哈佛H6轎車轉向系設計-齒輪齒條電動助力轉向器含CAD圖,哈佛,H6,轎車,轉向,設計,齒輪,齒條,電動,助力,轉向器,CAD 哈佛H6轉向系設計 摘要 本文主要研究了轉向傳動系統(tǒng)的基本結構和工作原理，并對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(shù)設計了轉向轉向器。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。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、發(fā)送信號到轉向控制器內(nèi)，信號經(jīng)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(qū)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，為轉向技術整體設計提供了基礎。 關鍵詞 轉向，齒輪齒條電動助力轉向器，輪轉向執(zhí)行器 目錄 摘要 I 第一章 緒論 1 2.1 各傳感器位置確定 2 2.2 轉向機構的設計要求 3 2.3 轉向梯形設計 3 第三章 齒輪齒條電動助力轉向器設計計算 4 3.1 轉向器的效率 4 3.2 轉向器正效率η+ 4 3.3 轉向器逆效率η- 5 3.4 傳動比的變化特性 6 3.4.1力傳動比與角傳動比的關系 6 3.5 參數(shù)選擇 8 3.5.1轉向輪側偏角計算 8 3.6 轉向系載荷確定 9 3.7 轉向器的主要元件設計 10 3.7.1選擇齒輪齒條材料 10 3.7.2齒輪齒條基本參數(shù) 11 3.7.3轉向橫拉桿及其端部 12 3.7.4齒條調(diào)整 13 3.8 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析 13 參考文獻 15 II 第一章 緒論 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(xiàn)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(chǎn)生差距，產(chǎn)生偏離角，從而發(fā)生彎力，產(chǎn)生轉向。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(nèi)。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(nèi)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(nèi)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(shù)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(nèi),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(shù)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(nèi)，轉向力矩傳感器根據(jù)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?。饔迷谵D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0.0250.190KN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(nèi)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(xiàn)象。 兩輪轉向汽車阿克曼原理如圖（2-3） 轉角關系= （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(chǎn)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(chǎn)生大的擺動，減少了產(chǎn)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 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(jīng)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(shù)和制造質(zhì)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(jù)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(shù)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，為螺桿的螺線導程角；為摩擦角，；f為摩擦因數(shù)。 3.3 轉向器逆效率η- 根據(jù)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(jīng)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(xiàn)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?jīng)_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,正、逆效率均增大。受η-增大的影響不宜取得過大。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之比，稱為力傳動比，即 =2Fw／ （3.3） 轉向盤轉動角速度與同側轉向節(jié)偏轉角速度 之比，稱為轉向系角傳動比，即；式中，為轉向盤轉角增量； 為轉向節(jié)轉角增量；為時間增量。它又由轉向器角傳動比 和轉向傳動機構角傳動比 所組成，即= 。 轉向盤角速度與搖臂軸轉動角速度之比，稱為轉向器角傳動比, 即。 式中,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。 搖臂軸轉動角速度與同側轉向節(jié)偏轉角速度之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比，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和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩 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可用下式表示 （3.5） 式中，——作用在轉向盤上的力矩； ——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 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(nèi)選取，而貨車的d值在40～60mm范圍內(nèi)選取。轉向盤直徑 根據(jù)車型不同在JB4505—86轉向盤尺寸標準中規(guī)定的系列內(nèi)選取。 如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理，2／可用下式表示 （3.7） 將式(3.7)代人式(3.6)后得到 （3.8） 當 和 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。 根據(jù)相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等， 即 =。其中齒輪基圓齒距，齒條基圓齒距 。由上述兩式可知：當齒輪具有標準模數(shù)和標準壓力角與一個具有變模數(shù)、變壓力角的齒條相嚙合，并始終保持 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(shù)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(nèi)，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(shù)，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(shù)選擇 1.本系統(tǒng)車型為前置前驅(qū) 長/寬/高：4640/1825/1690(mm) 發(fā)動機最大功率為110KW / 5600r/min；最大扭矩為210 N.m / 2200-4500r/min 最高車速：180km/h 軸距：2680mm；前/后輪距：1565/1565 mm 輪胎規(guī)格：225/65R17 整車整備質(zhì)量：1588kg；座位數(shù)：5個 驅(qū)動橋速比：4.222 表3.1 項目 轉向小齒輪 轉向齒條 模數(shù) 2.5 2.5 齒數(shù) / 6 28 法相壓力角 20 20 螺旋角/齒傾角 140 80 變位系數(shù) Xn 0 0 齒頂高系數(shù) 1 1 頂隙系數(shù) 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（）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） 。 Sin0.43 （3.9） 25.470 tan0.665 （3.10） 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=47.58 (3.11) 方向盤轉動圈數(shù)n n= 3.15 (3.12) 角傳動比 =19.19 (3.13) 原地轉向阻力距的計算： 455557.72N.mm (3.14) f ——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù) 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 =131.89N (3.15) ——原地轉向阻力矩 ——轉向盤直徑 ——轉向器角傳動比 ——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 ﹦26378N.mm 力轉動比 =6.9 輪輞直徑 16in﹦16×25.4﹦406.4mm 梯形臂長度 ×(0.8/2) ﹦162.56mm 取162mm 輪胎直徑 55%×2×205 ﹦631.9mm 取632mm 齒寬系數(shù)=1.2 15.46mm 齒條寬度 . 1.2×15.46﹦18.55mm 圓整取﹦20mm則取齒輪齒寬 +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(nèi)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HRc5863/。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(shù)。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(nèi)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(shù) 項目 符號 尺寸參數(shù)（mm） 總長 165 齒寬 30 齒數(shù) 6 法向模數(shù) Mn 2.5 螺旋角 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HRc5056。齒條是在金屬殼體內(nèi)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?shù)母叨纫允顾麄兣c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(shù) 項目 符號 尺寸參數(shù)(mm) 總長 763 直徑 30 齒數(shù) 28 3.7.2齒輪齒條基本參數(shù) 齒輪： 分度圓直徑 15.46mm 齒頂高 ﹦1.2×15.46﹦18.55mm 齒頂圓直徑 ﹦15.46＋2×2.5﹦20.46mm 齒根高 ﹦2.5×(1-0＋0.25)﹦3.125mm 齒根圓直徑 =15.46-2×2.5(1-0＋0.25)﹦9.21mm 齒條： 齒頂高 ﹦2.5×(1=0)﹦2.5mm 齒根高 ﹦ 2.5×(1-0＋0.25)﹦3.125mm ——齒頂高系數(shù)取1 ——頂隙系數(shù)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(chǎn)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(shù)（mm） 橫拉桿總長 376 螺紋長度 62 外接球頭總長 68 外接頭螺紋公稱直徑 M12 橫拉桿直徑 18 3.7.4齒條調(diào)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(diào)節(jié)螺塞之間連有一個彈簧。調(diào)節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定。齒條導向座的調(diào)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(shù)（mm） 導向座外徑 38 導向座高度 40 彈簧總高度 19 彈簧外徑 26 螺塞螺紋公稱直徑 8 螺塞高度 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(shù)除以此時轉向輪轉角的度數(shù)。 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，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 OD = OACOS162 DC = OC 齒輪齒條嚙合長度應大于 A A C A 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移至的距離為 DB=DA=68.46mm DC=B B’ 即 L=95.3+94.74=190.04 取L=200mm 參考文獻 1 郭新華 汽車構造 高等教育出版社 2008.9 2 余志生 汽車理論 機械工業(yè)出版社 2009.3 3 王宇忘 汽車設計 機械工業(yè)出版社 2004.8 4 王黎欽 機械設計 哈爾濱工業(yè)大學出版社 2008.8 5 李涵武 汽車電器與電子技術 哈爾濱工業(yè)大學出版社 2006.7 15