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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） 摘要 本文主要研究了四輪轉向傳動系統(tǒng)的基本結構和工作原理，并對四輪轉向傳動路線進行了簡要分析。以此為理論基礎，以某汽車的相關參數設計了四輪轉向轉向器。包括前輪轉向器的設計計算，后輪轉向執(zhí)行器的設計，齒條等強度的計算。四輪轉向傳動系主要是通過車速傳感器、前輪轉角傳感器、前輪轉速傳感器、方向盤轉角傳感器、后輪轉角傳感器、后輪轉速傳感器，發(fā)送信號到四輪轉向控制器內，信號經過處理，得出后輪所需的轉角大小及方向，控制執(zhí)行器完成轉向。此系統(tǒng)可以改善車輛低速的轉向靈活性和高速時的操縱穩(wěn)定性，使汽車在轉向時響應快，轉向能力強，直線行駛穩(wěn)定。前輪轉向器是四輪轉向的基礎部件，是電機助力的齒輪齒條轉向器。后輪執(zhí)行器是驅動后輪轉向的主要部件。通過對前輪轉向器和后輪執(zhí)行器的設計，為四輪轉向技術整體設計提供了基礎。 關鍵詞 四輪轉向，齒輪齒條電動助力轉向器，后輪轉向執(zhí)行器 Abstract This paper mainly studies is the four-wheel steering transmission system the basic structure and working principle, and the four-wheel steering transmission routes are briefly analyzed. This theory, with a car related parameters of the four-wheel steering transmission system was designed. Including front wheel steering gear design calculation, rear wheel actuator design strength calculation, rack .Four-wheel steering transmission system is primarily through speed sensor, front wheel Angle sensor, front wheel speed sensor, steering wheel Angle sensor, rear Angle sensor, rear Lord Angle sensor, rear vice, rotational speed sensor sends a signal to the four-wheel steering controller inside, signal through processing, draw the rear required corner size and direction, control actuator finish turning. This system can improve vehicle speed steering flexibility and high speed control stability of, make cars in steering response quickly, steering capability is strong, run straight stability. Front wheel steering gear is the basic components, four-wheel steering motor hydraulically rack-and pinion steering gear Rear actuators are drive rear wheel steering the major components. Through the front wheel steering gear and rear actuator is designed for four-wheel steering technology integral design provides the basis. Key words Four-wheel steering gear rack of electric power steering gear, rear wheel actuators 目錄 摘要 I Abstract II 目錄 III 第一章 緒論 1 第二章 設計方案選擇 7 2.1 各傳感器位置確定 7 2.2 轉向機構的設計要求 8 2.3 轉向梯形設計 9 2.4 本章小結 10 第三章 齒輪齒條電動助力轉向器設計計算 11 3.1 轉向器的效率 11 3.2 轉向器正效率η+ 11 3.3 轉向器逆效率η- 12 3.4 傳動比的變化特性 13 3.4.1力傳動比與角傳動比的關系 14 3.5 參數選擇 16 3.5.1轉向輪側偏角計算 17 3.6 轉向系載荷確定 18 3.7 轉向器的主要元件設計 19 3.7.1選擇齒輪齒條材料 19 3.7.2齒輪齒條基本參數 21 3.7.3轉向橫拉桿及其端部 22 3.7.4齒條調整 23 3.8 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析 24 3.9 齒輪齒條傳動受力分析 25 3.10 彈簧的設計計算 29 3.11 齒輪軸軸承的校核 32 3.12 電機選擇 33 3.12.1助力轉矩的計算 33 3.12.2電動機參數的選擇和計算 34 3.13 本章小結 34 第四章 后輪轉向執(zhí)行器設計計算 35 4.1 執(zhí)行器結構設計 35 4.2 齒條設計計算 35 4.3 回位彈簧的設計計算 35 4.4 電機選擇 37 4.4.1助力轉矩的計算 37 4.4.2電動機參數的選擇和計算 37 4.5 本章小結 37 結論 39 致謝 40 參考文獻 41 附錄 42 IV 第一章 緒論 四輪轉向（Four Wheel Steer）控制技術就是在汽車行駛轉向時通過引入一定的后輪轉向來增強汽車在高速行駛或在側向風力作用時的操縱穩(wěn)定性、行駛安全性及改善低速時汽車的機動靈活性。我們知道普通汽車的轉向是靠駕駛員轉動方向盤，從而帶動前輪的轉動來實現的，前輪為轉向輪。前輪轉動后，車身方向跟著改變，無轉向的后輪與車身的行進方向產生差距，產生偏離角，從而發(fā)生彎力，產生轉向。由此可見，傳統(tǒng)的前輪轉向汽車有低速時轉向響應慢，回轉半徑大，轉向不靈活；高速時方向穩(wěn)定性差等缺點。經過二十余年的研究，4WS技術已趨于成熟，日本的日產公司、馬自達公司、豐田公司，美國的福特公司、通用公司的汽車產品上都有裝用4WS系統(tǒng)。我國開展汽車四輪轉向技術研究相對較晚，80年代末和90年代初開始有文章探討4WS問題，90年代末，上海交通大學、浙江大學開始進行4WS控制方法的研究。近年來，由于電子控制技術的快速發(fā)展，以及國內愈趨緊張的交通狀況，四輪轉向控制技術越來越被汽車廠商及各高校重視，在2003年和2005年海峽連桿機構學術研討會上臺北科技大學代表分享了后輪轉向機構設計以及四輪轉向控制防側滑等理論成果。通過對目前四輪轉向技術的研究，我參照已有車型的參數設計了四輪轉向的前輪轉向器和后輪轉向執(zhí)行器，為國內四輪轉向技術的發(fā)展提供基礎。 【技術說明】 后輪轉向與前輪主要有兩個不同的相位轉角，當車速較低時后輪與前輪轉向相反稱為逆向位轉角如圖（1-1），當車速較高時后輪與前輪轉向相同稱為同相位轉角如圖（1-2）。 （a）2WS （b）4WS 圖（1-1） 4WS低速時逆向位轉向 （a）2WS （b）4WS 圖（1-2）4WS高速時同向位轉向 四輪轉向系統(tǒng)的控制目標主要包括： 1.減小側向加速度響應和橫擺角速度響應的滯后； 2.減小汽車的側偏角； 3.增強汽車的行進穩(wěn)定性； 4.改善低速范圍汽車的操縱性； 5.改善汽車的轉向響應性能； 6.抵制由汽車自身參數變化因素對汽車轉向響應特性的影響，并保持所期望的汽車轉向響應特性； 后輪主動轉向主要采用以下幾種控制模式： 1.定前后輪轉向比轉向系統(tǒng)； 2.前輪參數控制后輪轉向（前饋型） 3.前后輪轉向比是前輪轉角函數的四輪轉向系統(tǒng)； 4.前后輪轉向比是車速函數的四輪轉向系統(tǒng)； 5.具有反相特性的四輪轉向系統(tǒng)； 6.具有最優(yōu)來控制的四輪轉向系統(tǒng)； 7.具有自學習、自適應能力的四輪轉向系統(tǒng)。 四輪轉向系統(tǒng)的控制方法：前饋加反饋控制即前輪轉向角比例前饋加橫擺角速度比例反饋控制，控制后輪轉向，并且使汽車質心處的側偏角始終為零。 本設計采用具有自學習、自適應能力的控制策略，的四輪轉向技術。主要工作形式是四輪轉向控制器收集各傳感器輸入的信號，通過處理信號，確定后輪所需的轉角大小及方向，將蓄電池電壓輸送到后輪轉向執(zhí)行器完成轉向如圖（1-3）。 1- 車速傳感器2-方向盤轉角傳感器3-后輪轉速傳感器4-執(zhí)行器電源輸入端 5-后輪轉向執(zhí)行器6-后輪轉角傳感器7-四輪轉向控制單元8-前輪轉角傳感器 圖（1-3）四輪轉向示意圖 四輪轉向的工作特性：當車速低于29km/h時，如果轉向盤轉動，后輪會立即開始向與前輪相反的方向轉動，在車速為零時，后輪最大轉角是6度。后輪轉角減小程度隨車速變化，在車速為29km/h時后輪轉角幾乎是零。當車速為29km/h時，轉向盤在最初200°轉角內后輪轉向與前輪方向一致。在這個車速范圍內，轉向盤轉角大于200°時后輪會轉向相反的方向。當車速提高到96km/h，并且轉向盤轉角是100°時，那么后輪將會向前輪的方向轉動約1°。在這個車速下，如果轉向盤轉動500°，后輪將會向前輪相反方向轉動大約1° 【設計說明】 由于本項技術的特殊性，和時間關系，只對前輪電動助力轉向轉向器，和后輪轉向執(zhí)行器進行了設計。對于懸架系統(tǒng)和和后輪轉向梯形只是提出了設計方向。（前懸架可以采用雙叉臂式懸架，后懸架系統(tǒng)可以采用多連桿式懸架，現有車型-寶馬七系，后輪轉向梯形可采用雙梯形，使用兩套機構進行切換。） 前輪齒輪齒條轉向器采用空心電機驅動螺桿助力系統(tǒng)，此系統(tǒng)具有節(jié)能、環(huán)保、高效、安全等諸多優(yōu)點，其整體結構如圖（1-4）所示。 圖（1-4）前輪轉向器 由電子控制單元（Electric Control Unit,簡稱ECU）轉矩傳感器（ Torque Sensor），前輪角度傳感器（ Rotation Speed sensor）電動機（Motor）、轉向盤（Steering Wheel）等組成。當駕駛員轉動方向盤時，電動助力轉向系統(tǒng)開始工作，轉向盤角度和扭矩傳感器把方向盤的輸入信號（轉向力矩和旋轉角度），以電壓信號的形式送至ECU。與此同時ECU讀取汽車的車的車速信號以及車輛發(fā)動機的轉速信號。ECU根據轉向力矩大小和方向、發(fā)動機或電動機轉速、車速、方向盤轉角、方向盤轉速等信號，判斷是否需要助力及助力的大小和方向。若需要助力，則依據預先設計的助力特性曲線計算出必要的助力力矩，并按照一定的控制策略和算法，輸出相應的控制信號給驅動電路，由驅動電路提供相應的電流給助力電機，助力電機輸出的轉矩，由減速機構放大后再傳送給轉向軸起助力轉向的作用，從而完成轉向助力的功能。若出現故障或車速超出設定值則控制助力電機停止輸出，系統(tǒng)不提供助力，系統(tǒng)轉為人工手動轉向。由于電控單元可以采集車速、方向盤的轉矩和轉角信號，所以EPS提供的助力大小可以根據控制策略調整。后輪轉向執(zhí)行器如圖（1-5）所示 1- 轉向軸螺桿2-后輪轉角傳感器3-定子4-執(zhí)行器殼體5-回位彈簧6-換向器7-電刷8-轉子9-循環(huán)球螺桿 圖（1-5）后輪執(zhí)行器 執(zhí)行器包含一個通過循環(huán)球螺桿機構驅動轉向齒條的電動機。轉向橫拉桿是從轉向執(zhí)行器連接到后輪轉向節(jié)臂和轉向節(jié)處，執(zhí)行器內的回位彈簧在點火開關斷開，或四輪轉向系統(tǒng)失效時將后輪推回直線行駛位置。一個后輪轉角傳感器安裝在后輪轉向執(zhí)行器內。通過對前輪轉向器和后輪轉向執(zhí)行器的設計，為四輪轉向整體設計提供了基礎。 第二章 設計方案選擇 2.1 各傳感器位置確定 1．車速傳感器：安裝在變速內。車速傳感器將與車速相關的電壓信號送到四輪轉向系統(tǒng)電子控制模塊，這個車速信號也被送到自動變速器內的電子控制模塊。 2．前/后輪轉速傳感器：安裝在車輪輪轂上，前/后輪轉速傳感器將前/后輪轉速電壓信號送到四輪轉向系統(tǒng)電子控制模塊，這個車輪轉速信號也被送到ABS電子控制模塊。 3．前輪轉角傳感器：前輪轉角傳感器安裝在前輪電機內這個傳感器含有一個隨循環(huán)球螺桿旋轉的脈沖環(huán)，電子霍爾傳感元件直接安裝在脈沖環(huán)上部，如圖（2-1） 圖（2-1） 當安裝在轉子上的“轉角傳感器檢測凸臺”隨轉子旋轉時，套在轉子上的轉角傳感器的霍爾傳感元件向電子控制模塊發(fā)出脈沖數字電壓信號，顯示轉角。 4.后輪轉角傳感器：后輪轉角傳感器安裝后輪執(zhí)行器電機內,此傳感器與前輪轉角傳感器相似，如上圖，當安裝在轉子上的“轉角傳感器檢測凸臺”隨轉子旋轉時，套在轉子上的轉角傳感器的霍爾傳感元件向電子控制模塊發(fā)出脈沖數字電壓信號，顯示后輪轉角。 5.方向盤轉角傳感器：安裝在組合開關下方的轉向柱上。轉角傳感器采用霍爾效應原理結構，轉角傳感器檢測轉向盤的轉動方向、轉動速度和轉動角度。轉向盤轉動時，轉角傳感器向電子控制模塊傳送前輪轉動的信號。 6.轉向力矩傳感器：安裝在小齒輪內，轉向力矩傳感器根據小齒輪桿的旋轉情況，檢測出轉向力的大小并輸送至控制單元。如圖（2-2） 圖（2-2） 2.2 轉向機構的設計要求 1．運動學上應保持轉向輪轉角和駕駛員轉動方向盤的轉角之間保持一定的比例關系。 2．隨著轉向輪阻力增大（或減?。?，作用在轉向盤上的手力必須增大（或減?。?，稱之為“路感” 3．當作用在轉向盤上的切向力Fh≥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(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。 5．工作靈敏，即轉向盤轉動后，系統(tǒng)內壓力能很快增長到最大值。 6．轉向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉向。 2.3 轉向梯形設計 阿克曼原理：汽車在行駛（直線行駛和轉彎行駛）過程中，每個車輪的運動軌跡，都必須完全符合它的自然運動軌跡，從而保證輪胎與地面間處于純滾動而無滑移現象。 兩輪轉向汽車阿克曼原理如圖（2-3） 轉角關系1cota-cotb=LK （2.1） 圖（2-3）L:前后輪軸距 K:兩輪轉向主銷距離 但實際上的轉向中心O不再后輪延長線上，這時汽車將產生側傾力，將導致重心偏移即重心測偏角。通過四輪轉向技術，后輪微小的轉角（±3°）來控制車輛轉彎時的側傾角，使重心側偏角減小為零。這樣車輛在高速行駛時能迅速改變車道，車身又不致產生大的擺動，減少了產生擺尾的可能性，同時也改善了前輪轉向不足的問題。 四輪轉向汽車阿克曼原理如圖（2-4） 轉角關系 圖（2-4） 前輪與后輪同向轉向轉角關系： 1cota1-cotb1 - 1cota2-cotb2 = LK （2.2） 前輪與后輪反向轉向轉角關系： 1cota1-cotb1 + 1cota2-cotb2 = LK （2.3） 2.4 本章小結 本章對四輪轉向的具體結構做了詳細介紹，并且對此結構的轉向梯形進行分析，對前輪轉向器和后輪執(zhí)行器的設計提供了基 第三章 齒輪齒條電動助力轉向器設計計算 3.1 轉向器的效率 功率P1從轉向軸輸入，經轉向軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號 η+表示，η+=(P1—P2)／Pl；反之稱為逆效率，用符號η-表示，η- =(P3—P2)／P3。式中，P2為轉向器中的摩擦功率；P3為作用在轉向軸上的功率。為了保證轉向時駕駛員轉動轉向盤輕便，要求轉向器傳遞正效率高。為了保證汽車轉向后轉向輪和轉向盤能自動返回到直線行駛位置，又需要有一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至轉向盤上要盡可能小，防止打手又要求逆效率盡可能低。 3.2 轉向器正效率η+ 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。轉向器類型、結構特點與效率 在前述四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式的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撐軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承等三種結構之一。第一種結構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，故這種轉向器的效率僅有54％。另外兩種結構的轉向器效率，根據試驗結果分別為70％和75％。 轉向軸承的形式對效率也有影響，用滾針軸承比用滑動軸承可使正或逆效率提高約10％。 轉向器的結構參數與效率 如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對于螺桿類轉向器，其效率可用下式計算 （3.1） 式中，α0為螺桿的螺線導程角；ρ為摩擦角，ρ=arctanf；f為摩擦因數。 3.3 轉向器逆效率η- 根據逆效率大小不同，轉向器又有可逆式、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。它能保證轉向后，轉向輪和轉向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力，能大部分傳至轉向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神狀態(tài)緊張，如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。 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。該沖擊力由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上述兩者之間。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。它的逆效率較低，在不平路面上行駛時，駕駛員并不十分緊張，同時轉向傳動機構的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉向器要小。如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則逆效率可用下式計算 （3.2） 式(3.1)和式(3.2)表明：增加導程角α0,正、逆效率均增大。受η-增大的影響α0不宜取得過大。當導程角小于或等于摩擦角時，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，導程角必須大于摩擦角。通常螺線導程角選在8°～10°之間。 3.4 傳動比的變化特性 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從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力2Fw與作用在轉向盤上的手力Fh之比，稱為力傳動比，即 ip=2Fw／Fh （3.3） 轉向盤轉動角速度ωw與同側轉向節(jié)偏轉角速度 ωk之比，稱為轉向系角傳動比，即；式中，d?為轉向盤轉角增量；dβk 為轉向節(jié)轉角增量；dt為時間增量。它又由轉向器角傳動比iω 和轉向傳動機構角傳動比iω' 所組成，即 iω0=iω iω'。 轉向盤角速度ωw與搖臂軸轉動角速度ωk之比，稱為轉向器角傳動比iω', 即。 式中,dβp為搖臂軸轉角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉向器。 搖臂軸轉動角速度ωp與同側轉向節(jié)偏轉角速度ωk之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比iω'，即。 3.4.1力傳動比與角傳動比的關系 輪胎與地面之間的轉向阻力FW和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩 Mr之間有如下關系 （3.4） 式中，α為主銷偏移距，指從轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面交線間的距離。 作用在轉向盤上的手力Fh可用下式表示 （3.5） 式中，Mh——作用在轉向盤上的力矩； Dsw——為轉向盤直徑。 將式(3.4)、式(3.5)代入式（3.3）得到 （3.6） 分析式(3.6)可知，當主銷偏移距a小時，力傳動比ip 應取大些才能保證轉向輕便。通常轎車的 a 值在0．4～0．6倍輪胎的胎面寬度尺寸范圍內選取，而貨車的d值在40～60mm范圍內選取。轉向盤直徑Dsw 根據車型不同在JB4505—86轉向盤尺寸標準中規(guī)定的系列內選取。 如果忽略摩擦損失，根據能量守恒原理，2Mr／Mh可用下式表示 （3.7） 將式(3.7)代人式(3.6)后得到 （3.8） 當 α 和 Dsw 不變時，力傳動比 ip越大，雖然轉向越輕，但iwp 也越大，表明轉向不靈敏。 根據相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等， 即 pb1=pb2。其中齒輪基圓齒距pb1=πm1cosα1，齒條基圓齒距 pb2=πm2cosα2 。由上述兩式可知：當齒輪具有標準模數m1和標準壓力角α1與一個具有變模數m2、變壓力角α2的齒條相嚙合，并始終保持 m1cosα1=m2cosα2時，它們就可以嚙合運轉。如果齒條中部(相當汽車直線行駛位置)齒的壓力角最大，向兩端逐漸減小(模數也隨之減小)，則主動齒輪嚙合半徑也減小，致使轉向盤轉動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。因此，轉向器的傳動比是變化的。 隨轉向盤轉角變化，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(guī)律的因素，主要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，在轉向盤全轉角范圍內，駕駛員不存在轉向沉重問題。裝用動力轉向的汽車，因轉向阻力矩由動力裝置克服，所以在上述兩種情況下，均應取較小的轉向器角傳動比并能減少轉向盤轉動的總圈數，以提高汽車的機動能力。 轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。過小則在汽車高速直線行駛時，對轉向盤轉角過分敏感和使反沖效應加大，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。直行位置的轉向器角傳動比不宜低于15～16。 3.5 參數選擇 1.本系統(tǒng)車型為前置前驅 2.部分參數選取國內已有車型 前/后輪距K 1540/1540(mm) 軸距L 2578(mm) 輪胎型號 205/55 R16 整備質量 1405(kg) 允許總質量M 800(kg) 前/后軸載荷 1000/1000(kg) 方形盤直徑Dsw 400(mm) 齒條有效行程L1 150(mm) 最小轉彎半徑R 6000(mm) 齒輪齒條轉向器正效率 90% 表3.1 項目 轉向小齒輪 轉向齒條 模數 mn 2.5 2.5 齒數 Z1/Z2 6 28 法相壓力角 α 20 20 螺旋角/齒傾角β1/β2 140 80 變位系數 Xn 0 0 齒頂高系數 han﹡ 1 1 頂隙系數 cn﹡ 0.25 0.25 3.5.1轉向輪側偏角計算 說明：此四輪轉向技術為主動轉向技術，后輪微小轉角（±3°）考慮當后輪執(zhí)行器失靈時，汽車按二輪轉向技術行駛，所以轉向輪側偏角按二輪轉向汽車方法計算如圖（3-1） 。 Sinα=LR=25786000=0.43 （3.9） α=25.470 tanβ=LR?cosα-K=25786000×COS25.47-1540=0.665 （3.10） β=33.620 3.6 轉向系載荷確定 為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件強度，需首先確定作用在各零件上的力。 線角傳動比i i=π?mn?z1COSβ2=3.14×2.5×6COS8°=47.58 (3.11) 方向盤轉動圈數n n=L1i=15047.58= 3.15 (3.12) 角傳動比iw iw=ωwωk=n×360α+β=3.15×36025.47+33.62=19.19 (3.13) 原地轉向阻力距MR的計算： MR =f3G3P=0.73(9.8×900)30.18=455557.72N.mm (3.14) f ——輪胎和路面間的滑動摩擦因數 G ——轉向前輪負荷。單位為N P ——輪胎氣壓，單位為MPa 作用在轉向盤上的手力Fh Fh=2?MRDswiw?η=2×455557.719400×19.19×90%=131.89N (3.15) MR——原地轉向阻力矩 DSW——轉向盤直徑 iw——轉向器角傳動比 η——轉向器正效率 主銷偏移距a a﹦0.5×205﹦102.5mm 作用在轉向盤上的力矩Mh Mh﹦Fh?Dsw2=131.89×4002=26378N.mm 力轉動比ip ip= MRDSWMha=455557.72×40026378×100=6.9 輪輞直徑RLW RLW= 16in﹦16×25.4﹦406.4mm 梯形臂長度L2 L2= RLW ×(0.8/2) ﹦162.56mm 取162mm 輪胎直徑RT RT=RLW+ 55%×2×205 ﹦631.9mm 取632mm 齒寬系數φd=1.2 d1 =MnZ1COSβ=2.5×6COS14°=15.46mm 齒條寬度b2 b2=φd. d1=1.2×15.46﹦18.55mm 圓整取b2﹦20mm則取齒輪齒寬 b1=b2+10=20+10=30mm 3.7 轉向器的主要元件設計 3.7.1選擇齒輪齒條材料 小齒輪：齒輪通常選用國內常用、性能優(yōu)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/。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。齒輪齒條上的齒選用斜齒。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(wěn)，并能傳遞更大的動力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。 表（3-2）齒輪軸的設計參數 項目 符號 尺寸參數（mm） 總長 L1 165 齒寬 B1 30 齒數 Z1 6 法向模數 Mn 2.5 螺旋角 β1 140 旋向 左旋 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。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。導向座將齒條支撐在轉向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使前輪轉向 （圖3.4.1） （圖3.1） 表（3-3）齒條尺寸設計參數 項目 符號 尺寸參數(mm) 總長 L2 763 直徑 ? 30 齒數 Z2 28 3.7.2齒輪齒條基本參數 齒輪： 分度圓直徑 d1=MnZ1COSβ=2.5×6COS14°=15.46mm 齒頂高 ha=mnhan*+Xn ﹦1.2×15.46﹦18.55mm 齒頂圓直徑 da1=d+2ha ﹦15.46＋2×2.5﹦20.46mm 齒根高 hf=mnhan*-Xn+cn* ﹦2.5×(1-0＋0.25)﹦3.125mm 齒根圓直徑 df=d1-2hf=15.46-2×mnhan*-Xn+cn* =15.46-2×2.5(1-0＋0.25)﹦9.21mm 齒條： 齒頂高 ha=mnhan*+Xn ﹦2.5×(1=0)﹦2.5mm 齒根高 hf=mnhan*-Xn+cn* ﹦ 2.5×(1-0＋0.25)﹦3.125mm han*——齒頂高系數取1 cn*——頂隙系數取0.25 3.7.3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。當這些球頭銷按制造廠的規(guī)范擰緊時，在球頭銷上產生了一個預載荷。防塵套夾在轉向器兩側的殼體和轉向橫拉桿上，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(lián)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如圖（3-2）。 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—開口槽 圖（3-2） 表（3-4）橫拉桿尺寸 項目 符號 尺寸參數（mm） 橫拉桿總長 La 376 螺紋長度 LM 62 外接球頭總長 LOX 68 外接頭螺紋公稱直徑 dw M12×1.5 橫拉桿直徑 ?La 18 3.7.4齒條調整 一個齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導向座和與殼體螺紋連接的調節(jié)螺塞之間連有一個彈簧。調節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定。齒條導向座的調節(jié)使齒輪、齒條間有一定預緊力，預緊力會影響轉向沖擊、噪聲及反饋。 表（3-5）導向座 項目 符號 尺寸參數（mm） 導向座外徑 L3 38 導向座高度 B1 40 彈簧總高度 HS 19 彈簧外徑 DS 26 螺塞螺紋公稱直徑 L4 8 螺塞高度 HS 28 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°將使前輪從鎖點轉向鎖點。這種傳動比過于小，因為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。 19.19:1的傳動比較為合理。在這樣的傳動比下，轉向盤每轉動19.19°，前輪轉向1°。為了計算傳動比，可將鎖點到鎖點過程中轉向盤轉角的度數除以此時轉向輪轉角的度數。 3.8 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析 圖（3-3） 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(jié)由OC繞圓心O轉至時OA，齒條左端點E移至EA的距離為L1 OD = OACOS30°=162×COS25°=146.8mm DC = OC-OD=162-146.8=15.2mm 齒輪齒條嚙合長度應大于L1+L2=OAsin25°+ODtan33°=163.8mm AA'=DC AEA=CE=BEB=200mm A'C=AD A'E=AEA2-AA'2=2002-15.22=199.4mm CEA= AEA-A'C=200-95.3=104.7mm L1=CE-CEA=200-104.7=95.3mm 同理計算轉向輪左轉35°，轉向節(jié)由OC繞圓心O轉至OB時，齒條左端點E移至BEB的距離為L2 DB=DA=68.46mm DC=BB' B’EB=BEB2-BB'2=2002-15.22=199.4mm L2=EEB=CB'+B'EB-CE=95.34+199.4-200=94.74mm 即 L>L1+L2=95.3+94.74=190.04 取L=200mm 3.9 齒輪齒條傳動受力分析 軸的受力分析:若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)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=2T1d1=2×3916821.64=3619.96N Fr=Fttanαncosβ=3619.98tan20°/tan14°=1357.90N Fa=FtTanβ=3619.98tan14°=937.84 計算支承反力 在垂直面上 FRAV=L2Fr1+Fa1d2L1+L2=39×1357.9+902.56×10.8278=804.15N FRAV=Fr1-FRAV=1357.9-804.15=553.75N 在水平面上 FRAV=FRBH=Ft12=3619.982=1809.98N 畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面左側、右側 MAH=MAH'=FRAV?L1=1809.98×39=70589.22mm 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=Ft1? d/2 ﹦ 3619.96×10.82﹦39167.97N.mm 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。 .軸的彎扭合成強度校核 由《機械設計》[3]查得，， =60/100=0.6 a-a截面左側 軸的疲勞強度安全系數校核 查得, ,； 。 a-a截面左側 查得kσ=2.10kτ=1.72；由表查得絕對尺寸系數 ?σ=0.91 ετ=0.89 軸經磨削加工，查得質量系數β=1.0。 則彎曲應力σb=MW=77242.45994.38= 77.7Mpa 應力幅σa=σb=54.3MPa 平均應力 σm=0 切應力τT =TWT=39167.971988.76=19.69Mpa τa=τm=τT2=19.692=9.845Mpa 安全系數 查得許用安全系數[S]=1.3～1.5，顯然S>[S]，故a-a剖面安全。 圖（3-4）齒輪軸受力分析圖 3.10 彈簧的設計計算 設計要求：圓柱形壓縮螺旋彈簧，載荷平穩(wěn)，要求Fmax=1000N時，λmax<10mm 彈簧總的工作次數小于104，彈簧中要能寬松地穿過一根直徑為φ21mm的軸；彈簧兩端固定；外徑,自由高度H0≤30mm。 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Ⅱ類，。 計算彈簧絲直徑 表（3-6） 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 估算 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30mm、21mm,取 =6 =1.404 =0.45=0.45×1700=765 =1.61.404×4×1000/765=4.3 取=4 =1.404 [τ]=765 取=4 表（3-7） 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(jié)距 自由高度 ==4.43 各端死圈取1，故 , 則,取 =4.43×7.92+1.5×5=42.59 =4.43 =6.5 =7.92 =42.59 穩(wěn)定性驗算 高徑比 b=H0/D2=42.59/20=2.1295<5.3 滿足穩(wěn)定性要求。 檢查δ及δ1鄰圈間隙 δ=t-d=7.92-5=2.92mm 彈簧單圈的最大變形量 λmax/n=8/4.43=1.81mm 故在最大載荷作用下仍留有間隙 δ1, δ1=2.92-1.81=1.11>0.1d 幾何參數和結構尺寸的確定 彈簧外徑 D2= D +d=24+3=27mm 彈簧內徑 D1=D2-d=24-3=21mm 彈簧的極限載荷 Flim=πd2τs8ck=3.14×52×956.25/(8×4×1.4)=1670N 彈簧的安裝載荷 Fmin=0.9Fmax=0.9×1411=1269.9N 彈簧剛度 Cs=Gd/(8C3n)=80000×5/(8×43×4.43)=176.35N/mm 安裝變形量 λmin=Fmin/Cs=1269.9/176.35=7.20mm 最大變形量 λmax=Fmax/Cs=1411/176.35=8.00mm 極限變形量 λlim=Flim/Cs=1670/176.35=9.47mm 安裝高度 H1=H0-λmin=42.59-7.20=35.39mm 工作高度 H2=H0-λmax=42.59-8=34.59mm 極限高度 H3=H0-λlim=42.59-9.47=33.12mm 3.11 齒輪軸軸承的校核 校核軸承，軸承間距75mm,軸承轉速n=15r/min,預期壽命L’h=12000h 初步計算當量動負荷 X=0.56,選近似中間值Y=1.5。另查表得fp=1.2 P’=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×705.5+1.5×468.9)=1318.12N 計算軸承應有的基本額定動負荷C’r 查表得,ft=1,又ε=3 初選軸承型號查《機械工程及自動化簡明設計手冊》,選擇6204軸承,Cr=12.8KN，其基本額定靜負荷cor=6.65KN 驗算并確定軸承型號 FA/cor=469/6650=0.071,e為0.27,軸向載荷系數Y應為1.6 計算當量動載荷 Pr=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×1411×43/75+1.6×469)=1444N 驗算6204軸承的壽命 Lh=16667n(ftcrpr)2=16667151×1280014443=773917h 即高于預期壽命，能滿足要求。上軸承選擇比下軸承稍大的型號6205,同樣滿足要求。 3.12 電機選擇 3.12.1助力轉矩的計算 原地轉向阻力矩 MR MR= 455557.72N.mm 作用在轉向盤上的力矩Mh Mh=26378N.mm 根據推薦值，轉向盤操縱力不應大于30~50N，在10N以下則轉向很輕便。 Th0=Fh0?Dh2 ﹦40×(400/2)=8000N.mm Fh0——作用在轉向盤上的力，取40N Dh——方向盤直徑，Dh=400mm 所以作用在轉向軸上的最大助力轉矩Tamax Tamax=Mh-Th0 ﹦26.378-8﹦18.378N.mm 3.12.2電動機參數的選擇和計算 采用空心電機驅動螺桿 電動機的額定輸出轉矩為 Te=TamaxG ﹦18.378/17﹦1.08N.m G——減速器減速比 取G=17 電動機的最大額定轉速 ne=nh?G ﹦72×17﹦1224r/min nh= 方向盤轉速 nh=72 r/ming 功率 pe=Te?ne9549= 0..139kw 3.13 本章小結 本章對前輪轉向器進行了系統(tǒng)的設計，采用了齒輪齒條的結構，此結構簡單、緊湊，傳動效率高達90%；齒輪齒條之間因磨損出現間隙后，可利用裝在齒條背部靠近小齒輪的壓緊力可以調節(jié)的彈簧自動消除齒間間隙，在提高系統(tǒng)剛度的同時也可防止工作時產生沖擊和噪聲；轉向器占用體積??；沒有轉向搖臂和轉向橫拉桿，可以增大轉向輪轉角；制造成本低，轉向助力方面采用了目前流行的新技術空心電機助力系統(tǒng)，此系統(tǒng)具有節(jié)能，反應迅速，沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低等諸多優(yōu)點。 第四章 后輪轉向執(zhí)行器設計計算 4.1 執(zhí)行器結構設計 執(zhí)行器包含一個通過循環(huán)球螺桿機構驅動轉向齒條的電動機。轉向橫拉桿是從轉向執(zhí)行器連接到后輪轉向節(jié)臂和轉向節(jié)處，執(zhí)行器內的回位彈簧在點火開關斷開，或四輪轉向系統(tǒng)失效時將后輪推回直線行駛位置。一個后輪轉角主傳感器安裝在后輪轉向執(zhí)行器內。 4.2 齒條設計計算 后輪齒條：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。由于后輪軸荷為900Kg與前輪相同，所以齒條直徑選擇30mm 總長為601mm。 4.3 回位彈簧的設計計算 安裝在執(zhí)行器內的電機考慮到電機的影響，材料選擇銅合金絲，有較好的防磁性，彈簧承受載荷循環(huán)次數在106 次以上的變載荷，所以選擇Ⅰ類彈簧τ=360MPa。 G—切變模量 G=90000MPa 因d=D/C, C取7 估取d=10mm σb=τ0.4=900MPa K—曲度系數 K=4c-14c-4+0.615c= 1.2 最大工作載荷F2=2278N 彈簧絲直徑 d≥8kF2Cπτ= 1.6kF2Cτ ﹦1.61.2×2278×7360= 11.6mm 取銅合金絲直徑為12mm 表（4.1）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 估算 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=7 按80mm、65mm,取D2=80 =11 =1.2 =360 =1.61.2×7×2278/360=11.6 取=7 D2=80 d‘=11mm =1.2 [τ]=360 取=12 表（4.2） 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(jié)距 自由高度 =90000×128×2278×73=5.3 各端死圈取1，故n1=n+2=7.3 , 則,取 =4.43×7.92+1.5×5=42.59 =5.3 =7.3 =7.92 =42.59 彈簧外徑 D2 = D +d=70+10=80mm 彈簧內徑 D1=D2-d=70-10=60mm 4.4 電機選擇 4.4.1助力轉矩的計算 原地轉向阻力矩 MR MR=μ3`=G13P=455557.72N·mm 所以作用在轉向軸上的最大助力轉矩Tamax Tamax=MR=455.6N?m 4.4.2電動機參數的選擇和計算 采用空心電機驅動螺桿 電動機的額定輸出轉矩為 Te =TamaxG =455.6/17=26.8N.m G——減速器減速比 取G=17 電動機的最大額定轉速 ne=122417= 72r/min 功率 pe=Te?ne9549=0.202kw 4.5 本章小結 后輪執(zhí)行器是后輪轉向的主要執(zhí)行部件，隨著技術的提高，空心電機應用在轉向系統(tǒng)中，而且體積越來越小，本章對以有的執(zhí)行器進行分析后，設計了執(zhí)行器結構。并且通過對轉向力矩的計算，計算出了轉向齒條直徑，從而計算出了電機所需的功率。 結論 本文真對四輪轉向這項新技術展開工作，通過對四輪轉向系統(tǒng)的分析，設計了符合四輪轉向工作要求的前輪轉向器和后輪轉向執(zhí)行器。為四輪