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SY-025-BY-1 畢業(yè)設計（論文）題目審定表 指導教師姓名 安永東 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計 課題適用專業(yè) 車輛工程 課題類型 其它 課題簡介：（主要內(nèi)容、意義、現(xiàn)有條件、預期成果及表現(xiàn)形式。） 指導教師簽字： 年 月 日 教 研 室 意 見 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合度 □好 □較好 □一般 □較差 2 對學生能力培養(yǎng)及全面訓練的程度 □好 □較好 □一般 □較差 3 選題與生產(chǎn)、科研、實驗室建設等實際的結合程度 □好 □較好 □一般 □較差 4 論文選題的理論意義或實際價值 □好 □較好 □一般 □較差 5 課題預計工作量 □較大 □適中 □較小 6 課題預計難易程度 □較難 □一般 □較易 教研室主任簽字： 年 月 日 系（部）教學指導委員會意見： 負責人簽字： 年 月 日 注：課題類型填寫 W.科研項目；X.生產(chǎn)（社會）實際；Y.實驗室建設；Z.其它。 SY-025-BY-5 畢業(yè)設計（論文）中期檢查表 填表日期 2011年 4月20 日 迄今已進行 8 周剩余 8 周 學生姓名 李東輝 院系 車輛與交通工程 專業(yè)、班級 車輛工程07-6班 指導教師姓名 安永東 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是否 題目名稱 轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計 學 生 填 寫 畢業(yè)設計（論文）工作進度 已完成主要內(nèi)容 待完成主要內(nèi)容 1、電動機、電磁離合器、扭轉傳感器都選擇完畢。 2、減速機構的基本參數(shù)以計算完畢。 3、 減速機構的裝配圖繪制已完畢。 4、 助力系統(tǒng)布置圖繪制完畢。 1、齒輪齒條式轉向器基本參數(shù)的設計。 2、齒輪齒條式轉向器裝配圖的繪制。 3、說明書的撰寫 存在問題及努力方向 存在問題：在對角接觸球軸承的校核過程中純在一些問題，將其與深溝球軸承的校核方式弄混了，導致結果錯誤。 努力方向：通過細心查閱資料上述問題已經(jīng)解決，但通過該問題使我了解到我對該方面的認識還有些不足，我以后會多收集，多學習有關該方面的書。 學生簽字： 李東輝 指導教師 意 見 指導教師簽字： 年 月 日 教研室 意 見 教研室主任簽字： 年 月 日 畢業(yè)論文指導教師評分表 學生姓名 李東輝 院系 汽車與交通工程 學院 專業(yè)、班級 車輛07-6班 指導教師姓名 安永東 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；選題的理論意義或實際價值 10 3 查閱文獻資料能力；綜合運用知識能力 15 4 研究方案的設計能力；研究方法和手段的運用能力；外文應用能力 25 5 文題相符程度；寫作水平 15 6 寫作規(guī)范性；篇幅；成果的理論或實際價值；創(chuàng)新性 15 7 科學素養(yǎng)、學習態(tài)度、紀律表現(xiàn)；畢業(yè)論文進度 10 得 分 X= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 工作態(tài)度： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（研究方案、研究方法、正確性）： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 指導教師簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計指導教師評分表 學生姓名 李東輝 院系 汽車與交通工程 學院 專業(yè)、班級 車輛07-6班 指導教師姓名 安永東 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；題目與工程實踐、社會實際、科研與實驗室建設等的結合程度 10 3 綜合運用知識能力（設計涉及學科范圍，內(nèi)容深廣度及問題難易度）；應用文獻資料能力 15 4 設計（實驗）能力；計算能力（數(shù)據(jù)運算與處理能力）；外文應用能力 20 5 計算機應用能力；對實驗結果的分析能力（或綜合分析能力、技術經(jīng)濟分析能力） 10 6 插圖（圖紙）質量；設計說明書撰寫水平；設計的實用性與科學性；創(chuàng)新性 20 7 設計規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等） 5 8 科學素養(yǎng)、學習態(tài)度、紀律表現(xiàn)；畢業(yè)論文進度 10 得 分 X= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 工作態(tài)度： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 指導教師簽字： 年 月 日 畢業(yè)論文評閱人評分表 學生 姓名 李東輝 專業(yè) 班級 車輛07-6班 指導教 師姓名 安永東 職稱 副教授 題目 　轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計 評閱組或預答辯組成員姓名 出席 人數(shù) 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 15 2 題目工作量；選題的理論意義或實際價值 10 3 查閱文獻資料能力；綜合運用知識能力 20 4 研究方案的設計能力；研究方法和手段的運用能力；外文應用能力 25 5 文題相符程度；寫作水平 15 6 寫作規(guī)范性；篇幅；成果的理論或實際價值；創(chuàng)新性 15 得 分 Y= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 　 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（研究方案、研究方法、正確性）： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 評閱人或預答辯組長簽字： 年 月 日 注：畢業(yè)設計（論文）評閱可以采用2名評閱教師評閱或集體評閱或預答辯等形式。 畢業(yè)設計評閱人評分表 學生 姓名 李東輝 專業(yè) 班級 車輛07-6班 指導教 師姓名 安永東 職稱 副教授 題目 　轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計 評閱組或預答辯組成員姓名 出席 人數(shù) 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；題目與工程實踐、社會實際、科研與實驗室建設等的結合程度 10 3 綜合運用知識能力（設計涉及學科范圍，內(nèi)容深廣度及問題難易度）；應用文獻資料能力 15 4 設計（實驗）能力；計算能力（數(shù)據(jù)運算與處理能力）；外文應用能力 25 5 計算機應用能力；對實驗結果的分析能力（或綜合分析能力、技術經(jīng)濟分析能力） 15 6 插圖（圖紙）質量；設計說明書撰寫水平；設計的實用性與科學性；創(chuàng)新性 20 7 設計規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等） 5 得 分 Y= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 評閱人或預答辯組長簽字： 年 月 日 注：畢業(yè)設計（論文）評閱可以采用2名評閱教師評閱或集體評閱或預答辯等形式。 畢業(yè)論文答辯評分表 學生 姓名 李東輝 專業(yè) 班級 車輛07-6班 指導 教師 安永東 職 稱 副教授 題目 轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計 答辯 時間 月 日 時 答辯組 成員姓名 出席 人數(shù) 序號 評 審 指 標 滿 分 得 分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況，題目難易度、工作量、理論意義或價值 10 2 研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力、綜合運用知識的能力、應用文獻資料和外文的能力 20 3 論文撰寫水平、文題相符程度、寫作規(guī)范化程度、篇幅、成果的理論或實際價值、創(chuàng)新性 15 4 畢業(yè)論文答辯準備情況 5 5 畢業(yè)論文自述情況 20 6 畢業(yè)論文答辯回答問題情況 30 總 分 Z= 答辯過程記錄、評語： 自述思路與表達能力：好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（研究方案、研究方法、正確性）： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 答辯組長簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計答辯評分表 學生 姓名 李東輝 專業(yè) 班級 車輛07-6班 指導 教師 安永東 職 稱 副教授 題目 轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計 答辯 時間 月 日 時 答辯組 成員姓名 出席 人數(shù) 序號 評 審 指 標 滿 分 得 分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況，題目難易度、工作量、與實際的結合程度 10 2 設計（實驗）能力、對實驗結果的分析能力、計算能力、綜合運用知識能力 10 3 應用文獻資料、計算機、外文的能力 10 4 設計說明書撰寫水平、圖紙質量，設計的規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等）、實用性、科學性和創(chuàng)新性 15 5 畢業(yè)設計答辯準備情況 5 6 畢業(yè)設計自述情況 20 7 畢業(yè)設計答辯回答問題情況 30 總 分 Z= 答辯過程記錄、評語： 自述思路與表達能力：好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 答辯組長簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）成績評定表 學生姓名 李東輝 性別 男 院系 汽車與交通工程學院 專業(yè) 車輛工程 班級 07-6 設計（論文）題目 轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計 平時成績評分（開題、中檢、出勤） 指導教師姓名 職稱 指導教師 評分（X） 評閱教師姓名 職稱 評閱教師 評分（Y） 答辯組組長 職稱 答辯組 評分（Z） 畢業(yè)設計（論文）成績 百分制 五級分制 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 院系公章： 年 月 日 注：1、平時成績（開題、中檢、出勤）評分按十分制填寫，指導教師、評閱教師、答辯組評分按百分制填寫，畢業(yè)設計（論文）成績百分制=W+0.2X+0.2Y+0.5Z 2、評語中應當包括學生畢業(yè)設計（論文）選題質量、能力水平、設計（論文）水平、設計（論文）撰寫質量、學生在畢業(yè)設計（論文）實施或寫作過程中的學習態(tài)度及學生答辯情況等內(nèi)容的評價。 優(yōu)秀畢業(yè)設計（論文）推薦表 題 目 轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計 類別 畢業(yè)設計 學生姓名 李東輝 院（系）、專業(yè)、班級 汽車與交通工程學院 車輛工程07-6班 指導教師 安永東 職 稱 副教授 設計成果明細： 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 院、系公章： 年 月 日 備 注： 注：“類別”欄填寫畢業(yè)論文、畢業(yè)設計、其它 SY-025-BY-2 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 李東輝 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛07-6班 指導教師姓名 安永東 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 否 題目名稱 轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計 一、設計（論文）目的、意義 1、目的：本設計根據(jù)汽車轉向系統(tǒng)的工作過程和工作要求，設計一套汽車動力轉向系統(tǒng)，此電動助力轉向系統(tǒng)采用電機帶動油泵，根據(jù)車速信號、轉向盤信號控制泵油量，達到變助力的轉向。 2、意義：本設計所設計的動力轉向系統(tǒng)，可以為設計研制一種汽車助力轉向系統(tǒng)提供一種途徑，對生產(chǎn)實際具有一定的實用價值和應用前景，也可通過本設計進一步培養(yǎng)學生綜合運用知識的能力，培養(yǎng)其分析問題和解決問題的能力，增強工程設計能力。 二、設計（論文）內(nèi)容、技術要求（研究方法） 1、設計內(nèi)容： 設計汽車電動助力轉向系統(tǒng)。通過電動機帶動減速機構上，產(chǎn)生助動力施加到轉向柱上，協(xié)助駕駛員進行轉向。具體完成扭轉傳感器、助力電機、電磁離合器的選取和減速機構、轉向器的設計。 2、主要技術指標 主要技術指標：前軸載荷：650kg；齒條力：6000N；轉向傳動比：40 確定轉向盤平均作用力和轉向盤最大作用力，據(jù)此計算出性能參數(shù)，并對各部件進行設計計算。減速機構為渦輪蝸桿式，轉向器為齒輪齒條式。設計說明書要完整，計算過程要準確，公式、符號等書寫要規(guī)范。圖紙繪制要依據(jù)機械制圖標準來完成。 三、設計（論文）完成后應提交的成果 1、設計說明書一份，約為1.5萬字。 2、轉向器結構裝配圖一張、減速機構裝配圖一張、助力系統(tǒng)布置圖一張、零件圖若干張、設計說明書一份，折合三張A0圖紙。 四、設計（論文）進度安排 1、進行文獻檢索查，查看相關資料，對課題的基本內(nèi)容有一定的認識和了解。完成開題報告。第1-2周（2月28日～3月11日） 2、初步確定設計的總體方案，討論確定方案；對動力轉向系統(tǒng)的選用件進行計算選取。。第3-6周（3月14日～4月8日） 3、提交設計草稿，進行討論，修定。第7周（4月11日～4月15日） 4、完善轉向系統(tǒng)的設計；完成轉向器的設計，繪制裝配圖及相應零件圖。第8-12周（4月18日～5月20日） 5、提交正式設計，教師審核。第13-14周（5月23日～6月3日） 6、按照審核意見進行修改。第15周（6月6日～6月10日） 7、整理所有材料，裝訂成冊，準備答辯。第16周（6月13日～6月17日） 五、主要參考資料 [1]林逸，施國標.汽車電動助力轉向技術的發(fā)展現(xiàn)狀和趨勢.公路交通科技，2006.18(3) [2]龔培康，萬沛霖.汽車電子轉向系統(tǒng).重慶工業(yè)管理學院學報，2005.10(4) [3]楊通順.ZF電子助力轉向器.汽車與配件2005.4 [4]汽車工程手冊編委會.《汽車工程手冊一設計篇》.人民交通出版社.北京.2001 [5]GB1589一2004，道路車輛外廓尺寸、軸荷及質量限值 [6]GB7258一2004，機動車運行安全技術條件 [7]QC/T530一2000，汽車動力轉向器總成技術條件 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 本科學生畢業(yè)設計 轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計 院部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程07-6班 學生姓名： 李東輝 指導教師： 安永東 職 稱： 副教授 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月  The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of The Steering Type Electric Power Steering System Candidate：LiDongHui Specialty：Vehicle engineering Class：B07-6 Supervisor：Associate Prof. AnYongDong Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 電動助力轉向系統(tǒng)就是在機械轉向系統(tǒng)中,用電池作為能源, 電動機為動力, 以轉向盤的轉速和轉矩以及車速為輸入信號, 通過電子控制裝置, 協(xié)助人力轉向, 并獲得最佳轉向力特性的伺服系統(tǒng)。EPS汽車轉向系統(tǒng)的性能直接影響到汽車的操縱穩(wěn)定性, 對于確保車輛的安全行駛、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的作用。 電動助力轉向系統(tǒng)主要由減速機構和轉向機構組成，減速機構把電動機的輸出經(jīng)過減速增扭傳遞到動力輔助單元，實現(xiàn)助力。由于蝸輪蝸桿傳動比大，傳動平穩(wěn)噪聲低故減速機構選為蝸輪蝸桿式。由于齒輪齒條式轉向器，傳動平穩(wěn)，結構簡單故轉向機構選為齒輪齒條式。 本文設計研究了電動助力轉向系統(tǒng)，對其工作原理做了闡述，對蝸輪蝸桿減速器中的蝸輪與蝸桿做了詳細的設計計算，并進行了選型。同時對齒輪齒條式轉向器的結構進行分析，并對其重要零件進行了設計計算與強度校核。 關鍵字：減速器；轉向器；設計；齒輪；軸；校核 ABSTRACT Electric power steering system is in mechanical steering system, use battery as energy, motor as a driving force, the steering dish speed and torque and speed of the input signal, through the electronic control unit, to help the human steering, and get the best to force characteristics of servo system. EPS automobile steering system performance directly influence to the car's steering stability, to ensure that the vehicle's safety driving, reduce the number of traffic accidents and protecting the personal safety of the driver, improve the working conditions of the driver plays an important role. Electric power steering system mainly consists of deceleration institutions and steering mechanism composition, slowing institutions to increase the output after slowing motor relay to the power auxiliary units twisted, realize the power. Because worm transmission large and stable transmission low noise so slow institutions elected worm type. Because rack-and pinion steering gear-component with simple structure, stable transmission, is steering mechanism selected for rack-and pinion type. The paper presents the design of electric power steering system was studied, the principle of work of worm gear and worm reducer elaboration, the worm gear and worm to do a detailed design calculation, and a selection. Meanwhile to the structure of rack-and pinion steering gear-component are analyzed, and the important parts of the design calculation and strength check. Keywords : reducer; steering gear; Design; Gear; Axis;Checking II 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要………………………………………………………………………………………………I ABSTRACT………………………………………………………………………………II 第1章 緒 論…………………………………………………………………………1 1.1汽車的發(fā)展趨勢……………………………………………………………………1 1.2汽車轉向技術的發(fā)展………………………………………………………………1 1.3電動助力轉向系統(tǒng)研究的狀況及發(fā)展趨勢……………………………………2 1.4電動助力轉向系統(tǒng)設計的目的和意義…………………………………………3 1.5 研究的主要內(nèi)容……………………………………………………………………3 第2章 電動助力轉向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定……………………………………4 2.1電動助力轉向系統(tǒng)的分析…………………………………………………………4 2.1.1電動助力轉向系統(tǒng)的工作原理…………………………………………4 2.1.2電動助力轉向系統(tǒng)的類型………………………………………………4 2.2 助力電動機的選擇………………………………………………………………6 2.2.1電動機的概述………………………………………………………… 6 2.2.2電動機的參數(shù)計算…………………………………………………………7 2.3 電磁離合器的選擇………………………………………………………………8 2.4 扭矩傳感器的選擇………………………………………………………………9 2.5 本章小結………………………………………………………………………………9 第3章 電動助力轉向系統(tǒng)減速機構參數(shù)的設計…………………………10 3.1減速機構的分析及布置形式的確定…………………………………………10 3.2蝸輪蝸桿材料的選擇………………………………………………………………11 3.3普通圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)及幾何尺寸計算………………………………11 3.3.1設計要求……………………………………………………………………11 3.3.2選擇蝸桿傳動類型…………………………………………………………11 3.3.3蝸桿模數(shù)及分度圓直徑的確定…………………………………………11 3.3.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸的確定…………………………13 3.4蝸輪齒根彎曲疲勞強度的校核……………………………………………………15 3.5本章小結………………………………………………………………………………17 第4章 減速機構軸和軸承的設計及校核……………………………………18 4.1軸的概述………………………………………………………………………………18 4.2轉向軸的設計與校核………………………………………………………………18 4.2.1轉向軸的設計……………………………………………………18 4.2.2轉向軸的校核……………………………………………………20 4.3蝸桿軸的設計及校核………………………………………………………………23 4.3.1蝸桿軸的設計……………………………………………………23 4.3.2蝸桿軸鍵的選取……………………………………………………23 4.3.3蝸桿軸的校核……………………………………………………23 4.4軸承的選取與校核………………………………………………………………26 4.4.1軸承的選取…………………………………………………………26 4.4.2軸承的校核…………………………………………………………26 4.5 本章小結…………………………………………………………………………28 第5章 齒輪齒條式轉向器的設計………………………………………………29 5.1齒輪齒條式轉向器的概述…………………………………………………………29 5.1.1齒條的概述……………………………………………………………………29 5.1.2齒輪的概述……………………………………………………………………29 5.1.3設計要求……………………………………………………………………29 5.2齒輪齒條材料的選擇與參數(shù)的確定…………………………………………29 5.2.1材料的選擇……………………………………………………………………29 5.2.2計算許用應力………………………………………………………………29 5.2.3初步確定齒輪的基本參數(shù)的主要尺寸………………………………30 5.2.4確定齒輪傳動主要參數(shù)的幾何尺寸……………………………………31 5.2.5齒輪強度校核………………………………………………………………32 5.3軸設計與軸承的選擇………………………………………………………………34 5.3.1軸的設計……………………………………………………………………34 5.3.2軸的校核……………………………………………………………………34 5.3.3軸承的選取……………………………………………………………………35 5.4 本章小結…………………………………………………………………………36 結論…………………………………………………………………………………………37 參考文獻……………………………………………………………………………………38 致謝……………………………………………………………………………………39 附錄……………………………………………………………………………………40 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1 汽車的發(fā)展趨勢 自1886年德國人卡爾.本茨(CarlBenZ)研制成功世界上第一臺單缸兩沖程汽油三輪汽車以來，汽車工業(yè)已經(jīng)走過了一個多世紀曲折而輝煌的歷程。上個世紀二十年代汽車工業(yè)已經(jīng)開始大規(guī)模生產(chǎn)，隨著相關技術的發(fā)展，特別是在第二次世界大戰(zhàn)中的技術更新，進一步促進了汽車工業(yè)的迅速發(fā)展和進步。今天，汽車產(chǎn)業(yè)在世界上大多數(shù)國家的國民經(jīng)濟中都成為了支柱產(chǎn)業(yè)。據(jù)統(tǒng)計，2000年世界汽車產(chǎn)量己達到5733萬輛，比1999年增長2.8%。我國2000年生產(chǎn)汽車206.82萬輛，2003年生產(chǎn)汽車444萬輛，目前已成為美國、日本、德國之后的世界第四大汽車生產(chǎn)國。不久前，商務部公布中國汽車近三年來的年產(chǎn)量正以50%的速度增長。由于中國及其他發(fā)展中國家汽車市場的擴大，全球汽車這種增長趨勢還會持續(xù)下去。但是，這種快速增長也帶來了一些負面影響，如空氣污染、交通事故和能源緊張等問題。隨著人們對汽車特別是轎車的經(jīng)濟性、舒適性、環(huán)保性和安全性的日益重視，低排放汽車(LEV)、混合動力汽車(HEv)、燃料電池汽車(FCEV)、電動汽車(EV)這四大類型汽車將構成未來汽車發(fā)展的主體。 1.2 汽車轉向技術的發(fā)展 汽車在行駛過程中，經(jīng)常需要改變行駛的方向，稱為轉向。輪式汽車行駛是通過轉向輪(一般是前輪)相對于汽車縱向軸線偏轉一定的角度來實現(xiàn)的。汽車轉向系統(tǒng)是用于改變或保持汽車行駛方向的專用機構。其作用是使汽車在行駛過程中能按照駕駛員的操縱要求而適時地改變其行駛方向，并在受到路面?zhèn)鱽淼呐既粵_擊及汽車意外偏離行駛方向時，能與行駛系統(tǒng)配合共同保持汽車繼續(xù)穩(wěn)定行駛。因此，轉向系統(tǒng)的性能直接影響著操縱穩(wěn)定性和安全性。按轉向動力能源不同，汽車轉向系統(tǒng)可分為機械式轉向系統(tǒng)和動力轉向系統(tǒng)兩大類。機械式轉向系統(tǒng)是以人的體力為轉向能源的，其中所有的傳力件都是機械的，它主要由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構三部分組成。汽車轉向器作為汽車轉向系統(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。汽車動力轉向系統(tǒng)是在機械轉向系的基礎上增設了一套轉向加力裝置所構成的轉向系(如液壓動力轉向系統(tǒng)中的轉向油罐、油泵、控制閥、動力缸等)，它兼用駕駛員的體力和發(fā)動機動力作為轉向能源。在正常的情況下，汽車轉向所需的力大部分由發(fā)動機通過轉向加力裝置提供，只有一小部分由駕駛員提供。但在動力轉向失效時，駕駛員仍能通過機械轉向系統(tǒng)實現(xiàn)汽車的轉向操縱。長期以來，汽車轉向系統(tǒng)一直存在著“輕”與“靈”的矛盾。為緩和這一矛盾，過去人們常將轉向器設計成可變速比，在轉向盤小轉角時以“靈”為主，在轉向盤大轉角時以“輕”為主。但“靈”的范圍只在轉向盤中間位置附近，僅對高速行駛有意義，并且傳動比不能隨車速變化，所以不能根本解決這一矛盾。隨著動力轉向系統(tǒng)的產(chǎn)生，液壓動力轉向系統(tǒng)(HPS)以其具有的轉向操縱靈活、輕便，設計汽車時對轉向器結構形式的選擇靈活性增大，并可吸收路面對前輪產(chǎn)生的沖擊等優(yōu)點，自20世紀50年代以來，在各國汽車上得到普遍采用。但傳統(tǒng)的液壓動力轉向系統(tǒng)需消耗一定的能量，增加了汽車的燃油消耗量，液壓動力轉向系統(tǒng)所引起的燃油消耗量約占整車燃油消耗量的約30%。隨著電子技術的發(fā)展，電子控制式機械—液壓動力轉向系統(tǒng)(EHPS)應運而生，該系統(tǒng)在某些性能方面優(yōu)于傳統(tǒng)的液壓動力轉向系統(tǒng)，但仍然無法根除液壓動力轉向系統(tǒng)的固有缺憾。此外，傳統(tǒng)液壓動力轉向系統(tǒng)在選定參數(shù)完成設計之后，轉向系統(tǒng)的性能就確定了，不能再對其進行調(diào)節(jié)與控制。因此，傳統(tǒng)液壓動力轉向系統(tǒng)協(xié)調(diào)轉向力與操縱“路感”的關系困難。低速轉向力小時，高速行駛時轉向力往往過輕、“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計轉向系統(tǒng)時，低速時轉向力往往過大。 電動助力轉向系統(tǒng)(Electric Power Steering System，簡稱EPS)，是繼液壓動力轉向系統(tǒng)后產(chǎn)生的一種新的動力轉向系統(tǒng)。電動助力轉向系統(tǒng)由電機提供助力，助力大小由電控單元(ECU)實時調(diào)節(jié)與控制，可以較好地解決上述液壓動力轉向系統(tǒng)所不能解決的矛盾。目前，電動助力轉向系統(tǒng)有代替液壓動力轉向系統(tǒng)的趨勢。 1.3 電動助力轉向系統(tǒng)研究的狀況及發(fā)展趨勢 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, 電動助力轉向技術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, 美國的Delphi 汽車系統(tǒng)公司、TRW公司, 德國的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 轎車的動力轉向也將傾向于選擇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、物力和財力用于EPS 的開發(fā)。他們最初針對客車開發(fā)出轉向柱助力式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6500萬英鎊用于開發(fā)EPS , 他們的目標是到2002 年裝車, 年產(chǎn)300 萬套, 成為全球EPS 制造商。他們計劃開發(fā)出適用于汽車前橋負荷超過1200kg的EPS，因此貨車也將可能成為EPS的裝備目標。而我國在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)轉向柱式的EPS 產(chǎn)品) 在2003 年開始進入小批量生產(chǎn)階段, 其他廠家和科研院校均在開發(fā)階段中。 EPS當前已經(jīng)較多應用在排量在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)得到廣泛的認可。隨著直流電機性能的提高和42V電源在汽車組件上的應用,其應用范圍將進一步擴寬,并逐漸向微型車、輕型車和中型車擴展。另外EPS 的控制信號將不再僅僅依靠車速與扭矩, 而是根據(jù)轉向角、轉向速度、橫向加速度、前軸重力等多種信號進行與汽車特性相吻合的綜合控制, 以獲得更好的轉向路感。未來的EPS將朝著電子四輪轉向的方向發(fā)展, 并與電子懸架統(tǒng)一協(xié)調(diào)控制。 1.4 電動助力轉向系統(tǒng)設計的目的和意義 隨著汽車行業(yè)的蓬勃發(fā)展，人們對于汽車功能的要求變得越來越高，EPS系統(tǒng)也迎來了巨大的市場需求，許多廠商都以EPS系統(tǒng)作為一個賣點，來吸引顧客買車。所謂電動轉向( EPS) , 就是在機械轉向系統(tǒng)中,用電池作為能源, 電動機為動力, 以轉向盤的轉速和轉矩以及車速為輸入信號, 通過電子控制裝置, 協(xié)助人力轉向, 并獲得最佳轉向力特性的伺服系統(tǒng)。EPS汽車轉向系統(tǒng)的性能直接影響到汽車的操縱穩(wěn)定性, 對于確保車輛的安全行駛、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的作用。特別是EPS用電動機直接提供助力，助力大小由電子控制單元（ECU）控制。它能在汽車低速行駛轉向時減輕轉向力使轉向輕便、靈活; 在汽車高速行駛轉向時, 適當加重轉向力, 從而提高了高速行駛時的操縱穩(wěn)定性, 增強了路感 。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3% - 5%, 因而, 它能節(jié)約燃料，提高主動安全性，且有利于環(huán)保。 1.5 研究的主要內(nèi)容 1、對電動助力轉向系統(tǒng)進行分析確定其布置形式。 2、電動機、電磁離合器、扭距傳感器的選取。 3、在對EPS系統(tǒng)機構進行分析的基礎上，設計了一套減速機構。 4、設計齒輪齒條式轉向器。 第2章 電動助力轉向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 2.1 電動助力轉向系統(tǒng)的分析 2.1.1 電動助力轉向系統(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) 、電動機和減速機構組成。其主要工作原理是: 汽車在轉向時, 扭矩傳感器會“ 感覺”到轉向盤的力矩和擬轉動的方向。這些信號會通過數(shù)據(jù)總線發(fā)給電子控制單元, 電控單元會根據(jù)傳動力矩、擬轉的方向和車輛速度等數(shù)據(jù)信號, 向電動機控制器發(fā)出動作指令。電動機就會根據(jù)具體的需要輸出相應大小的轉動力矩以產(chǎn)生助動力, 從而實現(xiàn)了助力轉向的實時控制。如果不轉向, 則本套系統(tǒng)處于休眠狀態(tài)等待調(diào)用。由于它不轉向時不工作, 所以也節(jié)省了能源。 圖2.1 EPS結構系統(tǒng)圖 2.1.2 電動助力轉向系統(tǒng)的類型 EPS的類型通?？梢园雌潆妱訖C的減速機構的形式不同或電動機的布置位置不同進行分類。 EPS系統(tǒng)一般都有減速機構，電動機轉矩輸出經(jīng)過減速機構減速增矩對EPS進行助力。根據(jù)汽車上轉向器結構形式不同，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電動機力矩的傳遞路線為:電動機—循環(huán)球螺母—齒輪條。蝸輪蝸桿式EPS電動機力矩的傳遞路線為:電動機—蝸輪一齒輪條。齒輪齒條式EPS的電動機力矩的傳遞路線為:電動機—行星齒輪副—另設齒輪—齒條。 1——力矩傳感器 1——電磁離合器 2——循環(huán)球螺母 2——電動機 3——功率放大器 3——扭矩傳感器 4——電控單元 4——轉向軸 5——齒條 5——蝸輪蝸桿機構 6——轉向盤 6——齒輪齒條機構 7——電動機 8——轉向減速機構 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——轉接盤 3——電動機 4——電磁離合器 5——齒輪齒條機構 圖2.4 齒輪齒條式 根據(jù)電動機布置位置不同，EPS可分為:轉向軸助力式、齒輪助力式、齒條助力式三種，如圖2.5所示。轉向軸助力式EPS的電動機固定在轉向柱一側，通過減速機構與轉向軸相近，直接驅動轉向軸助力轉向。齒輪助力式EPS的電動機和減速機構與小齒輪相近，直接驅動齒輪助力轉向。齒條助力式EPS的電動機和減速機構則直接驅動齒條提供助力。 圖2.5 電動機布置位置不同的EPS的類型 2.2 助力電動機的選擇 2.2.1 電動機的概述 助力電動機是EPS 系統(tǒng)的動力源, 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矩, 對整個EPS 性能影響很大, 因此需要具備良好的動態(tài)特性、調(diào)速特性和隨動特性并易于控制, 而且要求輸出波動小、低轉大轉矩、轉動慣量小、尺寸小質量輕等, 因此, 常采用無刷式永磁直流電動機。為改善操縱感、降低噪音和減少振動, 在電動機轉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, 將定子磁鐵設計成不等厚。 2.2.2 電動機的參數(shù)計算 根據(jù)任務書上的基本參數(shù)可知 式中 f——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)； ——轉向軸負荷，單位為N； P——輪胎氣壓，單位為； ——原地轉向阻力矩； 作用在轉向盤的手力矩為 式中 ——轉向搖臂長, 單位為mm； ——原地轉向阻力矩, 單位為N·mm ——轉向節(jié)臂長, 單位為mm； ——為轉向盤直徑,單位為mm； Iw——轉向器角傳動比； η+——轉向器正效率； 因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。 從而可知，人所需用的轉矩為 T=Fh=103.847200=20769.4N·mm 設此力矩完全由電動機提供可得電動機轉矩。 蝸桿=1 蝸輪 =30 T2==T1300.7 故選電動機為：無刷永磁直流電動機。 額定電壓（V）12 額定扭矩（N.m）1.76 額定電流（A）30 額定轉速（V/min）1210 最大外形尺寸（mm）60115 根據(jù)電動機額定轉矩可知蝸輪 T2=1.761000300.7=36N.m 2.3 電磁離合器的選擇 電動式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)，此時為了不使電動機和電磁離合器的慣性影響轉向系統(tǒng)的工作，離合器應及時分離，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，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量駕駛員作用在轉向盤上的力矩大小與方向，以及轉向盤的大小和方向。目前采用較多的是在轉向軸位置加以扭桿，通過測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磁極環(huán)，其原理是：當輸入軸與輸出軸之間發(fā)生相對扭轉位移時，磁極環(huán)之間的空氣間隙發(fā)生變化，從而引起電磁感應系數(shù)變化。非接觸式扭矩傳感器的優(yōu)點是體積小精度高，缺點是成本高。 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 本章主要對電動助力轉向系統(tǒng)進行了分析，并對其結構組成有了深入的了解。同時還進行了電動機電磁離合器扭矩傳感的選取，并對其工作原理進行了分析。 第3章 電動助力轉向系統(tǒng)減速機構參數(shù)的設計 3.1 減速機構的分析及布置形式的確定 電動助動轉向系統(tǒng)的機構部分是該系統(tǒng)不可缺少的重要組成部分，其減速機構把電動機的輸出，經(jīng)過減速增扭傳遞到動力輔助單元，實現(xiàn)助力。因此，減速機構的設計是EPS系統(tǒng)的關鍵技術之一。目前常用的減速機構有多種結構形式，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構。 采用蝸輪蝸桿減速機構，見圖3.1，其傳動機構有如下兩大優(yōu)點： （1）實現(xiàn)大的傳動比。在動力傳動中，一般傳動比i=5~80;在分度機構或手動機構的傳動中，傳動比可達300；若只傳遞運動，傳動比可達1000由于傳動比大，零件數(shù)目又少，因而結構很緊湊。 （2）在蝸桿傳動中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它的蝸輪是逐漸進入嚙合逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒對數(shù)較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪音低。 圖3.1 減速機構 3.2 蝸輪蝸桿材料的選擇 考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號鋼；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，但價格較高，用于滑動速度3m/s的重要傳動。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，常對蝸輪進行時效處理。 3.3 普通圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)及幾何尺寸計算 3.3.1 設計要求 普通圓柱蝸桿閉式傳動（用于EPS系統(tǒng)中電機輸出到轉向軸），蝸桿轉速=1210r/min，扭矩=1760N·mm，傳動比i=30.雙側工作，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），則使用壽命=53658=14600h 3.3.2 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB10085-88的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。傳動比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 單頭蝸桿傳動的傳動比大，但效率低，發(fā)熱量大，易自鎖。不過，蝸桿頭數(shù)過多，導程角大，制造困難。蝸輪的齒數(shù)=i。當傳遞動力時，為保證傳動平穩(wěn)性，應不少于28。但過過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力[] 蝸輪材料 鑄造方法 適用的滑動速度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 b0.75 0.7533 24.75 b=20 3.4 蝸輪齒根彎曲疲勞強度的校核 =YY[] （3.2） Y ——螺旋角影響系數(shù),Y=1-； Y ——蝸輪齒形系數(shù)，按當量齒數(shù)z=z/cos查??； []——蝸輪的許用彎曲應力，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 單側工作 40 56 26 32 80 90 40 48 雙側工作 29 40 22 26 57 64 28 34 =YY （3.3） =2.520.964=31.39 <[] 3.5 本章小結 本章主要對減速機構的布置形式進行了確定，蝸輪蝸桿材料選取，對蝸輪蝸桿主要參數(shù)進行了選取與計算，確定了蝸桿與蝸輪的幾何尺寸，并進行了蝸輪齒根彎曲疲勞強度校核。 第4章 減速機構軸和軸承的設計及校核 4.1 軸的概述 軸的主要功用是支承機器中的旋轉零件（如齒輪、帶輪、鏈輪、銑刀等），保證旋轉零件有確定的工作位置，并傳遞運動和動力。根據(jù)軸的受載情況不同，軸可以分為心軸，轉軸和傳動軸。心軸是工作中只承受彎矩作用，不傳遞動力的軸。根據(jù)心軸是否轉動，心軸又分為固定心軸和轉動心軸。轉動心軸工作時，彎曲應力一般是對稱循環(huán)變化的，而固定心軸工作時，其彎曲應力的方向一般不變。轉軸既支撐轉動零件又傳遞動力，它是既承受彎矩又承受轉矩作用的軸。傳動軸是只承受轉矩而不承受彎矩作用或彎曲作用很小的軸。 4.2 轉向軸的設計與校核 4.2.1 轉向軸的設計 由材料力學可知，實心圓軸的扭轉強度條件為 ==[] （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） ——軸的扭矩切應力（MPa） T ——軸傳遞的轉矩（N.mm） P ——軸傳遞的功率（KW） n ——軸的轉速（r/min） W——軸的抗扭截面系數(shù)（mm）。對實心圓軸，W=d/160.2d []——許用扭轉切應力（MPa） C ——計算常數(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 轉向軸選用45鋼，正火處理，估計直徑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 材料及熱處理 毛坯直徑/mm 硬度 （HBS） 抗拉強度 屈服點 彎曲疲勞極限 應用說明 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?shù)膹姸?，可做一般曲軸.轉軸等 35調(diào)質 100 163-207 560 300 265 45正火 100 170-217 600 355 260 用于較重要的軸，應用最廣泛 45調(diào)質 200 217-225 650 360 270 40Cr調(diào)質 25 241-286 980 785 480 用于載荷較大而無很大沖擊的重要的軸 100 735 540 350 >100-300 680 490 320 40MnB調(diào)質 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 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，軸長為38 第二軸段 放軸承軸徑為25，軸長為16 第三軸段 軸徑為25，軸長為12 第四軸段 軸徑為26，軸長為38 第五軸段 軸徑為25，軸長為12 第六軸段 放軸承軸徑為25，軸長為18 4.2.2 轉向軸的校核 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右側彎矩 M=F.=240.587=9262.5995 截面C左側彎矩 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)繪制轉矩圖（圖e） (6)繪制當量彎矩圖（圖f） 轉矩產(chǎn)生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取a=0.16截面C處的當量彎矩力 M===30619.24012 校核危險截面C的強度 ===9.34<55MPa 強度足夠 圖4.1 轉向軸的受力圖和彎矩圖 4.3 蝸桿軸的設計及校核 4.3.1 蝸桿軸的設計 蝸桿用45號鋼，正火處理硬度為170-217HBS。蝸桿軸的基本直徑估計<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，因為該處開一鍵槽應將該軸段直接增大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——傳遞的轉矩，單位N.mm d——軸的直徑，單位mm l——鍵的接觸長度，單位mm K——鍵與輪轂接觸高度，Kh/2,單位mm ——許用擠壓應力，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 計算彎矩： 截面C右側彎矩 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) 繪制轉矩圖（圖e） (6) 繪制當量彎矩圖（圖f） 轉矩產(chǎn)生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取=0.6，截面C處的當量彎矩為 M====14522.74182 （7）校核危險截面C的強度 == =4.04<55MPa 強度足夠 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，極限轉速較高，價格便宜，故當軸承的工作載荷較小.轉速較高.載荷較平穩(wěn)時，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，但極限轉速和旋轉精度不如球軸承，適合于兩軸孔能嚴格對中，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，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，對于既有徑向載荷又有軸向載荷軸承來說，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，可選用向心角接觸軸承；而當徑向載荷比軸向載荷大很多或要求軸向變形小時，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對稱布置。 4.4.2 軸承的校核 軸傳送的轉矩 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X=1，Y=0 而F/ F>e時 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 及其舉例 f 無沖擊或輕微沖擊 電機，汽輪機，水泵，通風機 1.0—1.2 中等沖擊振動 車輛，機床，傳動裝置，起重機，內(nèi)燃機，減速器 1.2—1.8 強大沖擊振動 破碎機，軋鋼機，石油鉆機，振動篩 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 故該對軸承滿足預期壽命要求。 4.5 本章小結 本章主要進行了軸與蝸桿軸的設計，確定了各軸的長度與軸徑，并對其進行了校核，同時還對鍵進行了設計，以及軸承的選取，經(jīng)過對軸的受力分析確定軸承為角接觸球軸承，并對其進行校核，確保其使用壽命在規(guī)定年限當中。 第5章 齒輪齒條式轉回器的設計 5.1齒輪齒條式轉向器的概述 5.1.1 齒條的概述 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懸架下擺臂平衡。齒條可以比作是梯形轉向直拉桿。導向座將齒條支持在轉向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使前輪轉向。 5.1.2 齒輪的概述 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。齒輪齒條上的齒可以是直齒也可以是斜齒。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撐。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，斜齒的運轉趨于平衡，并能傳遞更大的動力。 5.1.3 設計要求 齒輪齒條式轉向器的設計要求。齒輪齒條式轉向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在2～3mm之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5～7個齒范圍變化，壓力角取20°，齒輪螺旋角取值范圍多為9°～15°。齒條齒數(shù)應根據(jù)轉向輪達到最大偏轉角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結構在12°～35°范圍內(nèi)變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。 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 計算許用應力 a)確定和 b)計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。 c)計算許用應力 取, 應力修正系數(shù) 5.2.3 初步確定齒輪的基本參數(shù)的主要尺寸 根據(jù)齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒條嚙合傳動。選擇齒輪傳動精度等級為7級精度。 初選K=1.4 B=14 Z=7 Z=10 傳動比=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)生根切故對其進行變位 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 確定齒輪傳動主要參數(shù)的幾何尺寸 主動齒輪 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 因為相互嚙合齒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 齒面接觸疲勞強度滿足要求。 齒根彎曲疲勞強度計算。 =0.25+0.75/=0.25+0.7=0.95 = (5.4) = =206.3136<[] 齒根彎曲疲勞強度滿足要求 5.3 軸設計與軸承的選擇 5.3.1 軸的設計 =97=11.5mm 取最小軸徑d=12mm 第一軸段軸徑12，軸長12 第二軸段軸徑24.88，軸長35 第三軸段軸徑20，軸長22 第四軸段軸徑16，軸長15 第五軸段軸徑14，軸長10 5.3.2 軸的校核 ===4099.833611 （1）繪制軸受力簡圖（圖a） （2）繪制垂直彎矩圖（圖b） 軸承支反力： =-574.94.9461306 計算彎矩 截面C右側彎矩 截面C左側彎矩 (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) 繪制轉矩圖（圖e） (6) 繪制當量彎矩圖（圖f） 轉矩產(chǎn)生扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取a=0.6,截面C處的當量彎矩為 （7）校核危險截面C的強度 強度足夠 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 本章主要進行了齒輪齒條材料的選取，對其基本參數(shù)及幾何尺寸進行了計算與確定，并對齒輪進行了強度校核，同時對軸進行了設計與校核，軸承選取為滾針軸承。 結 論 對于本次設計的電動轉向系統(tǒng)來說，其特點是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結構簡單，易于生產(chǎn)，使用和維修，價格低廉。電動助力轉向系統(tǒng)主要由減速機構和轉向機構組成。減速機構的傳動比為30，采用蝸輪蝸桿式，其傳動比大，傳動平穩(wěn)，噪聲小，轉彎時可以提供大的轉矩，使駕駛者感覺轉向非常輕便，維修方便，大部分汽車都采用此結構。 減速器設計計算中，蝸輪的破壞形式主要是蝸輪輪齒表面產(chǎn)生膠合。點蝕和磨損，在對蝸輪強度計算中，齒根彎曲疲勞強度和輪齒接觸應力都符合了要求。 通過這次畢業(yè)設計，使我學到了很多東西，首先在軟件方面使我對CAD當中的二維繪圖，圖層管理，文本輸入，圖形標注，這些命令有了更深一步的認識，同時還使我學會了許多快捷方式。其次，使我對蝸輪蝸桿減速器當中的一些部件有了進一步的認識，使我對減速器設計的思路變的更加清晰。再次，再對齒輪齒條式轉向器設計當中使我學會如何變位來防止根切，同時對齒輪轉向器工作原理有了進一步的了解。 電動助力轉向系統(tǒng)是車輛不可或缺的一部分，其技術已經(jīng)成熟，但對于我們還沒有踏出校門的學生來說，其中的設計理念還是很值得我們?nèi)ヌ接懀瑢W習的。 參考文獻 [1] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001 [2] 王望予.汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2000 [3] 李風平.機械圖學[M].沈陽：東北大學出版社 2003 [4] 陳家瑞.汽車構造[M].下冊.第三版.北京.人民交通出版社，2007 [5] 余志生.汽車理論[M].第2版.北京:機械工業(yè)出版社，2008 [6] 鐘建國 廖耘 劉宏.汽車構造與駕駛[M].長沙:中南大學出版社，2002 [7] 梁治明 材料力學[M]. 遼寧：高等教育出版社出版，2005 [8] 成大先 機械設計手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社，2002 [9] 楊可楨 機械設計基礎[M].北京：高等教育出版社，2006 [10] 劉品 機械精度設計與檢測基礎[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2007 [11] 李華敏 齒輪機構設