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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
1.1 汽車的發(fā)展趨勢(shì)
自1886年德國(guó)人卡爾.本茨(CarlBenZ)研制成功世界上第一臺(tái)單缸兩沖程汽油三輪汽車以來(lái)，汽車工業(yè)已經(jīng)走過(guò)了一個(gè)多世紀(jì)曲折而輝煌的歷程。上個(gè)世紀(jì)二十年代汽車工業(yè)已經(jīng)開始大規(guī)模生產(chǎn)，隨著相關(guān)技術(shù)的發(fā)展，特別是在第二次世界大戰(zhàn)中的技術(shù)更新，進(jìn)一步促進(jìn)了汽車工業(yè)的迅速發(fā)展和進(jìn)步。今天，汽車產(chǎn)業(yè)在世界上大多數(shù)國(guó)家的國(guó)民經(jīng)濟(jì)中都成為了支柱產(chǎn)業(yè)。據(jù)統(tǒng)計(jì)，2000年世界汽車產(chǎn)量己達(dá)到5733萬(wàn)輛，比1999年增長(zhǎng)2.8%。我國(guó)2000年生產(chǎn)汽車206.82萬(wàn)輛，2003年生產(chǎn)汽車444萬(wàn)輛，目前已成為美國(guó)、日本、德國(guó)之后的世界第四大汽車生產(chǎn)國(guó)。不久前，商務(wù)部公布中國(guó)汽車近三年來(lái)的年產(chǎn)量正以50%的速度增長(zhǎng)。由于中國(guó)及其他發(fā)展中國(guó)家汽車市場(chǎng)的擴(kuò)大，全球汽車這種增長(zhǎng)趨勢(shì)還會(huì)持續(xù)下去。但是，這種快速增長(zhǎng)也帶來(lái)了一些負(fù)面影響，如空氣污染、交通事故和能源緊張等問(wèn)題。隨著人們對(duì)汽車特別是轎車的經(jīng)濟(jì)性、舒適性、環(huán)保性和安全性的日益重視，低排放汽車(LEV)、混合動(dòng)力汽車(HEv)、燃料電池汽車(FCEV)、電動(dòng)汽車(EV)這四大類型汽車將構(gòu)成未來(lái)汽車發(fā)展的主體。
1.2 汽車轉(zhuǎn)向技術(shù)的發(fā)展
汽車在行駛過(guò)程中，經(jīng)常需要改變行駛的方向，稱為轉(zhuǎn)向。輪式汽車行駛是通過(guò)轉(zhuǎn)向輪(一般是前輪)相對(duì)于汽車縱向軸線偏轉(zhuǎn)一定的角度來(lái)實(shí)現(xiàn)的。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用于改變或保持汽車行駛方向的專用機(jī)構(gòu)。其作用是使汽車在行駛過(guò)程中能按照駕駛員的操縱要求而適時(shí)地改變其行駛方向，并在受到路面?zhèn)鱽?lái)的偶然沖擊及汽車意外偏離行駛方向時(shí)，能與行駛系統(tǒng)配合共同保持汽車?yán)^續(xù)穩(wěn)定行駛。因此，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能直接影響著操縱穩(wěn)定性和安全性。按轉(zhuǎn)向動(dòng)力能源不同，汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可分為機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)兩大類。機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是以人的體力為轉(zhuǎn)向能源的，其中所有的傳力件都是機(jī)械的，它主要由轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)三部分組成。汽車轉(zhuǎn)向器作為汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的重要零部件，其性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性和可靠性。汽車動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是在機(jī)械轉(zhuǎn)向系的基礎(chǔ)上增設(shè)了一套轉(zhuǎn)向加力裝置所構(gòu)成的轉(zhuǎn)向系(如液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的轉(zhuǎn)向油罐、油泵、控制閥、動(dòng)力缸等)，它兼用駕駛員的體力和發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力作為轉(zhuǎn)向能源。在正常的情況下，汽車轉(zhuǎn)向所需的力大部分由發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)轉(zhuǎn)向加力裝置提供，只有一小部分由駕駛員提供。但在動(dòng)力轉(zhuǎn)向失效時(shí)，駕駛員仍能通過(guò)機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)汽車的轉(zhuǎn)向操縱。長(zhǎng)期以來(lái)，汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一直存在著“輕”與“靈”的矛盾。為緩和這一矛盾，過(guò)去人們常將轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)成可變速比，在轉(zhuǎn)向盤小轉(zhuǎn)角時(shí)以“靈”為主，在轉(zhuǎn)向盤大轉(zhuǎn)角時(shí)以“輕”為主。但“靈”的范圍只在轉(zhuǎn)向盤中間位置附近，僅對(duì)高速行駛有意義，并且傳動(dòng)比不能隨車速變化，所以不能根本解決這一矛盾。隨著動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的產(chǎn)生，液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(HPS)以其具有的轉(zhuǎn)向操縱靈活、輕便，設(shè)計(jì)汽車時(shí)對(duì)轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式的選擇靈活性增大，并可吸收路面對(duì)前輪產(chǎn)生的沖擊等優(yōu)點(diǎn)，自20世紀(jì)50年代以來(lái)，在各國(guó)汽車上得到普遍采用。但傳統(tǒng)的液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)需消耗一定的能量，增加了汽車的燃油消耗量，液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所引起的燃油消耗量約占整車燃油消耗量的約30%。隨著電子技術(shù)的發(fā)展，電子控制式機(jī)械—液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(EHPS)應(yīng)運(yùn)而生，該系統(tǒng)在某些性能方面優(yōu)于傳統(tǒng)的液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，但仍然無(wú)法根除液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的固有缺憾。此外，傳統(tǒng)液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在選定參數(shù)完成設(shè)計(jì)之后，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能就確定了，不能再對(duì)其進(jìn)行調(diào)節(jié)與控制。因此，傳統(tǒng)液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)協(xié)調(diào)轉(zhuǎn)向力與操縱“路感”的關(guān)系困難。低速轉(zhuǎn)向力小時(shí)，高速行駛時(shí)轉(zhuǎn)向力往往過(guò)輕、“路感”差，甚至感覺汽車發(fā)“飄”，從而影響操縱穩(wěn)定性;而按高速性能要求設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)時(shí)，低速時(shí)轉(zhuǎn)向力往往過(guò)大。
電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(Electric Power Steering System，簡(jiǎn)稱EPS)，是繼液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)后產(chǎn)生的一種新的動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由電機(jī)提供助力，助力大小由電控單元(ECU)實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)與控制，可以較好地解決上述液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所不能解決的矛盾。目前，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有代替液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的趨勢(shì)。
1.3 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)研究的狀況及發(fā)展趨勢(shì)
1988 年2 月日本鈴木公司首次在其Cervo 車上裝備EPS , 隨后還用在了其Alto 車上。在此之后, 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向技術(shù)如雨后春筍般得到迅速發(fā)展。日本的大發(fā)汽車公司、三菱汽車公司、本田汽車公司, 美國(guó)的Delphi 汽車系統(tǒng)公司、TRW公司, 德國(guó)的ZF 公司, 都相繼研制出各自的EPS。比如: 大發(fā)汽車公司在其Mi2ra 車上裝備了EPS , 三菱汽車公司則在其Minica 車上裝備了EPS ; 本田汽車公司的Accord 車目前已經(jīng)選裝EPS , S2000 轎車的動(dòng)力轉(zhuǎn)向也將傾向于選擇EPS ;Delphi 汽車系統(tǒng)公司已經(jīng)為大眾的Polo 、歐寶的318i以及菲亞特的Punto 開發(fā)出EPS 。
TRW從1998 年開始, 便投入了大量人力、物力和財(cái)力用于EPS 的開發(fā)。他們最初針對(duì)客車開發(fā)出轉(zhuǎn)向柱助力式EPS , 如今小齒輪助力式EPS 開發(fā)也已獲成功。1999 年3 月, 他們的EPS 已經(jīng)裝備在轎車上, 如Ford Fiesta 和Mazda 323F 等 。Mercedes OBenz 和Siemens Automotive 兩大公司共同投資6500萬(wàn)英鎊用于開發(fā)EPS , 他們的目標(biāo)是到2002 年裝車, 年產(chǎn)300 萬(wàn)套, 成為全球EPS 制造商。他們計(jì)劃開發(fā)出適用于汽車前橋負(fù)荷超過(guò)1200kg的EPS，因此貨車也將可能成為EPS的裝備目標(biāo)。而我國(guó)在2002 年才開始研制開發(fā)汽車EPS 產(chǎn)品, 目前已經(jīng)知道的有13 家企業(yè)和科研院校正在研制中。其中南摩股份有限公司( 生產(chǎn)轉(zhuǎn)向柱式的EPS 產(chǎn)品) 在2003 年開始進(jìn)入小批量生產(chǎn)階段, 其他廠家和科研院校均在開發(fā)階段中。
EPS當(dāng)前已經(jīng)較多應(yīng)用在排量在1.3L-1.6L(含MMPV 微型多功能車) 的各類輕型轎車上,其性能已經(jīng)得到廣泛的認(rèn)可。隨著直流電機(jī)性能的提高和42V電源在汽車組件上的應(yīng)用,其應(yīng)用范圍將進(jìn)一步擴(kuò)寬,并逐漸向微型車、輕型車和中型車擴(kuò)展。另外EPS 的控制信號(hào)將不再僅僅依靠車速與扭矩, 而是根據(jù)轉(zhuǎn)向角、轉(zhuǎn)向速度、橫向加速度、前軸重力等多種信號(hào)進(jìn)行與汽車特性相吻合的綜合控制, 以獲得更好的轉(zhuǎn)向路感。未來(lái)的EPS將朝著電子四輪轉(zhuǎn)向的方向發(fā)展, 并與電子懸架統(tǒng)一協(xié)調(diào)控制。
1.4 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)的目的和意義
隨著汽車行業(yè)的蓬勃發(fā)展，人們對(duì)于汽車功能的要求變得越來(lái)越高，EPS系統(tǒng)也迎來(lái)了巨大的市場(chǎng)需求，許多廠商都以EPS系統(tǒng)作為一個(gè)賣點(diǎn)，來(lái)吸引顧客買車。所謂電動(dòng)轉(zhuǎn)向( EPS) , 就是在機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中,用電池作為能源, 電動(dòng)機(jī)為動(dòng)力, 以轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩以及車速為輸入信號(hào), 通過(guò)電子控制裝置, 協(xié)助人力轉(zhuǎn)向, 并獲得最佳轉(zhuǎn)向力特性的伺服系統(tǒng)。EPS汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能直接影響到汽車的操縱穩(wěn)定性, 對(duì)于確保車輛的安全行駛、減少交通事故以及保護(hù)駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件起著重要的作用。特別是EPS用電動(dòng)機(jī)直接提供助力，助力大小由電子控制單元（ECU）控制。它能在汽車低速行駛轉(zhuǎn)向時(shí)減輕轉(zhuǎn)向力使轉(zhuǎn)向輕便、靈活; 在汽車高速行駛轉(zhuǎn)向時(shí), 適當(dāng)加重轉(zhuǎn)向力, 從而提高了高速行駛時(shí)的操縱穩(wěn)定性, 增強(qiáng)了路感 。不僅如此,EPS的能耗是HPS能耗的1 /3以下, 且前者比后者使整車油耗下降可達(dá)3% - 5%, 因而, 它能節(jié)約燃料，提高主動(dòng)安全性，且有利于環(huán)保。
1.5 研究的主要內(nèi)容
1、對(duì)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行分析確定其布置形式。
2、電動(dòng)機(jī)、電磁離合器、扭距傳感器的選取。
3、在對(duì)EPS系統(tǒng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了一套減速機(jī)構(gòu)。
4、設(shè)計(jì)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。
第2章 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定
2.1 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的分析
2.1.1 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理
EPS 主要由扭矩傳感器、車速傳感器、電子控制單元( ECU) 、電動(dòng)機(jī)和減速機(jī)構(gòu)組成。其主要工作原理是: 汽車在轉(zhuǎn)向時(shí), 扭矩傳感器會(huì)“ 感覺”到轉(zhuǎn)向盤的力矩和擬轉(zhuǎn)動(dòng)的方向。這些信號(hào)會(huì)通過(guò)數(shù)據(jù)總線發(fā)給電子控制單元, 電控單元會(huì)根據(jù)傳動(dòng)力矩、擬轉(zhuǎn)的方向和車輛速度等數(shù)據(jù)信號(hào), 向電動(dòng)機(jī)控制器發(fā)出動(dòng)作指令。電動(dòng)機(jī)就會(huì)根據(jù)具體的需要輸出相應(yīng)大小的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩以產(chǎn)生助動(dòng)力, 從而實(shí)現(xiàn)了助力轉(zhuǎn)向的實(shí)時(shí)控制。如果不轉(zhuǎn)向, 則本套系統(tǒng)處于休眠狀態(tài)等待調(diào)用。由于它不轉(zhuǎn)向時(shí)不工作, 所以也節(jié)省了能源。
圖2.1 EPS結(jié)構(gòu)系統(tǒng)圖
2.1.2 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的類型
EPS的類型通?？梢园雌潆妱?dòng)機(jī)的減速機(jī)構(gòu)的形式不同或電動(dòng)機(jī)的布置位置不同進(jìn)行分類。
EPS系統(tǒng)一般都有減速機(jī)構(gòu)，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩輸出經(jīng)過(guò)減速機(jī)構(gòu)減速增矩對(duì)EPS進(jìn)行助力。根據(jù)汽車上轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式不同，EPS可分為:循環(huán)球螺母式(圖2.2)、蝸輪蝸桿式(圖2.3)、齒輪齒條式(圖2.4)三種。循環(huán)球螺母式EPS電動(dòng)機(jī)力矩的傳遞路線為:電動(dòng)機(jī)—循環(huán)球螺母—齒輪條。蝸輪蝸桿式EPS電動(dòng)機(jī)力矩的傳遞路線為:電動(dòng)機(jī)—蝸輪一齒輪條。齒輪齒條式EPS的電動(dòng)機(jī)力矩的傳遞路線為:電動(dòng)機(jī)—行星齒輪副—另設(shè)齒輪—齒條。
1——力矩傳感器 1——電磁離合器
2——循環(huán)球螺母 2——電動(dòng)機(jī)
3——功率放大器 3——扭矩傳感器
4——電控單元 4——轉(zhuǎn)向軸
5——齒條 5——蝸輪蝸桿機(jī)構(gòu)
6——轉(zhuǎn)向盤 6——齒輪齒條機(jī)構(gòu)
7——電動(dòng)機(jī)
8——轉(zhuǎn)向減速機(jī)構(gòu)
圖2.2 循環(huán)球螺母式 圖2.3 蝸輪蝸桿式
1——扭矩傳感器 2——轉(zhuǎn)接盤
3——電動(dòng)機(jī) 4——電磁離合器
5——齒輪齒條機(jī)構(gòu)
圖2.4 齒輪齒條式
根據(jù)電動(dòng)機(jī)布置位置不同，EPS可分為:轉(zhuǎn)向軸助力式、齒輪助力式、齒條助力式三種，如圖2.5所示。轉(zhuǎn)向軸助力式EPS的電動(dòng)機(jī)固定在轉(zhuǎn)向柱一側(cè)，通過(guò)減速機(jī)構(gòu)與轉(zhuǎn)向軸相近，直接驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向軸助力轉(zhuǎn)向。齒輪助力式EPS的電動(dòng)機(jī)和減速機(jī)構(gòu)與小齒輪相近，直接驅(qū)動(dòng)齒輪助力轉(zhuǎn)向。齒條助力式EPS的電動(dòng)機(jī)和減速機(jī)構(gòu)則直接驅(qū)動(dòng)齒條提供助力。
圖2.5 電動(dòng)機(jī)布置位置不同的EPS的類型
2.2 助力電動(dòng)機(jī)的選擇
2.2.1 電動(dòng)機(jī)的概述
助力電動(dòng)機(jī)是EPS 系統(tǒng)的動(dòng)力源, 它根據(jù)ECU 輸出的控制指令, 在不同的工況下輸出不同的助力轉(zhuǎn)矩, 對(duì)整個(gè)EPS 性能影響很大, 因此需要具備良好的動(dòng)態(tài)特性、調(diào)速特性和隨動(dòng)特性并易于控制, 而且要求輸出波動(dòng)小、低轉(zhuǎn)大轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小、尺寸小質(zhì)量輕等, 因此, 常采用無(wú)刷式永磁直流電動(dòng)機(jī)。為改善操縱感、降低噪音和減少振動(dòng), 在電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子外表面開出斜槽或螺旋槽, 而改變定子磁鐵的中心處或端部厚度, 將定子磁鐵設(shè)計(jì)成不等厚。
2.2.2 電動(dòng)機(jī)的參數(shù)計(jì)算
根據(jù)任務(wù)書上的基本參數(shù)可知
式中 f——輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)；
——轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷，單位為N；
P——輪胎氣壓，單位為；
——原地轉(zhuǎn)向阻力矩；
作用在轉(zhuǎn)向盤的手力矩為
式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng), 單位為mm；
——原地轉(zhuǎn)向阻力矩, 單位為N·mm
——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng), 單位為mm；
——為轉(zhuǎn)向盤直徑,單位為mm；
Iw——轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比；
η+——轉(zhuǎn)向器正效率；
因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)無(wú)轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。
從而可知，人所需用的轉(zhuǎn)矩為
T=Fh=103.847200=20769.4N·mm
設(shè)此力矩完全由電動(dòng)機(jī)提供可得電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩。
蝸桿=1 蝸輪 =30
T2==T1300.7
故選電動(dòng)機(jī)為：無(wú)刷永磁直流電動(dòng)機(jī)。
額定電壓（V）12
額定扭矩（N.m）1.76
額定電流（A）30
額定轉(zhuǎn)速（V/min）1210
最大外形尺寸（mm）60115
根據(jù)電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)矩可知蝸輪
T2=1.761000300.7=36N.m
2.3 電磁離合器的選擇
電動(dòng)式EPS轉(zhuǎn)向助力一般都是工作在一個(gè)設(shè)定的范圍。當(dāng)車速低于某一設(shè)定值時(shí)，系統(tǒng)提供轉(zhuǎn)向助力，保證轉(zhuǎn)向的輕便性; 當(dāng)車速高于某一設(shè)定值時(shí)，系統(tǒng)提供阻尼控制，保證轉(zhuǎn)向的穩(wěn)定性；而當(dāng)車速處于兩個(gè)設(shè)定值之間時(shí)，電動(dòng)機(jī)停止工作，系統(tǒng)處于Standy狀態(tài)，此時(shí)為了不使電動(dòng)機(jī)和電磁離合器的慣性影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作，離合器應(yīng)及時(shí)分離，以切斷輔助動(dòng)力。另外，當(dāng)EPS系統(tǒng)發(fā)生故障時(shí)，離合器應(yīng)自動(dòng)分離，此時(shí)仍可利用手動(dòng)控制轉(zhuǎn)向，保障系統(tǒng)的安全性。
EPS系統(tǒng)中電磁離合器應(yīng)用較多的為單片干式電磁離合器，其工作原理如圖所示
圖2.6 電磁離合器
離合器 類型 干式單片電磁式
額定電壓（V）12v
額定傳遞扭矩15/12v
繞阻（）19.5/20 c
2.4 扭矩傳感器的選擇
扭矩傳感器的功能是測(cè)量駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩大小與方向，以及轉(zhuǎn)向盤的大小和方向。目前采用較多的是在轉(zhuǎn)向軸位置加以扭桿，通過(guò)測(cè)量扭桿的變形得到扭矩。另外也有采用非接觸式扭距傳感器。圖2.7所示的非接觸式扭矩傳感器中有一對(duì)磁極環(huán)，其原理是：當(dāng)輸入軸與輸出軸之間發(fā)生相對(duì)扭轉(zhuǎn)位移時(shí)，磁極環(huán)之間的空氣間隙發(fā)生變化，從而引起電磁感應(yīng)系數(shù)變化。非接觸式扭矩傳感器的優(yōu)點(diǎn)是體積小精度高，缺點(diǎn)是成本高。
圖2.7 非接觸式扭距傳感器
扭矩傳感器
額定電壓 5V
額定輸出電壓 2.5
最大阻抗 2.180.66
2.5 本章小結(jié)
本章主要對(duì)電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了分析，并對(duì)其結(jié)構(gòu)組成有了深入的了解。同時(shí)還進(jìn)行了電動(dòng)機(jī)電磁離合器扭矩傳感的選取，并對(duì)其工作原理進(jìn)行了分析。
第3章 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)減速機(jī)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)
3.1 減速機(jī)構(gòu)的分析及布置形式的確定
電動(dòng)助動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的機(jī)構(gòu)部分是該系統(tǒng)不可缺少的重要組成部分，其減速機(jī)構(gòu)把電動(dòng)機(jī)的輸出，經(jīng)過(guò)減速增扭傳遞到動(dòng)力輔助單元，實(shí)現(xiàn)助力。因此，減速機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)是EPS系統(tǒng)的關(guān)鍵技術(shù)之一。目前常用的減速機(jī)構(gòu)有多種結(jié)構(gòu)形式，主要分為蝸輪蝸桿式、行星齒輪式和循環(huán)球螺母式等三種。而我選用了蝸輪蝸桿式減速機(jī)構(gòu)。
采用蝸輪蝸桿減速機(jī)構(gòu)，見圖3.1，其傳動(dòng)機(jī)構(gòu)有如下兩大優(yōu)點(diǎn)：
（1）實(shí)現(xiàn)大的傳動(dòng)比。在動(dòng)力傳動(dòng)中，一般傳動(dòng)比i=5~80;在分度機(jī)構(gòu)或手動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)中，傳動(dòng)比可達(dá)300；若只傳遞運(yùn)動(dòng)，傳動(dòng)比可達(dá)1000由于傳動(dòng)比大，零件數(shù)目又少，因而結(jié)構(gòu)很緊湊。
（2）在蝸桿傳動(dòng)中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它的蝸輪是逐漸進(jìn)入嚙合逐漸退出嚙合的，同時(shí)嚙合的齒對(duì)數(shù)較多，故沖擊載荷小，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪音低。
圖3.1 減速機(jī)構(gòu)
3.2 蝸輪蝸桿材料的選擇
考慮到蝸桿傳動(dòng)傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號(hào)鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸輪螺旋面要求淬火并且調(diào)質(zhì)處理，硬度為45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZcuSn10Pb，金屬模鑄造。這種材料耐磨性好，但價(jià)格較高，用于滑動(dòng)速度3m/s的重要傳動(dòng)。為了盡量節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用鑄鐵HT150制造。為了防止變形，常對(duì)蝸輪進(jìn)行時(shí)效處理。
3.3 普通圓柱蝸桿傳動(dòng)的主要參數(shù)及幾何尺寸計(jì)算
3.3.1 設(shè)計(jì)要求
普通圓柱蝸桿閉式傳動(dòng)（用于EPS系統(tǒng)中電機(jī)輸出到轉(zhuǎn)向軸），蝸桿轉(zhuǎn)速=1210r/min，扭矩=1760N·mm，傳動(dòng)比i=30.雙側(cè)工作，工作載荷較穩(wěn)定，沖擊不大。要求壽命為5年（按每年365天，每天8小時(shí)），則使用壽命=53658=14600h
3.3.2 選擇蝸桿傳動(dòng)類型
根據(jù)GB10085-88的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。傳動(dòng)比i介于5~80之間，由表3.1可確定蝸桿頭數(shù)=1。
表3.1 蝸桿頭數(shù) 蝸輪齒數(shù)推薦值
傳動(dòng)比i=z1/z2
5~8
7~16
15~32
30~83
蝸桿頭數(shù)z1
6
4
2
1
渦輪齒數(shù)z2
30~48
28~64
30~64
30~83
單頭蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比大，但效率低，發(fā)熱量大，易自鎖。不過(guò)，蝸桿頭數(shù)過(guò)多，導(dǎo)程角大，制造困難。蝸輪的齒數(shù)=i。當(dāng)傳遞動(dòng)力時(shí)，為保證傳動(dòng)平穩(wěn)性，應(yīng)不少于28。但過(guò)過(guò)大將使蝸輪尺寸增大，蝸桿跨距隨之增大，降低蝸桿的剛度，影響嚙合精度。通常取=28~80，一般不大于100。故取=30
3.3.3 蝸桿模數(shù)及分度圓直徑的確定
蝸桿頭數(shù)=1 蝸輪=30
因載荷平穩(wěn)載荷系數(shù)K=1.1—1.3之間取
故K=1.2
表3.2 錫青銅蝸輪許用接觸應(yīng)力[]
蝸輪材料
鑄造方法
適用的滑動(dòng)速度V/(m.s)
蝸桿齒面硬度
45HRC
>45HRC
ZCuSn10Pb1
砂型
金屬型
12
25
150
220
180
268
ZCuSn5Pb5Zn5
砂型
金屬型
10
12
113
128
135
140
MK () （3.1）
M1.236960()
M171.5304
經(jīng)查表3.3可知m=2.5 q=11.2 =28
表3.3 普通圓柱蝸桿傳動(dòng)的基本尺寸和參數(shù)
模數(shù)m/mm
分度圓直徑d/mm
直徑系數(shù)q
蝸桿頭數(shù)
Md/mm
模 數(shù)
m/mm
分度圓直徑d/mm
直徑系數(shù)q
蝸桿頭數(shù)
Md/mm
1
18
18.000
1
18
6.3
(80)
12.698
1,2,4
3175
1.25
20
16.000
1
31.25
112
17.778
1
4445
22.4
17.920
1
35
8
(63)
7.875
1,2,4
4032
1.6
20
12.500
1,2,4
51.2
80
10.000
1,2,4,6
5376
28
17.500
1
71.68
(100)
12.500
1,2,4
6400
2
(18)
9.000
1,2,4
72
140
17.500
1
8960
22.4
11.200
1,2,4,6
89.6
10
(71)
7.100
1,2,4
7100
(28)
14.000
1,2,4
112
90
9.000
1,2,4,6
9000
35.5
17.750
1
142
(112)
11.200
1,2,4
11200
2.5
(22.4)
8.960
1,2,4
140
160
16.000
1
16000
28
11.200
1,2,4,6
175
12.5
(90)
7.200
1,2,4
14062
(35.5)
14.000
1,2,4
221.9
112
8.960
1,2,4
17500
45
18.000
1
281
(140)
11.200
1,2,4
21875
3.15
(28)
8.889
1,2,4
278
200
16.000
1
31250
35.5
11.270
1,2,4,6
352
16
(112)
7.000
1,2,4
28672
45
14.286
1,2,4
447.5
140
8.750
1,2,4
35840
56
17.778
1
556
(180)
11.250
1,2,4
46080
4
(31.5)
7.875
1,2,4
504
250
15.625
1
56000
40
10.000
1,2,4,6
640
20
(140)
7.000
1,2,4
56000
(50)
12.500
1,2,4
800
160
8.000
1,2,4
64000
71
17.740
1
1136
(224)
11.200
1,2,4
89600
5
(40)
8.000
1,2,4
1000
315
15.750
1
126000
50
10.000
1,2,4,6
1250
25
(180)
7.200
1,2,4
112500
(63)
12.600
1,2,4
1575
200
8.000
1,2,4
125000
90
18.000
1
2250
(280)
11.200
1,2,4
175000
6.3
(50)
7.936
1,2,4
1985
400
16.000
1
250000
63
10.000
1,2,4,6
2500
3.3.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸的確定
蝸桿
蝸桿分度圓直徑
=2.8
齒頂圓直徑
=m(q+2)= 2.5(11.2+2) =33
=m(q-2.4) =2.5(11.2-2.4) =22
齒頂高
=m=2.5
齒根高
=1.2m=1.22.5=3
頂隙
C=0.2m=0.242.5=0.5
蝸輪分度圓柱的導(dǎo)程角
r=arctan=arctan5.1
中心距
a=m(q+) = 2.5(11.2+30) =51.5
蝸桿齒寬
（11+0.06）m
(11+0.00630)2.5
32
=32
蝸輪
蝸輪分度圓直徑
=mz=2.530=75
齒頂圓直徑
d=m(z+2) =2.5(30+2) =80
齒根圓直徑
d=m(z-2.4) =2.5(30-2.4) =69
齒頂高
h=m=2.5
齒根高
h=1.2m=3
蝸輪齒寬
z3時(shí) b0.75
0.7533
24.75
b=20
3.4 蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核
=YY[] （3.2）
Y ——螺旋角影響系數(shù),Y=1-；
Y ——蝸輪齒形系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù)z=z/cos查??；
[]——蝸輪的許用彎曲應(yīng)力，單位為MPa。
Y=1-=1-=0.94
z==30.35914403
經(jīng)查表3-4可知，Y=2.52
表3.4 齒形系數(shù)及應(yīng)力修正系數(shù)
z
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
Y
2.97
2.91
2.85
2.8
2.76
2.72
2.69
2.65
2.62
2.6
2.57
2.55
2.53
Y
1.52
1.53
1.54
1.55
1.56
1.57
1.575
1.58
1.59
1.595
1.6
1.61
1.62
z
30
35
40
45
50
60
70
80
90
100
150
200
Y
2.52
2.45
2.4
2.35
2.32
2.28
2.24
2.22
2.2
2.18
2.14
2.12
2.06
Y
1.625
1.65
1.67
1.68
1.7
1.73
1.75
1.77
1.78
1.79
1.83
1.865
1.97
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N==60114600=35332000
壽命系數(shù)
K==0.85
由表3.5查得 []=40MPa []=[]K
=0.8540 =34
表3.5 蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力[]
蝸輪材料
鑄錫磷青銅ZCu5nlOP1
鑄錫鉛鋅青銅ZCuSn5Pb5Zn5
鑄造鋁鐵青銅ZCuAlloFe3
灰鑄鐵
HT150
HT200
鑄造方法
砂模鑄造
金屬模制造
砂模鑄造
金屬模鑄造
砂模鑄造
金屬模鑄造
砂模鑄造
單側(cè)工作
40
56
26
32
80
90
40
48
雙側(cè)工作
29
40
22
26
57
64
28
34
=YY （3.3）
=2.520.964=31.39
<[]
3.5 本章小結(jié)
本章主要對(duì)減速機(jī)構(gòu)的布置形式進(jìn)行了確定，蝸輪蝸桿材料選取，對(duì)蝸輪蝸桿主要參數(shù)進(jìn)行了選取與計(jì)算，確定了蝸桿與蝸輪的幾何尺寸，并進(jìn)行了蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。
第4章 減速機(jī)構(gòu)軸和軸承的設(shè)計(jì)及校核
4.1 軸的概述
軸的主要功用是支承機(jī)器中的旋轉(zhuǎn)零件（如齒輪、帶輪、鏈輪、銑刀等），保證旋轉(zhuǎn)零件有確定的工作位置，并傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。根據(jù)軸的受載情況不同，軸可以分為心軸，轉(zhuǎn)軸和傳動(dòng)軸。心軸是工作中只承受彎矩作用，不傳遞動(dòng)力的軸。根據(jù)心軸是否轉(zhuǎn)動(dòng)，心軸又分為固定心軸和轉(zhuǎn)動(dòng)心軸。轉(zhuǎn)動(dòng)心軸工作時(shí)，彎曲應(yīng)力一般是對(duì)稱循環(huán)變化的，而固定心軸工作時(shí)，其彎曲應(yīng)力的方向一般不變。轉(zhuǎn)軸既支撐轉(zhuǎn)動(dòng)零件又傳遞動(dòng)力，它是既承受彎矩又承受轉(zhuǎn)矩作用的軸。傳動(dòng)軸是只承受轉(zhuǎn)矩而不承受彎矩作用或彎曲作用很小的軸。
4.2 轉(zhuǎn)向軸的設(shè)計(jì)與校核
4.2.1 轉(zhuǎn)向軸的設(shè)計(jì)
由材料力學(xué)可知，實(shí)心圓軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為
==[] （4.1）
由此得軸的基本直徑的估算式
d=C （4.2）
式中 d ——軸的估算基本直徑（mm）
——軸的扭矩切應(yīng)力（MPa）
T ——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩（N.mm）
P ——軸傳遞的功率（KW）
n ——軸的轉(zhuǎn)速（r/min）
W——軸的抗扭截面系數(shù)（mm）。對(duì)實(shí)心圓軸，W=d/160.2d
[]——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力（MPa）
C ——計(jì)算常數(shù)，取決于軸的材料及受載情況，見表4.1。.
表4.1 軸常用材料的C值
軸的材料
Q235.20
Q275.35
45
40Cr.35SiMn
C
126-149
112-135
103-126
97-112
i==
30=
n=40.3r/min
P===0.155KW
轉(zhuǎn)向軸選用45鋼，正火處理，估計(jì)直徑d<100mm,由表4.2查的=600MPa，查表4.1，取C=118。
dC=118=18.48mm
表4.2 軸的常用材料及主要力學(xué)
材料及熱處理
毛坯直徑/mm
硬度
（HBS）
抗拉強(qiáng)度
屈服點(diǎn)
彎曲疲勞極限
應(yīng)用說(shuō)明
MPa
Q235-A
430
235
175
用于不重要或載荷不大的軸
35正火
100
143-187
520
270
250
有好的塑性和適當(dāng)?shù)膹?qiáng)度，可做一般曲軸.轉(zhuǎn)軸等
35調(diào)質(zhì)
100
163-207
560
300
265
45正火
100
170-217
600
355
260
用于較重要的軸，應(yīng)用最廣泛
45調(diào)質(zhì)
200
217-225
650
360
270
40Cr調(diào)質(zhì)
25
241-286
980
785
480
用于載荷較大而無(wú)很大沖擊的重要的軸
100
735
540
350
>100-300
680
490
320
40MnB調(diào)質(zhì)
25
207
980
785
480
性能接近于40Cr，用于重要的軸
200
241-286
750
500
335
35CrMo調(diào)質(zhì)
100
207-269
735
540
350
用于重載荷的軸
20Cr滲碳淬火回火
15
表面50-60HRC
835
540
370
用于要求強(qiáng)度.韌性及耐磨性均較高的軸
60
635
390
280
第一軸段 軸徑為20，軸長(zhǎng)為38
第二軸段 放軸承軸徑為25，軸長(zhǎng)為16
第三軸段 軸徑為25，軸長(zhǎng)為12
第四軸段 軸徑為26，軸長(zhǎng)為38
第五軸段 軸徑為25，軸長(zhǎng)為12
第六軸段 放軸承軸徑為25，軸長(zhǎng)為18
4.2.2 轉(zhuǎn)向軸的校核
F=-F=125.71
F=-F=985.6
F=-F=358.729
(1) 繪制軸承受力簡(jiǎn)圖（圖a）
(2) 繪制垂直面彎矩圖（圖b）
軸承支反力：
F===118.142
F=F+F=-358.729+118.142=-240.587
截面C右側(cè)彎矩
M=F.=240.587=9262.5995
截面C左側(cè)彎矩
M=F.=118.142=4548.467
（3）繪制水平彎矩圖（圖C）
軸承支反力：
F=F===492.8
截面C處的彎矩：
M=F=492.8=18972.8
(4)繪制合成彎矩圖（圖d）
M===21113.09758
M===19510.39958
(5)繪制轉(zhuǎn)矩圖（圖e）
(6)繪制當(dāng)量彎矩圖（圖f）
轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取a=0.16截面C處的當(dāng)量彎矩力
M===30619.24012
校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度
===9.34<55MPa
強(qiáng)度足夠
圖4.1 轉(zhuǎn)向軸的受力圖和彎矩圖
4.3 蝸桿軸的設(shè)計(jì)及校核
4.3.1 蝸桿軸的設(shè)計(jì)
蝸桿用45號(hào)鋼，正火處理硬度為170-217HBS。蝸桿軸的基本直徑估計(jì)<100mm由表4.2查得=600mm查表4.1取C=118
D=C=118=6.715mm
P===0.223KW
因蝸桿齒根圓直徑d大于軸徑d故選用車制蝸桿
軸徑d= d-(2—4)mm=22-(2—4)= 20—18mm
所求d為最小軸徑，因?yàn)樵撎庨_一鍵槽應(yīng)將該軸段直接增大3%—7%即d=6.7151.19=8mm
放軸承位置的軸徑定為20，退刀槽徑為20，退刀槽長(zhǎng)度為12，蝸桿齒寬為32。
4.3.2 蝸桿軸鍵的選取
選取A型鍵公稱尺寸bh=44
[]=120MPa
=[] （4.3）
l==1.833
式中 T——傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位N.mm
d——軸的直徑，單位mm
l——鍵的接觸長(zhǎng)度，單位mm
K——鍵與輪轂接觸高度，Kh/2,單位mm
——許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa
故l=6,L=10
4.3.3 蝸桿軸的校核
F===125.71
F===985.6
F=Ftan=985.6tan20=358.729
(1) 繪制軸受力簡(jiǎn)圖（圖a）
(2) 繪制垂面彎矩圖（圖b）
軸承支反力
F===-11.09
F=F- F=358.729-11.09=347.639
計(jì)算彎矩：
截面C右側(cè)彎矩
M= F=247.639=1453.199
M= F=11.09=454.69
(3) 繪制水平面彎矩圖（圖c）
軸承支反力：
F=F===62.855
截面C處的彎矩
M= F=62.855=2577.005
(4) 繪制合成彎矩圖（圖d）
M===14484.29819N.mm
M===2616.8598
(5) 繪制轉(zhuǎn)矩圖（圖e）
(6) 繪制當(dāng)量彎矩圖（圖f）
轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取=0.6，截面C處的當(dāng)量彎矩為
M====14522.74182
（7）校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度
== =4.04<55MPa
強(qiáng)度足夠
圖4-2 蝸桿軸的受力圖和彎矩圖
4.4 軸承的選取與校核
4.4.1 軸承的選取
球軸承的抗沖擊能力弱，極限轉(zhuǎn)速較高，價(jià)格便宜，故當(dāng)軸承的工作載荷較小.轉(zhuǎn)速較高.載荷較平穩(wěn)時(shí)，選用球軸承較為合適。滾子軸承的承載能力和抗沖擊能力較強(qiáng)，但極限轉(zhuǎn)速和旋轉(zhuǎn)精度不如球軸承，適合于兩軸孔能嚴(yán)格對(duì)中，載荷較大或受沖擊載荷的中低速軸。根據(jù)載荷方向選擇軸承時(shí)，除只承受徑向或軸向載荷而分別選擇徑向接觸軸承和軸向接觸軸承之外，對(duì)于既有徑向載荷又有軸向載荷軸承來(lái)說(shuō)，如以徑向載荷為主則可選用深溝球軸承；若徑向載荷和軸向載荷和軸向載荷均較大時(shí)，可選用向心角接觸軸承；而當(dāng)徑向載荷比軸向載荷大很多或要求軸向變形小時(shí)，可先用軸向接觸軸承和徑向接觸軸承組合形式，分別承受軸向和徑向載荷較為合理。故選軸承為7204AC對(duì)稱布置。
4.4.2 軸承的校核
軸傳送的轉(zhuǎn)矩
T=1.761000=1760N.mm
求軸上力
F===125.71429
F===985.6
F=Ftan=985.6tan20=358.7290629
根據(jù)豎直方向力的平衡公式以及合力矩為0，可知
F=F+F
-42F+84 F=0
F=179.36
F=179.36
表4.3 角接觸軸承的內(nèi)部軸向力F
軸承類型
角接觸球軸承
圓錐滾子軸承
70000C(=15)
70000AC(=25)
70000B(=40)
7000
F
eF
0.63F
1.14F
F/(2Y)
由表4.3可得：
70000AC軸承的內(nèi)部軸向力F=0.63F
F=0.63F=0.63179.36=112.9968
F=0.63F=0.63179.36=112.9968
計(jì)算軸向載荷F和F
因F+F=112.9968+985.6=1098.5968> F
故可判定軸承2為壓緊端，軸承1為放松端。兩端軸承的軸向載荷
F= F=112.9968
F=F+ F=1098.5968
求系數(shù)X和Y
F/ F==0.63
F/ F==6.125
F/ Fe時(shí)X=1，Y=0 而F/ F>e時(shí) X=0.41，Y=0.87
由表4.4可知載荷系數(shù) f=1.3
表4.4 載荷系數(shù)f
載荷性質(zhì)
及其舉例
f
無(wú)沖擊或輕微沖擊
電機(jī)，汽輪機(jī)，水泵，通風(fēng)機(jī)
1.0—1.2
中等沖擊振動(dòng)
車輛，機(jī)床，傳動(dòng)裝置，起重機(jī)，內(nèi)燃機(jī)，減速器
1.2—1.8
強(qiáng)大沖擊振動(dòng)
破碎機(jī)，軋鋼機(jī)，石油鉆機(jī)，振動(dòng)篩
1.8—3.0
P=f(xF+YF)=1.3(1179.36+0112.9968)=233.168
p= f(xF+YF)=1.3(0.41179.36+0.891098.5968)=1338.11
因p> P取p=p=1338.11N.球軸承=3
軸承C=14000N
L=（）=（）=15778.22h>14600h
故該對(duì)軸承滿足預(yù)期壽命要求。
4.5 本章小結(jié)
本章主要進(jìn)行了軸與蝸桿軸的設(shè)計(jì)，確定了各軸的長(zhǎng)度與軸徑，并對(duì)其進(jìn)行了校核，同時(shí)還對(duì)鍵進(jìn)行了設(shè)計(jì)，以及軸承的選取，經(jīng)過(guò)對(duì)軸的受力分析確定軸承為角接觸球軸承，并對(duì)其進(jìn)行校核，確保其使用壽命在規(guī)定年限當(dāng)中。
第5章 齒輪齒條式轉(zhuǎn)回器的設(shè)計(jì)
5.1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的概述
5.1.1 齒條的概述
齒條是在金屬殼體內(nèi)來(lái)回滑動(dòng)的，加工有齒形的金屬條。轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向桿系的搖桿和轉(zhuǎn)向搖臂，并保證轉(zhuǎn)向橫拉桿在適當(dāng)?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平衡。齒條可以比作是梯形轉(zhuǎn)向直拉桿。導(dǎo)向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。齒條的橫向運(yùn)動(dòng)拉動(dòng)或推動(dòng)轉(zhuǎn)向橫拉桿，使前輪轉(zhuǎn)向。
5.1.2 齒輪的概述
齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。因此，轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動(dòng)以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)向器殼體上的球軸承支撐。斜齒的彎曲增加了一對(duì)嚙合齒輪參與嚙合的齒數(shù)。相對(duì)直齒而言，斜齒的運(yùn)轉(zhuǎn)趨于平衡，并能傳遞更大的動(dòng)力。
5.1.3 設(shè)計(jì)要求
齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)要求。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在2～3mm之間。主動(dòng)小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5～7個(gè)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(shù)應(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達(dá)到最大偏轉(zhuǎn)角時(shí)，相應(yīng)的齒條移動(dòng)行程應(yīng)達(dá)到的值來(lái)確定。變速比的齒條壓力角，對(duì)現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在12°～35°范圍內(nèi)變化。此外，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)驗(yàn)算齒輪的抗彎強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度。
5.2 齒輪齒條材料的選擇與參數(shù)的確定
5.2.1 材料的選擇
主動(dòng)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(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄。故小齒輪16MnCr5 滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC。大齒輪 45鋼 表面淬火，齒面硬度56-56HRC。
5.2.2 計(jì)算許用應(yīng)力
a)確定和
b)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。
c)計(jì)算許用應(yīng)力
取,
應(yīng)力修正系數(shù)
5.2.3 初步確定齒輪的基本參數(shù)的主要尺寸
根據(jù)齒輪傳動(dòng)的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒條嚙合傳動(dòng)。選擇齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)為7級(jí)精度。
初選K=1.4 B=14 Z=7 Z=10
傳動(dòng)比=1.4 =1.2 Y=0.89 Y=0.7
Z=17cos=17cos14=15
由于Z=7 Z=10均小于15
發(fā)生根切故對(duì)其進(jìn)行變位
X==0.55
X==0.33
tant===0.375112684
=20.56
inv=tan+inv=0.054855624
Y=(-1)=0.7
=Ym=21.9+0.72.5=23.65
Y=X-Y=0.88-0.7=0.18
= (5.1)
2.1195
=2.5
5.2.4 確定齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)的幾何尺寸
主動(dòng)齒輪
分度圓直徑 =18.03
節(jié)圓直徑 d===19.708
齒頂圓直徑
=18.03+2（1+0.55-0.18）2.5
=24.88
齒根圓直徑
=18.03-2（1+0.25-0.55）2.5
=14.53
齒頂高
齒根高 =
全齒高 h=h+h=5.175
齒寬 b=d=1.218.03=21.636
因?yàn)橄嗷Ш淆X輪的基圓齒矩必須相等 既P=P
齒輪法面基圓齒矩為P=mcos
齒條法面基圓齒矩為P=mcos
取齒條法相模數(shù)為 m=2.5
從動(dòng)齒輪（齒條）
節(jié)圓 =u=1.419.708=27.59
齒條齒頂高
齒條齒根高
法面齒矩 S=（+2Xtan）m=4.525
5.2.5 齒輪強(qiáng)度校核
=ZZZZ (5.2)
tan=tan/cos=tan20/cos14=0.375112684
Z=
Z==2.433
=0.318dZtan=0.318=0.444
=[1.88-3.2()]cos14=1.07
Z= (5.3)
Z==0.978764495
Z==0.985
由表5.1可知Z=189.8
表5.1 彈性影響系數(shù)
彈性模量
/MPa
齒輪
材料
配對(duì)齒輪材料
灰鑄鐵
球墨鑄鐵
鑄鐵
鍛鋼
夾布膠木
11.8
17.3
20.2
20.6
0.785
鍛鋼
162.0
181.4
188.9
189.8
56.4
鑄鋼
161.0
180.5
188.0
--
--
球墨鑄鐵
156.6
173.9
--
灰鑄鐵
143.7
--
=
=111.7083902MPa 齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求。
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算。
=0.25+0.75/=0.25+0.7=0.95
= (5.4)
=
=206.3136<[]
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求
5.3 軸設(shè)計(jì)與軸承的選擇
5.3.1 軸的設(shè)計(jì)
=97=11.5mm
取最小軸徑d=12mm
第一軸段軸徑12，軸長(zhǎng)12
第二軸段軸徑24.88，軸長(zhǎng)35
第三軸段軸徑20，軸長(zhǎng)22
第四軸段軸徑16，軸長(zhǎng)15
第五軸段軸徑14，軸長(zhǎng)10
5.3.2 軸的校核
===4099.833611
（1）繪制軸受力簡(jiǎn)圖（圖a）
（2）繪制垂直彎矩圖（圖b）
軸承支反力：
=-574.94.9461306
計(jì)算彎矩
截面C右側(cè)彎矩
截面C左側(cè)彎矩
(3) 繪制水平彎矩圖（圖c）
軸承支反力
截面C處的彎矩
(4) 繪制合成彎矩圖（圖d）
=53789.62116
(5) 繪制轉(zhuǎn)矩圖（圖e）
(6) 繪制當(dāng)量彎矩圖（圖f）
轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生扭剪應(yīng)力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取a=0.6,截面C處的當(dāng)量彎矩為
（7）校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度
強(qiáng)度足夠
5.3.3 軸承的選取
軸承1 深溝球軸承6004
軸承2 滾針軸承 NA4901
圖5.1 軸的受力圖和彎矩圖
5.4 本章小結(jié)
本章主要進(jìn)行了齒輪齒條材料的選取，對(duì)其基本參數(shù)及幾何尺寸進(jìn)行了計(jì)算與確定，并對(duì)齒輪進(jìn)行了強(qiáng)度校核，同時(shí)對(duì)軸進(jìn)行了設(shè)計(jì)與校核，軸承選取為滾針軸承。
結(jié) 論
對(duì)于本次設(shè)計(jì)的電動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，其特點(diǎn)是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于生產(chǎn)，使用和維修，價(jià)格低廉。電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要由減速機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)組成。減速機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比為30，采用蝸輪蝸桿式，其傳動(dòng)比大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲小，轉(zhuǎn)彎時(shí)可以提供大的轉(zhuǎn)矩，使駕駛者感覺轉(zhuǎn)向非常輕便，維修方便，大部分汽車都采用此結(jié)構(gòu)。
減速器設(shè)計(jì)計(jì)算中，蝸輪的破壞形式主要是蝸輪輪齒表面產(chǎn)生膠合。點(diǎn)蝕和磨損，在對(duì)蝸輪強(qiáng)度計(jì)算中，齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和輪齒接觸應(yīng)力都符合了要求。
通過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，使我學(xué)到了很多東西，首先在軟件方面使我對(duì)CAD當(dāng)中的二維繪圖，圖層管理，文本輸入，圖形標(biāo)注，這些命令有了更深一步的認(rèn)識(shí)，同時(shí)還使我學(xué)會(huì)了許多快捷方式。其次，使我對(duì)蝸輪蝸桿減速器當(dāng)中的一些部件有了進(jìn)一步的認(rèn)識(shí)，使我對(duì)減速器設(shè)計(jì)的思路變的更加清晰。再次，再對(duì)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)當(dāng)中使我學(xué)會(huì)如何變位來(lái)防止根切，同時(shí)對(duì)齒輪轉(zhuǎn)向器工作原理有了進(jìn)一步的了解。
電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是車輛不可或缺的一部分，其技術(shù)已經(jīng)成熟，但對(duì)于我們還沒有踏出校門的學(xué)生來(lái)說(shuō)，其中的設(shè)計(jì)理念還是很值得我們?nèi)ヌ接?，學(xué)習(xí)的。
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