汽車設計轉向系設計說明書

1、 課程 汽車設計 題目電動助力轉向系設計說明書 姓名 學號 班級 指導教師 日期2016年6月15日 0/1 目錄 一. 轎車轉向系設計方案的選擇- 2 - 1. 轎車參數(shù)的確定-2 - 2. 對轉向系的要求-2- 3. 轉向系結構設計-2- 1）轉向操縱機構-2 - 2）轉向傳動機構一3- 3）機械轉向器-3 - 二. 轉向系統(tǒng)的主要性能參數(shù)-4 - 1. 轉向系的效率-4- 1）轉向系的正效率-4- 2）轉向系的逆效率-5- 2. 轉向系傳動比的確定-5- 1）轉向系統(tǒng)傳動比的組成- 5 - 2）轉向系統(tǒng)的力傳動比和角傳動比的關系-6 - 3）傳動系傳動比的計算-7 - 3. 轉向系傳動副

2、的嚙合間隙 -7 - 1）轉向器的嚙合特征-7- 2）轉向盤的自由行程- 8 - 4. 齒輪齒條式轉向器的設計和計算 -8- 1）轉向輪側偏角的計算-8- 2）轉向器參數(shù)的選取- 9 - 3）選擇齒輪齒條材料- 10- 4）軸承的選擇-10- 5. 轉向盤的轉動的總圈數(shù)-10 - 三. 電動助力轉向系統(tǒng)設計-10 - 1. 轉矩傳感器-10- 2. 減速機構-11 - 3. 電磁離合器-11- 4. 電動機-11 - 5. 車速傳感器-11 - 6. 電子控制單元-12- 四. 轉向梯形機構的設計-12- 1. 轉向梯形理論特性-12- 2. 轉向梯形的布置-13- 3. 轉向梯形機構尺寸的初

3、步確定 -13 - 4梯形校核-14- 轎車轉向系設計方案的選擇 1. 轎車參數(shù)的確定 本次轎車轉向系設計的整車相關參數(shù)如下： 表1整車相關參數(shù) 驅(qū)動形式 4x2R 軸距L/mm 2471 輪距前/后mm 1429/1422 整備質(zhì)量IDo/kg 1060 空載時前軸分配負荷 60% 輪胎壓力P/MPa 0. 3 最高車速 180km/h 最大爬坡度 35% 制動距離（初速30km/h） 5. 6m 最小轉彎直徑 11m 最大功率/轉速 74kW/5800rpm 最大轉矩/轉速 150N m/4000rpm 2. 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； 2）操縱輕便

4、，作用于轉向盤上的轉向力小于200N； 3）轉向系的角傳動比在1520之間，正效率在60%以上，逆效率在50%以上； 4）轉向靈敏; 5）轉向器和轉向傳動機構中應有間隙調(diào)整機構； 6）轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置 3. 轉向系結構設計 1）轉向操縱機構 轉向操縱機構包括轉向盤，轉向軸，轉向管柱。轉向盤的直徑根據(jù) JB4505-1986標準規(guī)定，設計為380mm.轉向軸采用一根無縫鋼管制成，為了布 置方便，減小山于裝置位置誤差及部件相對運動引起的附加載荷，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(jié)。釆用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉向軸上的振動，

5、但柔性萬向節(jié)如果過軟，則 會影響轉向系的剛度。所以一般選用剛性萬向節(jié)，剛性萬向軸多是十字軸式， 可采用單萬向節(jié)，也可釆用雙萬向節(jié)，雙萬向節(jié)要求布置適當，達到等角速度 運動。 2）轉向傳動機構 轉向傳動機構包括轉向臂、轉向操縱拉桿、轉向節(jié)臂、轉向梯形臂以及轉 向橫拉桿等。轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向輪按 一定關系進行偏轉。 3）機械轉向器 機械轉向器是司機對轉向盤轉動變?yōu)檗D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進行傳遞的機構。 機械轉向器分為齒輪齒條式轉向器、循環(huán)球式轉向器、蝸桿曲柄指銷式轉 向器。由于齒輪齒條式轉向器具有結構簡單、緊湊；質(zhì)量輕，

6、剛性大；正、逆 效率都高以及便于布置；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)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(diào)節(jié)的彈簧，能自動消除齒間間隙，這 不僅可以提高轉向系統(tǒng)的剛度，還可以防止工作時產(chǎn)生沖擊和噪聲；轉向器占 用體積小適于在微車上釆用；沒有轉向搖臂和直拉桿，轉向轉角可以增大，轉 向靈敬，制造容易，成本低；而且適用于與麥弗遜式獨立懸架。所以選用齒輪 齒條式轉向器。 根據(jù)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；側面輸入，兩端輸出；側面輸入，中間輸出；側面輸入，一 端輸出。 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?qū)?/p>

7、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、下跳動時轉詳細與懸架系的運動干涉。拉桿與齒條用螺栓固 定連接，因此，兩拉桿與齒條同時向左或向右移動，為此在轉向器殼體上開有 軸向的長槽，從而降低了他的強度。 采用兩端輸出方案時，山于軸向拉桿長度受到限制，容易與懸架系統(tǒng)導向 機構產(chǎn)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。 山于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(wěn)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。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(wěn)，沖擊

8、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(jié)省20%,故質(zhì) 量??；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的寬些，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

9、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(xiàn)。 為了防止齒條旋轉，也有在轉向器殼體上設計導向槽，槽內(nèi)鑲嵌導向塊， 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(nèi)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滑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(jù)齒輪齒條式轉向器廣泛應用于乘用車上。載荷質(zhì)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。 二.轉向系統(tǒng)的主要性能參數(shù) 1. 轉向系的效率 根據(jù)效率定義，因功率輸入來源不同，轉向器的效率有正

10、、逆效率之分。 功率山轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂輸出所求得的效率稱為正效率，用符號n+表示, 反之稱為逆效率，用符號耳-表示。 1)轉向系的正效率 影響轉向系的正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數(shù)和質(zhì) 量制造等，同一類型的轉向器因結構不同，效率也有較大的差別。對于齒輪齒 條式轉向器，如果只考慮嚙合副的摩擦損失，忽略軸承和其它地方的摩擦損失。 其效率可以用下式計算： tancr 二 km(a + Q)(2_) 式中 Mr 244378 二 64 = 3818 因為二200”，則 3818x2 2FW 二 200 二可二38.2 64 即 y R網(wǎng)=38. 2X 190 =12.9 3.

11、轉向系傳動副的嚙合間隙 1）轉向器的嚙合特征 所謂嚙合間隙是指各種轉向器中傳動副之間的間隙。嚙合間隙乂稱為傳動 間隙。研究嚙合特性的意義，在于它與直線行駛狀態(tài)的穩(wěn)定性和轉向器的使用 壽命有密切關系。汽車處于直線行駛狀態(tài)時，轉向器傳動副的嚙合間隙可能有 兩種情況：沒有間隙或者有間隙。在后一種惜況下，一旦轉向器受到側向力的 作用，就能在間隙的范圍內(nèi)，允許轉向輪偏離原來的行駛位置，而使汽車失去 安穩(wěn)性。為了防止出現(xiàn)這樣的悄況，要求傳動副的嚙合間隙在方向盤處于中間 或附近位置上時要極小，最好無間隙，以保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性。 因為汽車用小轉彎行駛的次數(shù)多于大轉彎，所以轉向器傳動副工作表面磨 損不均勻

12、。傳動副中間位置的磨損要大于兩端的磨損。當中間位置的間隙達到 一定程度的時，駕駛員將無法確保行駛的穩(wěn)定性，此時要對間隙進行重新調(diào)整, 借以消除所產(chǎn)生的間隙，調(diào)整后要求方向盤能及時圓滑地從中間位置轉到兩端, 而無卡住現(xiàn)象。 如果設計的時使轉向器的傳動副各處具有均勻的間隙，就不能達到上述的 要求，因為當中間位置磨損出現(xiàn)間隙后，經(jīng)過調(diào)整，該處的間隙雖然可以消除, 但是在方向盤轉到底以前必然要卡住，使之不能繼續(xù)使用。為了延長轉向器的 使用壽命，應當使傳動副的嚙合間隙在離開中間位置以后逐漸增大。 2）轉向盤的自由行程 就轉向操縱機構的靈敏度而言，最好是轉向盤和轉向節(jié)運動能同步開始并能 同步結束。然而，這

13、在實際上是不可能的，因為在整個轉向系統(tǒng)中，各個傳動 件之間必存在著轉配間隙，而且，這些間隙將隨著零件的磨損而逐漸增大。在 轉向盤轉動的開始階段，駕駛員對轉向盤的轉向力矩很小，因為只用來克服轉 向系的內(nèi)部摩擦，稱為轉向盤的空轉階段。此后，才需要對轉向盤施加更大的 力來克服從車輪傳到轉向節(jié)的阻力矩，從而實現(xiàn)汽車的轉向。轉向盤在空轉階 段的角行程，稱為轉向盤的自山行程。轉向盤的自山行程對于緩和路面沖擊及 避免使駕駛員過度緊張是有利的，但不宜過大，以免影響靈敬度，一般來說，轉向盤從相應于汽車直線行駛的中間位置向任何一方的自山行程最好也不超過 10-15度，當零件磨損嚴重到轉向盤的自由行程超過2530度

14、時，必須進行調(diào) 整。 4. 齒輪齒條式轉向器的設計和計算 1）轉向輪側偏角的計算 圖1轉向側輪偏轉角計算圖 丄 竺= 0.4942 a = 29. 6 5500 x cos 29. 6 一 1429 =0. 7369 0 = 36.4 2）轉向器參數(shù)的選取 齒輪齒條轉向器的齒輪采用斜齒輪，齒輪模數(shù)在23勸之間，主動小齒 輪齒數(shù)在57之，壓力角取& = 20。，螺旋角在9。15。之間。故取小齒輪 可=6, = 2.5, 10。右旋，壓力角20。，精度等級8級。 表2齒輪齒條參數(shù) 名稱 符號 公式 齒輪 齒條 齒數(shù) Z Z 6 31 分度圓直徑 d d-心 COS P 15. 231 變位系數(shù) 兀

15、 1 齒頂高 ha =陽 + xn)mn 5 2.5 齒根高 勺=(饑：+兀一叮)叫 0.625 3. 12 齒頂圓直徑 d=d +2/i a 25.231 齒根圓直徑 dt. =d 一 2h$ 13.981 齒輪中圓直徑 4” = + 2兀叫 20.231 螺旋角 P 10 齒寬 b b = Wdd 30 20 3) 選擇齒輪齒條材料 小齒輪：40Cr C-N共滲淬火、回火 4353HRC 齒條：45 調(diào)質(zhì)處理229286HBS 4) 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. 轉向盤的轉動的總圈數(shù)

16、方向盤轉動總圈數(shù)與轉向輪最大轉角a和0有關，可通過下式初算轉向盤 的轉動總圈數(shù)： Go(a+”) n = 360 對貨車和轎車轉向盤的轉動總圈數(shù)有不同的要求。不裝動力轉向的重型汽 車一般方向盤轉動的總圈數(shù)不應該超過7圈，對于轎車不宜超過3. 6圈。取n=3.5, 可得：00 = 19.4 三.電動助力轉向系統(tǒng)設計 1. 轉矩傳感器 扭矩傳感器用來檢測轉向盤扭矩的大小和方向，以及轉向盤轉角的大小和 方向，它是EPS的控制信號之一。扭矩傳感器主要有接觸式和非接觸式兩種。 常用的接觸式（主要是電位計式）傳感器有擺臂式、雙排行星齒輪式和扭桿式 三種類型，而非接觸式轉矩傳感器主要有光電式和磁電式兩種。前

17、者的成本低, 但受溫度與磨損影響易發(fā)生漂移、使壽命較低，需要對制造精度和扭桿剛度進 行折中，難以實現(xiàn)絕對轉角和角速度的測量。后者的體積小，精度高，抗干擾 能力強、剛度相對較高，易實現(xiàn)絕對轉角和角速度的測量，但是成本較高。因 此扭轉傳感器類型的選取根據(jù)EPS的性能要求中和考慮。 2. 減速機構 減速機構用來增大電動機傳遞給轉向器的轉矩。它主要有兩種形式：雙行 星齒輪減速機構和渦輪蝸桿減速機構。山于減速機構對系統(tǒng)工作性能的影響較 大，因此在降低噪聲，提高效率和左右轉向操作的對稱性方面對其提出了較高 要求。裝配有離合器的EPS,多采用渦輪蝸桿減速機構，裝配在減速機構的一 側。 3. 電磁離合器 電動

18、式EPS轉向助力一般都是工作在一個設定的范圍。當車速低于某一設 定值時，系統(tǒng)提供轉向助力，保證轉向的輕便性；當車速高于某一設定值時， 系統(tǒng)提供阻尼控制，保證轉向的穩(wěn)定性；而當車速處于兩個設定值之間時，電 動機停止工作，系統(tǒng)處于Standy狀態(tài)，離合器分離，以切斷輔助動力。另外， 當EPS系統(tǒng)發(fā)生故障時，離合器應自動分離，此時仍可利用手動控制轉向，保 障系統(tǒng)的安全性。EPS系統(tǒng)中電磁離合器應用較多的為單片干式電磁離合器。 4. 電動機 電動機根據(jù)ECU的指令輸出適宜的轉矩，一般采用無刷永磁電動機，無 刷永磁電機具有無激磁損耗、效率較高、體積較小等特點。電機是EPS的關鍵 部件之一，對EPS的性能

19、有很大的影響。由于控制系統(tǒng)需要根據(jù)不同的工況產(chǎn) 生不同的助力轉矩，具有良好的動態(tài)特性并容易控制，這些都要求助力電機具 有線性的機械特性和調(diào)速特性。此外還要求電機低轉速、大轉矩、波動小、轉 動慣量小、尺寸小、質(zhì)量輕、可靠性高、抗干擾能力強。 5. 車速傳感器 車速傳感器的輸出信號可以是磁電式交流信號，也可以是霍爾式數(shù)字信號 或者是光電式數(shù)字信號，車速傳感器通常安裝在驅(qū)動橋殼或變速器殼內(nèi)，車速 傳感器信號線通常裝在屏蔽的外套內(nèi)，這是為了消除有高壓電火線及車載電話 或其他電子設備產(chǎn)生的電磁及射頻干擾，用于保證電子通訊不產(chǎn)生中斷，防止 造成駕駛性能變差或其他問題，在汽車上磁電式及光電式傳感器是應用最多

20、的 兩種車速傳感器，在歐洲、北美和亞洲的各種汽車上比較廣泛采用磁電式傳感 器來進行車速(VSS)、曲軸轉角(CKP)和凸輪軸轉角(CMP)的控制。 &電子控制單元 電子控制單元的功能是根據(jù)轉矩傳感器和車速傳感器傳來的信號，進行邏 輯分析和計算后發(fā)出指令，控制電動機和離合器的動作。 四.轉向 梯 形 機 構 的 設 計 對汽車轉向系的要求，除了機動性、輕便性和操縱穩(wěn)定性之外，還必須保 證轉向軸的內(nèi)外轉向輪有一定的比例關系，是汽車轉向過程中所有的車輪都是 純滾動或有極小的滑移，這一要求一般由轉向梯形機構近似地實現(xiàn)。 1. 轉向梯形理論特性 為了使汽車轉向時只有純滾動，兩轉向輪應繞后軸延長線的0點轉

21、動，且內(nèi)外 輪的轉角應保證下列關系： 圖2理論上的轉向特性曲線 cot% - cotBj = K/L 式中，是外轉向輪轉角，是內(nèi)轉向輪轉角，K是兩主銷延長線至地面交點間 的距離，L是兩主銷延長線與地面交點至后軸間的距離。圖中的GD線上任何一 點與A和B連線所成的角分別為悅和快，GD線為理論特性曲線。 進行轉向梯形設汁時應要保證內(nèi)、外輪轉角符合或接近純滾動關系式， 訂前的轉向梯形機構還不能絕對保證符合轉向梯形理論特性曲線。山于受到車 輪、前軸布置的影響，梯形設計時在常用的范圉1520內(nèi)偏差應盡量小， 以減小汽車在高速行駛時輪胎的磨損；至于轉向輪在大轉角時，汽車速度較低, 偏差大些也沒問題。 II

22、I于彈性輪胎存在著橫向偏離問題，當汽車轉向時，所有的車輪不是繞 0點轉動，而是繞0轉動，0點的位置取決于前輪的橫向側偏角和后輪的橫向 側偏角。山于影響輪胎的橫向偏離因素太多，LI前無法用簡單方法加以確定， 所以暫時不考慮橫向偏離問題。 圖3.理論與實際轉向中心 2. 轉向梯形的布置 為保證汽車行駛的安全性，在一般情況下應盡量將梯形布置在前軸之后， 橫拉桿的高度應在前軸下表面以上15mm處，以避免障礙物的撞擊。只有在發(fā)動 機的位置很低或車前軸是驅(qū)動軸時，山于梯形臂的橫拉桿難于布置時才不得不 把轉向梯形放在前軸之前，此時橫拉桿應盡量高些。 3. 轉向梯形機構尺寸的初步確定 轉向梯形的基本尺寸主要是

23、梯形底角8和梯形臂長mo 梯形臂長主要根據(jù)布置空間而定，它直接影響到橫拉桿軸向力的大小。 圖4.轉向梯形機構尺寸參數(shù) 橫拉桿軸向力 1 1 Fs = FQi； = FQ 而而 式中，F(xiàn)q是縱拉桿對轉向節(jié)上臂的作用力，一般可用前軸負荷&的一般計算， 1是縱拉桿作用力臂，h是橫拉桿軸向力Fs的作用力臂。從式子可以看出，梯形 臂不宜過短，因為橫拉桿軸向力與梯形臂m成反比，m減小導致Fs增大。但梯 形臂長度也不宜過大，否則會使其布置困難。通常汽車上梯形臂長度m與兩主 銷中心距K的比值約為0. 1T0. 15。 梯形底角8是一個非常重要的參數(shù)，一般情況下，對整體式轉向軸后置梯 形來說，兩梯形臂延長線的交點約在前軸后軸距的2/3處左右。在實