1緒論1.1汽車轉向系統概述轉向系統是汽車底盤的重要組成部分，轉向系統性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性、操縱穩定性和駕駛舒適性，它對于確保車輛的行駛安全、減少交通事故以及保護駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件起著重要作用。隨著現代汽車技術的迅速發展，汽車轉向系統已從純機械式轉向系統、液壓助力轉向系（HPS）、電控液壓助力轉向系統（EHPS），發展到利用現代電子和控制技術的電動助力轉向系統（EPS）及線控轉向系統（SBW）。按轉向力能源的不同，可將轉向系分為機械轉向系和動力轉向系。機械轉向系的能量來源是人力，所有傳力件都是機械的，由轉向操縱機構(方向盤)、轉向器、轉向傳動機構三大部分組成。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動轉變為傳動機構的直線運動(嚴格講是近似直線運動)的機構，是轉向系的核心部件[2]。動力轉向系除具有以上三大部件外，其最主要的動力來源是轉向助力裝置。由于轉向助力裝置最常用的是一套液壓系統，因此也就離不開泵、油管、閥、活塞和儲油罐，它們分別相當于電路系統中的電池、導線、開關、電機和地線的作用。通常，對轉向系的主要要求是:(1)保證汽車有較高的機動性，在有限的場地面積內，具有迅速和小半徑轉彎的能力，同時操作輕便;(2)汽車轉向時，全部車輪應繞一個瞬時轉向中心旋轉，不應有側滑;(3)傳給轉向盤的反沖要盡可能的小;(4)轉向后，轉向盤應自動回正，并應使汽車保持在穩定的直線行駛狀態;(5)發生車禍時，當轉向盤和轉向軸由于車架和車身變形一起后移時，轉向系統最好有保護機構防止傷及乘員機械式轉向系統汽車的轉向運動是由駕駛員操縱方向盤，通過轉向器和一系列的桿件傳遞到轉向輪來完成的。機械式轉向系統工作過程為：駕駛員對轉向盤施加的轉向力矩通過轉向軸輸入轉向器，減速傳動裝置的轉向器中有1、2級減速傳動副，經轉向器放大后的力矩和減速后的運動傳到轉向橫拉桿，再傳給固定于轉向節上的轉向節臂，使轉向節和它所支承的轉向輪偏轉，從而實現汽車的轉向。純機械式轉向系統根據轉向器形式可以分為：齒輪齒條式、循環球式、蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式。純機械式轉向系統為了產生足夠大的轉向扭矩需要使用大直徑的轉向盤，需占用較大的空間，整個機構笨拙，特別是對轉向阻力較大的重型汽車，實現轉向難度很大，這就大大限制了其使用范圍。但因結構簡單、工作可靠、造價低廉，目前該類轉向系統除在一些轉向操縱力不大、對操控性能要求不高的農用車上使用外已很少被采用。1.1.2液壓助力轉向系統（HPS）裝配機械式轉向系統的汽車，在泊車和低速行駛時駕駛員的轉向操縱負擔過于沉重，為解決這個問題，美國GM公司在20世紀50年代率先在轎車上采用了液壓助力轉向系統。該系統是建立在機械系統的基礎之上，額外增加了一個液壓系統。液壓轉向系統是由液壓和機械等兩部分組成，它是以液壓油做動力傳遞介質，通過液壓泵產生動力來推動機械轉向器，從而實現轉向。液壓助力轉向系統一般由機械轉向器、液壓泵、油管、分配閥、動力缸、溢流閥和限壓閥、油缸等部件組成。為確保系統安全，在液壓泵上裝有限壓閥和溢流閥。其分配閥、轉向器和動力缸置于一個整體，分配閥和主動齒輪軸裝在一起（閥芯與齒輪軸垂直布置），閥芯上有控制槽，閥芯通過轉向軸上的撥叉撥動。轉向軸用銷釘與閥中的彈性扭桿相接，該扭桿起到閥的中心定位作用。在齒條的一端裝有活塞，并位于動力缸之中，齒條左端與轉向橫拉桿相接。轉向盤轉動時，轉向軸（連主動齒輪軸）帶動閥芯相對滑套運動，使油液通道發生變化，液壓油從油泵排出，經控制閥流向動力缸的一側，推動活塞帶動齒條運動，通過橫拉桿使車輪偏轉而轉向。液壓助力轉向系統是在駕駛員的控制下，借助于汽車發動機帶動液壓泵產生的壓力來實現車輪轉向。由于液壓轉向可以減少駕駛員手動轉向力矩，從而改善了汽車的轉向輕便性和操縱穩定性。為保證汽車原地轉向或者低速轉向時的輕便性，液壓泵的排量是以發動機怠速時的流量來確定。汽車起動之后，無論車子是否轉向，系統都要處于工作狀態，而且在大轉向車速較低時，需要液壓泵輸出更大的功率以獲得比較大的助力，所以在一定程度上浪費了發動機動力資源。并且轉向系統還存在低溫工作性能差等缺點。1.1.3電控液壓助力轉向系統（EHPS）由于液壓助力轉向系統無法兼顧車輛低速時的轉向輕便性和高速時的轉向穩定性，因此，在1983年日本Koyo公司推出了具備車速感應功能的電控液壓助力轉向系統（EHPS）。EHPS是在液壓助力系統基礎上發起來的，在傳統的液壓助力轉向系統的基礎上增設了電控裝置，其特點是原來由發動機帶動的液壓助力泵改由電機驅動，取代了由發動機驅動的方式，節省了燃油消耗；具有失效保護系統，電子元件失靈后仍可依靠原轉向系統安全工作；低速時轉向效果不變，高速時可以自動根據車速逐步減小助力，增大路感，提高車輛行使穩定性。電控液壓助力轉向系統是將液壓助力轉向與電子控制技術相結合的機電一體化產品。一般由電氣和機械兩部分組成，電氣部分由車速傳感器、轉角傳感器和電控單元ECU組成；機械部分包括齒輪齒條轉向器、控制閥、管路和電動泵。其中電動泵的工作狀態由電子控制單元根據車輛的行駛速度、轉向角度等信號計算出的最理想狀態。簡單地說，在低速大轉向時，電子控制單元驅動液壓泵以高速運轉輸出較大功率，使駕駛員打方向省力；汽車在高速行駛時，液壓控制單元驅動液壓泵以較低的速度運轉，在不至影響高速打轉向的需要的同時，節省一部分發動機功率。電控液壓轉向系統的工作原理：在汽車直線行駛時，方向盤不轉動，電動泵以很低的速度運轉，大部分工作油經過轉向閥流回儲油罐，少部分經液控閥然后流回儲油罐；當駕駛員開始轉動方向盤時，ECU根據檢測到的轉角、車速以及電動機轉速的反饋信號等，判斷汽車的轉向狀態，決定提供助力大小，向驅動單元發出控制指令，使電動機產生相應的轉速以驅動油泵，進而輸出相應流量和壓力的高壓油。高壓油經轉向控制閥進入齒條上的動力缸，推動活塞以產生適當的助力，協助駕駛員進行轉向操作，從而獲得理想的轉向效果。電控液壓助力轉向系統在傳統液壓動力轉向系統的基礎上有了較大的改進，但液壓裝置的存在，使得該系統仍有難以克服如滲油、不便于安裝維修及檢測等問題。電控液壓助力轉向系統是傳統液壓助力轉向系統向電動助力轉向系統的過渡。1.1.4電動助力轉向系統（EPS）1988年日本Suzuki公司首先在小型轎車Cervo上配備了Koyo公司研發的轉向柱助力式電動助力轉向系統。1990年日本Honda公司也在運動型轎車NSX上采用了自主研發的齒條助力式電動助力轉向系統，從此揭開了電動助力轉向在汽車上應用的歷史。EPS是在EHPS的基礎上發展起來的,它取消EHPS的液壓油泵、油管、油缸和密封圈等部件,完全依靠電動機通過減速機構直接驅動轉向機構,其結構簡單、零件數量大大減少、可靠性增強,解決了長期以來一直存在的液壓管路泄漏和效率低下的問題。電動助力轉向系統在本田飛度、思域以及豐田新皇冠、奔馳新A-class等車型上紛紛被采用。電動助力轉向系統構成電動助力轉向系統一般是由轉矩（轉向）傳感器、電子控制單元ECU、電動機、電磁離合器以及減速機構組成。電動助力轉向系統工作原理電動助力轉向系統的工作過程其工作過程為：扭矩傳感器檢測駕駛員打方向盤的扭矩，然后根據這個扭矩給控制單元一個信號。同時控制單元也會收到來自方向盤位置傳感器的信號，這個傳感器一般是和扭矩傳感器裝在一起的（有些傳感器已經將這2個功能集成為一體）。扭矩和方向盤位置信息經過控制單元處理，連同傳入控制單元的車速信號，根據預先設計好的程序產生助力指令。該指令傳到電機，由電機產生扭矩傳到助力機構上去，這里的齒輪機構則起到增大扭矩的作用。這樣，助力扭矩就傳到了轉向柱并最終完成了助力轉向。電動助力轉向系統特點(1)節約了能源消耗。與傳統的液壓助力轉向系統相比，沒有系統要求的常運轉轉向油泵，且電動機只是在需要轉向時才接通電源，所以動力消耗和燃油消耗均可降到最低。還消除了由于轉向油泵帶來的噪音污染。液壓動力轉向系統需要發動機帶動液壓油泵，使液壓油不停地流動，再加上存在管流損失等因素，浪費了部分能量。相反EPS僅在需要轉向操作時才需要向電機提供的能量。而且，EPS系統能量的消耗與轉向盤的轉向及當前的車速有關。當轉向盤不轉向時，電機不工作；需要轉向時，電機在控制模塊的作用下開始工作，輸出相應大小及方向的轉矩以產生助動轉向力矩。該系統真正實現了“按需供能”，是真正的“按需供能型”（on-demand）系統，在各種行駛條件下可節能80%左右。(2)改善了轉向回正特性。當駕駛員轉動方向盤一角度然后松開時，EPS系統能夠自動調整使車輪回到正中。同時還可利用軟件在最大限度內調整設計參數以獲得最佳的回正特性。通過靈活的軟件編程，容易得到電機在不同車速及不同車況下的轉矩特性，這些轉矩特性使得該系統能顯著地提高轉向能力，提供了與車輛動態性能相匹配的轉向回正特性。而在傳統的液壓控制系統中，要改善這種特性必須改造底盤的機械結構，實現起來很困難。(3)提高了操縱穩定性。轉向系統是影響汽車操縱穩定性的重要因素之一。傳統液壓動力轉向由于不能很好地對助力進行實時調節與控制，所以協調轉向力與路感的能力較差，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，甚至感覺汽車發飄，從而影響操縱穩定性。但EPS是由電動機提供助力，助力大小由電子控制單元（ECU）根據車速、方向盤輸入扭矩等信號進行實時調節與控制，可以很好地解決這個矛盾。(4)安全可靠。EPS系統控制單元ECU具有故障自診斷功能，當ECU檢測到某一組件工作異常，如各傳感器、電磁離合器、電動機、電源系統及汽車點火系統等，便會立即控制電磁離合器分離停止助力，并顯示出相應的故障代碼，轉為手動轉向，按普通轉向控制方式進行工作，確保了行車的安全。1.1.5線控轉向系統（SBW）在車輛高速化、駕駛人員大眾化、車流密集化的今天，針對更多不同水平的駕駛人群，汽車的易操縱性設計顯得尤為重要。線控轉向系統（Steering-By-WireSysterm，簡稱SBW）的發展，正是滿足這種客觀需求。它是繼EPS后發展起來的新一代轉向系統，具有比EPS操縱穩定性更好的特點，它取消轉向盤與轉向輪之間的機械連接，完全由電能實現轉向，徹底擺脫傳統轉向系統所固有的限制，提高了汽車的安全性和駕駛的方便性。線控轉向系統的構成SBW系統一般由轉向盤模塊、轉向執行模塊和主控制器ECU、自動防故障系統以及電源等模塊組成。轉向盤模塊包括路感電機和轉向盤轉角傳感器等，轉向盤模塊向駕駛員提供合適的轉向感覺（也稱為路感）并為前輪轉角提供參考信號。轉向執行模塊包括轉向電機、齒條位移傳感器等,實現兩個功能:跟蹤參考前輪轉角、向轉向盤模塊反饋輪胎所受外力的信息以反饋車輛行駛狀態。主控制器控制轉向盤模塊和轉向執行模塊的協調工作。線控轉向系統的工作原理當轉向盤轉動時,轉向傳感器和轉向角傳感器檢測到駕駛員轉矩和轉向盤的轉角并轉變成電信號輸入到ECU,ECU根據車速傳感器和安裝在轉向傳動機構上的位移傳感器的信號來控制轉矩反饋電動機的旋轉方向,并根據轉向力模擬,生成反饋轉矩,控制轉向電動機的旋轉方向、轉矩大小和旋轉角度,通過機械轉向裝置控制轉向輪的轉向位置，使汽車沿著駕駛員期望的軌跡行駛。線控轉向系統特點（1）取消了方向盤和轉向車輪之間的機械連接，通過軟件協調它們之間的運動關系，因而消除了機械約束和轉向干涉問題，可以根據車速和駕駛員喜好由程序根據汽車的行駛工況實時設置傳動比。（2）去掉了原來轉向系統各個模塊之間的剛性機械連接，采用柔性連接，使轉向系統在汽車上的布置更加靈活，轉向盤的位置可以方便地布置在需要的位置。（3）提高了汽車的操縱性。由于可以實現傳動比的任意設置，并針對不同的車速，轉向狀況進行參數補償，從而提高了汽車的操縱性。（4）改善駕駛員的“路感”。由于轉向盤和轉向輪之間無機械連接，駕駛員“路感”通過模擬生成。使得在回正力矩控制方面可以從信號中提出最能夠反映汽車實際行駛狀態和路面狀況的信息，作為轉向盤回正力矩的控制變量，使轉向盤僅僅向駕駛員提供有用信息，從而為駕駛員提供更為真實的“路感”。（5）減少了機構部件數量，而減少了從執行機構到轉向車輪之間的傳遞過程，使系統慣性、系統摩擦和傳動部件之間的總間隙都得以降低，從而使系統的響應速度和響應的準確性得以提高。1.2齒輪齒條式轉向器概述齒輪齒條式轉向器結構及工作原理齒輪齒條式轉向器分兩端輸出式和中間（或單端）輸出式兩種。圖1-1

1.轉向橫拉桿2.防塵套3.球頭座4.轉向齒條5.轉向器殼體6.調整螺塞7.壓緊彈簧

8.鎖緊螺母9.壓塊10.萬向節11.轉向齒輪軸12.向心球軸承13.滾針軸承兩端輸出的齒輪齒條式轉向器如圖1-1所示，作為傳動副主動件的轉向齒輪軸11通過軸承12和13安裝在轉向器殼體5中，其上端通過花鍵與萬向節叉10和轉向軸連接。與轉向齒輪嚙合的轉向齒條4水平布置，兩端通過球頭座3與轉向橫拉桿1相連。彈簧7通過壓塊9將齒條壓靠在齒輪上，保證無間隙嚙合。彈簧的預緊力可用調整螺塞6調整。當轉動轉向盤時，轉向器齒輪11轉動，使與之嚙合的齒條4沿軸向移動，從而使左右橫拉桿帶動轉向節左右轉動，使轉向車輪偏轉，從而實現汽車轉向。

中間輸出的齒輪齒條式轉向器如圖1-2所示，其結構及工作原理與兩端輸出的齒輪齒條式轉向器基本相同，不同之處在于它在轉向齒條的中部用螺栓6與左右轉向橫拉桿7相連。在單端輸出的齒輪齒條式轉向器上，齒條的一端通過內外托架與轉向橫拉桿相連。圖1-2

1.萬向節叉2.轉向齒輪軸3.調整螺母4.向心球軸承5.滾針軸承6.固定螺栓7.轉向橫拉桿8.轉向器殼體9.防塵套10.轉向齒條11.調整螺塞12.鎖緊螺母13.壓緊彈簧14.壓塊齒輪齒條式轉向器功能特點(1)構造筒單,結構輕巧。由于齒輪箱小,齒條本身具有傳動桿系的作用,因此,它不需耍循環球式轉向器上所使用的拉桿(2)因齒輪和齒條直接嚙合,操縱靈敏性非常高。(3)滑動和轉動阻力小,轉矩傳遞性能較好,因此,轉向力非常輕。(4)轉向機構總成完全封閉,可免于維護。1.3電控液壓助力轉向器概述1.3.1EHPS的簡單介紹：電控液壓助力轉向系統簡稱為EHPAS(Electro-HydraulicPowerAssistSteering)，系統部件主要包括電動機、液壓泵、轉向機、轉向角速度傳感器、轉向控制單元、EHPAS警告燈以及助力油儲液罐等，其中轉向控制單元和電動機及液壓泵通常安裝在一起。1.3.2EHPS的工作原理：電控動力轉向系統的基礎，是轉閥液壓常流式工作原理，只是增加了電控系統，對車速的高低有感知能力，隨機反饋調節轉向助力油壓，產生良好的手感，無轉向發飄的感覺。油泵利用曲軸的皮帶盤驅動，多采用葉片式或齒輪式油泵，都裝有量孔及流量控制閥和安全閥（限壓閥），控制油泵的輸出流量的多少和油壓的高低。即利用節流原理，保持油壓不變，但其流量隨轉速變化，轉速高流量少（助力小），轉速低流量大（助力大）。在此只重溫液壓常流式工作原理，其他內容從略。1．不轉向時。油泵輸出的油液，通過分配閥直接流回油罐，是“低壓循環常流”狀態（0.1～0.4MPa），油泵無負荷運轉，發動機功率損失小。2．轉向時。油液通過分配閥的轉換油道，流入動力缸的右側R或左側L，進行油液換位。由于油液不可壓縮，堆積產生壓力，助力油壓多為6～7MPa，有些重型車的助力油壓可達14～16MPa，壓力差推動活塞而轉向助力。實際上液壓轉向助力，是力的爭斗和平衡過程。其關系式為：P=R/F（1-1）P——助力油壓；R——轉向阻力；F——活塞的工作面積。P總是和R成正比；與F成反比；R不是定值（與路面有關），并與車速成反比。∴P>R—不斷助力轉向；P=R——維持助力轉向；P<R——不能助力轉向。1.3.3EHPS的技術特點：相對于機械助力轉向系統而言，電子控制助力轉向系統具有以下特點：1)優點①由于電子控制助力轉向系統采用了電動機代替發動機驅動機械液壓泵，這在一定程度上降低了發動機的負荷，從而降低了燃油消耗。②根據技術性統計結果，車輛在正常行駛時，在超過85%的行駛時間內助力轉向系統不需要提供助力。電子控制助力轉向系統中的電動機在不需要提供助力時只有很小的電流通過，只有在需要提供助力時才會提高通過的電流，這樣可以避免消耗不必要的電能。③電子控制助力轉向系統具有調校靈活的特點，通過修改轉向控制單元內存儲的軟件，可以很容易地按照行駛需要設定或修改轉向助力的特性，因此在低速和高速行駛時都能有良好的助力效果。④由于采用了轉向控制單元，在系統出現故障時可以使用故障診斷儀輔助故障的檢修。2)缺點①雖然采用了電能作為動力源，但是仍然保留有液壓動力傳遞系統，因此電控液壓助力轉向系統仍然具有一些機械液壓助力轉向系統缺點，例如系統結構復雜，以及液壓管路有泄漏的可能等問題。②電控液壓助力轉向系統和機械式液壓助力轉向系統相同，都帶有液壓管路和儲油罐等，系統不能實現模塊化設計，各部件在車身上的布置仍然有一定的局限性。1．4國內外發展情況隨著電子技術的迅速發展，電子技術在汽車上的應用范圍不斷擴大。汽車轉向系統已從簡單的純機械式轉向系統、液壓動力轉向系統（HydraulicPowerSteering，簡稱HPS）、電動液壓助力轉向系統（ElectricHydraulicPowerSteering，簡稱EHPS）發展到如今的更為節能及操縱性能更為優越的電動助力轉向系統（ElectricalPowerSteering，簡稱EPS）。EHPS和EPS等助力系統在汽車上的采用，改善了汽車轉向力的控制特性，降低了駕駛員的轉向負擔，然而汽車轉向系統始終處于機械傳動階段，由于轉向傳動比固定，汽車轉向特性隨車速變化進行一定的操作補償，從而控制汽車按其意愿行駛。如果轉向盤與轉向輪通過控制信號連接，即采用電子轉向系統（Steering-By-WireSystem，簡稱SBWS），轉向盤轉角和汽車前輪轉角之間關系（汽車轉向的角傳遞特性）的設計就可以得到改善，從而降低駕駛員的操縱負擔，改善人—車閉環系統性能1.5本課題研究的目的和意義改革開放以來，我國汽車工業發展迅猛。作為汽車關鍵部件之一的轉向系統也得到了相應的發展，基本已形成了專業化、系列化生產的局面。有資料顯示，國外有很多國家的轉向器廠，都已發展成大規模生產的專業廠，年產超過百萬臺，壟斷了轉向器的生產，并且銷售點遍布了全世界。由于汽車轉向器屬于汽車系統中的關鍵部件，它在汽車系統中占有重要位置，因而它的發展同時也反映了汽車工業的發展，它的規模和質量也成為了衡量汽車工業發展水平的重要標志之一。隨著汽車高速化和超低扁平胎的通用化，過去采用循環球轉向器和循環球變傳動比轉向器只能相對地解決轉向輕便性和操縱靈便性的問題，要想從跟本上解決這兩個問題只有安裝動力轉向器。因此，除了重型汽車和高檔轎車早已安裝動力轉向器外，近年來在中型貨車、豪華客車及中檔轎車上都已經開始安裝動力轉向器，隨著動力轉向器的設計水平的提高、生產規模的擴大和市場的需要，其他的一些車型也必須陸續安裝動力轉向器。液壓式動力轉向系統由于工作壓力和工作靈敏度較高，外廓尺寸較小，因而獲得了廣泛的應用。在采用氣壓制動或空氣懸架的大型車輛上，也有采用氣壓動力轉向的。1.6本文主要研究內容汽車動力轉向系在給出數據計算結果下所選取合適的轉向器和轉向助力系統的設計。選取內容為齒輪齒條轉向器與電控液壓助力轉向系統。2汽車主要參數的選擇2.1汽車主要尺寸的確定汽車的主要尺寸參數包括軸距、輪距、總長、總寬、總高、前懸、后懸、接近角、離去角、最小離地間隙等，如圖2-1所示。圖2-1汽車的主要參數尺寸2.1.1軸距L軸距L的選擇要考慮它對整車其他尺寸參數、質量參數和使用性能的影響。軸距短一些，汽車總長、質量、最小轉彎半徑和縱向通過半徑就小一些。但軸距過短也會帶來一系列問題，例如車廂長度不足或后懸過長；汽車行駛時其縱向角振動過大；汽車加速、制動或上坡時軸荷轉移過大而導致其制動性和操縱穩定性變壞；萬向節傳動的夾角過大等。因此，在選擇軸距時應綜合考慮對有關方面的影響。當然，在滿足所設計汽車的車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等要求的前提下，將軸距設計得短一些為好。普通車的軸距轎車的軸距與其類型、用途、總長有密切關系。微型及普通級轎車要求制造成本低，使用經濟性好，機動靈活，因此汽車應輕而短，故軸距應取短一些；中高級轎車對乘坐舒適性、行駛乎順性和操縱穩定性要求高，故軸距應設計得長一些。轎車的軸距約為總長的54％—60％。軸距與總長之比越大，則車廂的縱向乘坐空間就愈大，這對改善汽車縱向角振動也有利。但若軸距與總長之比超過62％，則會使發動機、行李箱和備胎的布置困難，外形的各部分比例也不協調。表2-1提供的數據可供初選軸距時參考表2-1各類汽車的軸距和輪距車型類別軸距L/mm輪距B/mm乘用車發動機排量V/LV<1.02000～22001100～13801.0<V≤1.62100～25401150～15001.6<V≤2.52500～28601300～15002.5<V≤4.02850～34001400～1580V>4.02900～39001560～1620商用車客車城市客車4500～50001740～2050長途客車5000～65004×2貨車汽車總質量≤1.81700～29001150～13501.8～6.02300～36001300～16506.0～14.03600～55001700～2000>14.04500～56001840～20002.1.2前輪距B1和后輪距B2改變汽車輪距B會影響車廂或駕駛室內寬、汽車總寬、總質量、側傾剛度、最小轉彎直徑等因素發生變化、增大輪距則車廂內寬隨之增加，并導致汽車的比功率、轉矩指標下降，機動性變壞。受汽車總寬不得超過2.5m限制，輪距不宜過大。但在選定的前輪距B1范圍內，應能布置下發動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有足夠的轉向空間，同時轉向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。在確定后輪距B2時，應考慮兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度以及它們之間應留有必要的間隙。各類汽車的輪距可參考表1-1提供的數據進行初選。2.1.3外廓尺寸汽車的外廓尺寸包括其總長、總寬、總高。它應根據汽車的類型、用途、承載員、道路條件、結構選型與布置以及有關標準、法規限制等因素來確定。在滿足使用要求的前提下，應力求減小汽車的外廓尺寸，以減小汽車的質量，降低制造成本，提高汽車的動力性、經濟性和機動性。GB1589—1989對汽車外廓尺寸界限作了規定。2.2汽車質量參數的確定汽車的質量參數包括整車整備質量、載客量裝載質量、質量系數、汽車總質量ma、軸荷分配等。2.2.1整車整備質量整車整備質量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水、但沒有裝貨和在人時的整車質量。整車整備質量對汽車的制造成本和燃油經濟型有影響。整車整備質量在設計階段需估算確定。在日常工作中，收集大量同類汽車各總成、部件和整車的有關質量數據，結合新車設計的特點、工藝水平等初步估算各總成、部件的質量，再累計成整車整備質量。乘用車和商用客車的整備質量，也可按每人所占汽車整備質量的統計平均值估計，可參考表2-2表2-2乘用車和商用客車人均整備質量值[2]乘用車人均整備質量值商用客車人均整備質量值發動機排量V/LV≤1.00.15～0.16車輛總長La/m≤10.00.096～0.1601.0<V≤1.60.17～0.241.6<V≤2.50.21～0.292.5<V≤4.00.29～0.34>10.00.065～0.130V>4.00.29～0.342.2.2汽車的載客量和裝載質量（1）汽車的載客量乘用車的載客量包括駕駛員在內不超過9座，又稱之為M1類汽車，其他M2、M3類汽車的座位數、乘員數及汽車的最大設計總質量本次設計未涉及，不予示例。（2）汽車的裝載質量me汽車的載質量是指在硬質良好路面上行駛時所允許的額定載質量。汽車在碎石路面上行駛時，載質量約為好的行駛路面的75％～85％。越野汽車的載質量是指越野汽車行駛時或在土路上行駛的額定載質量。商用貨車載質量me的確定，首先應與企業商品規劃符合，其次要考慮到汽車的用途和使用條件。原則上，貨流大、運距長或礦用自卸車應采用大噸位貨車以利降低運輸成本，提高效率；對貨源變化頻繁、運距短的市內運輸車，宜采用中、小噸位的貨車比較經濟。2.2.3質量系數質量系數是指汽車車載質量與整車整備質量的比值，即=。該系數反映了汽車的設計水平和工藝水平，值越大，說明該汽車的結構和制造工藝越先進。2.2.4汽車總質量汽車總質量是指裝備齊全，并按規定裝滿客、貨時的整車質量。乘用車和商用客車的總質量由整備質量、乘員和駕駛員質量以及乘員的行李質量三部分構成。其中，乘員和駕駛員每人質量按65kg計，于是（2-1）式中，n為包括駕駛員在內的載客數；為行李系數。2.2.5軸荷分配汽車的軸荷分配是汽車的重要質量參數，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱件和穩定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設計時應根據汽車的布置型式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。汽車的布置型式對軸荷分配影響較大，對轎車而言，前置發動機前輪驅動的轎車滿載時的前軸負荷最好在55％以上，以保證爬坡時有足夠的附著力；前置發動機后輪驅動的轎車滿載時的后軸負荷一般不大于52％；后置發動機后輪驅動的轎車滿載時后軸負荷最好不超過59％，否則，會導致汽車具有過多轉向特性而使操縱性變壞。2.3輪胎的選擇輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數據之一，因此，在總體設計開始階段就應選定，而選擇的依據是車型、使用條件、輪胎的靜負荷、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。當然還應考慮與動力—傳動系參數的匹配以及對整車尺寸參數(例如汽車的最小離地間隙、總高等)的影響輪胎所承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比，稱為輪胎負荷系數。大多數汽車的輪胎負荷系數取為0.9～1.0，以免超載。轎車、輕型客車及輕型貨車的車速高、輪胎受動負荷大，故它們的輪胎負荷系數應接近下限。為了提高汽車的動力因數、降低汽車及其質心的高度、減小非簧載質量，對公路用車在其輪胎負荷系數以及汽車離地間隙允許的范圍內應盡量選取尺寸較小的輪胎。采用高強度尼龍簾布輪胎可使輪胎的額定負荷大大提高，從而使輪胎直徑尺寸也大為縮小。例如裝載員4t的載貨汽車在20世紀50年代多用的9.0～20輪胎早己被8.25—20，7.50~20至8.25～16等更小尺寸的輪胎所取代。越野汽車為了提高在松軟地面上的通過能力常采用胎面較寬、直徑較大、具有越野花紋的超低壓輪胎。山區使用的汽車制動頻繁，制動鼓與輪輞之間的間隙應大一些，以便散熱，故應采用輪輞尺寸較大的輪胎。轎車都采用直徑較小、面形狀扁平的寬輪輞低壓輪胎，以便降低質心高度，改善行駛平順性、橫向穩定性、輪胎的附著性能并保證有足夠的承載能力。3.轉向系設計概述3.1對轉向系的要求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）汽車轉向行駛時，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，轉向輪都不得產生自振，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。6）操縱輕便。 7)轉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。3.2轉向操縱機構轉向操縱機構包括轉向盤，轉向軸，轉向管柱。有時為了布置方便，減小由于裝配位置誤差及部件相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉向軸與轉向器的輸入端之間安裝轉向萬向節，如圖3-1。采用柔性萬向節可減少傳至轉向軸上的振動，但柔性萬向節如果過軟，則會影響轉向系的剛度。采用動力轉向時，還應有轉向動力系統。圖3-1轉向操縱機構1-轉向萬向節；2-轉向傳動軸；3-轉向管柱；4-轉向軸；5-轉向盤1-steeringuniversalshaft;2-steeringpropeller;3-steeringcolumn;4-steeringaxis;5-steeringwheel3.3轉向傳動機構轉向傳動機構包括轉向臂、轉向縱拉桿、轉向節臂、轉向梯形臂以及轉向橫拉桿等。（見圖3-2）轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向節并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。圖3-2轉向傳動機構Fig3-2thetransmissionsystemofsteering1-轉向搖臂；2-轉向縱拉桿；3-轉向節臂；4-轉向梯形臂；5-轉向橫拉桿3.4轉向器機械轉向器是將司機對轉向盤的轉動變為轉向搖臂的擺動（或齒條沿轉向車軸軸向的移動），并按一定的角轉動比和力轉動比進行傳遞的機構。機械轉向器與動力系統相結合，構成動力轉向系統。高級轎車和重型載貨汽車為了使轉向輕便，多采用這種動力轉向系統。采用液力式動力轉向時，由于液體的阻尼作用，吸收了路面上的沖擊載荷，故可采用可逆程度大、正效率又高的轉向器結構。為了避免汽車在撞車時司機受到的轉向盤的傷害，除了在轉向盤中間可安裝安全氣囊外，還可在轉向系中設置防傷裝置。為了緩和來自路面的沖擊、衰減轉向輪的擺振和轉向機構的震動，有的還裝有轉向減振器。多數兩軸及三軸汽車僅用前輪轉向；為了提高操縱穩定性和機動性，某些現代轎車采用全四輪轉向；多軸汽車根據對機動性的要求，有時要增加轉向輪的數目，制止采用全輪轉向。3.5轉角及最小轉彎半徑汽車的機動性，常用最小轉彎半徑來衡量，但汽車的高機動性則應由兩個條件保證。即首先應使左、右轉向輪處于最大轉角時前外輪的轉彎值在汽車軸距的2~2.5倍范圍內；其次，應這樣選擇轉向系的角傳動比。兩軸汽車在轉向時，若不考慮輪胎的側向偏離，則為了滿足上述對轉向系的第(2)條要求，其內、外轉向輪理想的轉角關系如圖3-3所示，由下式決定：(3-1)式中：—外轉向輪轉角；—內轉向輪轉角；K—兩轉向主銷中心線與地面交點間的距離；L—軸距內、外轉向輪轉角的合理匹配是由轉向梯形來保證。圖3-3理想的內、外轉向輪轉角間的關系汽車的最小轉彎半徑與其內、外轉向輪在最大轉角與、軸距L、主銷距K及轉向輪的轉臂a等尺寸有關。在轉向過程中除內、外轉向輪的轉角外，其他參數是不變的。最小轉彎半徑是指汽車在轉向輪處于最大轉角的條件下以低速轉彎時前外輪與地面接觸點的軌跡構成圓周的半徑。可按下式計算：(3-2)通常為35o～40o，為了減小值，值有時可達到45o操縱輕便型的要求是通過合理地選擇轉向系的角傳動比、力傳動比和傳動效率來達到。對轉向后轉向盤或轉向輪能自動回正的要求和對汽車直線行駛穩動性的要求則主要是通過合理的選擇主銷后傾角和內傾角，消除轉向器傳動間隙以及選用可逆式轉向器來達到。但要使傳遞到轉向盤上的反向沖擊小，則轉向器的逆效率有不宜太高。至于對轉向系的最后兩條要求則主要是通過合理地選擇結構以及結構布置來解決。轉向器及其縱拉桿與緊固件的稱重，約為中級以及上轎車、載貨汽車底盤干重的1.0%～1.4%；小排量以及下轎車干重的1.5%～2.0%。轉向器的結構型式對汽車的自身質量影響較小。4.轉向系的主要性能參數4.1轉向系的效率功率從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示。正效率計算公式：（4-1）逆效率計算公式：（4-2）式中，為作用在轉向軸上的功率；為轉向器中的磨擦功率；為作用在轉向搖臂軸上的功率。正效率高，轉向輕便；轉向器應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉向盤的自動返回能力。但為了減小傳至轉向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡可能低。影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。4.1.1轉向器的正效率影響轉向器正效率的因素有轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。（1）轉向器類型、結構特點與效率在四種轉向器中，齒輪齒條式、循環球式轉向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明顯的低些。同一類型轉向器，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率η+僅有54%。另外兩種結構的轉向器效率分別為70%和75%。轉向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%。（2）轉向器的結構參數與效率如果忽略軸承和其經地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算（4-3）式中，a0為蝸桿（或螺桿）的螺線導程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為磨擦因數。4.1.2轉向器的逆效率根據逆效率不同，轉向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，傳至轉向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響安全行駕駛。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環球式轉向器。不可逆式和極限可逆式轉向器不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺，因此，現代汽車不采用這種轉向器。極限可逆式轉向器介于可逆式與不可逆式轉向器兩者之間。在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。如果忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只考慮嚙合副的磨擦損失，則逆效率可用下式計算（4-4）式（4-3）和式（4-4）表明：增加導程角，正、逆效率均增大。受增大的影響，不宜取得過大。當導程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于磨擦角。4.2傳動比變化特性4.2.1轉向系傳動比轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比。轉向系的力傳動比:（4-5）轉向系的角傳動比:（4-6）轉向系的角傳動比由轉向器角傳動比和轉向傳動機構角傳動比組成,即（4-7）轉向器的角傳動比:（4-8）轉向傳動機構的角傳動比:（4-9）4.2.2力傳動比與轉向系角傳動比的關系轉向阻力與轉向阻力矩的關系式：（4-10）作用在轉向盤上的手力與作用在轉向盤上的力矩的關系式：（4-11）將式（4-10）、式（4-11）代入后得到（4-12）如果忽略磨擦損失，根據能量守恒原理，2Mr/Mh可用下式表示（4-13）將式（4-10）代入式（4-11）后得到（4-14）當a和Dsw不變時，力傳動比越大，雖然轉向越輕，但也越大，表明轉向不靈敏。4.2.3轉向器角傳動比的選擇轉向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規律的主要因素是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。若轉向軸負荷小或采用動力轉向的汽車，不存在轉向沉重問題，應取較小的轉向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。若轉向軸負荷大，汽車低速急轉彎時的操縱輕便性問題突出，應選用大些的轉向器角傳動比。汽車以較高車速轉向行駛時，要求轉向輪反應靈敏，轉向器角傳動比應當小些。汽車高速直線行駛時，轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。否則轉向過分敏感，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖3-1所示。圖4-1轉向器角傳動比變化特性曲線4.3轉向器傳動副的傳動間隙△t傳動間隙是指各種轉向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的大小不同而改變，并把這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性（圖4-2）。研究該特性的意義在于它與直線行駛的穩定性和轉向器的使用壽命有關。傳動副的傳動間隙在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。若轉向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉向輪受到側向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩定。傳動副在中間及其附近位置因使用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損造成的間隙過大時，必須經調整消除該處間隙。為此，傳動副傳動間隙特性應當設計成圖4-2所示的逐漸加大的形狀。圖4-2轉向器傳動副傳動間隙特性轉向器傳動副傳動間隙特性圖中曲線1表明轉向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2表明使用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現較大間隙；曲線3表明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。4.4轉向盤的總轉動圈數轉向盤從一個極端位置轉到另一個極端位置時所轉過的圈數稱為轉向盤的總轉動圈數。它與轉向輪的最大轉角及轉向系的角傳動比有關，并影響轉向的操縱輕便性和靈敏性。轎車轉向盤的總轉動圈數較少，一般約在3.6圈以內；貨車一般不宜超過6圈。5機械式轉向器方案分析及設計5.1齒輪齒條式轉向器齒輪齒條式轉向器由與轉向軸做成一體的轉向齒輪和常與轉向橫拉桿做成一體的齒條組成。與其他形式的轉向器比較，齒輪齒條式轉向器最主要的優點是：結構簡單、緊湊；殼體采用鋁合金或鎂合金壓鑄而成，轉向器的質量比較小；傳動效率高達90%；齒輪與齒條之間因磨損出現間隙以后，利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調節的彈簧。能自動消除齒間間隙，這不僅可以提高轉向系統的剛度。還可以防止工作時產生沖擊和噪聲；轉向器占用的體積小；沒有轉向搖臂和直拉桿，所以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：因逆效率高，汽車在不平路面上行駛時，發生在轉向輪與路面之間沖擊力的大部分能傳至轉向盤，稱之為反沖。反沖現象會使駕駛員精神緊張，并難以準確控制汽車行駛方向，轉向盤突然轉動又會造成打手，同時對駕駛員造成傷害。根據輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向起有四種形式，如圖5-1所示：中間輸入，兩端輸出(a)；側面輸入，兩端輸出(b)；側面輸入，中間輸出(c)；側面輸入，一端輸出(d)。圖5-1齒輪齒條式轉向起有四種形式采用側面輸入，中間輸出方案時，與齒條連的左，右拉桿延伸到接近汽車縱向對稱平面附近。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿會與齒條同時向左或右移動，為此在轉向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了它的強度。采用兩端輸出方案時，由于轉向拉桿長度受到限制，容易與懸架系統導向機構產生運動干涉。側面輸入，一端輸出的齒輪齒條式轉向器，常用在平頭貨車上。采用齒輪齒條式轉向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運轉平穩降低，沖擊大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角，為此因與總體布置不適應而遭淘汰。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，重合度增加，運轉平穩，沖擊與工作噪聲均下降，而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設計的要求。因為斜齒工作時有軸向力作用，所以轉向器應該采用推力軸承，使軸承壽命降低，還有斜齒輪的滑磨比較大是它的缺點。齒條斷面形狀有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單。V形和Y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；Y形斷面齒條的齒寬可以做得寬些，因而強度得到增加。在齒條與托座之間通常裝有用減磨材料（如聚四氟乙烯）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，應選用V形和Y形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現。為了防止齒條旋轉，也有在轉向器殼體上設計導向槽的，槽內嵌裝導向塊，并將拉桿、導向塊與齒條固定在一起。齒條移動時導向塊在導向槽內隨之移動，齒條旋轉時導向塊可防止齒條旋轉。要求這種結構的導向塊與導向槽之間的配合要適當。配合過緊會為轉向和轉向輪回正帶來困難，配合過松齒條仍能旋轉，并伴有敲擊噪聲。根據齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，齒輪齒條式轉向器在汽車上有四種布置：形式轉向器位于前軸后方，后置梯形(a)；轉向器位于前軸后方，前置梯形(b)；轉向器位于前軸前方，后置梯形(c)；轉向器位于前軸前方，前置梯形(d)。圖5-2齒輪齒條式轉向器在汽車上有四種布置齒輪齒條式轉向器廣泛應用于乘用車上。車載質量不大，前輪采用獨立懸架的貨車和客車有些也用齒輪齒條式轉向器。5.2其他轉向器有循環球式轉向器，蝸桿滾輪式轉向器，蝸桿指銷式轉向器等。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商用車上。蝸桿滾輪式轉向器的主要缺點是：正效率低；工作齒面磨損以后，調整嚙合間隙比較困難；轉向器的傳動比不能變化。固定銷蝸桿指銷式轉向器的結構簡單、制造容易；但是因銷子不能自轉，銷子的工作部位基本保持不變，所以磨損快、工作效率低。旋轉銷式轉向器的效率高、磨損慢，但結構復雜。所以我的設計選用齒輪齒條式轉向器為動力轉向裝置。5.3齒輪齒條式轉向器布置和結構形式的選擇圖5-3采用如圖所示的布置形式。圖5-4采用如圖所示的側面輸入兩端輸出的結構形式。5.4數據的確定根據以上的論述，本次設計數據如下：表5-1給出數據輪距1440mm軸距2750mm滿載軸荷分配：前/后877/1643(kg)總質量/kg1255(kg)輪胎175/60R14（附2）主銷偏移距a50mm輪胎壓力p/MPa0.45方向盤直徑307mm最小轉彎半徑6.9m轉向梯形臂200mm5.5設計計算過程5.5.1轉向輪側偏角計算(5-1)(5-2)5.5.2轉向器參數選取齒輪齒條轉向器的齒輪多采用斜齒輪，齒輪模數在之間，主動小齒輪齒數在之間，壓力角取，螺旋角在之間。故取小齒輪，，右旋，壓力角，精度等級8級。轉向節原地轉向阻力矩：(5-3)方向盤轉動圈數：(5-4)角傳動比：(5-5)方向盤上的手力：(5-6)作用在轉向盤上的操縱載荷:對轎車該力不應超過150～200N，對貨車不應超過500N。所以符合設計要求(5-7)力傳動比：(5-8)取齒寬系數，(5-9)齒條寬度圓整取，則取齒輪齒寬5.5.3選擇齒輪齒條材料小齒輪：齒輪通常選用國內常用、性能優良的20CrMnTi合金鋼，熱處理采用表面滲碳淬火工藝，齒面硬度為HRc58～63。而齒條選用與20CrMnTi具有較好匹配性的40Cr作為嚙合副，齒條熱處理采用高頻淬火工藝，表面硬度HRc50～56。5.5.4強度校核（1）、校核齒輪接觸疲勞強度選取參數，按ME級質量要求取值，；，，故以計算(5-10)查得：，，，；，，，則，(5-11)齒輪接觸疲勞強度合格（2）、校核齒輪彎曲疲勞強度選取參數，按ME級質量要求取值；；；；；故以計算(5-12)據齒數查表有：；；；。則(5-13)齒輪彎曲疲勞強度合格5.5.5齒輪齒條的基本參數如下表所示:表5-2名稱符號公式齒輪齒條齒數631分度圓直徑15.2314—變位系數—1—齒頂高52.5齒根高0.6253.125齒頂圓直徑25.2314—齒根圓直徑13.9814—齒輪中圓直徑20.2314—螺旋角—10°齒寬30205.6齒輪軸的結構設計圖5-6齒輪軸的結構設計5.7軸承的選擇軸承1深溝球軸承6004(GB/T276-1994) 軸承2滾針軸承NA4901(GB/T5801-1994)5.8轉向器的潤滑方式和密封類型的選擇轉向器的潤滑方式：人工定期潤滑潤滑脂：石墨鈣基潤滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S潤滑脂。密封類型的選擇密封件：旋轉軸唇形密封圈FB1630GB13871—19926.動力轉向機構設計6.1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≥0.025～0.190kN時，動力轉向器就應開始工作。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，即轉向盤轉動后，系統內壓力能很快增長到最大值。6.動力轉向失靈時，仍能用機械系統操縱車輪轉向。7.密封性能好，內、外泄漏少。6.2動力轉向機構布置方案采用電動泵式的EHPS系統一般由電氣裝置和機械裝置兩部分組成，如圖所示，電氣部分由車速傳感器、轉角傳感器和電子控制單元ECU組成；機械裝置包括齒輪齒條轉向器（包括轉子閥和助力缸）、控制閥及管路、電動泵。電動泵把齒輪泵（或葉片泵）、ECU、低慣量、高功率的直流電機和油管集成在一起，構成集成的電動泵，使得整個總成結構緊湊，質量變得更輕，安裝的柔性也大大增強。圖6-1EHPS系統結構簡圖圖6-21-動力轉向回油管總成；2—動力轉向液油罐總成；3—動力轉向液油罐蓋；4—動力轉向泵皮帶輪；5—動力轉向泵；6—動力轉向壓力管總成；7—油罐到泵的油管總成；8—轉向盤總成；9—綜合開關操縱桿總成；10-轉向管柱總成11-動力轉向中間軸總成；12-轉向搖臂；13-動力轉向器總成；14-轉向減震器；15-轉向拉桿和橫拉桿總成流量控制式液壓動力轉向系統是根據車速傳感器信號，調節液壓動力轉向裝置中油液的輸入、輸出流量和壓力，來控制液壓助力的大小，一般是在液壓動力轉向系統上再增加流量控制電磁閥、車速傳感器、電子控制單元和控制開關等元件。電磁閥安裝在轉向油泵和轉向機體（含有轉向動力缸）之間的油路中，根據車速傳感器和控制開關等信號，電控單元向電磁閥發出控制信號，改變電磁閥的開度，調整通向轉向動力缸的流量。汽車原地轉向時，電磁閥的開度最大，進入動力缸的油液流量最大，以減少駕駛員的體力消耗。高速轉向時，電控電源使電磁閥的開度減小，進入動力缸的油液流量較小，轉向助力較小，確保駕駛員有很好的路感，使轉向靈敏性和輕便性得到很好的兼顧。EHPS的工作原理如圖6-3所示。汽車直線行駛時，方向盤不轉動，泵以很低的速度運轉，大部分工作油經過轉向閥流回油罐，少部分經液控閥直接流回油罐；當駕駛員開始轉動方向盤時，電子控制單元根據檢測到的轉角、車速以及電動機的反饋信號等，判斷汽車的轉向狀態，向驅動單元發出控制指令，使電動機產生相應的轉速以驅動泵，進而輸出相應流量和壓力的高壓油（瞬時流量從ECU中儲存的流量通用特性場中讀取，如圖6-4所示）。壓力油經轉閥進入齒條上的液壓缸，推動活塞以產生適當的助力，來協助駕駛員進行轉向操縱，從而獲得理想的轉向效果。因為助力特性曲線可以通過軟件來調節，所以該系統可以適合多種車型。在電子控制單元中，還有安全保護措施和故障診斷功能。當電動機電流過大或者溫度過高時，系統將會閑置或者切斷電動機的電流，避免故障的發生；當系統發生故障（如蓄電池電壓過低、轉角傳感器失效等）時，系統仍然可以依靠機械轉向系統進行轉向操縱，同時顯示并存儲其故障代碼。圖6-3EHPS系統的原理圖圖6-4體積流量的通用特性場EHPS系統有如下特點：一是節能，高速時最多能節約85%的能源（相對于傳統的由發動機驅動泵的系統），實際行駛過程中能節約燃油0.2L/100Km;二是結構緊湊，主要部件（電動機、油泵和電子控制單元）均可以組合在一起，具有很好的模塊化設計，所以整體外形尺寸比傳統液壓助力轉向系統要小，質量要輕，這就為整車布置帶來了方便；三是根據車型的不同和轉向工況的不同，提供不同的助力，有舒適的轉向路感。6.3EHPS系統的設計計算6.3.1.動力缸的設計計算動力缸殼體采用ZL105鑄造而成，缸內表面應光潔，粗糙度為Ra=0.32—0.63,硬度為HB241-285，活塞采用優質碳素鋼45#；活塞與缸筒之間的間隙采用橡膠密封圈。在動力缸的計算中需確定其缸徑Dc、活塞行程S、活塞桿直徑d以及缸筒壁厚t。(1)缸徑尺寸Dc的計算由上面可知，轉向系統要求動力缸所提供的動力為F=163N動力缸的缸徑尺寸Dc可由作用在活塞上的力的平衡計算，得：D=(6-1)P—供油壓力MPa取P=13MPa;d—活塞桿直徑;F—液壓缸理論推力根據液壓設計手冊中推薦的活塞桿直徑系列初選d=30mmD==40.2mm(6-2)取D=50mm此時d=，符合d=的范圍。(2)活塞的設計計算活塞的寬度一般為活塞外徑的0.6——1.0倍，但本次設計采用一道密封環形在所選厚度滿足強度的條件下，可以放窄一點。初取b=7mm設計草圖如下：圖6-5活塞的外徑配合一般采用的配合公差帶，外徑和內徑的同軸度公差不大于0.02，端面與軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm外表面的圓度和圓柱度一般不大于外徑公差之半，表面粗糙度視結構不同而各異，材料用和活塞相同的材料45#。(3)活塞行程的計算圖6-6S=2e1+S1+B(6-3)e1—導向間隙0.5—0.6DS1—活塞桿行程B—活塞寬度S1的取值可根據同類汽車的活塞桿行程取S1=130mm。(4)動力缸殼體壁厚t的設計計算根據缸體在橫斷平面內的拉伸強度條件和在軸向平面內的拉伸強度條件，計算出缸的壁厚，取計算結果大的一個。(6-4)(6-5)p—缸內壓力取Pmax=13Mpa;Dc—動力缸直徑50mm;t—動力缸殼體厚度n—安全系數n=3.5——5.0取n=5.0;—殼體的屈服點殼體采用鑄造鋁合金ZL105，抗拉強度為500Mpa,屈服點為160—230Mpat(6-6)t(6-7)取t=10mm。(5)活塞桿的設計活塞桿的直徑為φ30mm,設轉向輪的最大轉角為20o則活塞桿的長度取為600mm。活塞桿在導向套中移動，一般采用的配合，圓度和圓柱度公差不大于直徑公差的一半，為了提高活塞桿的耐磨性和防銹性，活塞桿的表面需進行鍍鉻處理鍍層厚0.03——0.05mm并進行表面拋光。(6)導向套的設計計算圖6-7導向套(6-8)其中S—活塞工作行程S=130mm;D—動力缸直徑D=50mm(6-9)取H=20mm，取B=10mm導向套外圓與端蓋孔的配合多為，內孔與活塞桿的配合多為，外圓與內孔的同軸度公差不大于0.03圓度和圓柱度公差不大于直徑公差的一半。6.3.2．油泵與油罐容積的計算和選擇(1)油泵排量與油管容積的計算==6419=6.42(6-10)式中――油泵的計算排量；——扭桿彈簧直徑；――油泵的容積效率，計算時一般取了＝0．75～0．85,根據同類汽車設計參數取=0.8； ――漏泄系數，＝0．05――0．10，根據同類汽車設計參數取=0.10；――轉向盤轉動的最大可能頻率，計算時對轎車取=1.5～1.7；對貨車取=0.5～1.2，取=1.5（2）油泵的選擇動力轉向系統采用的轉向油泵的類型很多，如齒輪泵、葉片泵、柱塞泵。也有少量車型采用滾子油泵。近年來國內外汽車采用葉片泵的越來越多，當然仍有部分車型采用齒輪泵。葉片式轉向油泵之所以使用越來越廣泛。主要有以下幾個方面原因：①尺寸小，它比同樣排量的齒輪泵尺寸小20％—30％，因此結構緊湊，容易布置；②工作壓力高．可以實現13--15Mpa，容積效率高；③容易實現流量系列化，一般為每分鐘2.5、4、6.3、10、12、16、20和25L；葉片泵一般分為單作用式葉片泵和雙作用式葉片泵兩大類，前者多制成變量泵，后者則為雙作用泵，而雙作用泵可組成雙級泵雙作用泵、雙聯泵、與多聯泵。我設計的動力轉向系統用的是雙作用式葉片泵，其工作原理及主要特點有：葉片在轉子的葉片槽內滑動，由葉片、定子、轉子和配流盤間密封腔容積的變化輸出壓力油，每轉每一密封腔吸、排油各二次。優點：結構緊湊。尺寸小，自吸能力較好，噪聲低，壓力和流量脈動小，價格較低。缺點：對油液清潔度要求較高，抗污染能力比齒輪泵差，轉速范圍受到一定的限制。根據計算部分得到的流量，由液壓元件手冊及工作情況選擇葉片泵，型號為YB—D10,其主要參數有：排量10；額定壓力10；額定轉速1000,最高轉速2000r/min；驅動功率2.2；外形尺寸；（3）油罐的確定轉向油罐的功能主要是：儲存油液，向油泵及系統供油；散熱、降低油液的工作溫度；濾清油液雜質，保證工作油液清潔度。如典型轉向油箱剖面圖。轉向油罐一般是單獨安裝,也有直接安裝在轉向油泵上。油箱形狀可根據安裝位置而定，—般做成圓筒形．油箱的高度—般近似等于其內徑。油箱內應裝濾網，濾網可用銅絲布。濾網裝在回油口上，不要裝在出油口上，以免增加油泵的吸油阻力。油箱的油平面應比油泵的入口高。為降低油溫．油箱應裝在風扇來風的通道上、以保證油溫低于70oC。油箱的容積不宜太小，否則會使高壓油中容易產生氣泡，從而影響動力轉向的效果。一般油箱容積可取油泵在溢流閥限制下最大排量U的15一20％。6.3.3管路的設計動力轉向系各元件的連接管路應盡量短，拐彎要盡量少，以減少沿程和局離力轉向系的效率。（1）油管內徑的計算油管的內徑d可按下式計算：(6-11)式中：Q——通過管道的最大流量，即加力油缸所需工作油液的最大流量，L/min；v——允許流速，m／s。推薦流速的許用值為：油泵吸入管：v＝1.0一1.5m／s；油泵排油管：v＝2.5—3.5m／s；回油管路：v＜3m/s；短管或局部收縮處：v＝5.0一5.5m/s。（2）油管的壁厚為保證油管有足夠的強度，管壁厚度按薄壁筒的強度計算公式進行計算：(6-12)式中：p—工作壓力，N／;d—油管內徑，mm;］—許用應力，N／對鋼管：(6-13)式中：—抗拉強度;n—安全系數當p＜7N／mm2時，n=8p＜l7．5N／時．n＝6p＞17．5N／時，n＝4對銅管：≤25N／油管內徑和壁厚算出以后，即可根據液壓手冊管材品種規格表選擇標準管徑和壁厚。油泵吸入管內徑的計算：=1.296.5mm(6-14)=1.295.3mm(6-15)所以根據以上數據取油泵吸入管內徑為=6mm。油泵排油管內徑的計算:=1.294.11mm(6-16)=1.23.48mm(6-17)所以根據以上數據取油泵排油管內徑為4mm。回油管路內徑的計算：=1.293.75mm(6-18)所以根據以上數據取回油管路內徑為=4mm。短管或局部收縮處油管路內徑的計算：=1.293mm(6-19)=1.292.8mm(6-20)所以根據以上數據取短管或局部收縮處油管路內徑為=3mm。6.3.4.電動機的功率的確定因為電動機和泵之間的扭矩傳遞損失很小，所以可以認為扭矩值非常接近于根據提供足夠助力需求所計算得到的扭矩值。首先，取一個安全系數n(1~1.2),可以得到電動機的額定輸出扭矩，則電動機的額定功率為=2.4KW(6-21)6.4動力轉向系統方案校核6.4.1.活塞桿的校核強度的計算：由上面在計算缸徑的時候得出活塞桿的直徑為d=30mm，現對活塞桿的強度進行校核，活塞桿的材料采用的是優質碳素鋼45#，由此可知其—許用應力MPa;—屈服應力MPa;n—安全系數n=3.5~5根據要設計的貨車，取該安全系數為5(6-22)活塞桿的強度計算：(6-23)其中F—液壓缸的載荷d—活塞桿的直徑所以，活塞桿的強度可以達到。6.4.2.扭桿彈簧的校核由上面可知，扭桿彈簧的理論鋼度可達。扭杠彈簧實際需要的鋼度為：(6-24)—方向盤駕駛員最大用的手力—方向盤直徑 —扭桿彈簧最大轉動轉角(6-25)可見且(6-26)n—安全系數由上面可知，扭桿彈簧的最大剪應力為扭桿彈簧的材料采用40Cr，，，合乎最大剪應力的要求。7.轉向傳動機構設計7.1轉向傳動機構原理圖7-1轉向中心的不同軌跡圓如上圖7-1所示：轉向傳動機構的任務是將轉向器輸出端的擺動轉變為左、右轉向車輪繞其轉向主銷的偏轉，并使它們偏轉到繞同一瞬時轉向中心的不向軌跡圓上，實現車輪無滑動地滾動轉向。為了使左、右轉向車輪偏轉角之間的關系能滿足這一汽車轉向運動學的要求，則要由轉向傳動機構中的轉向梯形機構的精確設計來保證。圖7-2齒輪齒條式轉向器轉向原理簡圖由于一般齒輪齒條式轉向器與左右橫拉桿鉸接，而左右橫拉桿一般直接與轉向節下節臂鉸接，所以在這里我假定把左右梯形臂轉變為轉向節的一部分。由表5-1初選數據得轉向梯形臂長200mm通過計算可得轉向齒條左右移動的最大距離為180mm。7.2轉向傳送機構的臂、桿與球銷轉向傳動機構的桿件應選用剛性好、質量小的20、30或35號鋼的無縫鋼管制造，其沿長度方向的外形可根據總布置的需要確定。轉向傳動機構的各元件間采用球形鉸接．球形鉸接的主要特點是能夠消除由于鉸接處的表而磨損而產生的間隙，也能滿足兩鉸接件間復雜的相對運動。在現代球形鉸接的結構中均是用彈簧將球頭與襯墊壓緊。而且應采用有效結構措施保持住潤滑材料及防止灰塵污物進入。球銷與襯墊均采用低碳合金鋼如12CrNi3A，18MnTi，或20CrN制造，工作表面經滲碳淬火處理，滲碳層深1.5～3.0mm，表面硬度HRC56～63。允許采用中碳鋼40或45制造并經高頻淬火處理，球銷的過渡圓角處則用滾壓工藝增強。球形鉸接的殼體則用鋼35或40制造。7.3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（圖7-4）。圖7-4轉向橫拉桿外接頭1-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-開口銷表7-1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()1橫拉桿總長2812橫拉桿直徑153螺紋長度604外接頭總長1205球頭銷總長626球頭銷螺紋公稱直徑M10×17外接頭螺紋公稱直徑M12×1.58內接頭總長65.39內接頭螺紋公稱直徑M16×1.57.4桿件設計結果 表7-2轉向梯形臂/mm200轉向橫拉桿/mm281圖7-5本文所設計的轉向傳動機構簡圖8結論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。本次設計，所選用的轉向器為適用于各種車型的齒輪齒條式轉向器，對于已知的汽車數據如軸距，整備質量等參數，計算轉向系所需要的相關數據，并且對其進行了強度校核的分析