǎn)角的原則，我們采用離散化方法， 給出了優(yōu)化設計目標函數(shù)為： 20 1 () n iF 式中 右側(cè)轉(zhuǎn)向輪的實際轉(zhuǎn)角； 0 右側(cè)轉(zhuǎn)向輪的理想轉(zhuǎn)角 ； n 取值次數(shù)。 4.2.2 優(yōu)化約束條件的確定 對于一般汽車，其方向盤最大行程大約為 540 （約三圈），轎車的轉(zhuǎn)向 系統(tǒng)傳動比大約為 1220 ，轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角約為 27 45 。依據(jù)該轎車設計 要求，其轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角設計為 35 左右，而齒條的行程為 70 mm。由于橫拉 桿和轉(zhuǎn)向節(jié)臂之間主要是傳遞力的作用關系，因此，在傳動過程中，兩桿之 間應該盡可能地保持小的壓力角，以保證兩桿間壓力角在規(guī)定的范圍內(nèi)。 根據(jù)該輪邊驅(qū)動電動車的布置尺寸和上述設計基本要求，確定各優(yōu)化變 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 25 量的取值范圍為： 0 2 3= 2 5 0 = 3 0 0 , 3 8 0 = 1 0 0 ,1 6 0 = - 7 0 , 0S L L y， ,320 ； ； ； 原車轉(zhuǎn)向梯形尺寸設為設計變量的初值： 0 2 32 7 0 , 3 4 0 , 1 5 0 , 5 0 m mS L L y 4.3 優(yōu)化結果及驗證 利用非線性最小二乘法對該轉(zhuǎn)向梯形進行優(yōu)化，優(yōu)化結果如下： 0 2 3S = 2 9 2 . 6 ; 3 3 0 . 3 ; 1 3 9 . 8 ; 5 3 . 6L L y 車輛優(yōu)化前后的理想和實際的汽車內(nèi)外車輪轉(zhuǎn)角的關系曲線分別如圖 4-3a 和 4-3b 所示。 從圖中可以看出，對于原轉(zhuǎn)向梯形機構，當左輪轉(zhuǎn)角超出 10 10 （負 號表示右轉(zhuǎn)彎）范圍后，實際轉(zhuǎn)角與理想值即已產(chǎn)生偏差，左側(cè)車輪轉(zhuǎn)角為 20 時的偏差已達 0.82 ，而在最大轉(zhuǎn)角處的偏差為 0.87 ，相對誤差為 2.83%； 而優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向 梯形機構，當左側(cè)車輪轉(zhuǎn)角在 20 30 范圍內(nèi)變化時， 實際值與理想值能夠很好地相吻合，只有在較大轉(zhuǎn)角時，二者之間才產(chǎn)生了 微小偏差，當左側(cè)車輪轉(zhuǎn)角達到最大時（約 40 ），右側(cè)車輪的實際轉(zhuǎn)角與理 想轉(zhuǎn)角之間的差值為 0.863 ，相對誤差為 2.76%。在轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，選取 30 個點，計算優(yōu)化目標函數(shù)值，對于原轉(zhuǎn)向梯形機構，其函數(shù)值為 0.0042， 而優(yōu)化后下降為 0.0021。 從優(yōu)化前 后理想和實際的汽車內(nèi)外車輪的轉(zhuǎn)角關系可以看出，優(yōu)化取得 很好的效果。優(yōu)化后實際轉(zhuǎn)角與理想值已盡可能地縮小 ,尤其在小轉(zhuǎn)角范圍內(nèi) 優(yōu)化效果明顯。 以下從優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向梯形的轉(zhuǎn)向節(jié)臂與轉(zhuǎn)向橫拉桿之間的壓力角的變化 來近一步驗證分析優(yōu)化的效果。 由于壓力角影響著轉(zhuǎn)向過程中的動力傳遞效率，優(yōu)化后