汽车四轮转向传动系统设计【含10张CAD图纸、说明书】
1The Mazda Speed Sensing Computerised 4-Wheel Steering System. Three and a half decades ago, two young Mazda designers arrived at a far-sighted and well-calculated conclusion that was quite revolutionary for the time. In their technical presentation at the October 26, 1962 Japanese Automotive Engineers Society Technical Conference, Dr Tadashi Okada and engineer Toshiaki summarised their arduous research concerning vehicle dynamics as follows. 1. The basic difference in the characteristics of oversteer and understeer lies in the magnitude of time delay and response. 2. a vehicle that is stable under high speed must possess understeer characteristics 3. the rear wheel tyre reflects heavily on the stability 4. a major improvement on control and stability may be anticipated by means of the automatic rear wheel steering system. The conclusions and formulations presented by these two engineers established the foundation for Mazdas present-day reputed suspension technology. Over years of dedicated research and development expertise, their original discoveries and theories have contributed to some of the most significant achievements within the recent history of automotive chassis engineering, incorporated by Mazda within its series production products. These developments include the twin trapezoidal link rear suspension, first employed in the original front-wheel drive Mazda 323 (1980) and the Mazda 626 (1982), and then perfected within the updated Mazda 626; the award winning Dynamic Tracking Suspension System of the second generation Mazda RX-7 (1985); and the elaborate E-link rear suspension of the new Mazda 929 (1987). While various external forces and loads are exerted to the rear wheels of a vehicle as it combats the elements of the law of motion as defined by Sir Isaac Newton, these new suspension systems convert those forces into “4WS effects“ which positively aid in vehicle stability and agility. The Mazda designers and engineers ultimate goal was still a positive measure to generate forces for positive controls; a Four-Wheel Steering system. 2In 1983, Mazda astonished the automotive world with the introduction of an engineering concept car, the MX-02, exhibited at the Tokyo Motor Show. This four-door Sedan, with generous passenger accommodation on an unusually long wheelbase, incorporated among its numerous advanced features a true 4WS system that aided high-speed stability as well as its low-speed manoeuvring. The degree of rear wheel steering was determined by the measurement of both front wheel steering angle and vehicle speed, by means of a central computer unit. The MX-02 was followed by another exciting concept car; the MX-03, first exhibited at the Frankfurt Motor Show in September 1985. This sleek four seat futuristic coupe of the 1990s combined a refined electronically-controlled 4WS system with a continually varying torque-split, four-wheel drive system and a powerful three-rotary engine. Mazda Electronically -Controlled Four-Wheel Steering System: A Beneficial Technology Mazdas electronically-controlled, vehicle-speed-sensing Four-Wheel Steering System (4WS) steers the rear wheels in a direction and to a degree most suited to a corresponding vehicle speed range. The system is mechanically and hydraulically actuated, producing greatly enhanced stability, and within certain parameters, agility. The driver of a Mazda 4WS-equipped car derives five strategic benefits, over and above the conventional vehicle chassis. Superior cornering stability 1.Improved steering responsiveness and precision 2.High-speed straightline stability 3.Notable improvement in rapid lane-changing manoeuvres 4.Smaller turning radius and tight-space manoeuvrability at low vehicle speed range The most outstanding advantage of the Mazda 4WS is that it contributes to a notable reduction in driver fatigue over high-speed and extended travelling. This is achieved by optimally: 31.reducing the response delay to steering input and action and 2.eliminating the vehicles excessive reaction to steering input In essence, by providing the optimum solution to the phenomena researched by the two young Mazda engineers in the early sixties - by the method advocated by them - the 4WS system has emerged as a fully beneficial technology. Strategic Construction The Mazda 4WS consists of a rack-and-pinion front steering system that is hydraulically assisted by a twin-tandem pump main power source, with an overall steering ratio of 14.2:1. The rear wheel steering mechanism is also hydraulically assisted by the main pump and electronically controlled - according to the front steering angle and vehicle speed. The rear steering shaft extends from the rack bar of the front steering gear assembly to the rear steering-phase control unit. The rear steering system is comprised of the input end of the rear steering shaft, vehicle speed sensors, a steering-phase control unit (determining direction and degree), a power cylinder and an output rod. A centering lock spring is incorporated, which locks the rear system in a neutral (straightforward) position in the event of hydraulic failure. Additionally, a solenoid valve that disengages hydraulic assist (thereby activating the centering lock spring) in case of an electrical failure is included. The 4WS system varies the phase and ratio of the rear-wheel steering to the front wheels, according to the vehicle speed. It steers the rear wheels toward the opposite phase (direction) of the front wheel during speeds less than 35km/h (22mph) for a tighter turn and “neutralizes“ them (to a straightforward direction, as in a conventional two-wheel steering principle) at 35km/h (22mph). Above that speed, the system steers toward the same phase-direction as the front wheels, thereby generating an increased cornering force for stability. The maximun steering angle of the rear wheels extends 5 degrees to either left or right, a measurement that Mazda has determined to be optimally effective and natural to human sensitivity. 4Primary Components 1. Vehicle speed sensors Interpret speedometer shelf revolutions and send signal to the electronic computer unit. two sensors, one within the speedometer and the other at the transmission output, are used to crosscheck the other for accuracy and failsafe measures. 2. Steering phase control unit* Conveys to the power steering cylinder booster valve thedirection and stroke of rear wheel steering by the combined movement of the control yoke angle and bevel gear revolutions. 3. Electric stepper motor Performs altering of the yoke angle and bevel gear phasing 4. Rear steering shaft Transmits front wheel steering angle by turning the small bevel gear in the steering phase control unit, which rotates the main bevel gear in the assembly. 5. Control valve Feeds hydraulic pressure to the steering actuator, according to the phase and stroke required for appropriate rear wheel steering. 56. Hydraulic power cylinder Operates the output rod by hydraulic pressure and steers the rear wheels. It locks the rear wheels in a “neutral“ (straightforward) position with the centering lock spring, which is activated by a solenoid valve in case of failure to ensure a normal 2WS function for the vehicle. 7. Hydraulic pump. Provides hydraulic pressure to both the front and rear steering systems. Details of Steering Phase Control Unit The steering phase control unit alters the direction and degree of rear wheel steering. It consists of a stepper motor that controls the rear steering ratio, a control yoke, a swing arm, a main bevel gear engaged to the rear steering shaft via a small bevel gear, and a control rod connected to the control valve. It operates: a. Opposite phase (direction) steering under 35km/h (22mph) 1. Control Yoke is at an angle activated by the stepper motor 2. Front wheels are steered to the right. The small bevel gear is rotated in direction X by the rotation of the rear steering shaft. The small bevel gear, in turn, rotates the main bevel gear. 3. Rotation of the main bevel gear causes movement of the control rod toward the control valve. 4. Input rod of the control valve is pushed to the right, according to the degree of the control rods movement (determined by the disposition of the swing arm), which is 6positioned to move in an upward direction, to the right. The rear wheels are thus steered to the left, in an opposite direction to the front wheels. 5. As the angle of the control yoke is increased in direction A as vehicle speed decreases, the rear-to-front steering ratio proportionately increases and the vehicles steering lock tightens. b. Same phase (direction) over 35km/h (22mph) The operation of this phase is the reverse of the opposite phase one, because the control yoke is angled toward “positive“ in this vehicle speed range, as illustrated. The phasing of the swing arm, yoke rod and bevel gear steers the rear wheels toward the right-the same direction as the front wheels. c. Neutral phase, at 35km/h (22mph) The control yokes angle is horizontal (neutral). Thus, the input rod is not affected, even if the control rod is moved with the rotation of the bevel gear unit. As a result, the rear wheels are not steered in this mode. Power Cylinder The movement of the input rod of the control valve unit is transmitted to the power cylinders spool. The spools displacement to the sleeve causes a pressure difference between the right and left side chambers in the hydraulic power cylinder. The pressure difference overcomes the output shaft load and initiates sleeve movement. The sleeve-power rod assembly is moved in the direction of the input rod by a proportionate degree. The output rod transmits steering action to the tie rod on either end of the rear wheel steering control-mechanism unit, thereby steering the rear wheels. Fail-Safe Measures 7The system automatically counteracts possible causes of failure, both electronic and hydraulic. In either case, the centering lock spring housed in the steering system unit returns the output rods in the “neutral“ straightforward position, essentially alternating the entire steering system to a conventional 2WS principle. Specifically, if a hydraulic defect should render a reduction in pressure level (by a movement malfunction or a broken driving belt), the rear wheel steering mechanism is automatically locked in a neutral position, activating a low-level warning light. In the event of an electrical failure, such would be detected by a self-diagnostic circuit integrated within the 4WS control unit, which stimulates a solenoid valve and then neutralizes hydraulic pressure and return lines, thereby alternating the system again to that of a 2WS principle. Henceforth, the warning light referencing the 4WS system within the main instrument display is activated, indicating a system failure. 8翻译马自达公司的速度感应四轮转向系统三十五年前,两个马自达设计师提出了一个远见的、有计算认为是相当革命性的结论。他们在 1962 年 10 月 26 日日本汽车工程师学会技术会议上 Tadashi Okada 博士和 Toshiaki 工程师总结了他们关于车辆动力学的辛勤研究如下:1.基本特性差别在于过度转向与不足转向的量和时间上的延迟和响应。2.汽车在高速状态下应具备不足转向特点。3.后方的稳定很大程度上反映出车轮和轮胎。4.控制与稳定的一大进步,可预期的方式自动引导系统后车轮. 这种结论和提法被这两个工程师提出并为良好悬架技术的研制成立了基金会多年来致力于研究和开发,原有的理论有一定的作用,一些最重要的成就在近代历史上汽车底盘工程,将在马自达的系列产品的生产. 这些发展包括双斜后方的联系中断,首先采用原第一轮驱动 323K(1980)、马自达 626(1982),然后在更新完善马自达 626. 获奖的动态跟踪系统中断的第二代发票 RC7(1985); 并制定电子后方联系中断新马自达 929(1987). 而与此同时各种外部压力和负荷作用与汽车后方的车轮,因为它违背牛顿的运动学原理,这些新系统中断将这些力量纳入“4ws 效应“,积极帮助稳定车辆和机敏. 马自达的设计师和工程师们的最终目标仍是积极的方法产生积极的控制措施; 四轮转向体系。1983 年马自达将举世震惊的概念引入工程车 MX02 中,并在东京会展上亮相。这辆四门私家轿车在不寻常的长轴距上布置了宽敞的乘客空间,它汇聚许多先进的特点具有高速稳定和低速操控性能的真正意义的 4WS 系统。后方车轮的量取决于前方双轮的角度和汽车的速度,而这些是由中央计算机单元控制的。MX-02 之后另一个令人振奋的概念车;MX-03 于 1985 年 9 月第一次在法兰克福展出。这辆豪华的四座双门未来派轿车装配了 90 年代精确电子控制的 4WS 系统和不同扭矩均分系统,四轮驱动和强劲的三旋轮发动机。马自达电子控制四轮转向系统: 有利的技术9马自达的电子控制、汽车速度感应四轮转向系统(4ws)驱动双后轮在一定方向和量上是最适合汽车的速度范围的。这种系统是机械和液压系统驱动,伴随着生产稳定提高,并在某些参数上反应敏捷。马自达 4WS 装备车来自五个战略利益的驱动,超过了传统的底盘。1.优秀的转弯稳定性。2.改良的驾驶响应时间和精度控制。3.高速直线稳定性。4.急速换道的机动性大大改观。5.更小的转弯半径和低速范围狭小空间的可操纵性。马自达最显著的优势在于 4WS 系统能显著降低高速疲劳驾驶和长期驾驶,这是最优化后取得的。1.降低对驾驶输入和动作的反应延迟。2.消除汽车对驾驶输入的过度响应。从根本上说,在60 年代初两位年轻的马自达工程师通过提供这个最佳解决现象的方法,- 以这种方法他们提倡 -4WS系统已经作为一项完全有利的技术出现。 战略性建设马自达 4WS 系统由两个串联泵来提供主要的动力来源的液压辅助的前置式齿轮齿条副转向系统,该转向系的总的传动比为 14.2:1。后面的车轮的转向依然是靠主泵提供动力的液压辅助驱动和根据前轮转角和汽车行驶速度来实现电子控制的装置。后轮的转向轴从前转向器的转向齿条延伸到转向控制单元。后面的转向系统包括转向轴后的输入端,车辆速度传感器,转向控制单元(确定方向和角度) ,一个动力气缸和一个输入轴。为了以防液压故障转向系统上面装了一个中央锁弹簧,它将系统锁止在中间位置,另外一旦发生电类的故障作用在螺旋管阀液体压力将消失(因此此时将中央锁弹簧将被开启) 。依据车速的不同变化“”系统因应前轮的变化不断改变后轮的状态和比率。当汽车在急转弯时如果速度小于 ( )将使汽车的后轮与前轮的状态相反hkm/35p2且在 ( )使它们失效(直到笔直向前,按照传统的两轮转向原理) 。hkm/35p2当速度高于 ( )时系统将于前轮保持同相转动,因此增加了转弯/时的稳定力。将转向后车轮的最大转角无论向左或是向右都增加了 。马自达已05经确定了使人感觉到自然和保持人类灵敏性的测量方法。10主要组成部分 1. 车辆速度传感器解析速度计架子的旋转并把这种信号传递到打字计算机单元。有两个传感器,一个在速度计内部另一个在传输的输出端,用这样两个传感器是为了使它们两个相互求证和失效保险。2. 转向状态控制单元*通过控制轭角度和锥形齿轮的配合运动将方向和行程传递给转向后轮3. 步进电机执行轭角度的改变和锥形齿轮定相。4. 后轮驱动轴通过控制那些小锥形齿轮来传递前轮转向角,旋转在组件里的主要锥形齿轮。 5. 控制阀将液压传递给转向执行机构,根据状态和行程要求引导合适的后轮转向。6. 液压动力气缸以液压驱动输出轴和后轮转向,它用一个中央锁止弹簧将后转向轮锁在中间位置,如果在不能确保其对一正常的车辆起作用时该锁将被开启。液压泵,给前面两个提供液压和后驱动轮。转向状态控制的细节转向控制单元改变转向后轮的度和方向。它有控制转向后轮转向系传动比的步进电机,一个控制轭, 一只摆动臂,一个通过小锥齿轮连接在后轮转向轴上的锥齿轮,和一个操纵杆连接控制阀。 它操作: a.转向状态(方向)少于 ( )的转向。35/kmh2p1. 控制轭在步进电机作用下有一个角度。2. 前轮被转向右边。小的锥形齿轮由于转向后轮轴的旋转而沿方向旋转,小的锥形齿轮依次旋转主要的锥形齿轮。3. 主要锥形齿轮的旋转引起控制阀操纵杆的运动。4. 控制阀的输入杆被推到右边, 根据操纵杆的运动的度(通过摆动臂的安排确定),被确定位置进入一个向上方向,朝右边。 后车轮在左侧被如此使得转向后轮对转向前轮有个相反的转向。5. 随着车辆速度的减少控制轭的角度增加,由后到前的转向系传动比也要成比例增加而转向锁收紧。b.这个阶段的操纵与第一个阶段的操作相反,这是因为在一定的速度范围控制轭的转动角度趋向明显,如同说明的那样。摆动臂,轭杆和锥形齿轮与前转向轮保11持相同的状态。c.中间状态,以 ( )控制轭的角度是水平的(中间位置) 。因此,35/kmh2p这根输入杆没有被影响,即使这个操纵杆为锥形齿轮单元所带动。因此后转向轮没有被这种方式所驱动。动力气缸控制阀单元的输入轴的运动被传递给气缸线轴。由于线轴相对与套管的位移使得液压动力气缸的左右壁室的形成一个压力差。压力差克服输出轴的负荷并使轴套运动。轴套动力轴总成被以相同的比例传递到输入。输出轴将转向运动传递到后轮的任一转向控制单元。由此驱动后转向轮。故障安全保障 系统能自动消除电子和液压可能存在的问题, 无论发生哪种情况,封装在转向系统里面的中央锁止弹簧返回给输出轴并确保其在中间的位置。本质上是使整个转向系统符合一个传统的 2WS 准则。尤其是一个液压的缺陷使得压力水平的降低(一个错误的操作或者是安全带的断裂) ,后轮转向装置被锁止在中间位置,并气动一盏低级的警告灯,如果是一个电子元件的错误,那么这个错误将被集成在 4WS 控制单元里面的自诊断回路所探测到,这将促使一个螺线管阀门的开启然后使液压无效并且返回到回路里面,因此再次使该系统符合 2WS 准则。 从今以后,4WS 系统在主要仪器内展示的警告灯开动,就表明一个系统故障。I摘要本文主要研究了四轮转向传动系统的基本结构和工作原理,并对四轮转向传动路线进行了简要分析。以此为理论基础,以某汽车的相关参数设计了四轮转向转向器。包括前轮转向器的设计计算,后轮转向执行器的设计,齿条等强度的计算。四轮转向传动系主要是通过车速传感器、前轮转角传感器、前轮转速传感器、方向盘转角传感器、后轮转角传感器、后轮转速传感器,发送信号到四轮转向控制器内,信号经过处理,得出后轮所需的转角大小及方向,控制执行器完成转向。此系统可以改善车辆低速的转向灵活性和高速时的操纵稳定性,使汽车在转向时响应快,转向能力强,直线行驶稳定。前轮转向器是四轮转向的基础部件,是电机助力的齿轮齿条转向器。后轮执行器是驱动后轮转向的主要部件。通过对前轮转向器和后轮执行器的设计,为四轮转向技术整体设计提供了基础。关键词 四轮转向,齿轮齿条电动助力转向器,后轮转向执行器IIAbstractThis paper mainly studies is the four-wheel steering transmission system the basic structure and working principle, and the four-wheel steering transmission routes are briefly analyzed. This theory, with a car related parameters of the four-wheel steering transmission system was designed. Including front wheel steering gear design calculation, rear wheel actuator design strength calculation, rack .Four-wheel steering transmission system is primarily through speed sensor, front wheel Angle sensor, front wheel speed sensor, steering wheel Angle sensor, rear Angle sensor, rear Lord Angle sensor, rear vice, rotational speed sensor sends a signal to the four-wheel steering controller inside, signal through processing, draw the rear required corner size and direction, control actuator finish turning. This system can improve vehicle speed steering flexibility and high speed control stability of, make cars in steering response quickly, steering capability is strong, run straight stability. Front wheel steering gear is the basic components, four-wheel steering motor hydraulically rack-and pinion steering gear Rear actuators are drive rear wheel steering the major components. Through the front wheel steering gear and rear actuator is designed for four-wheel steering technology integral design provides the basis.Key words Four-wheel steering gear rack of electric power steering gear, rear wheel actuatorsIII目录摘要 IAbstract.II目录 III第一章 绪论 .1 第二章 设计方案选择 72.1 各传感器位置确定 7 2.2 转向机构的设计要求 8 2.3 转向梯形设计 9 2.4 本章小结 .10 第三章 齿轮齿条电动助力转向器设计计算 11 3.1 转向器的效率 .11 3.2 转向器正效率 + 11 3.3 转向器逆效率 - 12 3.4 传动比的变化特性 .13 3.4.1 力传动比与角传动比的关系 .14 3.5 参数选择 163.5.1 转向轮侧偏角计算 .17 3.6 转向系载荷确定 .18 3.7 转向器的主要元件设计 .19 3.7.1 选择齿轮齿条材料 .19 3.7.2 齿轮齿条基本参数 .21 3.7.3 转向横拉杆及其端部 .22 3.7.4 齿条调整 .23 3.8 齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析 .24 3.9 齿轮齿条传动受力分析 .25 3.10 弹簧的设计计算 29 3.11 齿轮轴轴承的校核 32 IV3.12 电机选择 33 3.12.1 助力转矩的计算 33 3.12.2 电动机参数的选择和计算 34 3.13 本章小结 34 第四章 后轮转向执行器设计计算 35 4.1 执行器结构设计 .35 4.2 齿条设计计算 .35 4.3 回位弹簧的设计计算 .35 4.4 电机选择 .37 4.4.1 助力转矩的计算 .37 4.4.2 电动机参数的选择和计算 .37 4.5 本章小结 .37 结论 39 致谢 40 参考文献 41 附录 42 - 1 -第一章 绪论四轮转向(Four Wheel Steer)控制技术就是在汽车行驶转向时通过引入一定的后轮转向来增强汽车在高速行驶或在侧向风力作用时的操纵稳定性、行驶安全性及改善低速时汽车的机动灵活性。我们知道普通汽车的转向是靠驾驶员转动方向盘,从而带动前轮的转动来实现的,前轮为转向轮。前轮转动后,车身方向跟着改变,无转向的后轮与车身的行进方向产生差距,产生偏离角,从而发生弯力,产生转向。由此可见,传统的前轮转向汽车有低速时转向响应慢,回转半径大,转向不灵活;高速时方向稳定性差等缺点。经过二十余年的研究,4WS 技术已趋于成熟,日本的日产公司、马自达公司、丰田公司,美国的福特公司、通用公司的汽车产品上都有装用 4WS 系统。我国开展汽车四轮转向技术研究相对较晚,80 年代末和 90 年代初开始有文章探讨 4WS 问题,90 年代末,上海交通大学、浙江大学开始进行 4WS 控制方法的研究。近年来,由于电子控制技术的快速发展,以及国内愈趋紧张的交通状况,四轮转向控制技术越来越被汽车厂商及各高校重视,在 2003 年和 2005 年海峡连杆机构学术研讨会上台北科技大学代表分享了后轮转向机构设计以及四轮转向控制防侧滑等理论成果。通过对目前四轮转向技术的研究,我参照已有车型的参数设计了四轮转向的前轮转向器和后轮转向执行器,为国内四轮转向技术的发展提供基础。【技术说明】后轮转向与前轮主要有两个不同的相位转角,当车速较低时后轮与前轮转向相反称为逆向位转角如图(1-1) ,当车速较高时后轮与前轮转向相同称为同相位转角如图(1-2) 。 - 2 -(a)2WS (b)4WS图(1-1) 4WS 低速时逆向位转向(a)2WS (b)4WS图(1-2)4WS 高速时同向位转向四轮转向系统的控制目标主要包括:1.减小侧向加速度响应和横摆角速度响应的滞后;2.减小汽车的侧偏角;3.增强汽车的行进稳定性;4.改善低速范围汽车的操纵性;- 3 -5.改善汽车的转向响应性能;6.抵制由汽车自身参数变化因素对汽车转向响应特性的影响,并保持所期望的汽车转向响应特性;后轮主动转向主要采用以下几种控制模式:1.定前后轮转向比转向系统;2.前轮参数控制后轮转向(前馈型)3.前后轮转向比是前轮转角函数的四轮转向系统;4.前后轮转向比是车速函数的四轮转向系统;5.具有反相特性的四轮转向系统;6.具有最优来控制的四轮转向系统;7.具有自学习、自适应能力的四轮转向系统。四轮转向系统的控制方法:前馈加反馈控制即前轮转向角比例前馈加横摆角速度比例反馈控制,控制后轮转向,并且使汽车质心处的侧偏角始终为零。本设计采用具有自学习、自适应能力的控制策略,的四轮转向技术。主要工作形式是四轮转向控制器收集各传感器输入的信号,通过处理信号,确定后轮所需的转角大小及方向,将蓄电池电压输送到后轮转向执行器完成转向如图(1-3) 。1- 车速传感器 2-方向盘转角传感器 3-后轮转速传感器 4-执行器电源输入端 5-后轮转向执行器 6-后轮转角传感器 7-四轮转向控制单元 8-前轮转角传感器 图(1-3)四轮转向示意图- 4 -四轮转向的工作特性:当车速低于 29km/h 时,如果转向盘转动,后轮会立即开始向与前轮相反的方向转动,在车速为零时,后轮最大转角是 6 度。后轮转角减小程度随车速变化,在车速为 29km/h 时后轮转角几乎是零。当车速为29km/h 时,转向盘在最初 200转角内后轮转向与前轮方向一致。在这个车速范围内,转向盘转角大于 200时后轮会转向相反的方向。当车速提高到96km/h,并且转向盘转角是 100时,那么后轮将会向前轮的方向转动约 1。在这个车速下,如果转向盘转动 500,后轮将会向前轮相反方向转动大约1【设计说明】由于本项技术的特殊性,和时间关系,只对前轮电动助力转向转向器,和后轮转向执行器进行了设计。对于悬架系统和和后轮转向梯形只是提出了设计方向。 (前悬架可以采用双叉臂式悬架,后悬架系统可以采用多连杆式悬架,现有车型-宝马七系,后轮转向梯形可采用双梯形,使用两套机构进行切换。 )前轮齿轮齿条转向器采用空心电机驱动螺杆助力系统,此系统具有节能、环保、高效、安全等诸多优点,其整体结构如图(1-4)所示。图(1-4)前轮转向器由电子控制单元(Electric Control Unit,简称 ECU)转矩传感器( Torque Sensor) ,前轮角度传感器( Rotation Speed sensor)电动机(Motor) 、转向盘(Steering Wheel)等组成。当驾驶员转动方向盘时,电动助力转向系统开始工作,转向盘角度和扭矩传感器把方向盘的输入信号(转向力矩和旋转角度) ,以电压信号的形式送至 ECU。与此同时 ECU 读取汽车的车的车速信号以及车辆发动机的转速信号。ECU 根据转向力矩大小和方向、发动机或电动机转速、车速、方向盘转角、方向盘转速等信号,判断是否需要助力及助力的大小和方向。若需要助力,则依据预先设计的助力特性曲线计算出必要的助力力矩,并- 5 -按照一定的控制策略和算法,输出相应的控制信号给驱动电路,由驱动电路提供相应的电流给助力电机,助力电机输出的转矩,由减速机构放大后再传送给转向轴起助力转向的作用,从而完成转向助力的功能。若出现故障或车速超出设定值则控制助力电机停止输出,系统不提供助力,系统转为人工手动转向。由于电控单元可以采集车速、方向盘的转矩和转角信号,所以 EPS 提供的助力大小可以根据控制策略调整。后轮转向执行器如图(1-5)所示 1- 转向轴螺杆 2-后轮转角传感器 3-定子 4-执行器壳体 5-回位弹簧 6-换向器 7-电刷8-转子 9-循环球螺杆图(1-5)后轮执行器执行器包含一个通过循环球螺杆机构驱动转向齿条的电动机。转向横拉杆是从转向执行器连接到后轮转向节臂和转向节处,执行器内的回位弹簧在点火开关断开,或四轮转向系统失效时将后轮推回直线行驶位置。一个后轮转角传感器安装在后轮转向执行器内。通过对前轮转向器和后轮转向执行器的设计,为四轮转向整体设计提供了基础。- 6 - 7 -第二章 设计方案选择2.1 各传感器位置确定1车速传感器:安装在变速内。车速传感器将与车速相关的电压信号送到四轮转向系统电子控制模块,这个车速信号也被送到自动变速器内的电子控制模块。2前/后轮转速传感器:安装在车轮轮毂上,前/后轮转速传感器将前/后轮转速电压信号送到四轮转向系统电子控制模块,这个车轮转速信号也被送到 ABS电子控制模块。3前轮转角传感器:前轮转角传感器安装在前轮电机内这个传感器含有一个随循环球螺杆旋转的脉冲环,电子霍尔传感元件直接安装在脉冲环上部,如图(2-1)图(2-1)当安装在转子上的“转角传感器检测凸台”随转子旋转时,套在转子上的转角传感器的霍尔传感元件向电子控制模块发出脉冲数字电压信号,显示转角。- 8 -4.后轮转角传感器:后轮转角传感器安装后轮执行器电机内,此传感器与前轮转角传感器相似,如上图,当安装在转子上的“转角传感器检测凸台”随转子旋转时,套在转子上的转角传感器的霍尔传感元件向电子控制模块发出脉冲数字电压信号,显示后轮转角。5.方向盘转角传感器:安装在组合开关下方的转向柱上。转角传感器采用霍尔效应原理结构,转角传感器检测转向盘的转动方向、转动速度和转动角度。转向盘转动时,转角传感器向电子控制模块传送前轮转动的信号。6.转向力矩传感器:安装在小齿轮内,转向力矩传感器根据小齿轮杆的旋转情况,检测出转向力的大小并输送至控制单元。如图(2-2) 图(2-2)2.2 转向机构的设计要求1运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动方向盘的转角之间保持一定的比例关系。2随着转向轮阻力增大(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 0.025 0.190KN 时,动力转向器就应开始 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。- 9 -5工作灵敏,即转向盘转动后,系统内压力能很快增长到最大值。6转向失灵时,仍能用机械系统操纵车轮转向。2.3 转向梯形设计阿克曼原理:汽车在行驶(直线行驶和转弯行驶)过程中,每个车轮的运动轨迹,都必须完全符合它的自然运动轨迹,从而保证轮胎与地面间处于纯滚动而无滑移现象。两轮转向汽车阿克曼原理如图(2-3) 转角关系 = 1(2.1)图(2-3)L:前后轮轴距 K:两轮转向主销距离但实际上的转向中心 O 不再后轮延长线上,这时汽车将产生侧倾力,将导致重心偏移即重心测偏角。通过四轮转向技术,后轮微小的转角(3)来控制车辆转弯时的侧倾角,使重心侧偏角减小为零。这样车辆在高速行驶时能迅速改变车道,车身又不致产生大的摆动,减少了产生摆尾的可能性,同时也改善了前轮转向不足的问题。- 10 -四轮转向汽车阿克曼原理如图(2-4) 转角关系图(2-4)前轮与后轮同向转向转角关系: - = 11-1 12-2 (2.2)前轮与后轮反向转向转角关系:+ = 11-1 12-2 (2.3)2.4 本章小结本章对四轮转向的具体结构做了详细介绍,并且对此结构的转向梯形进行分析,对前轮转向器和后轮执行器的设计提供了基- 11 -第三章 齿轮齿条电动助力转向器设计计算3.1 转向器的效率功率P 1从转向轴输入,经转向轴输出所求得的效率称为正效率,用符号 +表示, +=(P1P2)P l;反之称为逆效率,用符号 -表示, - =(P3P2)P 3。式中,P 2为转向器中的摩擦功率;P 3为作用在转向轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便,要求转向器传递正效率高。为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行驶位置,又需要有一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳,车轮与路面之间的作用力传至转向盘上要尽可能小,防止打手又要求逆效率尽可能低。3.2 转向器正效率 +影响转向器正效率的因素有:转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。转向器类型、结构特点与效率 在前述四种转向器中,齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高,而蜗杆指销式的固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。同一类型转向器,因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支撑轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承等三种结构之一。第一种结构除滚轮与滚针之间有摩擦损失外,滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动- 12 -摩擦损失,故这种转向器的效率仅有54。另外两种结构的转向器效率,根据试验结果分别为70和75。转向轴承的形式对效率也有影响,用滚针轴承比用滑动轴承可使正或逆效率提高约10。转向器的结构参数与效率 如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失,只考虑啮合副的摩擦损失,对于螺杆类转向器,其效率可用下式计算(3.1))tan(0式中, 为螺杆的螺线导程角; 为摩擦角, ;f为摩擦因数。0 =3.3 转向器逆效率 -根据逆效率大小不同,转向器又有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。路面作用在车轮上的力,经过转向系可大部分传递到转向盘,这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向后,转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳,又提高了行驶安全性。但是,在不平路面上行驶时,车轮受到的冲击力,能大部分传至转向盘,造成驾驶员“打手”,使之精神状态紧张,如果长时间在不平路面上行驶,易使驾驶员疲劳,影响安全驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。不可逆式转向器,是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力由转向传动机构的零件承受,因而这些零件容易损坏。同时,它既不能保证车轮自动回正,驾驶员又缺乏路面感觉;因此,现代汽车不采用这种转向器。极限可逆式转向器介于上述两者之间。在车轮受到冲击力作用时,此力只有较小一部分传至转向盘。它的逆效率较低,在不平路面上行驶时,驾驶员并不十分紧张,同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器要小。如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失,只考虑啮合副的摩擦损失,则逆效率可用下式计算- 13 -(3.2) 0tan)( 式(3.1)和式(3.2)表明:增加导程角 ,正、逆效率均增大。受 -增大的影0响 不宜取得过大。当导程角小于或等于摩擦角时,逆效率为负值或者为零,0此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此,导程角必须大于摩擦角。通常螺线导程角选在810之间。3.4 传动比的变化特性转向系的传动比包括转向系的角传动比 和转向系的力传动比 从轮胎接地woi pi面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力 之比,称为力传动比,即 =2Fw (3.3) 转向盘转动角速度 与同侧转向节偏转角速度 之比,称为转向系角传动 比 ,即; 式中, 为转向盘转角增量; 为转向woi kkkwodti 节转角增量; 为时间增量。它又由转向器角传动比 和转向传动机构角传动 比 所组成,即 = 。 0转向盘角速度 与摇臂轴转动角速度 之比,称为转向器角传动比 , 即 。ppwdti 式中, 为摇臂轴转角增量。此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器。摇臂轴转动角速度 与同侧转向节偏转角速度 之比,称为转向传动机构的角 传动比 ,即 。 kkpkwdti - 14 -3.4.1 力传动比与角传动比的关系轮胎与地面之间的转向阻力 和作用在转向节上的转向阻力矩 之间有如 下关系(3.4)aMFrW式中,为主销偏移距,指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至车轮中心平面与支承平面交线间的距离。作用在转向盘上的手力 可用下式表示(3.5)SWhDF2式中, 作用在转向盘上的力矩;为转向盘直径。将式(3.4)、式(3.5)代入式(3.3)得到(3.6)aMDihswrP分析式(3.6)可知,当主销偏移距a小时,力传动比 应取大些才能保证转向轻便。通常轿车的 a 值在0406倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取,而货车的d值在4060mm范围内选取。转向盘直径 根据车型不同在JB450586转向盘尺寸标准中规定的系列内选取。如果忽略摩擦损失,根据能量守恒原理,2 可用下式表示 (3.7)wokhridM2将式(3.7)代人式(3.6)后得到(3.8)aDiswoP2当 和 不变时,力传动比 越大,虽然转向越轻,但 也越大, - 15 -表明转向不灵敏。根据相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等, 即 = 。其中齿轮基圆齿距12,齿条基圆齿距 。由上述两式可知:当齿轮1=11 2=22具有标准模数 和标准压力角 与一个具有变模数 、变压力角 的齿条相1 1 2 2啮合,并始终保持 时,它们就可以啮合运转。如果齿条中11=22部(相当汽车直线行驶位置)齿的压力角最大,向两端逐渐减小(模数也随之减小),则主动齿轮啮合半径也减小,致使转向盘转动某同一角度时,齿条行程也随之减小。因此,转向器的传动比是变化的。随转向盘转角变化,转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。影响选取角传动比变化规律的因素,主要是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。若转向轴负荷小,在转向盘全转角范围内,驾驶员不存在转向沉重问题。装用动力转向的汽车,因转向阻力矩由动力装置克服,所以在上述两种情况下,均应取较小的转向器角传动比并能减少转向盘转动的总圈数,以提高汽车的机动能力。转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。过小则在汽车高速直线行驶时,对转向盘转角过分敏感和使反冲效应加大,使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。直行位置的转向器角传动比不宜低于1516。- 16 -3.5 参数选择1.本系统车型为前置前驱 2.部分参数选取国内已有车型前/后轮距 K 1540/1540(mm) 轴距 L 2578(mm)轮胎型号 205/55 R16整备质量 1405(kg)允许总质量 M 800(kg)前/后轴载荷 1000/1000(kg)方形盘直径 400(mm)齿条有效行程 150(mm)1最小转弯半径 R 6000(mm)齿轮齿条转向器正效率 90 %表 3.1项目 转向小齿轮 转向齿条模数 2.5 2.5齿数 /12 6 28法相压力角 20 20螺旋角/齿倾角 1/2 140 80变位系数 Xn 0 0齿顶高系数 h 1 1 顶隙系数 c 0.25 0.253.5.1 转向轮侧偏角计算说明:此四轮转向技术为主动转向技术,后轮微小转角( )考虑当后轮执3行器失灵时,汽车按二轮转向技术行驶,所以转向轮侧偏角按二轮转向汽车方法计算如图(3-1)- 17 -。Sin 0.43 =25786000=(3.9) 25.470=tan 0.665 = 2578600025.471540=(3.10) 33.620 =3.6 转向系载荷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- 18 -件强度,需首先确定作用在各零件上的力。线角传动比 i i= 47.58 12 =3.142.568 =(3.11)方向盘转动圈数 n n= 3.15 (3.12)1 =15047.58=角传动比 = 19.19 =360+ = 3.1536025.47+33.62=(3.13)原地转向阻力距 的计算: 455557.72N.mm =f3G3P=0.73 (9.8900)30.18 =(3.14)f 轮胎和路面间的滑动摩擦因数G 转向前轮负荷。单位为 NP 轮胎气压,单位为 MPa作用在转向盘上的手力 = 131.89N 2MR=2455557.71940019.1990%=(3.15)原地转向阻力矩MR转向盘直径- 19 -转向器角传动比转向器正效率主销偏移距 a a0.5205102.5mm作用在转向盘上的力矩 26378N.mm2 =131.894002 =力转动比 =6.9 = =455557.7240026378100轮辋直径 16in1625.4406.4mm =梯形臂长度 (0.8/2)2 2= 162.56mm 取 162mm轮胎直径 55%2205 =+631.9mm 取 632mm 齿宽系数 =1.2 15.46mm 1=1=2.5614=齿条宽度 . 1.215.4618.55mm2 2= 1=圆整取 20mm 则取齿轮齿宽 +10=20+10=30mm2 1=23.7 转向器的主要元件设计3.7.1 选择齿轮齿条材料小齿轮:齿轮通常选用国内常用、性能优良的 20CrMnTi 合金钢,热处理采- 20 -用表面渗碳淬火工艺,齿面硬度为 HRc58 63/。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。齿轮齿条上的齿选用斜齿。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齿轮轴上端与转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。表(3-2)齿轮轴的设计参数项目 符号 尺寸参数(mm)总长 1 165齿宽 1 30齿数 1 6法向模数 Mn 2.5螺旋角 1 140旋向 左旋齿条:选用与 20CrMnTi 具有较好匹配性的 40Cr 作为啮合副,齿条热处理采用高频淬火工艺,表面硬度 HRc50 56。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。导向座将齿条支撑在转向器壳体上。齿条的横向运动拉动或推动转向横拉杆,使前轮转向 (图 3.4.1)- 21 -(图 3.1)表(3-3)齿条尺寸设计参数项目 符号 尺寸参数(mm)总长 2 763直径 30齿数 2 283.7.2 齿轮齿条基本参数齿轮:分度圆直径 15.46mm 1=1=2.5614=齿顶高 =(+)1.215.4618.55mm 齿顶圆直径 1=+2- 22 -15.4622.520.46mm齿根高 =(+)2.5(1-00.25)3.125mm齿根圆直径 =12=15.462(+)=15.46-22.5(1-00.25)9.21mm齿条:齿顶高 =(+)2.5(1=0)2.5mm 齿根高 =(+) 2.5(1-00.25)3.125mm齿顶高系数取 1顶隙系数取 0.253.7.3 转向横拉杆及其端部 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。当这些球头销按制造厂的规范拧紧时,在球头销上产生了一个预载荷。防尘套夹在转向器两侧的壳体和转向横拉杆上,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如图(3-2) 。- 23 -1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开口槽图(3-2)表(3-4)横拉杆尺寸项目 符号 尺寸参数(mm)横拉杆总长 376螺纹长度 62外接球头总长 68外接头螺纹公称直径 M12 1.5横拉杆直径 183.7.4 齿条调整一个齿条导向座安装在齿条光滑的一面。齿条导向座和与壳体螺纹连接的调节螺塞之间连有一个弹簧。调节螺塞由锁紧螺母固定。齿条导向座的调节使齿轮、齿条间有一定预紧力,预紧力会影响转向冲击、噪声及反馈。表(3-5)导向座项目 符号 尺寸参数(mm)导向座外径 3 38导向座高度 1 40- 24 -弹簧总高度 19弹簧外径 26螺塞螺纹公称直径 4 8螺塞高度 28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将使前轮从锁点转向锁点。这种传动比过于小,因为转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。19.19:1 的传动比较为合理。在这样的传动比下,转向盘每转动 19.19,前轮转向 1。为了计算传动比,可将锁点到锁点过程中转向盘转角的度数除以此时转向轮转角的度数。3.8 齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析- 25 -图(3-3)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 ,因而前30轮从左到右总共转动约 60。当转向轮右转 30,即梯形臂或转向节由 OC 绕圆心 O 转至时 OA,齿条左端点 E 移至 EA 的距离为 1OD = OACOS 16230= 25=146.8DC = OC =162146.8=15.2齿轮齿条啮合长度应大于 1+2=25+33=163.8A A = =200= 22= 200215.22=199.4C A= =20095.3=104.71=C=200104.7=95.3同理计算转向轮左转 35,转向节由 OC 绕圆心 O 转至 OB 时,齿条左端点 E 移至 的距离为 2DB=DA=68.46mm DC=BB= 22= 200215.22=199.42=+=95.34+199.4200=94.74即 L =95.3+94.74=190.04 取 L=200mm1+2 m- 26 -3.9 齿轮齿条传动受力分析轴的受力分析:若略去齿面间的摩擦力,则作用于节点 P 的法向力 可分解为径向力 和分力 F,分力 F 又可分解为圆周力 和轴向力 。 =211=23916821.64=3619.96=3619.9820/14=1357.90=3619.9814=937.84计算支承反力在垂直面上=21+121+2 =391357.9+902.5610.8278=804.15=1=1357.9804.15=553.75在水平面上=12=3619.982 =1809.98画弯矩图在水平面上,a-a 剖面左侧、右侧=1=1809.9839=70589.22
收藏