汽车电动助力转向系统的设计方案(DOC 41页)

《汽车电动助力转向系统的设计方案(DOC 41页)》由会员分享，可在线阅读，更多相关《汽车电动助力转向系统的设计方案(DOC 41页)（41页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、汽车电动助力转向系统的设计方案（DOC 41页）汽车电动助力转向系统的设计方案（DOC 41页）汽车电动助力转向系统的设计方案（DOC 41页）汽车电动助力转向系统的设计第 1 章 绪论1.1 汽车转向系统简介汽车转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶 时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。它由转向操纵机构、转向器和转 向传动机构组成。转向系统作为汽车的一个重要组成部分，其性能的好坏将直接影响到 汽车的转向特性、稳定性、和行驶安全性。目前汽车转向技术主要有七大类： 手动转向技术(MS)、液压助力转向技术(HPS)、电控液压助力转向技术(ECHPS)、电动助力转向技术(EPS

2、)、四轮转向技术(4WS)、主动前轮转向 技术(AFS)和线控转向技术(SBW)。转向系统市场上以HPS、ECHPS、EPS 应用为主。电动助力转向具有节约燃料、有利于环境、可变力转向、易实现 产品模块化等优点，是一项紧扣当今汽车发展主题的新技术，他是目前国内 转向技术的研究热点。1.1.1 转向系的设计要求(1) 汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧 滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。(2) 汽车转型行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到 直线行驶位置，并稳定行驶。(3) 汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生共振，转向盘没有

3、摆动。(4) 转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生 的摆动应最小。(5) 保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。(6) 操纵轻便。(7) 转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。(8) 转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机 构。(9) 在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向 系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。(10) 进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。1.2 EPS的特点及发展现状1.2.1 EPS与其他系统比较对于电动助力转向机构(EPS)，电动机仅在汽车转向时才工作并消耗

4、蓄 电池能量；而对于常流式液压动力转向机构，因液压泵处于长期工作状态和 内泄漏等原因要消耗较多的能量。两者比较，电动助力转向的燃料消耗率仅 为液压动力转向的16%20%。液压动力转向机构的工作介质是油，任何部位出现漏油，油压将建立 不起来，不仅失去助力效能，并对环境造成污染。当发动机出现故障停止工 作时，液压泵也不工作，结果也会丧失助力效能，这就降低了工作可靠性。 电动助力转向机构不存在漏油的问题，只要蓄电池内有电提供给电动助力转 向机构，就能有助力作用，所以工作可靠。若液压动力转向机构的油路进入 空气或者贮油罐油面过低，工作时将产生较大噪声，在排除气体之前会影响 助力效果；而电动助力转向仅在

5、电动机工作时有轻微的噪声。电动助力转向与液压动力转向比较，转动转向盘时仅需克服转向器的 摩擦阻力，不存在回位弹簧阻力和反映路感的油压阻力。电动助力转向还有 整体结构紧凑、部件少、占用的空间尺寸小、质量比液压动力转向约轻 20%25%以及汽车上容易布置等优点。1.2.2 EPS的特点(1) EPS 节能环保。由于发动机运转时，液压泵始终处于工作状态，液压转向系统使整个发 动机燃油消耗量增加了 3%5%,而EPS以蓄电池为能源，以电机为动力元件,可独立于发动机工作， EPS 几乎不直接消耗发动机燃油。 EPS 不存在液压动 力转向系统的燃油泄漏问题， EPS 通过电子控制，对环境几乎没有污染。(2

6、) EPS 装配方便。EPS 的主要部件可以集成在一起，易于布置，与液压动力转向相比减少 了许多原件，没有液压系统所需要的油泵、油管、压力流量控制阀、储油罐 等，原件数目少，装配方便，节约时间。(3) EPS 效率高。-1-国内 EPS 的发展现状：我国汽车电子行业的总体发展相对滞后，但是，随着汽车对环保、节能 和安全性要求的进一步提高，代表着现代汽车转向系统的发展方向的 EPS 电 动助力转向系统已被我国列为高新科技产业项目之一，国内各大院校、科研 机构和企业在进行 EPS 技术的研究，也有少数供应商能批量提供转向轴式的 EPS 系统。但总的来讲目前国内 EPS 技术还不成熟；供应商所提供的

7、 EPS 系 统还未达到产品级的要求，且类型单一，还不能满足整车厂需要。据悉，自 主品牌研发的 EPS 系统离产业化就差整车厂批量装车认可这一台阶了，相信 很快就可以实现量产。 EPS 系统是未来动力转向系统的一个发展趋势。1.3 本课题的研究意义随着科技的发展和人们生活水平及环保意识的提高，汽车转向助力肯定 会向更轻便、更节能、更安全的方向发展，而本课题正是沿着这个方向对汽 车的转向系统进行了研究。现存的汽车，大部分都是传统液压助力转向系统， 甚至没有助力转向系统，电动助力转向系统能提供比其更安全、更舒适的转 向操控性和节能效果。本课题对该系统的进行了深入的研究，并将其应用于 实践，这对于推

8、动该系统的发展和最终的产品化应用，对于推动机械、传感 器技术和电子器件制造等相关产业的发展，对于提高我国汽车电子化水平和 加快转向系统产业化发展具有十分重要的意义。在可预见的将来，电动助力转向系统在汽车领域必定会有广泛的应用。本章小结这一章介绍了现在应用的汽车转向技术，并对电动助力转向系统和液压 助力转向系统进行了分析比较。还阐述了 EPS 的国内外发展状况。第 2 章 电动助力转向系统的总体组成2.1 电动助力转向系统的机理及类型近年来，电动助力转向机构在乘用车上得到应用，并有良好的发展前景。电动助力转向机构，除去应当满足对液压式动力转向机构机构的一些相似要 求以外，同时还应当满足：具有故障

9、自诊断和报警功能；有良好的抗振动和 抗干扰能力等；当地面与车轮之间有反向冲击力作用时，电动助力转向机构 应迅速反应，制止转向盘转动；在过载使用条件下有过载保护功能等。2.1.1 电动助力转向系统的机理电动助力转向机构由机械转向器与电动助力部分相结合构成。电动助力 部分包括电动机、电池、传感器和控制器（ECU）及线束，有的还有减速机 构和电磁离合器等（图 2-1）图2-1电动助力转向机构示意图目前用于乘用车的电动助力转向机构的转向器，均采用齿轮齿条式转向 器。其功能除用来传递来自转向盘的力矩与运动以外，还有增扭、降速作用 转向过程中，电动机将来自蓄电池的电能转变为机械能向转向系输出而构成 转向助

10、力矩，并完成助力作用。与电动机连接的减速机构有蜗轮蜗杆、滚珠 螺杆螺母或行星齿轮机构等，其作用也是降速、增扭。装在减速机构附近的 离合器（通常为电磁离合器）是为了保证电动助力转向机构只在预先设定的 行驶速度范围内工作。在车速达到某一设定值时，离合器分离，并暂时停止 电动机的助力作用。与此同时，转向机构也暂时转为机械式转向机构。当电 动机发生故障时，离合器也自动分离。离合器分离后再行转向时，可不必因 带动电动机而消耗驾驶员体力。单片式电磁离合器包括主动轮、从动轴、压 盘、磁化线圈和滑环等。1.主动轮 2.磁化线圈 3.压盘 4.花键5.从动轴 6轴承 7滑环 8电动机图2-2电磁离合器工作原理简

11、图其工作原理如图所示，装有磁化线圈2的主动轮1与电动机轴固定连接， 来自控制器的控制电流经滑环 7输入磁化线圈，于是主动轮产生电磁吸力， 将压盘3吸到主动轮上，然后电动机的动力经主动轮、压盘及压盘毂上的花 键传给从动轴5，实现助力作用。汽车以较高车速转向行驶，作用在转向盘上的力矩将减小，以至于达到 无需助力的程度，此时可设定：达到此车速时，电磁离合器停止工作。还有， 在电动机停止工作以后，电磁离合器在控制器的控制下也要分离或者自动分 离。此后，在进行再进行转向将不存在助力作用，直至电动机恢复工作为止。电动助力转向机构的工作原理如下：当驾驶员对转向盘施力并转动转向盘时，位于转向盘下方与转向轴连接

12、 的转矩传感器将经扭杆弹簧连接在一起的上、下转向轴的相对转动角位移信 号转变为电信号传至控制器，在同一时刻车速信号也传至控制器。根据以上 两信号，控制器确定电动机的旋转方向和助力转矩的大小。之后，控制器将 输出的数字量经D/A转换器，转换为模拟量，并将其输入电流控制电路。电 流控制电路将来自微机的电流命令值同电动机电流的实际值进行比较后生 成一个差值信号，同时将此信号送往电动机驱动电路，该电路驱动电动机， 并向电动机提供控制电流，完成助力转向作用。2.1.2 电动助力转向系统的类型EPS系统依据电动机布置位置的不同可分为转向轴助力式、小齿轮助力 式、齿条助力式三个基本类型(图 2-3)a) b

13、) c)a）转向轴助力式b）齿轮助力式c）齿条助力式图2-3 EPS系统的类型（1）转向轴助力式 转向轴助力式电动助力转向机构的电动机布置在靠 近转向盘下方，并经蜗轮蜗杆机构与转向轴连接（图2-3a）o这种布置方案 的特点是：由于转向轴助力式电动助力转向的电动机布置在驾驶室内，所以有良好 的工作条件；因电动机输出的助力转矩经过减速机构增大后传给转向轴，所 以电动机输出的助力转矩相对小些，电动机尺寸也小，这又有利于在车上布 置和减轻质量；电动机、转矩传感器、减速机构、电磁离合器等装为一体是 结构紧凑，上述部件又与转向器分开，故拆装与维修工作容易进行；转向器 仍然可以采用通用的典型结构齿轮齿条式转

14、向器；电动机距驾驶员和转向盘 近，电动机的工作噪声和振动直接影响驾驶员；转向轴等零件也要承受来自 电动机输出的助力转矩的作用，为使其强度足够，必须增大受载件的尺寸； 尽管电动机的尺寸不大，但因这种布置方案的电动机靠近方向盘，为了不影 响驾驶员腿部的动作，在布置时仍然有一定的困难。（2）齿轮助力式 齿轮助力式电动助力转向机构的电动机布置在与转向器主动齿轮相连接的位置（图2-3b）,并通过驱动主动齿轮实现助力。这种 布置方案的特点是：电动机布置在地板下方、转向器上部，工作条件比较差对密封要求较高； 电动机的助力转矩基于与转向轴助力式相同的原因可以小些，因而电动机尺 寸小，同时转矩传感器、减速机构等

15、的结构紧凑、尺寸也小，这将有利于在 整车上的布置和减小质量；转向轴等位于转向器主动齿轮以上的零部件，不 承受电动机输出的肋力转矩的作用，故尺寸可以小些；电动机距驾驶员远些,它的动作噪声对驾驶员影响不大，但震动仍然会传到转向盘；电动机、转矩 传感器、电磁离合器、减速机构等与转向器主动齿轮装在一个总成内，拆装 时会因相互影响而出现一定的困难；转向器与典型的转向器不能通用，需要 单独设计、制造。（3）齿条助力式齿条助力式电动助力转向机构的电动机与减速机构等布 置在齿条处（图2-3c）,并直接驱动齿条实现助力。这种布置方案的特点是：电动机位于地板下方，相比之下，工作噪声和振动对驾驶员的影响都小 些；电

16、动机减速机构等不占据转向盘至地板这段空间，因而有利于转向轴的 布置，驾驶员腿部的动作不会受到它们的干扰；转向轴直至转向器主动齿轮 均不承受来自电动机的助力转矩作用，故他们的尺寸能小些；电动机、减速 机构等工作在地板下方，条件较差，对密封要求良好；电动机输出的助力转 矩只经过减速机构增扭，没有经过转向器增扭，因而必须增大电动机输出的 助力转矩才能有良好的助力效果， 随之而来的是电动机尺寸增大、质量增加 转向器结构与典型的相差很多，必须单独设计制造；采用滚珠螺杆螺母减速 机构时，会增加制造难度与成本；电动机、转向器占用的空间虽然大一些， 但用于前轴负荷大，前部空间相对宽松一些的乘用车上不是十分突出

17、的问 题。2.2 电动助力转向系统的关键部件EPS 主要由扭矩传感器、车速传感器、电动机、减速机构和电子控制单 元 ECU 组成。2.2.1 扭矩传感器扭矩传感器检测扭转杆扭转变形，并将其转变为电子信号并输出至电子 控制单元，是电动助力转向系统的关键部件之一。扭距传感器由分相器单元 1、分相器单元 2 及扭杆组成（如图 2-4）。图 2-4 扭距传感器转子部分的分相器单元 1固定于转向主轴，转子部分的分相器单元 2 固 定于转向传动轴。扭转杆扭转后，使两个分相器单元产生一个相对角度，电 子控制单元根据两个分相器的相对位置决定对 EPS 电动机提供多少电压。2.2.2 车速传感器车速传感器的功能

18、是测量汽车的行驶速度。目前，轿车 EPS 控制器一般 都从整车 CAN 总线中提取车速信号。2.2.3 电动机电动机由转角传感器、定子及转子组成（如图 2-5）。将电动机和减速机构布置在齿条处，并直接驱动齿条实现助力。通过转 角传感器检测电动机的旋转角度防止扭矩波动。图 2-5 电动机结构2.2.4 减速机构减速机构采用滚珠式减速齿轮机构，将其固定在电动机的转子上。电动 机的转动传到减速机构，经过滚珠及蜗杆传到齿条轴上。滚珠在机构内部经 过导向进行循环。2.2.5 电子控制单元电子控制单元（ECU）的功能是依据扭矩传感器和车速传感器的信号，进 行分析和计算后，发出指令，控制电动机的动作。此外，

19、ECU还有安全保护和 自我诊断的功能，ECU通过采集电动机的电流、发动机转速等信号判断系统工 作是否正常，一旦系统工作异常，电动助力被切断；同时ECU将进行故障诊断分析，故障指示灯亮，并以故障所对应的模式闪烁。2.3 电动助力转向的助力特性电动助力转向的助力特性由软件设定。通常将助力特性曲线设计成随着汽车 行驶速度 Va 的变化而变化，并将这种助力特性称之为车速感应型。图 2-6 示出的车速感应型助力特性曲线表明，助力既是作用到转向盘上的力矩的函 数，同时也是车速的函数。图 2-6 车速感应型助力特性当车速 Va=0 时，相当于汽车在原地转向，助力特性曲线的位置居其他各条 曲线之上，助力强度达

20、到最大。随着车速 Va 不断升高，助力特性曲线的位 置也逐渐降低，直至车速 Va 达到最高车速 Vamax 为止，此时的助力强度已 为最小，而路感强度达到最大。本章小结本章主要是介绍了电动助力转向机构的组成、工作原理，以及对电动助力转向的三种布置形式进行了分析对比。还有分析了电动助力转向系统各主 要部件的结构及工作过程和助力特 第 3 章 电动助力转向系 设计3.1 对动力转向机构的要求（1）运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定 的比例关系。（2）随着转向轮阻力的增大（或减小），作用在转向盘上的手力必须增大 （或减小），称之为“路感”。3）当作用在转向盘上的切向力 Fh

21、 0.025 0.190kN 时（因汽车形式不同而异），动力转向器就开始工作。（4）转向后，转向盘应自动回正，并使汽车保持在稳定的直线行驶状态。（5）工作灵敏。（6）动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向。3.2 齿轮齿条转向器的设计与计算齿轮齿条转向器最主要的优点是：结构简单、价格低廉、质量轻、刚性 好、使用可靠；传动效率高达 90%；根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮 齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输出（图3-1a）；侧面输入，两端 输出（图3-1b）；侧面输入，中间输出（图3-1c）；侧面输入，一端输出图（图 3-1d）。图3-1 齿轮齿条式转向器的四种形式3.2.1 转向

22、系计算载荷的确定为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向 系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有 转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括 转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩 擦阻力等。精确地计算出这些力是困难的。为此用足够精确的半经验公式来计算汽 车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩MR（Nmm）。f 3 _ 0.7 810033 P 30.24_ 347215.2Nmm(3-1)式中f轮胎和路面间的滑动摩擦因数;G 转向轴负荷，单位为N；1P轮胎气压，单位为MPa。作用在转向盘上

23、的手力Fh为:2 x 347215.2350 x18 x 0.9二 122.5(3-2)式中L转向摇臂长,单位为mm；1M原地转向阻力矩，单位为NmmRL转向节臂长，单位为mm；2D为转向盘直径,单位为mm；SWi 转向器角传动比；耳+ 转向器正效率。因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂，故Li、L2不代入数值。对给定 的汽车，用上式计算出来的作用力是最大值。因此，可以用此值作为计算载 荷。梯形臂长度的计算 L ：2轮辋直径 R = 16in=16X25 4=4064mm3-3)LW梯形臂长度 L = R X0. 8/2= 406.4X0. 8/2=1626mm2 LW取 L =160mm2轮胎

24、直径的计算rtR = R + 0.55 x 205 =406.4+0.55X 225=5302mm(3-4)T LW取 R =530mmT转向横拉杆直径的确定d 4M _ ；4x347.2x 10-3 m = 3.578mm3-5)3 a兀 tn6a = L ;b = 216 MPa; M = 347.2N - m 2R因此取 d =15mmmin初步估算主动齿轮轴的直径：,16 MI】6 X g X 6 m 二 8.935mm13.14 x 1403-6)t =140MPa所以取 d =18mmmin上述的计算只是初步对所研究的转向系载荷的确定。3.2.2 齿轮齿条式转向器的设计(一) EP

25、S系统齿轮齿条转向器的主要元件(1)齿条是在金属壳体内来回滑动的，加工有齿形的金属条。转向器壳体 是安装在前横梁或前围板的固定位置上的。齿条代替梯形转向杆系的摇杆和 转向摇臂，并保证转向横拉杆在适当的高度以使他们与悬架下摆臂平行。齿条可以比作是梯形转向杆系的转向直拉杆。导向座将齿条支持在转向器壳体上。齿条的横向运动拉动或推动转向横拉杆，使前轮转向。表 3-1 齿条的尺寸设计参数序号123项目 总长 直径 齿数符号LZ2-尺寸参数(mm )73025204法向模数M 22)齿轮是一只切有齿形的轴。它安装在转向器壳体上并使其齿与齿条上的齿相啮合。齿轮齿条上的齿可以是直齿也可以是斜齿。齿轮轴上端与转

26、向 柱内的转向轴相连。因此，转向盘的旋转使齿条横向移动以操纵前轮。齿轮 轴由安装在转向器壳体上的球轴承支承。斜齿的弯曲增加了一对啮合齿轮参与啮合的齿数。相对直齿而言，斜齿 的运转趋于平稳，并能传递更大的动力。表 3-2 齿轮轴的尺寸设计参数序号项目1总长2齿宽3齿数4法向模数5螺旋角6螺旋方向符号尺寸参数(mm)L198B160Z16Mn1314左旋3)转向横拉杆及其端部67 H 9.横拉杆2.锁紧螺母3.外接头壳体4.球头销5.六角开槽螺母6.球碗7.端盖8.梯形臂9.开口销图3-2转向横拉杆外接头转向横拉杆与梯形转向杆系的相似。球头销通过螺纹与齿条连接。当这些球 头销依制造厂的规范拧紧时，

27、在球头销上就作用了一个预载荷。防尘套夹在 转向器两侧的壳体和转向横拉杆上，这些防尘套阻止杂物进入球销及齿条 中。转向横拉杆端部与外端用螺纹联接。这些端部与梯形转向杆系的相似。 侧面螺母将横拉杆外端与横拉杆锁紧（见图3-2）o注：转向反馈是由前轮遇到不平路面而引起的转向盘的运动。（4）齿条调整 一个齿条导向座安装在齿条光滑的一面。齿条导向座1和 与壳体螺纹连接的调节螺塞3之间连有一个弹簧2。此调节螺塞由锁紧螺母 固定4。齿条导向座的调节使齿轮、齿条间有一定预紧力，此预紧力会影响转向冲击、噪声及反馈（见图 3-3）。图3-3齿条间隙调整装置齿条断面形状有圆形、V形和Y形三种，本设计采用V形断面，V

28、形和Y 形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，约节省 20%,故质量小；位于齿 下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线转动。在齿条与托座 之间装有用减磨材料（聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。当车轮跳 动、转向或转向器工作时，如在齿条上作用有能使齿条旋转的力矩时，V形 断面齿条能防止因齿条旋转而破坏齿轮、齿条的齿不能正确啮合的情况出 现。（二）转向传动比 当转向盘从锁点向锁点转动，每只前轮大约从其正前 方开始转动30，因而前轮从左到右总共转动大约 60。若传动比是1:1， 转向盘旋转1，前轮将转向1，转向盘向任一方向转动 30将使其前轮 从锁点转向锁点。这种传动比过于小，因而转

29、向盘最轻微的运动将会使车辆 突然改变方向。转向角传动比必须使前轮转动同样角度时需要更大的转向盘 转角。对乘用车，推荐转向器角传动比在1725范围内选取；对商用车， 在2332范围内选取，这里选传动比为18:1。即在这样的传动比下，转向 盘每转动18，前轮转向1。（三）EPS 系统齿轮齿条转向器的安装 齿轮齿条式转向器可安在前横梁 上或发动机后部的前围板上（见图 3-4）。橡胶隔振套包在转向器外，并固定 在横梁上或前围板上。齿轮齿条转向器的正确安装高度，使转向横拉杆和悬 架下摆臂可平行安置。齿轮齿条式转向系统中磨擦点的数目减少了，因此这 种系统轻便紧凑。大多数承载式车身的前轮驱动汽车用齿轮齿条式

30、转向机 构。由于齿条直接连着梯形臂，这种转向机构可提供好的路感。在转向器与支承托架之间装有大的橡胶隔振垫，这些衬垫有助于减少路 面的噪声、振动从转向器传到底盘和客舱。齿轮齿条转向器装在前横梁上或前围板上。转向器的正确安装对保证转向横拉杆与悬架下摆臂的平行关系有 重要作用。为保持转向器处在正确的位置，在转向器安装的位置处，前围板 有所加固。转向描拉杆甥检和犁圏总璇（2） 蠶龍）转向器f图3-4转向器的安装位置（四）齿轮齿条式转向器的设计要求齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数取值范围多在23mm之间。主动小齿轮齿数多数在5 7个齿范围变化，压力角取20,齿轮螺旋角取值范围多为91

31、5。齿 条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来 确定。变速比的齿条压力角，对现有结构在1235范围内变化。此外， 设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度。主动小齿轮选用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齿条常采用45钢制 造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸。（五）齿轮轴和齿条的设计计算1. 选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力（1）选择材料及热处理方式小齿轮16MnCr5渗碳淬火，齿面硬度56-62HRC大齿轮45钢表面淬火，齿面硬度52-56HRC（2）确定许用应力a）确定 b H lim 和 b F limb）计算应力循环次数N,确定寿命系数ZN、。N 二

32、 60naL = 60 x 1 x 18 x（10 x 8 x 300 ）= 2.59 x 107 二 N1 h 2式中 n 齿轮转速（ r/min）；a 齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；L 齿轮的工作寿命（ h）；hc）计算许用应力取 S = 1 S = 1.4H minF minb Z1500x1.32b = h iimini = 1980MPaH1 S13-7)3-8)HminH lim2N2SHmin1300 xl.321二 1716 MPa3-9)应力修正系数Yst二2Q Y YQ = F4im1_ST_N1F1SFmin425 x 2 x 1= 607.14MPa3-10)Q Y

33、 YQ=- F lim2STN2F 2SFmin375 x 2 x11= 535.7 MPa3-11)2. 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸(1) 选择齿轮类型根据齿轮传动的工作条件，选用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动方案(2) 选择齿轮传动精度等级选用 7级精度(3) 初选参数初选K = 1.4 0t=20o Z = 6 Z = 20 =0.8 Ys = 0.7 Y = 0.891 2 d 0按当量齿数 ZV=Z /cos30= 6 / cos 3 20 o = 7.23(4) 初步计算齿轮模数 mn转矩 T = Ras x f = 0.175 x 200 = 35N - m = 35000

34、 N - mm( 3T2 )闭式硬齿面传动，按齿根弯曲疲劳强度设计。2 KT cos2 PY Y Ym 二 /- FS-n 3 Z 2Q d 1F3-13)=2.309 mm(5) 确定载荷系数 KK = 1，由 v =nf ii= 0.0116m / s ,At 60 x 1o0o x cos PvZ /100 二 0. 000696, K = 1 ；对称布置，取 K = 1.06 ；1VP取 K = 1.3a则 K 二 K K K K 二 1 x 1 x 1.06 x 1.3 二 1.378A V P a(6) 修正法向模数:Kk广 2.396 x 1.3781.4 = 2.2973-14

35、)圆整为标准值，取 m = 3 mmn3.确定齿轮传动主要参数和几何尺寸(1) 分度圆直径 dm z2.5x 6d = 16mm1 cos p cos 203-15)3-16)3-17)3-18)3-19)(2) 齿顶圆直径 da1d = d + 2h = 16 + 2m (h* + X ) =16+2X2.5(1+0)=21 mm 1 1 a n an n(3) 齿根圆直径 d fd = d -2h = 16-2m (h* + C* -X ) =16-2X2.5X1.25=9.75 mm f 1 1 f n an n n(4) 齿宽 bb = O d = 0.8 x 16 = 12.8mm

36、d1因为相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即 Pb1 = Pb2。齿轮法面基圆齿距为Pb1 =Kmn1C0S齿条法面基圆齿距为Pb2 =Kmn2C0S2取齿条法向模数为 m = 2.5n2(5) 齿条齿顶高 ha2ha = m Ci * + Xn )= 2.5 x (1 + 0) = 2.5mm2 n an(6) 齿条齿根高 hf2h = m % + C* Xn = 2.5x(1 + 0.25-0) = 3.125mm(3-20)f 2 n an n(7) 法面齿距Sn2S =6 /2 + 2 Xn tan a= 3.9 mm(3-21)n 2n n4.校核齿面接触疲劳强度查表，得 Ze = 1

37、89&； MPa查图，得 Z = 2.45H取 Z = 0.8, Zp = Jcos B = 0.969所以b = 189.8 x 2.45 x 0.8 x 0.969 x 2X9 x 2MPa =1677.6 MPa l +1 =80.7+79.3=160 mm12取 L=200 mm3.2.4 齿轮齿条传动受力分析若略去齿面间的摩擦力，则作用于节点 P 的法向力 Fn 可分解为径向力Fr和分力F,分力F又可分解为圆周力Ft和轴向力Fa。F = 2T / d =2X35000/16=4375 Nt 1 1F = F tan a /cos p = 4375 tan 20 /cosl4 =164

38、1.12 Nr t nF =Ftanp =4375tanl4=1090.8Nat3.2.5 齿轮轴的强度校核1.轴的受力分析(1) 画轴的受力简图。(2) 计算支承反力在垂直面上在水平面上(3) 画弯矩图在水平面上, a-a 剖面左侧、右侧在垂直面上, a-a 剖面左侧a-a 剖面右侧 合成弯矩，a-a剖面左侧a-a 剖面右侧(4) 画转矩图转矩T = F -d/2 =4375X16/2=466364 N - mmt12判断危险剖面显然，a-a截面左侧合成弯矩最大、扭矩为T,该截面左侧可能是危险剖面。3轴的弯扭合成强度校核由机械设计4査得Q = Q = 60MPa，Q = 100MPa，-1

39、b0 ba = Q /Q =60/100=0.6。-1 b0 ba-a 截面左侧4.轴的疲劳强度安全系数校核查得 b 二 650MPa, b 二 300MPa, t 二 155MPa ；B-1-1屮 = 0.2,屮 t = 0.1。a-a 截面左侧查得Kb = 2.10, Kt = 1.72 ;由表查得绝对尺寸系数% = 0.91,唇=0.89；轴经磨削加工，查得质量系数B=10。则 bt弯曲应力 =二 0564 MPa 二 54.3MPab W 1484.8应力幅b = 54.3 MPaab平均应力b = 0切应力盼二二 46636.4 MPa = 15.7MPat WT2969.6安全系数

40、查得许用安全系数S=131.5,显然SS，故a-a剖面安全。本章小结本章是电动助力转向系统的设计，主要内容如下：(1) 介绍了电动助力转向系统的一种设计方法，这种设计方法是有其可 行性的，能够设计出符合助力要求的电动助力转向系统，该设计方法在现实 中是比较合适的。(2) 对电动助力转向系统中的齿轮齿条转向器的主要元件进行的详细的 介绍，并且给出了一些参考的转向系参数。(3) 根据已知条件，对电动助力转向系统中的齿轮齿条式转向器进行了 齿轮轴和齿条的设计计算。第 4 章 转向传动机构的优化设计4.1 结构与布置齿轮齿条式转向器因结构简单紧凑、制造工艺简便等优点 , 既适用于整 体式前轴,也适用于

41、采用独立悬架的断开式前轴 , 被广泛地应用在轿车、轻型 客货车、微型汽车等车辆上。其中 , 与之配用的转向传动机构同传统的整体 式转向梯形机构相比有其特殊之处。一般来说, 这种转向系统的结构大多如图 4-1所示。转向轴 1的末端与转 向器的齿轮轴 2直接相连或通过万向节轴相连 , 齿轮2与装于同一壳体的齿条 3啮合, 外壳则固定于车身或车架上。齿条通过两端的球铰接头与两根分开的 横拉杆4、7相连, 两横拉杆又通过球头销与左右车轮上的梯形臂 5、6相连。 因此, 齿条3既是转向器的传动件又是转向梯形机构中三段式横拉杆的一部 分。绝大多数齿轮齿条式转向器都布置在轴前后方 , 这样既可避让开发动机

42、的下部, 又便于与转向轴下端连接。安装时 , 齿条轴线应与汽车纵向对称轴 垂直, 而且当转向器处于中立位置时 , 齿条两端球铰中心应对称地处于汽车纵向对称轴的两侧。1.转向轴 2.齿轮 3.齿条 4.左横拉杆5.左梯形臂 6.右梯形臂 7.右横拉杆图4-1转向系统结构简图对于给定的汽车，其轴距L、主销后倾角B以及左右两主销轴线延长线与 地面交点之间的距离K均为已知定值。对于选定的转向器，其齿条两端球铰中 心距也为已知定值。因而在设计转向传动机构时 ，需要确定的参数为梯形底 角Y、梯形臂长l以及齿条轴线到梯形底边的安装距离h。而横拉杆长l则可12 由转向传动机构的上述参数以及已知的汽车参数K和转

43、向器参数M来确定。其 关系式为：/ = ,( _ -/ cos丫)2 + (/ sin丫一h)2(4-1)2 2 1 14.2 用解析法求内、外轮转角关系转动转向盘时， 齿条便向左或向右移动，使左右两边的杆系产生不同的 运动，从而使左右车轮分别获得一个转角。以汽车左转弯为例 ，此时右轮为 外轮，外轮一侧的杆系运动如图4-2所示。设齿条向右移过某一行程S,通过 右横拉杆推动右梯形臂，使之转过0 。0图4-2外轮一侧杆系运动情况取梯形右底角顶点0为坐标原点，X、Y轴方向如图5-2所示，则可导出齿 条行程S与外轮转角00的关系：K 一 MS =一 l1 cos(Y + P) 一 12 -l 2 si

44、n(Y +0 0) 一 h 22 2(4-2)另外，由图4-2可知：K 一 M1 2 + (一 S )2 + h 2 - 1 20 1 2 2 0 = arccos-0“：/K -M小27 ( S)2 + h21 22h+ arctg( K - M - 2S)一 丫(4-3)而内轮一侧的运动则如图4-3所示, 拉杆拉动左梯形臂转过 0 。i齿条右移了相同的行程S,通过左横图4-3内轮一侧杆系运动情取梯形左底角顶点01为坐标原点，X、Y轴方向如图5-3所示，则同样可导 出齿条行程S与内轮转角9.的关系，即：|K 一 MS = 11 cos 0.) + * 12 - 11 sin(y 0.) h2

45、 (4-4)0i = Y - arctg2hK - M + 2 S1 2 + ( K 一 M + S )2 + h 2 - 1 2 - arccos2-| K - M21 ：(+ S )2 + h 22(4-5)因此，利用公式(4-2)便可求出对应于任一外轮转角0的齿条行程S,再0将S代入公式(4-5)即可求出相应的内轮转0.角。把公式(4-2)和(4-5)结合起 来便可将0.表示为0 的函数，记作：.0反之，也可利用公式(4-4)求出对应于任一内轮转角0.的齿条行程S,再将S代入公式(4-3)即可求出相应的外轮转角9。将公式(4-4)和(4-5)结合起0来可将9表示为9 i的函数，记作：0

46、14.3转向传动机构的优化设计4.3.1目标函数的建立众所周知，在不计轮胎侧偏时，实现转向轮纯滚动、无侧滑转向的条件 是内、外轮转角具有如图4-4所示的理想的关系，即：ctgit = f(9 0)= arcctg (ctg9 0 占)(4-7) 0 - ctg9it = K(4-6)式中 T计及主销后倾角0时的计算轴距详细D=W=G图=纸：三二1爸爸 五四0六323183M06灵19二朋1汨(公历)巨蟹座扈虎揶子树与穿心莲的空间全套资料低拾10快起L汽车轴距 r车轮滚动半径由式(4-6)可将理想的内轮转角9it表示为9的函数，即：11 0反之,数,即:取内轮转角9,为自变量时，理想的外轮转角9

47、ot也可表示为9i的函9少=p (9i)二 arcctg (ctg9i + K)(4-8)而由转向梯形机构所提供的内、外实际转角关系为前述的e i=F(0o)或 0=(0 i),因此，转向梯形机构优化设计的目标就是要在规定的转角范围 内使实际的内或外轮转角尽量地接近对应的理想的内或外轮转角。为了综合 评价在全部转角范围内两者接近的精确程度 ,并考虑到在最常使用的中小转 角时希望两者尽量接近,因此建议用两函数的加权均方根误差C作为评价指 标。即：4-9) Sw f (9 ) - f (9 )1oooomax 9 =1O,2Ooc =Exwo 9iimax 9 =io,2。ih (9 )-申(9

48、)1ii4-10)两式中的加权因子W 0、Wi为：(4-9)、 (4-10) 两式是等价的,可根据具体情况任取其中之一作为极小 化目标函数。图4-4理想的内、外轮转交关系4.3.2 设计变量与约束条件对于给定的汽车和选定的转向器，转向梯形机构尚有梯形臂长11、底角 Y和安装距离h三个设计变量。其中底角丫可按经验公式先选一个初始值，然后再增加或减小，进行优化搜索。而11及h的选择则要结合约束条件来考虑。第一,要保证梯形臂不与车轮上的零部件 （如轮胎、轮辆或制动底板）发 生干涉，故要满足：式中Aoy梯形臂球头销中心的Y坐标值（见图4-3）Aymin车轮上可能与梯形臂干涉部位的Y坐标值因1 cosy

49、 - A 0，所以可知当1 选定时丫的可取值上限为：1 y min 1 Ay arccos y min（4-11）11第二，要保证有足够的齿条行程来实现要求的最大转角。即有 :式中 Smax最大转角0o max或0 i max所对应的齿条行程o maxi maxS转向器的许用齿条行程因 K_M 二 ii cosy + ；12 (llsiny - h)22 2所以由公式(1)或(3)可知：一般来说 内的数值很小，故在估算齿条行程时可略去不计，即可粗 略地认为：所以当Y选定时，11的可取值范围为:ymin 1 (4-12)cos y1 cosy - cos(Y +0)omax或 _ymin 1 4

50、0。，但一般后置式转向梯形机构的a都偏小。这是由于汽车正常行 min min驶中多用小转角转向， 约有80以上的转角在20以内即使是大转角转向 ，也是从小转角开始， 而且速度较低， 所以取23时的内轮一侧传动角 a 作i23为控制参数。以a 23。作为约束条件，这样一般均能保证在9 0 40 。i转向器安装距离h对传动角的影响较大，h越小，6占也小，可获得较大 的a。在选择h时应充分注意到这一点，但h过小会造成横拉杆与齿条间夹角0Z过大。由图4-2、图4-3可知：为保证传动良好一般希望:max 10 ，以此作为约束条件即要满足联立 不等式：|/ sin(y+9 ) -H-/sin10o 01o

51、由此可解得：由于转向器处于中立状态时（即e二0。）,：值较小，故可近似地认0i为： 于是可得h的取值范围:K - MK - Mu ( l cosy )sinlO。VhW l sinCye,口&%) + ( l cosy )sinlO。2 1 1 2 1(4-14)4.4 研究结论研究得到，对于同一 11，随着Y增大，。i略有减小，但要求安装距离h 相应地增大，同时Zmax也随之加大。随着11的减小，q也略有减小，不过11小 转向力臂也小，操纵力会有所增大。总的看来，只要11、丫和h三者选配的恰 当，其j差别是很小的。本章小结本章介绍了与齿轮齿条式转向器配用的转向传动机构的优化设计，介绍 了该转

52、向机构的结构特点和优化设计方法，给出了优化设计的目标函数和设 计变量的选取范围。结论在道路上行驶的各种机动车辆中，转向系统是它们必备的一个重要组成 部分。汽车的转向系就是用来改变或保持汽车行驶方向的机构，它由转向操 纵机构、转向传动装置、转向轮和专用机构组成。汽车的转向性能是汽车的 主要性能之一，它能直接影响到汽车的操纵稳定性，对于确保车辆的安全行 驶、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着 重要的作用。随着时间的推移，高科技的不断发展，传统的机械助力转向系统慢慢地被电动助力转向系统所取代。电动助力转向系统采用全新的控制模式，最新的电子技术和高性能的电机控制技术，能够根

53、据车辆不同的行驶状况调节助力，拥有更好的转向操控性和节能效果。随着车辆进入家庭步伐的加快以及对节能、驾驶舒适性要求的提高，电动助力转向系统将拥有非常广阔的应用 前景。本文就是对汽车电动助力转向系统做了初步的研究，主要以电动助力 转向系统为研究对象。本文采用理论研究和借鉴研究相结合的方法，对电动助力转向系统进行 了初步的理论研究和设计。本论文完成的主要内容如下：(1) 汽车电动助力转向系统的介绍。介绍了转向系统的发展状况，重点 研究了电动助力转向系统的发展前景及与其他转向系统的比较，总结出 EPS 系统的优点，在将来，电动助力转向系统在汽车尤其是豪华轿车和货车中必 定会有广泛的应用。电动助力转向

54、系统的总体设计。对EPS系统的工作原理进行了研究， 并对EPS系统的结构和组成元件进行了细致、深入的研究。(3) EPS 系统的设计方法和转向器的设计。介绍了电动助力转向系统的 设计和计算方法。对齿轮齿条式转向器进行了具体的设计和计算，根据任务 要求完成了齿轮轴和齿条的部分计算。(4) 电动助力转向系统控制器的研究。简单的介绍了电动助力转向系统 控制器组成和工作原理。(5) 转向传动机构的优化设计。与齿轮齿条式转向器配用的转向传动机 构的优化设计。介绍了转向传动机构的优化设计方法，研究了其可行性，给 出了优化设计的目标函数和设计变量的选择范围。由于时间紧张和水平有限，对电动助力转向系统的研究不

55、是十分的完善， 对丁EPS系统的分析还有待更进一步的深入研究,比如对EPS系统的仿真分析7电机的控制原理和EPS系统模型的建立等内容。总之，这次的研究工作还只是对汽车的电动助力转向系统的研究和设计开了个头，还有更多的内容需要更 进一步的学习。致谢参考文献1 吴浩.电动助力转向控制策略研究及整车操纵稳定性的客观评价 .北京理工大学博士学位论文 .2007:6-152 王望予.汽车设计.第四版.机械工业出版社， 20103 郭新华.汽车构造.第二版.高等教育出版社， 20084 王黎钦，陈铁铭 .机械设计.第四版.哈尔滨工业大学出版社， 20085 余志生，汽车理论 .第五版.机械工业出版社， 2

56、0106 王连明，宋宝玉.机械设计课程设计 .第四版.哈尔滨工业大学出版社， 20107 张昌华.电动助力转向系统的研究与设计 .武汉理工大学， 20048张镇锋汽车电动助力转向器电控单元（ECU）的研究.武汉理工大学，20079 李书龙.汽车电动助力转向系统的研究与开发 .东南大学， 200410 钱瑞明.汽车转向传动机构的类型分析与优化设计 .东南大学， 200511 杜军.电动助力转向系统的研究 .天津大学， 200612 刘敏，田超，高为.汽车电动助力转向系统的开发与设计 .燕山大学，200813 冯樱，肖生发，罗永革 .汽车电子控制式电动助力转向系统的发展 .湖北 汽车工业学院， 200114 张辉，唐厚军.汽车电动助力转向系统设计 .上海交通大学， 2007附录 1