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摘要
本文主要研究了四輪轉(zhuǎn)向傳動系統(tǒng)的基本結(jié)構(gòu)和工作原理，并對四輪轉(zhuǎn)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)設計了四輪轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)向器。包括前輪轉(zhuǎn)向器的設計計算，后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器的設計，齒條等強度的計算。四輪轉(zhuǎn)向傳動系主要是通過車速傳感器、前輪轉(zhuǎn)角傳感器、前輪轉(zhuǎn)速傳感器、方向盤轉(zhuǎn)角傳感器、后輪轉(zhuǎn)角傳感器、后輪轉(zhuǎn)速傳感器，發(fā)送信號到四輪轉(zhuǎn)向控制器內(nèi)，信號經(jīng)過處理，得出后輪所需的轉(zhuǎn)角大小及方向，控制執(zhí)行器完成轉(zhuǎn)向。此系統(tǒng)可以改善車輛低速的轉(zhuǎn)向靈活性和高速時的操縱穩(wěn)定性，使汽車在轉(zhuǎn)向時響應快，轉(zhuǎn)向能力強，直線行駛穩(wěn)定。前輪轉(zhuǎn)向器是四輪轉(zhuǎn)向的基礎部件，是電機助力的齒輪齒條轉(zhuǎn)向器。后輪執(zhí)行器是驅(qū)動后輪轉(zhuǎn)向的主要部件。通過對前輪轉(zhuǎn)向器和后輪執(zhí)行器的設計，為四輪轉(zhuǎn)向技術(shù)整體設計提供了基礎。
關鍵詞 四輪轉(zhuǎn)向，齒輪齒條電動助力轉(zhuǎn)向器，后輪轉(zhuǎn)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 - 6 -
2.1 各傳感器位置確定 - 6 -
2.2 轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設計要求 - 7 -
2.3 轉(zhuǎn)向梯形設計 - 8 -
2.4 本章小結(jié) - 9 -
第三章 齒輪齒條電動助力轉(zhuǎn)向器設計計算 - 10 -
3.1 轉(zhuǎn)向器的效率 - 10 -
3.2 轉(zhuǎn)向器正效率η+ - 10 -
3.3 轉(zhuǎn)向器逆效率η- - 11 -
3.4 傳動比的變化特性 - 11 -
3.4.1力傳動比與角傳動比的關系 - 12 -
3.5 參數(shù)選擇 - 14 -
3.5.1轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角計算 - 14 -
3.6 轉(zhuǎn)向系載荷確定 - 15 -
3.7 轉(zhuǎn)向器的主要元件設計 - 16 -
3.7.1選擇齒輪齒條材料 - 16 -
3.7.2齒輪齒條基本參數(shù) - 18 -
3.7.3轉(zhuǎn)向橫拉桿及其端部 - 18 -
3.7.4齒條調(diào)整 - 19 -
3.8 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運動分析 - 21 -
3.9 齒輪齒條傳動受力分析 - 22 -
3.10 彈簧的設計計算 - 26 -
3.11 齒輪軸軸承的校核 - 28 -
3.12 電機選擇 - 29 -
3.12.1助力轉(zhuǎn)矩的計算 - 29 -
3.12.2電動機參數(shù)的選擇和計算 - 29 -
3.13 本章小結(jié) - 30 -
第四章 后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器設計計算 - 31 -
4.1 執(zhí)行器結(jié)構(gòu)設計 - 31 -
4.2 齒條設計計算 - 31 -
4.3 回位彈簧的設計計算 - 31 -
4.4 電機選擇 - 33 -
4.4.1助力轉(zhuǎn)矩的計算 - 33 -
4.4.2電動機參數(shù)的選擇和計算 - 33 -
4.5 本章小結(jié) - 34 -
結(jié)論 - 35 -
致謝 - 36 -
參考文獻 - 37 -
IV
第一章 緒論
四輪轉(zhuǎn)向控制技術(shù)就是在汽車行駛轉(zhuǎn)向時通過引入一定的后輪轉(zhuǎn)向來增強汽車在高速行駛或在側(cè)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(zhuǎn)向是靠駕駛員轉(zhuǎn)動方向盤，從而帶動前輪的轉(zhuǎn)動來實現(xiàn)的，前輪為轉(zhuǎn)向輪。前輪轉(zhuǎn)動后，車身方向跟著改變，無轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向。由此可見，傳統(tǒng)的前輪轉(zhuǎn)向汽車有低速時轉(zhuǎn)向響應慢，回轉(zhuǎn)半徑大，轉(zhuǎn)向不靈活；高速時方向穩(wěn)定性差等缺點。經(jīng)過二十余年的研究，4WS技術(shù)已趨于成熟，日本的日產(chǎn)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(chǎn)品上都有裝用4WS系統(tǒng)。我國開展汽車四輪轉(zhuǎn)向技術(shù)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(shù)的快速發(fā)展，以及國內(nèi)愈趨緊張的交通狀況，四輪轉(zhuǎn)向控制技術(shù)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(gòu)學術(shù)研討會上臺北科技大學代表分享了后輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)設計以及四輪轉(zhuǎn)向控制防側(cè)滑等理論成果。通過對目前四輪轉(zhuǎn)向技術(shù)的研究，我參照已有車型的參數(shù)設計了四輪轉(zhuǎn)向的前輪轉(zhuǎn)向器和后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器，為國內(nèi)四輪轉(zhuǎn)向技術(shù)的發(fā)展提供基礎。
【技術(shù)說明】
后輪轉(zhuǎn)向與前輪主要有兩個不同的相位轉(zhuǎn)角，當車速較低時后輪與前輪轉(zhuǎn)向相反稱為逆向位轉(zhuǎn)角如圖（1-1），當車速較高時后輪與前輪轉(zhuǎn)向相同稱為同相位轉(zhuǎn)角如圖（1-2）。
（a）2WS （b）4WS
圖（1-1） 4WS低速時逆向位轉(zhuǎn)向
（a）2WS （b）4WS
圖（1-2）4WS高速時同向位轉(zhuǎn)向
四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的控制目標主要包括：
1.減小側(cè)向加速度響應和橫擺角速度響應的滯后；
2.減小汽車的側(cè)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(zhuǎn)向響應性能；
6.抵制由汽車自身參數(shù)變化因素對汽車轉(zhuǎn)向響應特性的影響，并保持所期望的汽車轉(zhuǎn)向響應特性；
后輪主動轉(zhuǎn)向主要采用以下幾種控制模式：
1.定前后輪轉(zhuǎn)向比轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；
2.前輪參數(shù)控制后輪轉(zhuǎn)向（前饋型）
3.前后輪轉(zhuǎn)向比是前輪轉(zhuǎn)角函數(shù)的四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；
4.前后輪轉(zhuǎn)向比是車速函數(shù)的四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；
5.具有反相特性的四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；
6.具有最優(yōu)來控制的四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；
7.具有自學習、自適應能力的四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。
四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的控制方法：前饋加反饋控制即前輪轉(zhuǎn)向角比例前饋加橫擺角速度比例反饋控制，控制后輪轉(zhuǎn)向，并且使汽車質(zhì)心處的側(cè)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(zhuǎn)向技術(shù)。主要工作形式是四輪轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角大小及方向，將蓄電池電壓輸送到后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器完成轉(zhuǎn)向如圖（1-3）。
1- 車速傳感器2-方向盤轉(zhuǎn)角傳感器3-后輪轉(zhuǎn)速傳感器4-執(zhí)行器電源輸入端 5-后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器6-后輪轉(zhuǎn)角傳感器7-四輪轉(zhuǎn)向控制單元8-前輪轉(zhuǎn)角傳感器
圖（1-3）四輪轉(zhuǎn)向示意圖
四輪轉(zhuǎn)向的工作特性：當車速低于29km/h時，如果轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動，后輪會立即開始向與前輪相反的方向轉(zhuǎn)動，在車速為零時，后輪最大轉(zhuǎn)角是6度。后輪轉(zhuǎn)角減小程度隨車速變化，在車速為29km/h時后輪轉(zhuǎn)角幾乎是零。當車速為29km/h時，轉(zhuǎn)向盤在最初200°轉(zhuǎn)角內(nèi)后輪轉(zhuǎn)向與前輪方向一致。在這個車速范圍內(nèi)，轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角大于200°時后輪會轉(zhuǎn)向相反的方向。當車速提高到96km/h，并且轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角是100°時，那么后輪將會向前輪的方向轉(zhuǎn)動約1°。在這個車速下，如果轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動500°，后輪將會向前輪相反方向轉(zhuǎn)動大約1°
【設計說明】
由于本項技術(shù)的特殊性，和時間關系，只對前輪電動助力轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)向器，和后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器進行了設計。對于懸架系統(tǒng)和和后輪轉(zhuǎn)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(xiàn)有車型-寶馬七系，后輪轉(zhuǎn)向梯形可采用雙梯形，使用兩套機構(gòu)進行切換。）
前輪齒輪齒條轉(zhuǎn)向器采用空心電機驅(qū)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(jié)構(gòu)如圖（1-4）所示。
圖（1-4）前輪轉(zhuǎn)向器
由電子控制單元轉(zhuǎn)矩傳感器，前輪角度傳感器電動機、轉(zhuǎn)向盤等組成。當駕駛員轉(zhuǎn)動方向盤時，電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)開始工作，轉(zhuǎn)向盤角度和扭矩傳感器把方向盤的輸入信號（轉(zhuǎn)向力矩和旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速信號。ECU根據(jù)轉(zhuǎn)向力矩大小和方向、發(fā)動機或電動機轉(zhuǎn)速、車速、方向盤轉(zhuǎn)角、方向盤轉(zhuǎn)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(jù)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(qū)動電路，由驅(qū)動電路提供相應的電流給助力電機，助力電機輸出的轉(zhuǎn)矩，由減速機構(gòu)放大后再傳送給轉(zhuǎn)向軸起助力轉(zhuǎn)向的作用，從而完成轉(zhuǎn)向助力的功能。若出現(xiàn)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(zhuǎn)為人工手動轉(zhuǎn)向。由于電控單元可以采集車速、方向盤的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)角信號，所以EPS提供的助力大小可以根據(jù)控制策略調(diào)整。后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器如圖（1-5）所示。
1- 轉(zhuǎn)向軸螺桿2-后輪轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(gòu)驅(qū)動轉(zhuǎn)向齒條的電動機。轉(zhuǎn)向橫拉桿是從轉(zhuǎn)向執(zhí)行器連接到后輪轉(zhuǎn)向節(jié)臂和轉(zhuǎn)向節(jié)處，執(zhí)行器內(nèi)的回位彈簧在點火開關斷開，或四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)失效時將后輪推回直線行駛位置。一個后輪轉(zhuǎn)角傳感器安裝在后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器內(nèi)。通過對前輪轉(zhuǎn)向器和后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器的設計，為四輪轉(zhuǎn)向整體設計提供了基礎。
- 35 -
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(zhuǎn)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(zhuǎn)速傳感器：安裝在車輪輪轂上，前/后輪轉(zhuǎn)速傳感器將前/后輪轉(zhuǎn)速電壓信號送到四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)電子控制模塊，這個車輪轉(zhuǎn)速信號也被送到ABS電子控制模塊。
3．前輪轉(zhuǎn)角傳感器：前輪轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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）當安裝在轉(zhuǎn)子上的“轉(zhuǎn)角傳感器檢測凸臺”隨轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)時，套在轉(zhuǎn)子上的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角。
圖（2-1）
4.后輪轉(zhuǎn)角傳感器：后輪轉(zhuǎn)角傳感器安裝后輪執(zhí)行器電機內(nèi),此傳感器與前輪轉(zhuǎn)角傳感器相似，如上圖，當安裝在轉(zhuǎn)子上的“轉(zhuǎn)角傳感器檢測凸臺”隨轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)時，套在轉(zhuǎn)子上的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角。
5.方向盤轉(zhuǎn)角傳感器：安裝在組合開關下方的轉(zhuǎn)向柱上。轉(zhuǎn)角傳感器采用霍爾效應原理結(jié)構(gòu)，轉(zhuǎn)角傳感器檢測轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動方向、轉(zhuǎn)動速度和轉(zhuǎn)動角度。轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動時，轉(zhuǎn)角傳感器向電子控制模塊傳送前輪轉(zhuǎn)動的信號。
6.轉(zhuǎn)向力矩傳感器：安裝在小齒輪內(nèi)，轉(zhuǎn)向力矩傳感器根據(jù)小齒輪桿的旋轉(zhuǎn)情況，檢測出轉(zhuǎn)向力的大小并輸送至控制單元。如圖（2-2）
圖（2-2）
2.2 轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設計要求
1．運動學上應保持轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角和駕駛員轉(zhuǎn)動方向盤的轉(zhuǎn)角之間保持一定的比例關系。
2．隨著轉(zhuǎn)向輪阻力增大（或減?。饔迷谵D(zhuǎn)向盤上的手力必須增大（或減?。?，稱之為“路感”。
3．當作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力時，動力轉(zhuǎn)向器就應開始工作。
4．轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動后，系統(tǒng)內(nèi)壓力能很快增長到最大值。
6．轉(zhuǎn)向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。
2.3 轉(zhuǎn)向梯形設計
阿克曼原理：汽車在行駛（直線行駛和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向汽車阿克曼原理如圖（2-3）
轉(zhuǎn)角關系 （2.1）
圖（2-3）L:前后輪軸距 K:兩輪轉(zhuǎn)向主銷距離
但實際上的轉(zhuǎn)向中心O不再后輪延長線上，這時汽車將產(chǎn)生側(cè)傾力，將導致重心偏移即重心測偏角。通過四輪轉(zhuǎn)向技術(shù)，后輪微小的轉(zhuǎn)角（±3°）來控制車輛轉(zhuǎn)彎時的側(cè)傾角，使重心側(cè)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(zhuǎn)向不足的問題。
四輪轉(zhuǎn)向汽車阿克曼原理如圖（2-4）轉(zhuǎn)角關系
圖（2-4）
前輪與后輪同向轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)角關系：
（2.2）
前輪與后輪反向轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)角關系：
（2.3）
2.4 本章小結(jié)
本章對四輪轉(zhuǎn)向的具體結(jié)構(gòu)做了詳細介紹，并且對此結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向梯形進行分析，對前輪轉(zhuǎn)向器和后輪執(zhí)行器的設計提供了基礎。
第三章 齒輪齒條電動助力轉(zhuǎn)向器設計計算
3.1 轉(zhuǎn)向器的效率
功率從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號
表示，；反之稱為逆效率，用符號表示，。式中，為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；為作用在轉(zhuǎn)向軸上的功率。為了保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤輕便，要求轉(zhuǎn)向器傳遞正效率高。為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向器正效率η+
影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點與效率 在前述四種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的正效率要明顯的低些。
同一類型轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)之一。第一種結(jié)構(gòu)除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側(cè)翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種轉(zhuǎn)向器的效率僅有54％。另外兩種結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器效率，根據(jù)試驗結(jié)果分別為70％和75％。
轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向器逆效率η-
根據(jù)逆效率大小不同，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系可大部分傳遞到轉(zhuǎn)向盤，這種逆效率較高的轉(zhuǎn)向器屬于可逆式。它能保證轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。
不可逆式轉(zhuǎn)向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向器。該沖擊力由轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)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(zhuǎn)向器。極限可逆式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器是不可逆式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比和轉(zhuǎn)向系的力傳動比從輪胎接地面中心作用在兩個轉(zhuǎn)向輪上的合力與作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力之比，稱為力傳動比，即 （3.3）
轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角速度與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向系角傳動比，即；式中，為轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量；為轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)角增量；為時間增量。它又由轉(zhuǎn)向器角傳動比和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比所組成，即。
轉(zhuǎn)向盤角速度ωw與搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向器角傳動比,
即。
式中，為搖臂軸轉(zhuǎn)角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉(zhuǎn)向器。搖臂軸轉(zhuǎn)動角速度與同側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角速度之比，稱為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)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(zhuǎn)向阻力和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩之間有如下關系
（3.4）
式中，a為主銷偏移距，指從轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤上的手力可用下式表示
（3.5）
式中，——作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩；
——為轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤直徑根據(jù)車型不同在JB4505—86轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向越輕，但也越大，表明轉(zhuǎn)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(zhuǎn)。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(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。因此，轉(zhuǎn)向器的傳動比是變化的。
隨轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角變化，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。若轉(zhuǎn)向軸負荷小，在轉(zhuǎn)向盤全轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，駕駛員不存在轉(zhuǎn)向沉重問題。裝用動力轉(zhuǎn)向的汽車，因轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器角傳動比并能減少轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)，以提高汽車的機動能力。
轉(zhuǎn)向盤在中間位置的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角過分敏感和使反沖效應加大，使駕駛員精確控制轉(zhuǎn)向輪的運動有困難。直行位置的轉(zhuǎn)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) 2.部分參數(shù)選取國內(nèi)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(zhì)量 1405(kg)
允許總質(zhì)量M 800(kg)
前/后軸載荷 1000/1000(kg)
方形盤直徑 400(mm)
齒條有效行程 150(mm)
最小轉(zhuǎn)彎半徑R 6000(mm)
齒輪齒條轉(zhuǎn)向器正效率 90%
表3.1
項目
轉(zhuǎn)向小齒輪
轉(zhuǎn)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)
0
0
齒頂高系數(shù)
1
1
頂隙系數(shù)
0.25
0.25
3.5.1轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角計算
說明：此四輪轉(zhuǎn)向技術(shù)為主動轉(zhuǎn)向技術(shù)，后輪微小轉(zhuǎn)角（±3°）考慮當后輪執(zhí)行器失靈時，汽車按二輪轉(zhuǎn)向技術(shù)行駛，所以轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角按二輪轉(zhuǎn)向汽車方法計算如圖（3-1）。
（3.9）
（3.10）
3.6 轉(zhuǎn)向系載荷確定
為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)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
(3.11)
方向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù)
(3.12)
角傳動比 (3.13)
原地轉(zhuǎn)向阻力距的計算：
(3.14)
f ——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)
G ——轉(zhuǎn)向前輪負荷。單位為N
P ——輪胎氣壓，單位為MPa
作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力
(3.15)
——原地轉(zhuǎn)向阻力矩
——轉(zhuǎn)向盤直徑
——轉(zhuǎn)向器角傳動比
——轉(zhuǎn)向器正效率
主銷偏移距a
作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩
力轉(zhuǎn)動比
輪輞直徑
梯形臂長度 ，取162mm
輪胎直徑 取632mm
齒寬系數(shù)
齒條寬度
圓整取則取齒輪齒寬
3.7 轉(zhuǎn)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HRc58~63°。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(zhuǎn)趨于平穩(wěn)，并能傳遞更大的動力齒輪軸上端與轉(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。因此，轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)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HRc50~56。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(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?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(zhuǎn)向桿系的轉(zhuǎn)向直拉桿。導向座將齒條支撐在轉(zhuǎn)向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉(zhuǎn)向橫拉桿，使前輪轉(zhuǎn)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 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(shù)取1
cn*——頂隙系數(shù)取0.25
3.7.3轉(zhuǎn)向橫拉桿及其端部
轉(zhuǎn)向橫拉桿與梯形轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器兩側(cè)的殼體和轉(zhuǎn)向橫拉桿上，防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中。轉(zhuǎn)向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)接。這些端部與梯形轉(zhuǎn)向桿系的相似。側(cè)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
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(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(zhuǎn)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
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(zhuǎn)向傳動比：當轉(zhuǎn)向盤從鎖點向鎖點轉(zhuǎn)動，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動30°，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動大約60°。若傳動比是1:1，轉(zhuǎn)向盤旋轉(zhuǎn)1°，前輪將轉(zhuǎn)向1°，轉(zhuǎn)向盤向任一方向轉(zhuǎn)動30°將使前輪從鎖點轉(zhuǎn)向鎖點。這種傳動比過于小，因為轉(zhuǎn)向盤最輕微的運動將會使車輛突然改變方向。轉(zhuǎn)向角傳動比必須使前輪轉(zhuǎn)動同樣角度時需要更大的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角。
19.19:1的傳動比較為合理。在這樣的傳動比下，轉(zhuǎn)向盤每轉(zhuǎn)動19.19°，前輪轉(zhuǎn)向1°。為了計算傳動比，可將鎖點到鎖點過程中轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的度數(shù)除以此時轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角的度數(shù)。
3.8 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向橫拉桿的運動分析
圖（3-3）
當轉(zhuǎn)向盤從鎖點向鎖點轉(zhuǎn)動，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動30°，因而前輪從左到右總共轉(zhuǎn)動約60°。當轉(zhuǎn)向輪右轉(zhuǎn)30°，即梯形臂或轉(zhuǎn)向節(jié)由OC繞圓心O轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向輪左轉(zhuǎn)35°，轉(zhuǎn)向節(jié)由OC繞圓心O轉(zhuǎn)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(cè)、右側(cè)
MAH=MAH'=FRAV?L1=1809.98×39=70589.22mm
在垂直面上，a-a剖面左側(cè)
a-a剖面右側(cè)
合成彎矩，a-a剖面左側(cè)
a-a剖面右側(cè)
畫轉(zhuǎn)矩圖
轉(zhuǎn)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(cè)合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側(cè)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(cè)
軸的疲勞強度安全系數(shù)校核
查得, ,；
。
a-a截面左側(cè)
查得kσ=2.10kτ=1.72；由表查得絕對尺寸系數(shù)
?σ=0.91 ετ=0.89 軸經(jīng)磨削加工，查得質(zhì)量系數(shù)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(shù)
查得許用安全系數(shù)[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)，要求時，彈簧總的工作次數(shù)小于，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。
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(shù)小于，載荷性質(zhì)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(jù)和內(nèi)容
計算結(jié)果
選擇旋繞比
估算
初算彈簧絲直徑
計算曲度系數(shù)
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(shù)和自由高度的計算
計算項目
計算依據(jù)和內(nèi)容
計算結(jié)果
工作圈數(shù)
總?cè)?shù)
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(shù)和結(jié)構(gòu)尺寸的確定
彈簧外徑 D2= D +d=24+3=27mm
彈簧內(nèi)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(zhuǎn)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(shù)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(zhuǎn)矩的計算
原地轉(zhuǎn)向阻力矩 MR
MR= 455557.72N.mm
作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩Mh
Mh=26378N.mm
根據(jù)推薦值，轉(zhuǎn)向盤操縱力不應大于30~50N，在10N以下則轉(zhuǎn)向很輕便。
Th0=Fh0?Dh2
﹦40×(400/2)=8000N.mm
Fh0 ——作用在轉(zhuǎn)向盤上的力，取40N
Dh——方向盤直徑，Dh=400mm
所以作用在轉(zhuǎn)向軸上的最大助力轉(zhuǎn)矩Tamax
Tamax=Mh-Th0
﹦26.378-8﹦18.378N.mm
3.12.2電動機參數(shù)的選擇和計算
采用空心電機驅(qū)動螺桿 電動機的額定輸出轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速
ne=nh?G
﹦72×17﹦1224r/min
nh= 方向盤轉(zhuǎn)速 nh=72 r/ming
功率 pe=Te?ne9549= 0..139kw
3.13 本章小結(jié)
本章對前輪轉(zhuǎn)向器進行了系統(tǒng)的設計，采用了齒輪齒條的結(jié)構(gòu)，此結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，傳動效率高達90%；齒輪齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙后，可利用裝在齒條背部靠近小齒輪的壓緊力可以調(diào)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(chǎn)生沖擊和噪聲；轉(zhuǎn)向器占用體積??；沒有轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向橫拉桿，可以增大轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角；制造成本低，轉(zhuǎn)向助力方面采用了目前流行的新技術(shù)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(zhuǎn)向執(zhí)行器設計計算
4.1 執(zhí)行器結(jié)構(gòu)設計
執(zhí)行器包含一個通過循環(huán)球螺桿機構(gòu)驅(qū)動轉(zhuǎn)向齒條的電動機。轉(zhuǎn)向橫拉桿是從轉(zhuǎn)向執(zhí)行器連接到后輪轉(zhuǎn)向節(jié)臂和轉(zhuǎn)向節(jié)處，執(zhí)行器內(nèi)的回位彈簧在點火開關斷開，或四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)失效時將后輪推回直線行駛位置。一個后輪轉(zhuǎn)角主傳感器安裝在后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器內(nèi)。
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(nèi)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(shù)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(shù) 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(jù)和內(nèi)容
計算結(jié)果
選擇旋繞比
估算
初算彈簧絲直徑
計算曲度系數(shù)
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(shù)和自由高度的計算
計算項目
計算依據(jù)和內(nèi)容
計算結(jié)果
工作圈數(shù)
總?cè)?shù)
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(nèi)徑 D1=D2-d=70-10=60mm
4.4 電機選擇
4.4.1助力轉(zhuǎn)矩的計算
原地轉(zhuǎn)向阻力矩 MR
MR=μ3`=G13P=455557.72N·mm
所以作用在轉(zhuǎn)向軸上的最大助力轉(zhuǎn)矩Tamax
Tamax=MR=455.6N?m
4.4.2電動機參數(shù)的選擇和計算
采用空心電機驅(qū)動螺桿 電動機的額定輸出轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速 ne=122417= 72r/min
功率 pe=Te?ne9549=0.202kw
4.5 本章小結(jié)
后輪執(zhí)行器是后輪轉(zhuǎn)向的主要執(zhí)行部件，隨著技術(shù)的提高，空心電機應用在轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)。并且通過對轉(zhuǎn)向力矩的計算，計算出了轉(zhuǎn)向齒條直徑，從而計算出了電機所需的功率。
結(jié)論
本文針對四輪轉(zhuǎn)向這項新技術(shù)展開工作，通過對四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的分析，設計了符合四輪轉(zhuǎn)向工作要求的前輪轉(zhuǎn)向器和后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器。為四輪轉(zhuǎn)向技術(shù)的應用奠定了基礎。
1．設計了具有電動助力的前輪轉(zhuǎn)向器，此轉(zhuǎn)向器能夠為4WS系統(tǒng)提供更精確、更穩(wěn)定的控制。
2．后輪執(zhí)行器也是采用目前最先進的技術(shù)而設計的，能夠符合4WS控制器的控制要求。使后輪的轉(zhuǎn)向更精確、更智能。
本文因為時間有限及本人知識能力有限，在一些方面還存在著很多不足以及欠考慮欠妥的方面，有待進一步研究。
致謝
本文是在導師XX教授的悉心指導下獨立完成的，從論文的選題、設計到開題報告乃至論文的最終完成，都得到了導師的悉心指導和熱情關懷。導師嚴謹?shù)膶W風，精益求精的工作作風以及高尚的品格，為我樹立了人生的楷模，本人在王聰教授的指點下不僅樹立了遠大的學術(shù)目標、掌握了基本的研究方法，還使我明白了許多為人處世的道理。在此，謹向XX教授表示崇高的敬意和衷心的感謝。
同時感謝所有在我身后默默支持我的家人，正是有了他們的鼓勵與支持，才能讓我安心學習，順利完成學業(yè)，謝謝你們。
最后真誠的感謝評閱論文的各位專家、教授。
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