1、目 錄摘 要Abstract1 緒論1 1.1 助力轉向系統的分類1 1.2 EPS系統國內外發展研究現狀1 1.3 EPS的分類1 轉向軸助力式1 轉向小齒輪助力式2 轉向齒條助力式2 1.4 電動助力轉向系統的優點 3 1.5 電動助力轉向系統的工作原理32 EPS方案設計5 2.1 電動助力轉向系統選型5 2.2 機械部分系統方案設計5 2.2.1 機械部分設計要求分析5 機械式轉向器方案分析5 齒輪齒條式轉向器布置和結構形式的選擇7 轉向梯形結構方案分析8 2.3 控制部分系統方案設計8 控制部分性能要求分析8 控制部分方案設計103 齒輪齒條式轉向器設計12 3.1 整車性能參數12

2、 3.2 齒輪齒條式轉向器的設計和計算12 齒輪齒條轉向器計算載荷的確定12 3.2.2 轉向器基本部件設計15 齒輪軸和齒條的材料選擇及強度校核21 3.2.4 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析24 3.2.5 齒輪齒條傳動受力分析25 3.2.6 間隙調整彈簧的設計計算25 3.2.7 齒輪軸軸承的校核27 3.2.8 鍵的計算284 EPS的關鍵部件和控制策略29 4.1 EPS的關鍵部件選型29 4.1.1 電動機29 4.1.2 電磁離合器29 4.1.3 減速機構30 4.1.4 扭矩傳感器30 4.1.5 電流傳感器31 4.2 EPS的電流控制31 4.3 助力控制32 4.

3、4 阻尼控制32 4.5 回正控制335 EPS電機驅動電路的設計34 5.1 微控制器的選擇34 5.2 硬件電路總體框架34 5.3 電機控制電路設計35 H橋上側橋臂MOSFET功率管驅動電路設計35 5.3.2 橋臂的功率MOSFET管驅動電路36 5.4 蓄電池倍壓工作電源37 5.5 電機驅動電路臺架試驗376 結論39致謝40參考文獻41摘 要電動助力轉向 (Electric Power Steering,簡稱EPS)系統,是繼液壓助力轉向系統后出現的一種新型動力轉向系統,具有液壓助力轉向系統無法比擬的優勢,它不僅能節約能源,提高安全性,還有利于環境保護,是一項緊扣現代汽車發展主

4、題的高新技術,是汽車轉向系統發展的必然趨勢。電動助力轉向系統(EPS) 可解決小型汽車轉向輕便性和靈敏性的矛盾, 使駕駛員在汽車低速行駛時獲得較大助力, 高速行駛時獲得較強的路感。由ECU根據轉向盤轉矩信號控制電動機離合器, 使電動機在不需要助力時停止工作, 降低了能量消耗，該系統能滿足不同車速下獲得不同助力特性的要求。本論文為汽車電動助力轉向機構的設計,首先對EPS的發展歷程、發展現狀、原理、結構等進行了闡述，然后確定了以齒輪齒條式轉向為例進行設計，對齒輪、齒條、轉向器等進行了設計與計算，并對齒輪齒條的齒面接觸強度和齒根彎曲強度進行校核，最后利用AUTOCAD軟件繪制了齒輪、齒條及裝配圖。關

5、鍵詞：汽車,電動助力轉向系統，轉向器，齒輪齒條,計算AbstractElectric Power Steering（EPS）System is a new type steering system, which can save energy, improve vehicle safety, and benefit environment protection. Its a new-high-tech that follows modern vehicle development topic closely. EPS is much superior to hydraulic power st

6、eering system. It will be the inevitable developing direction for automobile power steering.The electric power steering (EPS) system can solve the contradiction between steering handiness and delicacy that exists in small type of cars. It enable the driver to obtain stronger road sense when drive in

7、 high speed and bigger assist when drive in slow speed. According to by ECU to dish torque signal control motor clutch, make the motor when in need not stop working, reduce boost of energy consumption, this system can satisfy different speeds get different dynamical characteristics requirement.The t

8、hesis is for the design of auto electric power steering. First, it discussed development history, EPS development present situation, the principle, and the structure. Then determine rack and pinion type steering with design. Design and calculate steering gear and rack, and test rack and pinion gear

9、surface contact strength and tooth root bending strength.Finally, maked the pinion and rack and assembly drawing by using AUTOCAD software.Keywords: automobile，EPS, steering gear, rack and pinion,calculate1. 緒論隨著汽車技術的發展，人們逐漸追求安全、舒適、輕便的駕駛環境，汽車轉向系統由普通轉向系統向動力轉向系統發展。1.1 助力轉向系統的分類 助力轉向系統按照提供動力的形式大致可以分為3類

10、：液壓助力轉向系統（Hydraulic Powered Steering, HPS)，電動液壓轉向系統（Electrically Hydraulic Powered Steering, EHPS)，電動助力轉向系統（Electric Power Steering, EPS)。1.2 EPS系統國內外發展研究現狀 在國外，從1979年開始研究電動助力轉向系統，至今已有30多年的歷史。1988年日本鈴木公司首次開發出一種全新的電子控制式電動助力轉向系統，并裝在其生產的Cervo車上，隨后又配備在Alto上。此后，其應用范圍從微型轎車向大型轎車和客車方向發展。日本的大發汽車公司、三菱汽車公司、本田汽

11、車公司，美國的Delphi公司，英國的Lucas公司，德國的ZF公司，都研制出了各自的EPS。在國外，EPS已經進入了批量生產階段。在國內，EPS技術大多還處于實驗室開發研究階段，部分科研院所已經進入了裝車實驗。國內的清華大學早在1992年就開始了EPS研究。2002年，經調查發現國內至少13家企業和科研院所正在研制中，如清華大學、吉林大學、江蘇大學、同濟大學以及南摩股份有限公司等。目前21個國內汽車廠家的43種品種均可裝配EPS產品，其中六個廠家8個車型具有裝配EPS的潛力，其中有重慶長安的奧拓、羚羊，吉利的美日、豪情，奇瑞的QQ，天津豐田的威馳，悅達起亞的千里馬，東南汽車的菱帥，廣州本田的

12、飛度等。1.3 EPS的分類電動助力轉向系統按照電動機布置位置的不同，可以分為：轉向軸助力式(Column-assisttype EPS)、齒輪助力式(Pinion-assisttype EPS)、齒條助力式(Rackassisttype EPS)3種。 轉向軸助力式 轉向軸助力式電動助力轉向器(C-EPS)的助力電機固定在轉向柱的一側，通過減速增扭機構與轉向軸相連，直接驅動轉向軸助力轉向(圖1-1)。這種形式的電動助力轉向系統結構簡單緊湊、易于安裝。現在多數EPS就是采用這種形式。此外，C-EPS的助力提供裝置可以設計成適用于各種轉向柱，如固定式轉向柱、斜度可調式轉向柱以及其它形式的轉向柱。

13、但由于助力電機安裝在駕駛艙內，受到空間布置和噪聲的影響，電機的體積較小，輸出扭矩不大，一般只用在小型及緊湊型車輛上。圖1-1 C-EPS 轉向小齒輪助力式 齒輪助力式電動助力轉向器(PEPS)的助力電機和減速增扭機構與小齒輪相連，直接驅動齒輪實現助力轉向(圖1-2)。由于助力電機不是安裝在乘客艙內，因此可以使用較大的電機以獲得較高的助力扭矩，而不必擔心電機轉動慣量太大產生的噪聲。該類型轉向器可用于中型車輛，以提供較大的助力。圖1-2 P-EPS 轉向齒條助力式 齒條助力式電動助力轉向器(R-EPS)的助力電機和減速增扭機構則直接驅動齒條提供助力(圖1-3)。由于助力電機安裝于齒條上的位置比較自

14、由，因此在汽車的底盤布置時非常方便。同時，同CEPS和P-EPS相比，可以提供更大的助力值，所以一般用于大型車輛上。圖1-3 R-EPS1.4 電動助力轉向系統的優點1 （1）液壓轉向助力系統的油泵，不轉向時也工作，加大了能量消耗。而EPS系統只在轉向時電動機才提供助力，因而能減少能量消耗，并能在各種行駛工況下提供最佳的轉向助力。 （2）減小了由于路面不平所引起的對轉向系統的干擾，改善了汽車的轉向性能，減輕了汽車低速行駛時的轉向操縱力，提高了汽車高速行駛時的轉向穩定性，進而提高汽車的主動安全性。 （3）由于不需要加注液壓油和安裝液壓油管，所以系統的安裝簡便，自由度大，而且成本低，無漏油故障的發

15、生，它比常規的液壓轉向助力系統具有更好的通用性。1.5 電動助力轉向系統的工作原理 電動助力轉向系統主要由機械轉向系統、轉矩傳感器、車速傳感器、控制單元（ECU）、離合器、助力電動機及減速機構等組成。系統結構示意圖如圖1-4。圖1-4 EPS結構示意圖 工作原理：汽車在運行過程中，扭矩傳感器、車速傳感器會產生各自的電信號，這些信號經過濾波、信號電平調整后傳給ECU，ECU經過分析處理后輸出控制信號給電機驅動模塊，實現對助力電機扭矩控制2。2 EPS方案設計2.1 電動助力轉向系統選型 緒論中已經提到轉向軸式電動助力轉向系統雖然提供的助力沒有其它兩種方式提供的助力大，但在安裝方面要方便的多。再者

16、，這次設計的電動助力轉向系統主要是針對經濟型轎車來進行開發的，其空間相對較小，空間問題是要考慮的重點問題。轉向軸式對空間緊湊的經濟型轎車很適合。綜合以上原因，選擇轉向軸助力式。2.2 機械部分系統方案設計 機械轉向系統由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構三大部分組成。 機械部分設計要求分析 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。 轉向系應滿足如下基本要求4： （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。 （2）汽車在轉向行駛后，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪有自動回正作用。 （3）汽車在任何行駛狀態下，轉

17、向輪都不得產生自振。 （4）保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎能力。 （5）轉向輪碰到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。 （6）操縱輕便。 （7）轉向器和轉向機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。 機械式轉向器方案分析 目前汽車上廣泛使用的是齒輪齒條式及循環球式。 （1）齒輪齒條式 齒輪齒條式轉向器的主要優點是結構簡單、緊湊、體積小、質量輕；傳動效率高達90%；可自動消除齒間間隙；沒有轉向搖臂和直拉桿，轉向輪轉角可以增大；制造成本低。 齒輪齒條式轉向器的主要缺點是：逆效率高達60%70%。因此，汽車在不平路面上行駛時，發生在轉向輪與路面之間的沖擊力，大部分能傳至轉向盤。

18、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4：中間輸入，兩端輸出（圖2-1a）；側面輸入，兩端輸出（圖2-1b）；側面輸入，中間輸出（圖2-1c）；側面輸入，一端輸出（圖2-1d）。圖2-1 齒輪齒條式轉向器的形式 根據齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，在汽車上有四種布置形式：轉向器位于前軸后方，后置梯形；轉向器位于前軸后方，前置梯形；轉向器位于前軸前方，后置梯形；轉向器位于前軸前方，前置梯形，見圖2-2。圖2-2 齒輪齒條式轉向器的布置形式 齒條斷面有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面制造簡單；V形和Y形節約材料，質量小而且位于齒條下面的兩斜面與齒條托坐接觸，可以用來

19、防止齒條繞軸線轉動。 （2）循環球式循環球式轉向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝有鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成3，如圖2-3所示。 圖2-3 循環球式轉向器循環球式轉向器的優點是：傳動效率可達到75%85%；轉向器的傳動比可以變化；工作平穩可靠；齒條和齒扇之間的間隙調整容易；適合用來做整體式動力轉向器。 循環球式轉向器的主要缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高。循環球式轉向器主要用于貨車和客車上。 由于齒輪齒條式轉向器與循環球式轉向器相比4：結構簡單，傳動效率高，操縱輕便，質量輕；且不需要轉向搖臂和轉向直拉桿，使轉向傳動機構得以簡化。針對本次

20、設計，應該選用齒輪齒條式轉向器。2.2.3 齒輪齒條式轉向器布置和結構形式的選擇 在前橋僅為轉向橋的情況下，由轉向橫拉桿和左、右梯形臂組成的轉向梯形一般布置在前橋之后。當轉向輪處于與汽車直線行駛相應的中立位置時，梯形臂與橫拉桿在與道路平行的平面(水平面)內的交角90°。 在發動機位置較低或轉向橋兼充驅動橋的情況下，為避免運動干涉，往往將轉向梯形布置在前橋之前，此時上述交角90°。 本次設計是發動機前置前輪驅動，故采用如圖2-4所示的布置形式。 圖2-4 轉向梯形前置 同時考慮到發動機前置前驅故采用如圖2-5所示的側面輸入兩端輸出的結構形式。 圖2-5 齒輪齒條位置布置2.2

21、.4 轉向梯形結構方案分析轉向梯形有整體式和斷開式兩種。選擇該轉向梯形的方案時與懸架采用何種方案有關4。考慮到本次設計中采用獨立懸架，故設計中采用斷開式轉向梯形。2.3 控制部分系統方案設計2.3.1 控制部分性能要求分析電動助力轉向系統除必須滿足車輛對轉向系統的一切性能要求外，還應滿足控制、控制系統、傳感器等性能要求，具體有以下幾點11： （1）具有良好的轉向助力特性轉向盤力是駕駛者輸入轉向盤用以操縱汽車的力。EPS的基本目標是提高汽車停車泊位和低速行駛時的轉向輕便性，高速行駛時的操縱穩定性6。在低車速、低側向加速度行駛工況下，汽車應具有適度的轉向盤力與轉向盤轉角，還應有良好的回正性能。在高

22、車速和低側向加速度范圍內，汽車應具有良好的橫擺角速度頻率響應特性，直線行駛能力和回正性能。轉向盤力的大小要適度，特別是隨著車速的提高，轉向盤力不宜過輕而要保持一定的數值；采用隨行駛車速而改變轉向盤操作力特性的電動助力轉向系統，可以顯著地改善高速行駛時轉向盤力的品質。因此，EPS系統的助力特性曲線是一族隨車速變化的曲線，如圖2-6。圖2-6助力特性曲線 （2）應具有良好的操縱穩定性汽車行駛穩定性的影響因素很多，轉向系統是其重要影響因素之一。所謂穩定性主要是指汽車在行駛過程中，當突然受到外界橫向力作用而發生自動轉向等不穩定現象時，轉向系統應該具有使車輛在相當短的時間內迅速地回復正常行駛狀態的能力。

23、轉向系一直存在著輕與靈的矛盾，在不同的工況下，對操作穩定性要求的側重面是不一樣的。一般轉向力與路感是相互制約的，轉向力小意味著轉向輕便，能減小駕駛員的體力消耗；但轉向力過小，就缺乏路感。傳統液壓助力轉向由于不能對助力進行實時調節與控制。所以協調轉向力和路感的關系困難，特別是汽車高速行駛時，仍然會提供較大助力，使駕駛員缺乏路感，甚至感覺汽車發飆，影響操縱穩定性，危機汽車高速行駛時的安全。由于EPS由電機提供助力，助力大小由電控單元（ECU）實時調節與控制。EPS可以根據車速不同工況，制定不同的控制策略，自動地削弱或吸收擺振、維持轉向盤具有良好的穩定感的能力，較好地解決上述矛盾。（3）應具有良好的

24、跟隨性 EPS是一種電子控制電動助力轉向伺服系統，跟隨性問題十分重要78。所謂跟隨性問題是指當轉向盤有轉向輸入時，系統中的各個元件（如電機等）及其他相關元件（如車輪等）均具有快速、協調和準確的響應性或跟隨性。例如，當在方向盤上輸入一個偏轉角位移時，下部輸出軸要在直流電機的帶動下，按照給定的輸入角位移穩定、準確、快速地跟蹤上輸入偏轉角的位移。（4）具有良好的回正特性 駕駛員轉向時，回正力矩是使轉向車輪自動返回到直線行駛位置的主要恢復力矩之一。電動助力轉向系統電動機通過減速機構作用到轉向機構上，電動機和轉向機構中不僅存在著摩擦損失轉矩，還有彈性和間隙。如果輪胎的回正力矩比總的摩擦損失力矩小，轉向盤

25、將不可能恢復到中間位置，汽車將偏離預期的行駛路線，直到駕駛員通過轉向盤用力使它返回到中間位置。而在高速行駛時，為此，需要在常規轉向的基礎上增加回正控制功能。高速行駛時，輪胎的側向力較大，為防止回正超調，則利用電機的轉矩對系統的阻尼作用，使回正處于受控狀態。由于在EPS中采用了微電子技術，利用軟件控制電動機的動作，在最大限度內調整設計參數以獲得最佳的回正特性。從最低車速到最高車速，可得到一族回正特性曲線，而傳統的液壓助力轉向系統是無法做到這一點的。 （5）適合的轉向路感 對于EPS來說，其助力大小可根據不同車速、通過軟件的方式來控制電機電流來實現實時調節與控制，通過采用優良的控制策略，來調整轉向

26、路感，獲得滿意的轉向輕便性和操縱穩定性，并保證駕駛員有足夠的路感，實現路感的優化。 （6）具有在版故障診斷功能 （7）EPS系統應具有碰撞能量吸收功能對于EPS系統，當汽車發生正面沖撞時，轉向盤的壓迫是導致駕駛員受傷的一個主要原因，因此要求EPS系統轉向操縱機構必須設置各種緩沖式的安全裝置。 控制部分方案設計EPS具體的工作流程是5：當車輛點火開關接通，發動機開始運轉后，電動助力轉向系統的ECU發出指令使電源繼電器和故障保護繼電器閉合，讓整個EPS系統啟動，EPS程序一直監控車速傳感器與轉矩傳感器輸入的車速和轉向盤轉矩信號，其中，轉向盤轉矩信號體現了轉向盤的轉矩大小及該時刻轉向盤的轉向和位置，

27、從而能夠判斷轉向盤是順時針轉動還是逆時針轉動還是在中間位置保持不動，由車速與轉矩信號實時輸出相應的控制電流驅動電機，實現不同大小不同方向的助力，當點火開關斷開時，EPS系統停止工作。圖2-7 EPS系統工作流程圖電動助力轉向系統主要部件有：轉矩傳感器、車速傳感器、電流傳感器、電動機與減速機構、電子控制單元（ECU)。轉矩傳感器一般安裝在轉向小齒輪軸上，有的與電動機集成制造成一體；車速傳感器安裝在變速器輸出軸上；電流傳感器安裝在電動機里；電子控制單元安裝在轉向器上方或者安裝在駕駛員左側的儀表盤背板上；電動機與減速機構集成制造在一起，一般根據不同的要求安裝在轉向柱、轉向小齒輪或者轉向齒條上。在小型

28、車輛上，電機是通過齒輪箱與轉向柱連接，而在中型汽車上，電機則是通過法蘭交叉或縱向安裝在齒條上，并通過齒輪箱操作。本次設計中，由于所選用的車型是小型車，故將電動機與減速機構集成通過齒輪箱安裝在轉向柱上。3 齒輪齒條式轉向器設計3.1 整車性能參數 本次設計以某微型轎車為模型，采用前置前驅的驅動方式，其基本參數如表3-1所示： 表3-1 某微型車基本參數名稱數值單位軸距L2500mm前輪距L11490mm后輪距L21475mm最小轉彎半徑Rmin4940mm車長3900mm車寬1695mm車高1525mm整車整備質量1095kg前輪負荷率60%載客數5人輪胎規格前輪175/65 R15 后輪175

29、/65 R153.2 齒輪齒條式轉向器的設計和計算3.2.1 齒輪齒條轉向器計算載荷的確定 （1）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4。精確地計算這些力是困難的，為此推薦用足夠精確的半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混泥土路面上的原轉向阻力矩(Nmm)，即 412878.50 （3-1） 式中，f為輪胎和路面間的滑動摩擦因數，一般取0.7；G1為轉向軸負荷（N)； P

30、為輪胎氣壓（MPa)。 該車整車整備質量為1095kg，所載人數為6人，每人質量約60kg；前置前驅轉向軸負荷率為60% 故G1=（1095+606)9.860%=8555.4N P取0.2MPa （2）轉向器角傳動比的計算圖3-1 轉向器轉角關系圖 （3-2） 式中：L汽車軸距，2500mm；R汽車最小轉彎半徑，4940mm。 （3-3） 42.12。 式中：L汽車軸距，2500mm；R汽車最小轉彎半徑，4940mm；B前輪輪距，1490mm。 設計取方向盤總圈數為3，則 （3-4） 式中：轉向盤轉角（速度），3×360°；轉向輪轉角（速度），+=72.62。 （3）作用

31、在轉向盤上的手力 作用在轉向盤上的手力為 N （3-5） 式中：轉向搖臂長；轉向節臂長；轉向盤直徑，設計為350mm；轉向器角傳動比；轉向器正效率，90%。 因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節臂，故和不代入數值。 對于給定的汽車，用式（3-5）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。 （4）轉向盤扭力矩Tz （3-6） 式中：轉向盤上的手力，176.29N；轉向盤直徑，設計為350mm。 （5）梯形臂長度L2的計算 前輪輪胎規格為前輪175/65 R15，則輪輞直徑=15in=1525.4=381mm。 梯形臂長度152.4，取。 （6）輪胎直徑的計算 輪胎直徑，取。

32、（7）轉向橫拉桿直徑的計算： mm （3-7） 取 式中：；前輪距1490mm；材料許用應力216MPa。 （8）主動齒輪軸的計算： （3-8） 取 式中：方向盤扭矩，30850.75 N·mm；材料許用切應力，140MPa。 轉向器基本部件設計 （1）技術參數：表3-2 技術參數表名稱數值單位線角傳動比47.6mm/rad 齒輪法向模數2.5方向盤總圈數3齒條行程160mm （2）齒輪 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互連接。因此，轉向盤的旋轉使齒條橫向移動以操作前輪。齒輪軸

33、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。故齒輪齒條式轉向器的齒輪多采用斜齒圓柱齒輪。齒輪的模數取值范圍在2-3mm之間。主動小齒輪齒數在5-7個范圍變化，壓力角取值200，齒輪螺旋角多為90-150。 取齒輪模數mn1=2.5，齒輪齒數z1=6，齒輪壓力角1=200，齒輪螺旋角取為150、左旋，齒輪軸總長L=160mm，故斜齒圓柱齒輪直徑根據公式 d1=mn1z1/cos=15.53mm （3-9） 取齒寬系數， 則齒條寬度 （3-10） 圓整取 ，則取齒輪齒寬。表3-3 齒輪軸的尺寸設計參數序號項目符

34、號尺寸參數(mm)1總長1602齒寬303齒數64法向模數2.55螺旋角15°6螺旋方向左旋 （3）齒條 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的下擺臂平行。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。相互嚙合的齒輪的齒距和齒條的齒距必須相等。即： 取齒條的模數：=2.5，計算出齒條的壓力角為：=200， 取齒條的總廠L為735mm，直徑30mm，齒條行程為160mm。表

35、3-4 齒條的尺寸設計參數序號項目符號尺寸參數()1總長7352直徑303齒數214法向模數2.5（4）轉向橫拉桿及其端部 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和齒條中。轉向橫拉桿端部與外端用螺紋連接。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。表3-5 轉向橫拉桿及接頭的尺寸設計參數序號項目符號尺寸參數（mm)1橫拉桿總長2572橫拉桿直徑103螺紋長度484外接頭總長1005球頭銷總長526球頭銷螺紋公稱直徑M817外

36、接頭螺紋公稱直徑M1018內接頭總長609內接頭螺紋公稱直徑M121 （5）齒條調整一個齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導向座和殼體螺紋連接的調整螺塞之間連有一個彈簧。此調節螺塞由鎖緊螺母固定。齒條導向座的調節使齒輪、齒條之間有一定的預緊力，此預緊力會影響轉向沖擊、噪聲和反饋。圖3-2 自動消除間隙裝置 表3-6 齒條調整裝置的尺寸設計參數序號項目符號尺寸參數（mm)1導向座外徑402導向座高度303彈簧總圈數6.54彈簧節距8.255彈簧外徑306彈簧安裝高度377螺塞螺紋公稱直徑M4428螺塞高度309鎖止螺塞高度1010轉向器殼體總長/高600/15011轉向器殼體內/外徑40/56

37、 （6）齒輪齒條的綜合分析設計及計算轉向器轉向盤的單位轉角增量與齒條位移增量的反比定義為齒輪齒條轉向器的線角傳動比。假設齒輪有足夠的嚙合長度，且齒輪在齒條上滾動而齒條不動的嚙合情況，當齒輪嚙合一周時，齒輪中心線由O-O位置移動到O-O位置，如圖3-3示。圖3-3 齒條嚙合長度計算圖 這時可以知道AB=d，齒輪在齒條上移動了AC距離：式中：齒輪安裝角，（0）；齒輪分度圓直徑（mm）。齒輪在垂直于齒條中心線MM的方向上移動了BC距離：；在齒條實際工作中是運動的，齒輪只是繞軸承中心線轉動，并不移動。只能是齒條沿其軸線移動，可見BC在實際工作中不存在，從中可知：；在齒輪轉動一周，齒條實際移動距離AD為

38、：。式中：齒條傾角（0）。AD就是齒輪齒條式轉向器的線角傳動比，即 （3-11） 將設計數據：；代入上式，得=8.31140。 齒條的齒數計算Z2 （3-12） 式中：齒條行程，160mm；齒條模數，2.5；齒條壓力角，=200。將數據代入（3-12）式，得Z2=21.68，取整數值Z2=21。3.2.3 齒輪軸和齒條的材料選擇及強度校核表3-7 齒輪軸和齒條的設計計算設計計算和說明計算結果 選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力 選擇材料及熱處理方式 小齒輪16MnCr5 滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC 齒條 45鋼 表面淬火，齒面硬度56-56HRC 確定許用應力 ； (a)確定和 ；

39、 ； (b)計算應力循環次數N，確定壽命系數、。 (c)計算許用應力 取, = = 應力修正系數 = = 初步確定齒輪的基本參數和主要尺寸 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 選擇齒輪傳動精度等級 選用7級精度 初選參數 初選 =6 =21 =1.2 =0.7 =0.89 按當量齒數 初步計算齒輪模數 轉矩176.29×0.175=30.85=30850閉式硬齒面傳動，按齒根彎曲疲勞強度設計。 =2.205 確定載荷系數 =1，由, /100=0.000648,=1；對稱布置，取=1.06；取=1.3，則=1×1×1.06

40、×1.3=1.378 修正法向模數 =2.205×=2.193 圓整為標準值，取=2.5 確定齒輪傳動主要參數和幾何尺寸 分度圓直徑 =15.53 齒頂圓直徑 =15.53+2 =15.53+2×2.5(1+0)=20.53 齒根圓直徑 =15.53-2 =15.53-2×2.5×1.25=9.28 齒寬 =1.2×15.53=18.636 因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即。 齒輪法面基圓齒距為 齒條法面基圓齒距為 取齒條法向模數為=2.5 齒條齒頂高 =2.5×(1+0)=2.5 齒條齒根高 =2.5(1+0.25-

41、0)=3.125 法面齒距 =3.925 校核齒面接觸疲勞強度 查表得，=189.8；查圖得，=2.45 取=0.8，=0.985 所以 =189.8×2.45×0.8×0.985×=1512.8斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動7級精度46510=1.378=2.5=15.53=20.53=9.28取=20=2.5=3.125=3.925齒面接觸疲勞強度滿足要求 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析圖3-3 轉向橫拉桿的運動分析簡圖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

42、轉30°，即梯形臂或轉向節由繞圓心轉至時，齒條左端點移至的距離為30°=150×cos30°=129.904=150-129.904=20.09630°=75 =304.34=304.3-75=229.3=305-229.3=75.7 同理計算轉向輪左轉30°，轉向節由繞圓心轉至時，齒條左端點E移至的距離為=75 =304.34=75+304.3-305=74.3齒輪齒條嚙合長度應大于即 =75.7+74.3=150取L=160。 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

43、可分解為圓周力Ft和軸向力Fa。=2×30851/15.53=3973.0=1497.13=1064.58N 間隙調整彈簧的設計計算設計要求：設計一圓柱形壓縮螺旋彈簧，載荷平穩，要求=1400N時，<10mm,彈簧總的工作次數小于，彈簧中要能寬松地穿過一根直徑為18mm的軸；彈簧兩端固定；外徑,自由高度。(1) 選擇材料 由彈簧工作條件可知，對材料無特殊要求，選用C組碳素彈簧鋼絲。因彈簧的工作次數小于，載荷性質屬類，。(2) 計算彈簧絲直徑表3-8 彈簧絲直徑的計算計算項目計算依據和內容計算結果選擇旋繞比估初算彈簧絲直徑計算曲度系數計算彈簧絲的許用切應力計算彈簧絲直徑取=4按3

44、0mm、18mm,取=6.25=1.404=0.45=0.45×1700=765=5.129取=4=1.404=765取=5計算彈簧圈數和彈簧的自由高度表3-9 彈簧圈數和自由高度的計算計算項目計算依據和內容計算結果工作圈數總圈數節距自由高度=4.46各端死圈取1，故,則,取=4.46×8.25+1.5×5=44.29=4.46=6.5=8.25=44.29(4) 穩定性驗算 高徑比b=H0/D2=44.29/25=1.77<5.3，滿足穩定性要求。(5) 檢查及1 鄰圈間隙 =t-d=8.25-5=3.25mm 彈簧單圈的最大變形量 max/n=8/4.4

45、6=1.79mm 故在最大載荷作用下仍留有間隙1，1=3.25-1.79=1.46>0.1d(6) 幾何參數和結構尺寸的確定 彈簧外徑 D=D2+d=25+5=30mm 彈簧內徑 D1=D2-d=25-5=20mm(7) 彈簧工作圖 s=1.25=1.25×765=956.25MPa 彈簧的極限載荷 Flim=3.14×52×956.25/(8×4×1.4)=1670N 彈簧的安裝載荷 Fmin=0.9Fmax=0.9×1400=1260N 彈簧剛度 Cs=Gd/(8C3n)=80000×5/(8×43

46、15;4.46)=175.17N/mm 安裝變形量 min=Fmin/Cs=1260/175.17=7.19mm 最大變形量 max=Fmax/Cs=1400/175.17=7.99mm 極限變形量 lim=Flim/Cs=1670/175.17=9.53mm 安裝高度 H1=H0-min=44.29-7.19=37.10mm 工作高度 H2=H0-max=44.29-7.99=36.3mm極限高度 H3=H0-lim=44.29-9.53=34.76mm3.2.7 齒輪軸軸承的校核校核30203圓錐滾子軸承，軸承間距60mm,軸承極限轉速n=9000r/min,采用脂潤滑，預期壽命Lh=12

47、000h初步計算當量動負荷=0.711>e X=0.56,暫選一近似中間值Y=1.5。另查表得fp=1.2P=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×698.5+1.5×432.3)=1247.53N計算軸承應有的基本額定動負荷Cr 查表得,ft=1,又=3Cr=初選軸承型號 查機械工程及自動化簡明設計手冊,選擇6202軸承,Cr=7.65KN，其基本額定靜負荷Cor=3.72KN驗算并確定軸承型號 FA/Cor=432.3/3720=0.116,e為0.30,軸向載荷系數Y應為1.45 計算當量動載荷Pr=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×1497×35/60+1.