1、汽車電動助力轉向系統的設計第1章緒論1.1 汽車轉向系統簡介汽車轉向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪 之間有協調的轉角關系。它由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構組成。轉向系統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向特性、穩 定性、和行駛安全性。目前汽車轉向技術主要有七大類：手動轉向技術(MS、液壓助力轉向技術(HPS、電控液壓助力轉向技術(ECHP、電動助力轉向技術(EPS、四輪轉向技術(4WS、 主動前輪轉向技術(AFS和線控轉向技術(SBV、。轉向系統市場上以 HPS ECHPS EPS應用為 主。電動助力轉向具有節約燃料、有利

2、于環境、可變力轉向、易實現產品模塊化等優點，是一 項緊扣當今汽車發展主題的新技術，他是目前國內轉向技術的研究熱點。1.1.1 轉向系的設計要求(1) 汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要 求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩定性。(2) 汽車轉型行駛后，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并 穩定行駛。(3) 汽車在任何行駛狀態下，轉向輪都不得產生共振，轉向盤沒有擺動。(4) 轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協調使車輪產生的擺動應最小。(5) 保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。操縱輕便。(7) 轉

3、向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。(8) 轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。(9) 在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉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，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。1.2 EPS的特點及發展現狀1.2.1 EPS 與其他系統比較對于電動助力轉向機構(EPS)，電動機僅在汽車轉向時才工作并消耗蓄電池能量；而對于常 流式液壓動力轉向機構，因液壓泵處于長期工作狀態和內泄漏等原因要消耗較多的能量。兩者比較，電動助力轉向的燃料消耗率僅為液壓動力轉向的16%- 20%液壓動力轉向

4、機構的工作介質是油，任何部位出現漏油，油壓將建立不起來，不僅失去助 力效能，并對環境造成污染。當發動機出現故障停止工作時，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。電動助力轉向機構不存在漏油的問題，只要蓄電池內有電 提供給電動助力轉向機構，就能有助力作用，所以工作可靠。若液壓動力轉向機構的油路進入 空氣或者貯油罐油面過低，工作時將產生較大噪聲，在排除氣體之前會影響助力效果；而電動 助力轉向僅在電動機工作時有輕微的噪聲。電動助力轉向與液壓動力轉向比較，轉動轉向盤時僅需克服轉向器的摩擦阻力，不存在回 位彈簧阻力和反映路感的油壓阻力。電動助力轉向還有整體結構緊湊、部件少、占用的空

5、間尺 寸小、質量比液壓動力轉向約輕 20%25以及汽車上容易布置等優點。1.2.2 EPS的特點(1) EPS節能環保。由于發動機運轉時，液壓泵始終處于工作狀態，液壓轉向系統使整個發動機燃油消耗量增 加了 3%5%而 EPS以蓄電池為能源，以電機為動力元件，可獨立于發動機工作，EPS幾乎不直接 消耗發動機燃油。EPS不存在液壓動力轉向系統的燃油泄漏問題，EPS通過電子控制，對環境幾乎沒有污染。(2) EPS裝配方便。EPS的主要部件可以集成在一起， 易于布置，與液壓動力轉向相比減少了許多原件，沒有液壓系統所需要的油泵、油管、壓力流量控制閥、儲油罐等，原件數目少，裝配方便，節約時間。(3) EP

6、S效率高。液壓動力轉向系統效率一般在 60%70%而EPS得效率較高，可高達90%以上。(4) EPS路感好。傳統純液壓動力轉向系大多采用固定放大倍數，工作驅動力大，但卻不能實現汽車在各種 車速下駕駛時的輕便性和路感。而EPS系統的滯后性可以通過 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向助力。(5) EPS回正性好。EPS系統結構簡單，不僅操作簡便，還可以通過調整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定性和舒適性。(6 )動力性。EPS系統可隨車速的高低主動分配轉向力，不直接消耗發動機功率，只在轉向時才起助力作 用，保障發動機充足動力。(不像HPS

7、液壓系統，即使在不轉向時，油泵也一直運轉處于工作狀 態，降低了使用壽命)123 EPS在國內外的應用狀況國外EPS的發展之路：因為微型轎車上狹小的發動機艙空間給液壓助力轉向系統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系統首先是在微型轎車上發展起來的。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，隨后還應用在 其Alto車上。此后，EPS在日本得到迅速發展。出于節能環保的考慮，歐、美等國的汽車公司 也相繼對EPS進行了開發和研究。雖然比日本晚了十年時間，但是歐美國家的開發力度比較大， 所選擇的產品類

8、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，因此研發周期較短，上世紀 80年代末期就開始產業化，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，但是電子控制系統比較復雜，延長了研發周期。直到90年代中期歐美才開始量產。從長遠發展看，有刷電機存在一定弊端，比如電機產生的噪聲較難克服， 磨損較嚴重，存在電磁干擾等問題。因此，日本現在國內裝配的EPS也逐漸轉向無刷電機了。國內EPS的發展現狀：我國汽車電子行業的總體發展相對滯后，但是，隨著汽車對環保、節能和安全性要求的進 一步提高，代表著現代汽車

9、轉向系統的發展方向的EPS電動助力轉向系統已被我國列為高新科技產業項目之一，國內各大院校、科研機構和企業在進行EPS技術的研究，也有少數供應商能批量提供轉向軸式的 EPS系統。但總的來講目前國內 EPS技術還不成熟；供應商所提供的 EPS 系統還未達到產品級的要求，且類型單一，還不能滿足整車廠需要。據悉，自主品牌研發的EPS系統離產業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量產。EPS系統是未來動力轉向系統的一個發展趨勢。1.3 本課題的研究意義 W、 j-隨著科技的發展和人們生活水平及環保意識的提高，汽車轉向助力肯定會向更輕便、更節 能、更安全的方向發展，而本課題正是沿著這個方

10、向對汽車的轉向系統進行了研究。現存的汽 車，大部分都是傳統液壓助力轉向系統，甚至沒有助力轉向系統，電動助力轉向系統能提供比 其更安全、更舒適的轉向操控性和節能效果。本課題對該系統的進行了深入的研究，并將其應 用于實踐，這對于推動該系統的發展和最終的產品化應用，對于推動機械、傳感器技術和電子 器件制造等相關產業的發展，對于提高我國汽車電子化水平和加快轉向系統產業化發展具有十 分重要的意義。在可預見的將來，電動助力轉向系統在汽車領域必定會有廣泛的應用。本章小結這一章介紹了現在應用的汽車轉向技術，并對電動助力轉向系統和液壓助力轉向系統進行 了分析比較。還闡述了 EPS的國內外發展狀況。僅供參考第2章

11、電動助力轉向系統的總體組成2.1 電動助力轉向系統的機理及類型近年來，電動助力轉向機構在乘用車上得到應用，并有良好的發展前景。電動助力轉向機 構，除去應當滿足對液壓式動力轉向機構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；當地面與車輪之間有反向沖擊力作用 時，電動助力轉向機構應迅速反應，制止轉向盤轉動；在過載使用條件下有過載保護功能等。2.1.1 電動助力轉向系統的機理電動助力轉向機構由機械轉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、傳感器和控制器（ECU及線束，有的還有減速機構和電磁離合器等（圖 2-1）圖2-1電動助

12、力轉向機構示意圖一-目前用于乘用車的電動助力轉向機構的轉向器，均采用齒輪齒條式轉向器。其功能除用來 傳遞來自轉向盤的力矩與運動以外，還有增扭、降速作用。轉向過程中，電動機將來自蓄電池 的電能轉變為機械能向轉向系輸出而構成轉向助力矩，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向機構只在預先設定的行駛速度范圍 內工作。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， 轉向機構也暫時轉為機械式轉向機構。當電動機發生故障時，離合器也自動分離。離合器分

13、離 后再行轉向時，可不必因帶動電動機而消耗駕駛員體力。單片式電磁離合器包括主動輪、從動 軸、壓盤、磁化線圈和滑環等。1.主動輪2.磁化線圈3.壓盤4.花鍵 b. 乂5.從動軸6軸承7滑環8電動機" .、. j圖2-2電磁離合器工作原理簡圖其工作原理如圖所示，裝有磁化線圈2的主動輪1與電動機軸固定連接，來自控制器的控制電流經滑環7輸入磁化線圈，于是主動輪產生電磁吸力，將壓盤3吸到主動輪上，然后電動機的動力經主動輪、壓盤及壓盤轂上的花鍵傳給從動軸5,實現助力作用。汽車以較高車速轉向行駛，作用在轉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。

14、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，在進行再進行轉向將不存在助力作用，直 至電動機恢復工作為止。電動助力轉向機構的工作原理如下：當駕駛員對轉向盤施力并轉動轉向盤時，位于轉向盤下方與轉向軸連接的轉矩傳感器將經 扭桿彈簧連接在一起的上、下轉向軸的相對轉動角位移信號轉變為電信號傳至控制器，在同一 時刻車速信號也傳至控制器。根據以上兩信號，控制器確定電動機的旋轉方向和助力轉矩的大僅供參考小。之后，控制器將輸出的數字量經D/A轉換器，轉換為模擬量，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

15、時將此信號送往電動機驅動電路，該電路驅動電動機，并向電動機提供控制電流，完成助力 轉向作用。2.1.2 電動助力轉向系統的類型EPS系統依據電動機布置位置的不同可分為轉向軸助力式、小齒輪助力式、齒條助力式三個基本類型(圖2-3)a )b)c)a)轉向軸助力式 b) 齒輪助力式 c )齒條助力式圖2-3 EPS系統的類型(1) 轉向軸助力式 轉向軸助力式電動助力轉向機構的電動機布置在靠近轉向盤下方，并經蝸輪蝸桿機構與轉向軸連接(圖 2-3a)。這種布置方案的特點是：由于轉向軸助力式電動助力轉向的電動機布置在駕駛室內，所以有良好的工作條件；因電 動機輸出的助力轉矩經過減速機構增大后傳給轉向軸，所以

16、電動機輸出的助力轉矩相對小些， 電動機尺寸也小，這又有利于在車上布置和減輕質量；電動機、轉矩傳感器、減速機構、電磁 離合器等裝為一體是結構緊湊，上述部件又與轉向器分開，故拆裝與維修工作容易進行；轉向 器仍然可以采用通用的典型結構齒輪齒條式轉向器；電動機距駕駛員和轉向盤近，電動機的工 作噪聲和振動直接影響駕駛員；轉向軸等零件也要承受來自電動機輸出的助力轉矩的作用，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。(2) 齒輪助力式齒輪助力式電動助力轉向機構的電動機布置在與轉向器主動齒輪相連接的

17、 位置(圖2-3b )，并通過驅動主動齒輪實現助力。這種布置方案的特點是：電動機布置在地板下方、轉向器上部，工作條件比較差對密封要求較高；電動機的助力轉 矩基于與轉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量；轉向軸等位于轉向器主動 齒輪以上的零部件，不承受電動機輸出的助力轉矩的作用，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向盤；電動機、轉矩傳感器、電 磁離合器、減速機構等與轉向器主動齒輪裝在一個總成內，拆裝時會因相互影響而出現一定的 困難；轉向器與典型的轉向器

18、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向機構的電動機與減速機構等布置在齒條處(圖 2-3c )，并直接驅動齒條實現助力。這種布置方案的特點是：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 構等不占據轉向盤至地板這段空間，因而有利于轉向軸的布置，駕駛員腿部的動作不會受到它 們的干擾；轉向軸直至轉向器主動齒輪均不承受來自電動機的助力轉矩作用，故他們的尺寸能僅供參考小些；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 轉矩只經過減速機構增扭，沒有經過轉向器增扭，因而必須增大電動機輸出的助力轉矩才能有 良好

19、的助力效果，隨之而來的是電動機尺寸增大、質量增加；轉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。2.2 電動助力轉向系統的關鍵部件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。2.2.1 扭矩傳感器扭矩傳感器檢測扭轉桿扭轉變形，并將其轉變為電子信號并輸出至電子控制單元，是電動 助力轉向系統的關鍵部件之一。扭距傳感器由分相器單元1、分相器單元2及扭桿組成（如圖2-4 ）。圖2-4扭距傳感器轉子部分的分相器單

20、元1固定于轉向主軸，轉子部分的分相器單元2固定于轉向傳動軸。扭轉桿扭轉后，使兩個分相器單元產生一個相對角度，電子控制單元根據兩個分相器的相對位 置決定對EPS電動機提供多少電壓。2.2.2 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。2.2.3 電動機電動機由轉角傳感器、定子及轉子組成（如圖 2-5 ）。將電動機和減速機構布置在齒條處，并直接驅動齒條實現助力。通過轉角傳感器檢測電動 機的旋轉角度防止扭矩波動。圖2-5電動機結構2.2.4 減速機構減速機構米用滾珠式減速齒輪機構，將其固定在電動機的轉子上。電動機的轉動傳到減速 機構，

21、經過滾珠及蝸桿傳到齒條軸上。滾珠在機構內部經過導向進行循環。225電子控制單元電子控制單元（ECU的功能是依據扭矩傳感器和車速傳感器的信號，進行分析和計算后，發出指令，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、發動機轉速等信號判斷系統工作是否正常，一旦系統工作異常，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。2.3 電動助力轉向的助力特性電動助力轉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Va的變化而變化，并將這種助力特性稱之為車速感應型。圖2-6示出的車速感應型助力特性曲線表明，助

22、力既是作用到轉向盤上的力矩的函數，同時也是車速的函數。圖2-6車速感應型助力特性當車速Va=0時，相當于汽車在原地轉向，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 Va不斷升高，助力特性曲線的位置也逐漸降低，直至車速Va達到最高車速Vamax為止，此時的助力強度已為最小，而路感強度達到最大。本章小結 r/；|本章主要是介紹了電動助力轉向機構的組成、工作原理，以及對電動助力轉向的三種布置 形式進行了分析對比。還有分析了電動助力轉向系統各主要部件的結構及工作過程和助力特性。I:僅供參考第3章電動助力轉向系統的設計3.1 對動力轉向機構的要求（1）運動學上應保持轉向輪轉角和駕

23、駛員轉動轉向盤的轉角之間保持一定的比例關系。（2） 隨著轉向輪阻力的增大（或減小），作用在轉向盤上的手力必須增大（或減小），稱之為 “路感”。（3） 當作用在轉向盤上的切向力Fh _0.025O.WOkN時（因汽車形式不同而異），動力轉向器 就開始工作。（4）轉向后，轉向盤應自動回正，并使汽車保持在穩定的直線行駛狀態。（5）工作靈敏。（6）動力轉向失靈時，仍能用機械系統操縱車輪轉向。3.2 齒輪齒條轉向器的設計與計算齒輪齒條轉向器最主要的優點是：結構簡單、價格低廉、質量輕、剛性好、使用可靠；傳 動效率高達90%根據輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向器有四種形式：中間輸入，兩端輸出（圖3

24、-1a ）;側面輸入，兩端輸出（圖3-1b）;側面輸入，中間輸出（圖3-1c ）;側面輸 入，一端輸出圖（圖3-1d ）。圖3-1齒輪齒條式轉向器的四種形式3.2.1 轉向系計算載荷的確定為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，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向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓 等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩定阻力、輪胎變形阻 力和轉向系中的內摩擦阻力等。精確地計算出這些力是困難的。為此用足夠精確的半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝 土路面上的原地轉向阻力矩 MR（N mm）- f 應 0

25、.7 I81003心八M R3 4 7 2 125M- mm（3-1）3 P 30.24式中f 輪胎和路面間的滑動摩擦因數；G1 轉向軸負荷，單位為N;P輪胎氣壓，單位為MPa作用在轉向盤上的手力Fh為：僅供參考Fh2LjM RL2Dswi ,2 347215.2350 18 0.9(3-2)式中Li轉向搖臂長,單位為mmM r 原地轉向阻力矩，單位為NmmL2 轉向節臂長,單位為mmDsw為轉向盤直徑,單位為mmQ 轉向器角傳動比； 轉向器正效率。因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂，故Li、L2不代入數值。對給定的汽車,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L

26、2:輪輞直徑 Rlw = 16in=16 x 25.4=406.4mm用上式計梯形臂長度 L2 = Rlw x 0.8/2= 406.4 x 0.8/2=162.6mm( 3-3)取 L2 =160mm輪胎直徑的計算FT:Rr URLW 0.55 205 =406.4+0.55 X225=530.2mm(3-4)取 Rt =530mm轉向橫拉桿直徑的確定：./J4Mr J4X347.2Va兀 b 】一丫0.16沃3.14漢21610m 二 3.578mm(3-5)a = L2；=216MPa;M347.2N m 因此取dmin =15mm初步估算主動齒輪軸的直徑：16MnmaxJI16 122

27、5 °.% = 8.935mm3.14 140(3-6)=140MPa所以取dmin =18mm上述的計算只是初步對所研究的轉向系載荷的確定。322齒輪齒條式轉向器的設計(一) EPS系統齒輪齒條轉向器的主要元件(1) 齒條是在金屬殼體內來回滑動的，加工有齒形的金屬條。轉向器殼體是安裝在前橫梁或 前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉向桿系的搖桿和轉向搖臂，并保證轉向橫拉桿在適當 的高度以使他們與懸架下擺臂平行。齒條可以比作是梯形轉向桿系的轉向直拉桿。導向座將齒 條支持在轉向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使前輪轉向。表3-1齒條的尺寸設計參數序號項目r符號:尺寸參數(m

28、m)1總長7302直徑253齒數204法向模數3(2)齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉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。齒輪軸上端與轉向柱內的轉向軸相連。因此，轉向盤的 旋轉使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉向器殼體上的球軸承支承。斜齒的彎曲增加了一對嚙合齒輪參與嚙合的齒數。相對直齒而言，斜齒的運轉趨于平穩, 并能傳遞更大的動力。表3-2齒輪軸的尺寸設計參數序號項目|符號尺寸參數(mm)1總長1982齒寬603齒數n64法向模數35螺旋角14 °6螺旋方向左旋(3)轉向橫拉桿及其端部僅供參考1235 LiA%)1X',7T

29、i i.C""乂6 7 ? p1.橫拉桿2.鎖緊螺母3.外接頭殼體4.球頭銷5.六角開槽螺母6.球碗7.端蓋8梯形臂9.開口銷圖3-2轉向橫拉桿外接頭轉向橫拉桿與梯形轉向桿系的相似。球頭銷通過螺紋與齒條連接。當這些球頭銷依制造廠的規 范擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預載荷。防塵套夾在轉向器兩側的殼體和轉向橫拉桿上， 這些防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中。轉向橫拉桿端部與外端用螺紋聯接。這些端部與梯形轉向桿系的相似。側面螺母將橫拉桿 外端與橫拉桿鎖緊（見圖 3-2 ）。注：轉向反饋是由前輪遇到不平路面而引起的轉向盤的運動。（4）齒條調整 一個齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條

30、導向座1和與殼體螺紋連接的調節螺塞3之間連有一個彈簧2。此調節螺塞由鎖緊螺母固定 4。齒條導向座的調節使齒輪、齒 條間有一定預緊力，此預緊力會影響轉向沖擊、噪聲及反饋（見圖3-3 ）。圖3-3齒條間隙調整裝置齒條斷面形狀有圓形、V形和丫形三種，本設計采用 V形斷面，V形和丫形斷面齒條與圓形斷 面比較，消耗的材料少，約節省 20%,故質量小；位于齒下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來 防止齒條繞軸線轉動。在齒條與托座之間裝有用減磨材料（聚四氟乙烯）做的墊片，以減少滑 動摩擦。當車輪跳動、轉向或轉向器工作時，如在齒條上作用有能使齒條旋轉的力矩時，V形斷面齒條能防止因齒條旋轉而破壞齒輪、齒條的齒不能正

31、確嚙合的情況出現。（二）轉向傳動比當轉向盤從鎖點向鎖點轉動，每只前輪大約從其正前方開始轉動30°，因而前輪從左到右總共轉動大約60。若傳動比是1:1，轉向盤旋轉1°，前輪將轉向1°，轉向盤向任一方向轉動 30°將使其前輪從鎖點轉向鎖點。這種傳動比過于小，因而轉向盤最輕微的運動將會使車輛突然改變方向。轉向角傳動比必須使前輪轉動同樣角度時需要更大的轉向盤 轉角。對乘用車，推薦轉向器角傳動比在1725范圍內選取；對商用車，在 2332范圍內選取，這里選傳動比為18:1。即在這樣的傳動比下，轉向盤每轉動18°，前輪轉向1°。（三）EPS系統齒

32、輪齒條轉向器的安裝齒輪齒條式轉向器可安在前橫梁上或發動機后部的前圍板上（見圖3-4）。橡膠隔振套包在轉向器外，并固定在橫梁上或前圍板上。齒輪齒條轉向器的正確安裝高度，使轉向橫拉桿和懸架下擺臂可平行安置。齒輪齒條式轉向系統中磨擦點的數 目減少了，因此這種系統輕便緊湊。大多數承載式車身的前輪驅動汽車用齒輪齒條式轉向機構。 由于齒條直接連著梯形臂，這種轉向機構可提供好的路感。在轉向器與支承托架之間裝有大的橡膠隔振墊，這些襯墊有助于減少路面的噪聲、振動從 轉向器傳到底盤和客艙。齒輪齒條轉向器裝在前橫梁上或前圍板上。轉向器的正確安裝對保證 轉向橫拉桿與懸架下擺臂的平行關系有重要作用。為保持轉向器處在正確

33、的位置，在轉向器安 裝的位置處，前圍板有所加固。寧母28$47750安裝噪圓 ZffiRI轉向節當器疇和墊圈總成® 蠶雛）®I摞母 幵口銷（匂圖3-4轉向器的安裝位置（四）齒輪齒條式轉向器的設計要求齒輪齒條式轉向器的齒輪多數采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數取值范圍多在 23mn之間。主動小齒輪齒數多數在 57個齒范圍變化，壓力角取20°, 齒輪螺旋角取值范圍多為 9°15°。齒條齒數應根據轉向輪達到最大偏轉角時，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，對現有結構在12 °35°范圍內變化。此外， 設計時應驗算齒輪

34、的抗彎強度和接觸強度。主動小齒輪選用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齒條常采用 45鋼制造。為減輕質量，殼 體用鋁合金壓鑄。（五）齒輪軸和齒條的設計計算1. 選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力(1) 選擇材料及熱處理方式小齒輪16MnCr5滲碳淬火，齒面硬度 56-62HRC大齒輪45鋼表面淬火，齒面硬度52-56HRC(2) 確定許用應力a) 確定二Hlim 和二Flimb) 計算應力循環次數 N,確定壽命系數Zn、丫J(3-7)N1 = 60naLh =60 x1 漢18 匯(10 漢8 匯 300 )= 2.59x 10? = N2式中 n齒輪轉速(r/mi n )；齒輪轉

35、一周，同一側齒面嚙合的次數;Lh齒輪的工作壽命(c)計算許用應力取 SH min 1 SF min W二 H1 = SSHmin“臥11500 1.32 =1980MPa1/(3-8)應力修正系數Yst =2I、H2 SHmin5m2ZN2 1300 1.32 =1716MPa(3-9)F lim 1YSTY N1V- F1=SFmin425 2 1二 607.14MPa1.4(3-10)f二fYstYn2 375 2 535.7MPa1.4SFmin(3-11)2. 初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸(1) 選擇齒輪類型根據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

36、齒輪傳動精度等級選用7級精度(3) 初選參數初選 Kt =1.420 乙=6 Z2 =20 Gd =0.8 丫； =0.7 Y = 0.89按當量齒數ZV =Z/cos3 1： =6/cos3 20 =7.23(4) 初步計算齒輪模數g轉矩 人=Ras f =0.175 200 =35N m=35000N mm(3-12)閉式硬齒面傳動，按齒根彎曲疲勞強度設計。mnt=2.309 mm(5) 確定載荷系數KKA =1，由 vtm” 引1 - 0.0116m/ s,60 1000 cos :VZJ100 =0.000696, Kv = 1 ;對稱布置，取 K，1.06 ；取 K：. =1.3則

37、K 二 KA KV K K ：. =1 1 1.06 1.3 =1.378修正法向模數7,一.mn =mnt書£ = 2.396 苛.378；.4 = 2.297圓整為標準值，取mn =3mm iI3. 確定齒輪傳動主要參數和幾何尺寸(1)分度圓直徑d3 2KJ1COS2 YY-： Yfs3 _(3-13)(3-14)d廠礙二士才點口口cos P cos20(3-15)齒頂圓直徑da1(3-16)d1 "1 2ha =16 2mn(h；n Xn) =16+2X 2.5(1+0)=21 mm(3) 齒根圓直徑dfdfd2hf =16 2mn(h；n C； Xn) =16-2

38、X2.5 X 1.25=9.75 mm (3-17)齒寬bb =0.8 16 二 12.8mm因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即Pb1 -2 0(3-18)齒輪法面基圓齒距為Pb1處叫込1齒條法面基圓齒距為Pb2二：mn2 cos2取齒條法向模數為mn2二2.5r i1 <. |' 齒條齒頂咼ha2L- 1r/ /s.Z |ha2 二 mn han Xn = 2.5 (10) = 2.5mm(3-19)(6)齒條齒根高hf2r ,.Q '/hf2 =mn(hO； +C； X n) = 2.5漢(1 + 0.25 0) = 3.125mm(3-20)八(7)法面齒距Sn

39、2Sn2 =(兀 / 2 +2Xn tana n m = 3.9mm(3-21 )' I"4. 校核齒面接觸疲勞強度查表，得 ZE =189.8. MPa查圖，得ZH =2.45取 Z ； =0.8， Z 二 cos ：二 0.969所以121.37824960_2二H =189.8 2.45 0.8 0.9692 MPa =1677.6 MPa ：二H2H 20 162 1所以齒面接觸疲勞強度滿足要求。323 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析當轉向盤從鎖點向鎖點轉動，每只前輪大約從其正前方開始轉動30。，因而前輪從左到右總共轉動約60。當轉向輪右轉30。，即梯形臂或轉向節

40、由OC繞圓心O轉至OA時，齒條左端 點E移至EA的距離為11OD =OAcos30°=160Xcos30 =138.564 mmDC =OC-OD =160-138.564=21.436 mmAD =OAsi n30°=80mmAEa 二 i AEA - AA'2 = ,3402 -21.4362 =339.3 mmCEa = AEA - A C =339.3-80=259.32 mmh =CE -CE a =340-259.32=80.7 mm同理計算轉向輪左轉 30。，轉向節由OC繞圓心O轉至OB時，齒條左端點E移至EB的距離為12DB 二 DA =80mm D

41、C 二 BBB Eb = $BEB -BB 2 =卅3402 _21.4362 =339.3 mm12 二 EEb =CB B Eb -CE =80+339.3-340=79.3 mm齒輪齒條嚙合長度應大于li I2即L l112=80.7+79.3=160 mm取 L=200mm3.2.4 齒輪齒條傳動受力分析若略去齒面間的摩擦力，則作用于節點P的法向力Fn可分解為徑向力Fr和分力F,分力F又可分解為圓周力Ft和軸向力Fa。Ft =2/d1=2X 35000/16=4375 NFr = Ft tan： n/cos： = 4375tan20 /cos14 =1641.12 NFa =Ft ta

42、n ：? =4375tan14 =1090.8 Nr iI <. J3.2.5 齒輪軸的強度校核1. 軸的受力分析(1) 畫軸的受力簡圖。(2) 計算支承反力 - -I.'在垂直面上在水平面上畫彎矩圖在水平面上，a-a剖面左側、右側在垂直面上，a-a剖面左側a-a剖面右側合成彎矩，a-a剖面左側a-a剖面右側畫轉矩圖轉矩T 二片 d/2=4375X 16/2=46636.4 N mm2. 判斷危險剖面顯然，a-a截面左側合成彎矩最大、扭矩為 T,該截面左側可能是危險剖面。3. 軸的彎扭合成強度校核由機械設計4查得二二上前=60MPa , mb =100MPa ,:-=；Jb /匚

43、ob=6O/1OO=O.6。a-a截面左側4. 軸的疲勞強度安全系數校核查得二b =650MPa ,二=300MPa ,.二=155MPa ；=0.2，即* -0.1 oa-a截面左側查得K；=2.10,K=1.72 ;由表查得絕對尺寸系數；：二=0.91, ； =0.89;軸經磨削加工，查得質量系數B =1.0。則彎曲應力Mb 二b W80564MPa =54.3MPa1484.8應力幅"-'a - ；：b= 54.3MPa平均應力二 m = 0切應力TT _46636.4 抽卩玄 15?MPa1WT2969.6安全系數r j .、i!查得許用安全系數S=1.31.5，顯然

44、SS，故a-a剖面安全本章小結本章是電動助力轉向系統的設計，主要內容如下：(1) 介紹了電動助力轉向系統的一種設計方法，這種設計方法是有其可行性的，能夠設計 出符合助力要求的電動助力轉向系統，該設計方法在現實中是比較合適的。(2) 對電動助力轉向系統中的齒輪齒條轉向器的主要元件進行的詳細的介紹，并且給出了 一些參考的轉向系參數。(3) 根據已知條件，對電動助力轉向系統中的齒輪齒條式轉向器進行了齒輪軸和齒條的設 計計算。僅供參考第4章 轉向傳動機構的優化設計4.1 結構與布置齒輪齒條式轉向器因結構簡單緊湊、制造工藝簡便等優點，既適用于整體式前軸，也適用于采用獨立懸架的斷開式前軸，被廣泛地應用在轎

45、車、輕型客貨車、微型汽車等車輛上。其中，與 之配用的轉向傳動機構同傳統的整體式轉向梯形機構相比有其特殊之處。一般來說，這種轉向系統的結構大多如圖 4-1所示。轉向軸1的末端與轉向器的齒輪軸2直接 相連或通過萬向節軸相連，齒輪2與裝于同一殼體的齒條3嚙合，外殼則固定于車身或車架上。 齒條通過兩端的球鉸接頭與兩根分開的橫拉桿4、7相連，兩橫拉桿又通過球頭銷與左右車輪上的梯形臂5、6相連。因此，齒條3既是轉向器的傳動件又是轉向梯形機構中三段式橫拉桿的一部 分。絕大多數齒輪齒條式轉向器都布置在軸前后方，這樣既可避讓開發動機的下部，又便于與 轉向軸下端連接。安裝時，齒條軸線應與汽車縱向對稱軸垂直，而且當

46、轉向器處于中立位置時， 齒條兩端球鉸中心應對稱地處于汽車縱向對稱軸的兩側。1.轉向軸2.齒輪3.齒條4.左橫拉桿5.左梯形臂6.右梯形臂7.右橫拉桿圖4-1轉向系統結構簡圖對于給定的汽車，其軸距L、主銷后傾角B以及左右兩主銷軸線延長線與地面交點之間的距 離K均為已知定值。對于選定的轉向器，其齒條兩端球鉸中心距也為已知定值。因而在設計轉向 傳動機構時，需要確定的參數為梯形底角 丫、梯形臂長11以及齒條軸線到梯形底邊的安裝距離h。而橫拉桿長12則可由轉向傳動機構的上述參數以及已知的汽車參數K和轉向器參數M來確定。其關系式為：_；il2=Y(K ；M _1工0$¥)2+(2nY h)2(4

47、-1)4.2 用解析法求內、外輪轉角關系I 轉動轉向盤時，齒條便向左或向右移動，使左右兩邊的桿系產生不同的運動，從而使左右車輪分別獲得一個轉角。以汽車左轉彎為例，此時右輪為外輪，外輪一側的桿系運動如圖4-2所示。設齒條向右移過某一行程 S,通過右橫拉桿推動右梯形臂，使之轉過九。圖4-2外輪一側桿系運動情況取梯形右底角頂點C為坐標原點,X、丫軸方向如圖5-2所示,則可導出齒條行程S與外輪轉角 氏的關系：(4-2)()- . I： -Rsin(") -h2另外，由圖4-2可知：2 K -M 22l.(S) h-l1 2丸二 arccosK M21,(V 2而內輪一側的運動則如圖4-3所示

48、,轉過。-S)2 h22I：arctg ( 2h ) -(4-3)K M 2S齒條右移了相同的行程S,通過左橫拉桿拉動左梯形臂取梯形左底角頂點0偽坐標原點,X 輪轉角r的關系，即：圖4-3內輪一側桿系運動情況、Y軸方向如圖5-3所示，則同樣可導出齒條行程S與內S = Hcos(? _切)卩如n(? _如 _h2(4-4)2 K - M 2222h.2hJ+(-+S) +h2胡-arctgarccos2 (4-5)K_M+2SK-M 22211 (+S)2 + h22因此，利用公式(4-2)便可求出對應于任一外輪轉角力的齒條行程S,再將S代入公式(4-5)即可求出相應的內輪轉角。把公式(4-2)

49、和(4-5)結合起來便可將 門表示為二0的函數,記作：反之，也可利用公式(4-4)求出對應于任一內輪轉角n的齒條行程S,再將S代入公式(4-3)即可求出相應的外輪轉角*。將公式(4-4)和(4-5)結合起來可將 衣表示為門的函數,記作：4.3 轉向傳動機構的優化設計4.3.1 目標函數的建立眾所周知，在不計輪胎側偏時，實現轉向輪純滾動、無側滑轉向的條件是內、外輪轉角具 有如圖4-4所示的理想的關系，即：式中 T計及主銷后傾角1時的計算軸距ctg 日。- ctg 弘=*(4-6)詳細D=W=G圖=紙:1爸爸五四0六3231885406| i®阪罡眉輕斜男M歲豐了月13BK®巨

50、蟹座屬直L11 && 営 X X向 曾EZJ冷°O盤羽"簾爭匚椰子軻與穿心蓮的空間全套資料低拾10快起L汽車軸距r車輪滾動半徑由式(4-6)可將理想的內輪轉角 穴表示為"的函數,即：Bt = f 但0) =arcctg(ctg&0 _上)(4-7)反之，取內輪轉角為自變量時，理想的外輪轉角 打也可表示為的函數，即：日°t =9(厲)=arcctg(ctg日i +半)(4-8)而由轉向梯形機構所提供的內、外實際轉角關系為前述的0 i =F( 9 o)或0 0=0 ( 9 i),因此,轉向梯形機構優化設計的目標就是要在規定的轉角范圍內

51、使實際的內或外輪轉角盡量地接近對 應的理想的內或外輪轉角。為了綜合評價在全部轉角范圍內兩者接近的精確程度，并考慮到在最常使用的中小轉角時希望兩者盡量接近，因此建議用兩函數的加權均方根誤差二作為評價指標。即：o maxWoFe-fUo)2TOT ,2Av max、Wi!：c)-(i)F“ ,2(4-9)(4-10)僅供參考兩式中的加權因子W0、Wi為:(4-9)、(4-10)兩式是等價的，可根據具體情況任取其中之一作為極小化目標函數 圖4-4理想的內、外輪轉交關系4.3.2 設計變量與約束條件對于給定的汽車和選定的轉向器，轉向梯形機構尚有梯形臂長I1、底角丫和安裝距離h三個 設計變量。其中底角丫

52、可按經驗公式先選一個初始值，然后再增加或減小，進行優化搜索。而l1及h的選擇則要結合約束條件來考慮。第一，要保證梯形臂不與車輪上的零部件(如輪胎、輪輛或制動底板)發生干涉，故要滿足: 式中 Aoy 梯形臂球頭銷中心的 Y坐標值(見圖4-3)Aymin車輪上可能與梯形臂干涉部位的 Y坐標值因li cos -Aymin 0，所以可知當li選定時的可取值上限為:+Aym in:arccosli(4-11)第二，要保證有足夠的齒條行程來實現要求的最大轉角。即有 式中 Smax最大轉角VO max或Vi max所對應的齒條行程S轉向器的許用齒條行程因 K -M = icos了 + Jl ： _(l1si

53、n ? _h)22 2所以由公式或可知：一般來說 內的數值很小，故在估算齒條行程時可略去不計，即可粗略地認為: 所以當 選定時，li的可取值范圍為：Aymincos:l1 :scos -cos( max)Aymincos:l1 :sCOS( - tmax)-COS(4-12)(4-13)(4-12)式和(4-13)式是等價的，使用時可根據具體情況任取其中之一作為約束條件。第三，要保證有足夠大的傳動角：。傳動角是指轉向梯形臂與橫拉桿所夾的銳角。隨著車輪轉角增大，傳動角漸漸變小。而且對應于同一齒條行程，內輪一側的傳動角:i總是比外輪一側的傳動角：0要小。由圖4-2可知:由圖4-3可知：最小傳動角:

54、min發生在內輪一側，當*達到最大值時，：i也達到最大值，故此時i為最小I '值。傳動角過小會造成有效分力過小 ，表現為轉向沉重或回正不良。對于一般平面連桿機構，為了保證機構傳動良好，設計時通常應使： min - 40 ° ,但一般后置式轉向梯形機構的 :-min都偏小。 這是由于汽車正常行駛中多用小轉角轉向，約有80%以上的轉角在20°以內即使是大轉角轉向也是從小轉角開始，而且速度較低，所以取23°時的內輪一側傳動角:i23作為控制參數。以二23 - 23 °作為約束條件，這樣一般均能保證在 乞20。時:i - 40 °。轉向器安裝距離h對傳動角的影響較大，h越小，占也小，可獲得較大的。在選擇h時應充分注意到這一點，但h過小會造成橫拉桿與齒條間夾角Z過大。由圖4-2、圖4-3可知:為保證傳動良好一般希望ma10 ° ,以此作為約束條件即要滿足聯立不等式：hsi n（Y+T。）一h Is i