捷達轎車轉向系統(tǒng)改進設計【含CAD高清圖紙和文檔】

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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 題 目 捷達轎車轉向系統(tǒng)改進設計 　　 專 業(yè) 車輛工程 學　　 號 1089311106 學 生 李青龍 指 導 教 師 閆春利 答 辯 日 期 2011年12月30日 哈工大華德學院 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 摘要 汽車轉向系統(tǒng)的法杖經(jīng)歷了從簡單的純機械轉向系統(tǒng)、機械液壓動力轉向系統(tǒng)，到電控液壓動力轉向系統(tǒng)，知道更為節(jié)能、操縱性能更好的電子控制式電動助力轉向系統(tǒng)（EPS）等幾個階段。電動助力轉向采用電動機直接提供助力，助力大小由電控單元控制，具有助力大小可調(diào)、路感良好、環(huán)保、耗能低和維修方便等優(yōu)點。 本論文在對電動助力轉向系統(tǒng)需求分析的基礎上，提出了轉向軸助力式EPS系統(tǒng)的總體設計方案，應用CAD軟件對機械轉向機構進行了結構設計，并給出了主要零部件的強度校核。而對于EPS的電動助力部分，則主要是對其控制原理進行分析，給出了總體的控制方案。 關鍵詞: 電動助力轉向，轉向器，結構設計  Abstract The automobile has turned to the sustematic experience and turned from simple pure machinery system ,mechanical hydraulic pressure power system ,get auromatically controlled hydraulic pressure power the system ,it is the energy-conservation even more ,handle performance fine electron who control electronic power steering adopts the motor to offer helping hand directly ,the size of helping hands is controlled by the automatically controlled untit have helping hand size adjustable ,way sense good ,environmental protection ,consume energy low maintaining advantaging such as being convenient . This thesis on electric power steering system based on the analysis of the demand, puts forward the steering shaft power type EPS system, overall design scheme of mechanical CAD software used the structure design of steering mechanism, and gives the main components strength check. And for EPS of electric power, the main part of the control principle is analyzed, given the overall control scheme . Key words: Electric power steering, Steering gear,Structural design 目 錄 摘 要 …………………………………………………………………………I ABSTRACT ……………………………………………………………………II 第1張 緒論 ……………………………………………………………………1 1.1 汽車電動助力轉向系統(tǒng)的特點 ………………………………… 2 1.2 EPS國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 …………………………………………… 3 1.3 電動助力轉向系統(tǒng)的發(fā)展趨勢…………………………………… 4 1.4 電動助力轉向系統(tǒng)的工作原理及結構…………………………… 5 第2章 EPS方案設計………………………………………………………… 6 2.1 電動助力轉向系統(tǒng)選型…………………………………………… 6 2.2 機械部分系統(tǒng)方案設計…………………………………………… 6 2.2.1設計要求………………………………………………………6 2.2.2機械式轉向器的結構形式及比較……………………………7 2.2.3 齒輪齒條式轉向器布置和結構形式的選擇……………… 9 2.3 控制部分系統(tǒng)方案設計…………………………………………… 10 2.3.1 控制部分性能要求分析…………………………………… 10 2.3.2 控制部分方案設計………………………………………… 12 第3章 齒輪齒條式轉向器設計……………………………………………… 13 3.1 整車性能參數(shù)……………………………………………………… 13 3.2 齒輪齒條式轉向器的設計和計算………………………………… 13 3.2.1 齒輪齒條轉向器計算載荷的確定………………………… 13 3.2.2 轉向器基本部件設計……………………………………… 16 3.2.3 齒輪軸和齒條的材料選擇及強度校核…………………… 21 3.2.4 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析………………… 26 3.2.5 齒輪齒條傳動受力分析…………………………………… 27 3.2.6 間隙調(diào)整彈簧的設計計算………………………………… 27 3.2.7 齒輪軸軸承的校核………………………………………… 29 3.2.8 鍵的計算……………………………………………………30 第4章 EPS的關鍵部件和控制策略………………………………………… 31 4.1 EPS的關鍵部件選型…………………………………………………31 4.1.1 電動機……………………………………………………… 31 4.1.2 電磁離合器………………………………………………… 31 4.1.3 減速機構……………………………………………………32 4.1.4 扭矩傳感器…………………………………………………32 4.1.5 電流傳感器…………………………………………………34 4.2 EPS的電流控制…………………………………………………… 34 4.3 助力控制……………………………………………………………35 4.4 阻尼控制……………………………………………………………35 4.5 回正控制……………………………………………………………36 結論 …………………………………………………………………………37 致謝……………………………………………………………………………38 參考文獻 ……………………………………………………………………39 -IV- 哈工大華德學院畢業(yè)設計（論文）評語 姓名： 李青龍 學號： 1089311106 專業(yè)： 車輛工程 畢業(yè)設計（論文）題目： 捷達轎車轉向系統(tǒng)改進設計 　 工作起止日期： 2011 年 10 月 11 日起 2011 年 12 月 30日止 指導教師對畢業(yè)設計（論文）進行情況，完成質(zhì)量及評分意見： 指導教師簽字： 指導教師職稱： 評閱人評閱意見： 評閱教師簽字： 評閱教師職稱： 答辯委員會評語： 根據(jù)畢業(yè)設計（論文）的材料和學生的答辯情況，答辯委員會作出如下評定： 學生 畢業(yè)設計（論文）答辯成績評定為： 對畢業(yè)設計（論文）的特殊評語： 答辯委員會主任（簽字） 職稱： 答辯委員會副主任（簽字）： 職稱： 答辯委員會委員（簽字）： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 李青龍 系部 汽車工程系 專業(yè)、班級 車輛工程0893111 指導教師姓名 閆春利 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 ▇是□否 題目名稱 捷達轎車轉向系統(tǒng)改進設計 一、設計（論文）目的、意義 通過學習和研究設計一套電動助力轉向系統(tǒng)，并使其可以配備到捷達轎車上。降低駕駛員的疲勞強度，提高舒適性能。 通過對電動助力轉向系統(tǒng)的設計，使學生掌握汽車部件設計的基本過程和方法，鍛煉學生借助參考資料，獨立的分析問題，解決問題的能力。培養(yǎng)學生嚴謹?shù)墓ぷ鲬B(tài)度和工作作風，為以后的工作打好基礎。 二、設計（論文）內(nèi)容、技術要求（研究方法） 設計內(nèi)容： （1）EPS方案設計、 （2）齒輪齒條式轉向器設計 （3）EPS的關鍵部件選型和控制策略 （4）電機驅(qū)動電路的設計等 技術要求： （1）文獻調(diào)研和實際考察，實際的需要以及存在的問題； （2）對所要研究的課題進行初步可行性分析； （3）進行實地調(diào)研和設計。 （4）捷達轎車的動力參數(shù)： 發(fā)動機：總排量1.6L，最大功率70kW, 最大功率時轉速5600r/min, 最大扭矩140N.m, 最大扭矩時轉速3500r/min。 主要質(zhì)量參數(shù)：整備質(zhì)量1091kg, 滿載質(zhì)量2200kg 離地間隙137mm 幾何參數(shù)：總長4415mm, 總寬1674mm, 高1415mm, 軸距2471mm ，前輪距1429mm，后輪距1422mm 輪胎參數(shù)： 前/后輪胎規(guī)格：185/60 R14 三、設計（論文）完成后應提交的成果 （一）計算說明部分 設計說明書不少于1.2萬 （二）圖紙部分 （1）畫一張總裝圖 （2）畫一張齒輪齒條轉向器的裝配圖 四、設計（論文）進度安排 2011.10.9~2011.10.20 進行調(diào)研，查相關資料，撰寫《開題報告》。 2011.10.21 畢業(yè)設計開題答辯。 2011.10.22～2011.11.17 按要求完成總體設計方案、初步計算及繪制草圖。 2011.11.18 老師檢查完成進度情況。 2011.11.19～2010.11.24 完成設計草圖。 2011.11.25 進行中期檢查。 2011.11.26～2011.12.09 繪制正式圖紙及完成設計說明書草稿。 2011.12.10～2011.12.19 上交畢業(yè)設計材料。 2011.12.20 ～2011.12.26 老師對畢業(yè)設計進行評審。 2011.12.28、29 畢業(yè)設計答辯。 2011.12.30、31 提交所有畢業(yè)設計材料。 五、主要參考資料 1.期刊類：相關論文（中國學術期刊網(wǎng)），有關大學學報等（五年內(nèi)）； 2.書：相關機械設計書籍； 3.網(wǎng)絡：專業(yè)相關網(wǎng)站（多個）； 4.其它：相關科研資料； 5.英文翻譯資料。 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 第1章 緒論 隨著現(xiàn)代汽車技術的迅猛發(fā)展，人們對汽車轉向操縱性能得要求也日益提高。為了保證車輛在任何工況下轉動方向盤時，都有較理想的操縱穩(wěn)定性和轉向輕便性，即使在停車情況下轉動方向盤也能輕便靈敏，而高速行駛時又不會感到輕飄不穩(wěn)，人們對轉向系統(tǒng)進行了不斷地改進。汽車轉向系統(tǒng)的發(fā)展經(jīng)歷了從簡單的純機械轉向系統(tǒng)到機械液壓動力轉向系統(tǒng)，到電控液壓動力轉向系統(tǒng)，直到更為節(jié)能、操縱性能更好的電子控制式助力轉向系統(tǒng)（EPS）等幾個階段。 汽車操縱穩(wěn)定性是指汽車確切地響應操縱輸入與抵抗外界擾動的能力，其中操縱性指汽車系統(tǒng)作為隨動系統(tǒng)，對駕駛員轉向輸入產(chǎn)生跟隨響應的能力；穩(wěn)定性指抵抗外界路面或陣風擾動的能力，兩方面難以皆然分開，統(tǒng)稱操縱穩(wěn)定性。 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，其中所有的傳動件都是機械的，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，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?qū)嵭r，駕駛員仍能通過機械轉向系統(tǒng)實現(xiàn)汽車的轉向操縱。 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)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)，但仍然無法徹底解決液壓動力轉向系統(tǒng)的固有缺陷。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”的關系比較困難。當安汽車低速轉向力小時設計，則高速行駛時轉向力往往過小、即“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，低速時須轉向力往往過大。 汽車電子化是當前汽車技術發(fā)展的必然趨勢。繼電子技術在發(fā)動機、變速器、制動器和懸架等系統(tǒng)得到廣泛應用之后，EPS在轎車和輕型汽車領域正逐步取代傳統(tǒng)液壓助力轉向系統(tǒng)并向更大型轎車和商務客車方向發(fā)展，它已成為世界汽車技術發(fā)展的研究熱點和前沿技術之一，具有廣泛的應用前景。 電動助力轉向系統(tǒng)（EPS），是繼液壓動力轉向系統(tǒng)后產(chǎn)生的一種動力轉向系統(tǒng)，是世界汽車技術發(fā)展的研究熱點和前沿技術之一，它屬于與傳統(tǒng)液壓動力轉向系統(tǒng)不同的另一種動力轉向系統(tǒng)。它直接依靠電動機提供輔助扭矩，通過控制電動機電流的幅值和方向，從而實現(xiàn)轉向器電動助力的要求，這種系統(tǒng)是汽車在低速時能減輕操縱力，從而提高操縱的輕便型；而當汽車在告訴行駛時，電子控制系統(tǒng)保證提供最優(yōu)控制傳動比和穩(wěn)定的轉向手感，從而提高高速行駛時的操縱穩(wěn)定性。因此它可以較好地解決液壓動力轉向系統(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。 1.1 汽車電動助力轉向系統(tǒng)的特點 目前，液壓動力轉向系統(tǒng)在汽車上得到了廣泛應用，它能明顯降低轉向盤的操舵力，但存在工作效率低、體積大、液壓油易泄露污染環(huán)境等缺點。為了克服液壓動力轉向系統(tǒng)的確定，采用電機助力的電動助力系統(tǒng)（EPS）成為當前研究的熱點。電動助力轉向系統(tǒng)由控制單元和動力單元組成，控制單元根據(jù)車速信號、扭矩傳感器信號確定轉向助力扭矩值，并向動力單元發(fā)送相應的控制信號，通過動力單元對電機電流進行控制，實現(xiàn)轉向的助力控制。 由于動力轉向系統(tǒng)具有轉向操縱靈活、輕便、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開始普遍應用。20世紀80年代開始研究的汽車上以電能為動力的電動助力轉向系統(tǒng)。和液壓助力轉向系統(tǒng)相比，它具有更為突出的優(yōu)點： 1、節(jié)能環(huán)保 由于發(fā)動機運轉時，液壓泵始終處于工作狀態(tài)，液壓轉向系統(tǒng)使整個發(fā)動機燃油消耗量增加了3％～5％，而EPS以蓄電池為能源，以電機為動力元件，可獨立于發(fā)動機工作，EPS幾乎不直接消耗發(fā)動機燃油。EPS不存在液壓動力轉向系統(tǒng)的燃油泄漏問題，EPS通過電子控制，對環(huán)境幾乎沒有污染，更降低了油耗。 2、安裝方便 EPS的主要部件可以配集成在一起，易于布置，與液壓動力轉向系統(tǒng)相比減少了許多元件，沒有液壓系統(tǒng)所需要的油泵、油管、壓力流量控制閥、儲油罐等，元件數(shù)目少，裝配方便，節(jié)約時間。 3、效率高 液壓動力轉向系統(tǒng)效率一般在60%-70%，而EPS的效率較高，可高達90％以上。 4、路感好 傳統(tǒng)純液壓動力轉向系大多采用固定放大倍數(shù)，工作驅(qū)動力大，但卻不能實現(xiàn)汽車在各種車速下駕駛時的輕便性和路感。而EPS系統(tǒng)的滯后特性可以通過EPS控制器的軟件加以補償，使汽車在各種速度下都能得到滿意的轉向助力。 5、回正性好 EPS系統(tǒng)結構簡單，不僅操作簡便，還可以通過調(diào)整EPS控制器的軟件，得到最佳的回正性，從而改善汽車操縱的穩(wěn)定性和舒適性。 由此可見，EPS和HIP相比，是一項緊扣現(xiàn)代汽車時代發(fā)展主題的高興技術，必將逐步取代現(xiàn)有的機械轉向系統(tǒng)。液壓助力轉向系統(tǒng)和電控液壓助力轉向系統(tǒng)。 1.2 電動助力轉向系統(tǒng)國內(nèi)外發(fā)展研究現(xiàn)狀 目前國外的研究主要集中于細節(jié)上對助力特性,操縱性能等的進一步優(yōu)化，考慮的影響因素比國內(nèi)多,并且設計出了操作模擬器對EPS 的控制策略進行評估。在對控制策略的研究上國外側重于選擇基于PID 的補償和回正控制策略,對于單獨使用的模糊控制,H∞控制也有研究,暫時還未見對于神經(jīng)網(wǎng)絡的研究。 國外的研究通常都是在基于PID 的回正補償控制基礎上對回正性能進一步優(yōu)化,控制把持、轉向、加載過程中的電流擾動,以及在特殊的路面條件下對汽車的操控等。例如三菱公司提出的一種新的EPS控制策略將在低附著的路面上提供更高的轉向盤回正性和路感。這種方法是只有當轉向軸上的反應力矩達到預定力矩時才提高回正性,采用了2種控制策略:第1種策略是基于轉向角反饋,而第2種是基于估計校正力矩反饋。而三菱公司的另外一種新的電機電流控制策略是基于對干擾電壓的估計和補償 ,在仍然使用普通的微處理器的情況下,電機的電流波動也可得到顯著的減少,從而減少了不必要的轉向力矩的波動和噪聲。這種新的控制器是基于對電壓波動的估計和補償,包括2個模塊。一個模塊是估計由于電池電壓等的改變引起的電壓波動,另一個模塊補償為電機提供的電壓以消除電壓的波動。 從整體上來講國內(nèi)近年來對于EPS 的研究發(fā)展很快,尤其是在控制策略的研究上,已經(jīng)將不同的控制方法引入ECU 中,并通過實驗和分析不斷地完善和改進,但是在對于細節(jié)的優(yōu)化上距離國外還有相當?shù)牟罹?而且目前國內(nèi)除了吉利汽車,還尚未自主知識產(chǎn)權的EPS ,距離EPS 的批量化生產(chǎn)也還有很長的一段路要走。 1.3 電動助力轉向系統(tǒng)的發(fā)展趨勢 電動助力轉向系統(tǒng)是一項綜合了現(xiàn)代控制技術、機電一體化及現(xiàn)代化電子技術等技術的高新技術，與傳統(tǒng)液壓動力轉向相比有許多優(yōu)點，其發(fā)展前景非常好。 首先，EPS的應用范圍將會進一步拓展，將作為標準件裝備在汽車上，并將在動力轉向領域占據(jù)主導地位。目前，在全世界汽車行業(yè)中，電動轉向系統(tǒng)每年正以9%—10%的增長速度發(fā)展，年增長量以130萬—150萬套，估計直2005年，該產(chǎn)品的產(chǎn)量將由目前的150萬套增長到800萬套，2006年達到1140萬套。按此速度發(fā)展，用不了幾年的時間，電動轉向?qū)耆碱I轎車市場。 其次，盡管EPS已達到了其最初的設計目的，但仍然存在一些急待解決的問題，比如提高現(xiàn)在應用的EPS系統(tǒng)性能的可靠性、降低生產(chǎn)的成本等，另外，電動機本身的性能及其與電動助力轉向系統(tǒng)的匹配都將影響到轉向操縱力、轉向路感等問題，因此進一步改善電動機的性能是下一步努力的一個主要方向。 第三，未來的EPS將向電子四輪轉向的方向發(fā)展，并于通過總線技術電子懸架。發(fā)動機電子控制等一起統(tǒng)一協(xié)調(diào)控制汽車的運動。隨著電子技術的發(fā)展，今后有可能取消轉向系統(tǒng)的機械部分而采用所謂的線控轉向系統(tǒng)。 概括地說，今后電動助力轉向技術的發(fā)展方向主要是：改進控制系統(tǒng)的性能、提高系統(tǒng)可靠性和降低控制系統(tǒng)的制造成本。只有進一步改進控制系統(tǒng)的性能，才能滿足更高檔車的使用要求，只有降低成本才能在大多數(shù)汽車上得到廣泛應用。 對于我國來說，由于在這方面和國外的差距很大，所以在今后相當長的一段間內(nèi)，仍須集中精力解決好傳感器、電動機和電子控制器ECU等方面的研究開發(fā)工作。 1.4 電動助力轉向系統(tǒng)的工作原理及 EPS的機械部分有多種型式，其中較常見的是齒輪齒條轉向機構，助力裝置則由電動機代替?zhèn)鹘y(tǒng)助力轉向系統(tǒng)中的液壓缸，電動機從汽車蓄電池中獲得電源。根據(jù)電動機驅(qū)動部位的不同，EPS分為轉向軸助力式、轉向器小齒輪助力式和齒條助力式三中。典型的電動助力機構為轉向軸助力式，即助力電機被固定在轉向軸上，從電動機輸出軸上輸出的助力矩經(jīng)減速及離合機構傳遞到轉向軸。但無論是哪一種形式的電動助力轉向系統(tǒng)，其構成和工作原理都是大致相同的。 EPS的轉向合奏由靠扭桿相連的輸入軸和輸出軸組成，輸出軸通過傳動機構帶動轉向拉桿使車輪轉向。輸出軸除通過扭桿與輸入軸相連外，還經(jīng)行星齒輪減速機構—離合器與助力電機相連。駕駛者在操作方向盤時，給輸入軸輸入了角位移?，輸入軸和輸出軸之間的相對角位移是扭桿受扭，扭矩傳感器將扭桿所受到的扭矩m轉化為電壓信號輸入控制裝置并控制電機的助力和方向。與此同時，車速傳感器檢測到的車速信號也輸入控制裝置，在車速低于設定值時，離合器接合，系統(tǒng)提供助力；在車速超過設定值（30—40km/h）時，停止對電機提供，系統(tǒng)不提供助力，同時，離合器切斷，以避免轉向系統(tǒng)受電機慣性力矩的影響。 EPS多采用永磁直流電機。為了改善電機的操作穩(wěn)定性，降低震動和噪聲，常在電機轉子周緣開設斜槽或不對稱環(huán)槽。扭矩傳感器采用由雙電位器構成的電橋，電位器的轉動由扭桿和相應的機械裝置實現(xiàn)。 EPS系統(tǒng)結構示意圖如圖1-1 圖1-1 EPS結構示意圖 第2章 EPS方案設計 2.1 電動助力轉向系統(tǒng)選型 電動助力轉向系統(tǒng)按照電動機布置位置的不同，可以分為：轉向軸助力式、齒輪助力式、齒條助力式3種。 轉向軸助力式電動助力轉向器(C-EPS)的助力電機固定在轉向柱的一側，通過減速增扭機構與轉向軸相連，直接驅(qū)動轉向軸助力轉向。這種形式的電動助力轉向系統(tǒng)結構簡單緊湊、易于安裝?，F(xiàn)在多數(shù)EPS就是采用這種形式。此外，C-EPS的助力提供裝置可以設計成適用于各種轉向柱，如固定式轉向柱、斜度可調(diào)式轉向柱以及其它形式的轉向柱。但由于助力電機安裝在駕駛艙內(nèi)，受到空間布置和噪聲的影響，電機的體積較小，輸出扭矩不大，一般只用在小型及緊湊型車輛上。 齒輪助力式電動助力轉向器(P—EPS)的助力電機和減速增扭機構與小齒輪相連，直接驅(qū)動齒輪實現(xiàn)助力轉向。由于助力電機不是安裝在乘客艙內(nèi)，因此可以使用較大的電機以獲得較高的助力扭矩，而不必擔心電機轉動慣量太大產(chǎn)生的噪聲。該類型轉向器可用于中型車輛，以提供較大的助力。 齒條助力式電動助力轉向器(R-EPS)的助力電機和減速增扭機構則直接驅(qū)動齒條提供助力。由于助力電機安裝于齒條上的位置比較自由，因此在汽車的底盤布置時非常方便。同時，同C—EPS和P-EPS相比，可以提供更大的助力值，所以一般用于大型車輛上。 轉向軸式電動助力轉向系統(tǒng)雖然提供的助力沒有其它兩種方式提供的助力大，但在安裝方面要方便的多。再者，這次設計的電動助力轉向系統(tǒng)主要是針對轎車來進行開發(fā)的，轎車空間相對較小，空間問題是我們要考慮的重點問題。轉向軸式對空間緊湊的經(jīng)濟型轎車很適合。所以我選擇轉向軸助力式(C-EPS)。 2.2 機械部分系統(tǒng)方案設計 機械轉向系統(tǒng)由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構三大部分組成。 2.2.1 設計要求 轉向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協(xié)調(diào)的轉角關系。 轉向系應滿足如下基本要求： （1）保證汽車有較高的機動性，在有限的場地面積內(nèi)，具有迅速小轉彎的能力； （2）內(nèi)、外轉向輪轉角間的匹配硬保證當汽車轉彎行駛時，全部車輪繞同一瞬時轉向中心旋轉，任何車輪只有滾動而無側滑； （3）當轉向輪收到地面沖擊時，轉向系傳到轉向盤的逆向沖擊要??； （4）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪都不得產(chǎn)生自激振動，轉向盤沒有擺動； （5）操縱輕便：轉向時加在轉向盤上的力，對轎車不應超過150—200N，對中型貨車不應超過360N，對重型貨車不應超過450N，否則應考慮動力轉向；同時轉向盤的回轉圈數(shù)要少； （6）轉向傳動機構和懸架導向裝置的運動干涉應最?。? （7）轉向后轉向盤應自動匯整，并能使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)； （8）轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產(chǎn)生間隙的調(diào)整機構； （9）當汽車發(fā)生碰撞轉向盤和轉向軸由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛人免遭或減輕傷害的防傷裝置； （10）進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致。 2.2.2 機械式轉向器的結構形式及比較 目前汽車上廣泛使用的是齒輪齒條式及循環(huán)球式。 （1）齒輪齒條式 齒輪齒條式轉向器的主要優(yōu)點是結構簡單、緊湊、體積小、質(zhì)量輕；傳動效率高達90%；可自動消除齒間間隙；沒有轉向搖臂和直拉桿，轉向輪轉角可以增大；制造成本低。 齒輪齒條式轉向器的主要缺點是：逆效率高達60%—70%。因此，汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉向輪與路面之間的沖擊力，大部分能傳至轉向盤。 根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向器有四種形式：中間輸入，兩端輸出（圖2-1a）；側面輸入，兩端輸出（圖2-1b）；側面輸入，中間輸出（圖2-1c）；側面輸入，一端輸出（圖2-1d）。 （a） （b） （c） （d） 圖2-1 齒輪齒條式轉向器的形式 根據(jù)齒輪齒條式轉向器和轉向梯形相對前軸位置的不同，在汽車上有四種布置形式：轉向器位于前軸后方，后置梯形；轉向器位于前軸后方，前置梯形；轉向器位于前軸前方，后置梯形；轉向器位于前軸前方，前置梯形，見圖2-2。 (a) (b) (c) (d) 圖2-2 齒輪齒條式轉向器的布置形式 齒條斷面有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面制造簡單；V形和Y形節(jié)約材料，質(zhì)量小而且位于齒條下面的兩斜面與齒條托坐接觸，可以用來防止齒條繞軸線轉動。 （2）循環(huán)球式 循環(huán)球式轉向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內(nèi)裝有鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成，如圖2-3所示。 圖2-3 循環(huán)球式轉向器 循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：傳動效率可達到75%-85%；轉向器的傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的間隙調(diào)整容易；適合用來做整體式動力轉向器。 循環(huán)球式轉向器的主要缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高。循環(huán)球式轉向器主要用于貨車和客車上。 由于齒輪齒條式轉向器與循環(huán)球式轉向器相比：結構簡單，傳動效率高，操縱輕便，質(zhì)量輕；且不需要轉向搖臂和轉向直拉桿，使轉向傳動機構得以簡化。所以我選用齒輪齒條式轉向器。 2.2.3 齒輪齒條式轉向器布置和結構形式的選擇 在前橋僅為轉向橋的情況下，由轉向橫拉桿和左、右梯形臂組成的轉向梯形一般布置在前橋之后。當轉向輪處于與汽車直線行駛相應的中立位置時，梯形臂與橫拉桿在與道路平行的平面(水平面)內(nèi)的交角＞90。 在發(fā)動機位置較低或轉向橋兼充驅(qū)動橋的情況下，為避免運動干涉，往往將轉向梯形布置在前橋之前，此時上述交角＜90。 本次設計是發(fā)動機前置前輪驅(qū)動，故采用如圖2-4所示的布置形式。 圖2-4 轉向梯形前置 同時考慮到發(fā)動機前置前驅(qū)故采用如圖2-5所示的側面輸入兩端輸出的結構形式。 圖2-5 齒輪齒條位置布置 2.3 控制部分系統(tǒng)方案設計 2.3.1 控制部分性能要求分析 電動助力轉向系統(tǒng)除必須滿足車輛對轉向系統(tǒng)的一切性能要求外，還應滿足控制、控制系統(tǒng)、傳感器等性能要求，具體有以下幾點： （1）具有良好的轉向助力特性 轉向盤力是駕駛者輸入轉向盤用以操縱汽車的力。EPS的基本目標是提高汽車停車泊位和低速行駛時的轉向輕便性，高速行駛時的操縱穩(wěn)定性。在低車速、低側向加速度行駛工況下，汽車應具有適度的轉向盤力與轉向盤轉角，還應有良好的回正性能。在高車速和低側向加速度范圍內(nèi)，汽車應具有良好的橫擺角速度頻率響應特性，直線行駛能力和回正性能。轉向盤力的大小要適度，特別是隨著車速的提高，轉向盤力不宜過輕而要保持一定的數(shù)值；采用隨行駛車速而改變轉向盤操作力特性的電動助力轉向系統(tǒng)，可以顯著地改善高速行駛時轉向盤力的品質(zhì)。因此，EPS系統(tǒng)的助力特性曲線是一族隨車速變化的曲線，如圖2-6。 圖2-6助力特性曲線 （2）應具有良好的操縱穩(wěn)定性 所謂穩(wěn)定性主要是指汽車在行駛過程中，當突然受到外界橫向力作用而發(fā)生自動轉向等不穩(wěn)定現(xiàn)象時，轉向系統(tǒng)應該具有使車輛在相當短的時間內(nèi)迅速地回復正常行駛狀態(tài)的能力。 轉向系一直存在著輕與靈的矛盾，在不同的工況下，對操縱穩(wěn)定性要求的側重面是不一樣的。一般轉向力與路感是相互制約的，轉向力小意味著轉向輕便，能減小駕駛員的體力消耗；但轉向力過小，就缺乏路感。傳統(tǒng)液壓助力轉向由于不能對助力進行實時調(diào)節(jié)與控制，所以協(xié)調(diào)轉向力和路感的關系困難，特別是汽車高速行駛時，仍然會提供較大助力，使駕駛員缺乏路感，甚至感覺汽車有飄的感覺，影響操縱穩(wěn)定性，危機汽車高速行駛時的安全。由于EPS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。EPS可以根據(jù)車速不同工況，制定不同的控制策略，自動地削弱或吸收擺振、維持轉向盤具有良好的穩(wěn)定感的能力，較好地解決上述矛盾。 (3) 應具有良好的跟隨性 EPS是一種電子控制電動助力轉向伺服系統(tǒng)，跟隨性問題十分重要。所謂跟隨性問題是指當轉向盤有轉向輸入時，系統(tǒng)中的各個元件（如電機等）及其他相關元件（如車輪等）均具有快速、協(xié)調(diào)和準確的響應性或跟隨性。例如，當在方向盤上輸入一個偏轉角位移時，下部輸出軸要在直流電機的帶動下，按照給定的輸入角位移穩(wěn)定、準確、快速地跟蹤上輸入偏轉角的位移。 （4) 具有良好的回正特性 駕駛員轉向時，回正力矩是使轉向車輪自動返回到直線行駛位置的主要恢復力矩之一。電動助力轉向系統(tǒng)電動機通過減速機構作用到轉向機構上，電動機和轉向機構中不僅存在著摩擦損失轉矩，還有彈性和間隙。如果輪胎的回正力矩比總的摩擦損失力矩小，轉向盤將不可能恢復到中間位置，汽車將偏離預期的行駛路線，直到駕駛員通過轉向盤用力使它返回到中間位置。而在高速行駛時，為此，需要在常規(guī)轉向的基礎上增加回正控制功能。高速行駛時，輪胎的側向力較大，為防止回正超調(diào)，則利用電機的轉矩對系統(tǒng)的阻尼作用，使回正處于受控狀態(tài)。 由于在EPS中采用了微電子技術，利用軟件控制電動機的動作，在最大限度內(nèi)調(diào)整設計參數(shù)以獲得最佳的回正特性。從最低車速到最高車速，可得到一組回正特性曲線，而傳統(tǒng)的液壓助力轉向系統(tǒng)是無法做到這一點的。 （5）適合的轉向路感 對于EPS來說，其助力大小可根據(jù)不同車速、通過軟件的方式來控制電機電流來實現(xiàn)實時調(diào)節(jié)與控制，通過采用優(yōu)良的控制策略，來調(diào)整轉向路感，獲得滿意的轉向輕便性和操縱穩(wěn)定性，并保證駕駛員有足夠的路感，實現(xiàn)路感的優(yōu)化。 （6）具有在版故障診斷功能 （7）EPS系統(tǒng)應具有碰撞能量吸收功能 對于EPS系統(tǒng)，當汽車發(fā)生正面沖撞時，轉向盤的壓迫是導致駕駛員受傷的一個主要原因，因此要求EPS系統(tǒng)轉向操縱機構必須設置各種緩沖式的安全裝置。 2.3.2 控制部分方案設計 EPS具體的工作流程是：當車輛點火開關接通，發(fā)動機開始運轉后，電動助力轉向系統(tǒng)的ECU發(fā)出指令使電源繼電器和故障保護繼電器閉合，讓整個EPS系統(tǒng)啟動，EPS程序一直監(jiān)控車速傳感器與轉矩傳感器輸入的車速和轉向盤轉矩信號，其中，轉向盤轉矩信號體現(xiàn)了轉向盤的轉矩大小及該時刻轉向盤的轉向和位置，從而能夠判斷轉向盤是順時針轉動還是逆時針轉動還是在中間位置保持不動，由車速與轉矩信號實時輸出相應的控制電流驅(qū)動電機，實現(xiàn)不同大小不同方向的助力，當點火開關斷開時，EPS系統(tǒng)停止工作。 圖2-7 EPS系統(tǒng)工作流程圖 電動助力轉向系統(tǒng)主要部件有：轉矩傳感器、車速傳感器、電流傳感器、電動機與減速機構、電子控制單元（ECU)。轉矩傳感器一般安裝在轉向小齒輪軸上，有的與電動機集成制造成一體；車速傳感器安裝在變速器輸出軸上；電流傳感器安裝在電動機里；電子控制單元安裝在轉向器上方或者安裝在駕駛員左側的儀表盤背板上；電動機與減速機構集成制造在一起，一般根據(jù)不同的要求安裝在轉向柱、轉向小齒輪或者轉向齒條上。在小型車輛上，電機是通過齒輪箱與轉向柱連接，而在中型汽車上，電機則是通過法蘭交叉或縱向安裝在齒條上，并通過齒輪箱操作。本次設計中，由于所選用的車型是小型車，故將電動機與減速機構集成通過齒輪箱安裝在轉向柱上。 第3章 齒輪齒條式轉向器設計 3.1 整車性能參數(shù) 本次設計以某微型轎車為模型，采用前置前驅(qū)的驅(qū)動方式，其基本參數(shù)如表3-1所示： 表3-1 某微型車基本參數(shù) 名稱 數(shù)值 單位 軸距L 2472 mm 前輪距L1 1429 mm 后輪距L2 1422 mm 最小轉彎半徑Rmin 10600 mm 車長 4415 mm 車寬 1674 mm 車高 1415 mm 整車整備質(zhì)量 1095 kg 前輪負荷率 60% 載客數(shù) 5 人 輪胎規(guī)格 前輪175/65 R15 后輪175/65 R15 3.2 齒輪齒條式轉向器的設計和計算 3.2.1 齒輪齒條轉向器計算載荷的確定 （1）為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉向軸的負荷，路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內(nèi)摩擦阻力等。 精確地計算這些力是困難的，為此推薦用足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或者混泥土路面上的原轉向阻力矩(Nmm)，即 412878.50 （3-1） 式中，f為輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7；G1為轉向軸負荷（N)； P為輪胎氣壓（MPa)。 該車整車整備質(zhì)量為1095kg，所載人數(shù)為6人，每人質(zhì)量約60kg；前置前驅(qū)轉向軸負荷率為60% 故G1=（1095+606)9.860%=8555.4N P取0.2MPa。 （2）轉向器角傳動比的計算 圖3-1 轉向器轉角關系圖 （3-2） 式中：L—汽車軸距，2472mm； R—汽車最小轉彎半徑，10600mm。 38.12。 式中：L—汽車軸距，2472mm； R—汽車最小轉彎半徑，10600mm； B—前輪輪距，1429mm。 設計取方向盤總圈數(shù)為3.5，則 （3-4） 式中：—轉向盤轉角（速度），3×360。； —轉向輪轉角（速度），α+β=72.62。 （3）作用在轉向盤上的手力 作用在轉向盤上的手力為 N （3-5） 式中：—轉向搖臂長； —轉向節(jié)臂長； —轉向盤直徑，設計為360mm； —轉向器角傳動比； —轉向器正效率，90%。 因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故和不代入數(shù)值。 對于給定的汽車，用式（3-5）計算出來的作用力是最大值。因此，可以用此值作為計算載荷。 （4）轉向盤扭力矩Tz （3-6） 式中：—轉向盤上的手力，171.40N； —轉向盤直徑，設計為360mm。 （5）梯形臂長度L2的計算 前輪輪胎規(guī)格為前輪185/60 R14，則輪輞直徑=14in=1425.4=355.6mm。 梯形臂長度142.24，取L=140mm。 （6）輪胎直徑的計算 輪胎直徑，取。 （7）轉向橫拉桿直徑的計算： mm （3-7） 式中：—原地轉向阻力矩，412878.50N.mm； —前輪距1429mm； [σ]—材料許用應力216MPa； 取。 （8）主動齒輪軸的計算： （3-8） 式中：—方向盤扭矩，30852 N.mm； [τ]—材料許用切應力，140MPa； 取 3.2.2 轉向器基本部件設計 （1）技術參數(shù)見表3-2 表3-2 技術參數(shù)表 名稱 數(shù)值 單位 線角傳動比 47.6 mm/rad 齒輪法向模數(shù) 2.5 方向盤總圈數(shù) 3 齒條行程 160 mm （2）齒輪 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)的轉向軸相互連接。因此，轉向盤的旋轉使齒條橫向移動以操作前輪。齒輪軸由安裝在轉向器殼體上的球軸承支承。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。故齒輪齒條式轉向器的齒輪多采用斜齒圓柱齒輪。齒輪的模數(shù)取值范圍在2-3mm之間。主動小齒輪齒數(shù)在5-7個范圍變化,壓力角取值20o，齒輪螺旋角多為9°-15°。 取齒輪模數(shù)mn1=2.5，齒輪齒數(shù)z1=6，齒輪壓力角α1=20°，齒輪螺旋角取為15°、左旋，齒輪軸總長L=160mm， 故斜齒圓柱齒輪直徑根據(jù)公式 d1=mn1z1/cosβ=15.53mm （3-9） 取齒寬系數(shù)， 則齒條寬度 （3-10） 圓整取 ，則取齒輪齒寬。 表3-3 齒輪軸的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)(mm) 1 總長 160 2 齒寬 30 3 齒數(shù) 6 4 法向模數(shù) 2.5 5 螺旋角 15° 6 螺旋方向 左旋 （3）齒條 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懸架的下擺臂平行。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。相互嚙合的齒輪的齒距和齒條的齒距必須相等。 即： 取齒條的模數(shù)：=2.5，計算出齒條的壓力角為：=20°， 取齒條的總廠L為735mm，直徑30mm，齒條行程為160mm。 表3-4 齒條的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)() 1 總長 735 2 直徑 30 3 齒數(shù) 21 4 法向模數(shù) 2.5 （4）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。當這些球頭銷依制造廠的規(guī)范擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預載荷。防塵套夾在轉向器兩側的殼體和轉向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球銷和齒條中。 轉向橫拉桿端部與外端用螺紋連接。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。 表3-5 轉向橫拉桿及接頭的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)（mm) 1 橫拉桿總長 257 2 橫拉桿直徑 10 3 螺紋長度 48 4 外接頭總長 100 5 球頭銷總長 52 6 球頭銷螺紋公稱直徑 M81 7 外接頭螺紋公稱直徑 M101 8 內(nèi)接頭總長 60 9 內(nèi)接頭螺紋公稱直徑 M121 （5）齒條調(diào)整 一個齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導向座和殼體螺紋連接的調(diào)整螺塞之間連有一個彈簧。此調(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、齒條之間有一定的預緊力，此預緊力會影響轉向沖擊、噪聲和反饋。 圖3-2 自動消除間隙裝置 表3-6 齒條調(diào)整裝置的尺寸設計參數(shù) 序號 項目 符號 尺寸參數(shù)（mm) 1 導向座外徑 40 2 導向座高度 30 3 彈簧總圈數(shù) 6.5 4 彈簧節(jié)距 8.25 5 彈簧外徑 30 6 彈簧安裝高度 37 7 螺塞螺紋公稱直徑 M442 8 螺塞高度 30 9 鎖止螺塞高度 10 10 轉向器殼體總長/高 600/150 11 轉向器殼體內(nèi)/外徑 40/56 （6）齒輪齒條的綜合分析設計及計算 轉向器轉向盤的單位轉角增量與齒條位移增量的反比定義為齒輪齒條轉向器的線角傳動比。 假設齒輪有足夠的嚙合長度，且齒輪在齒條上滾動而齒條不動的嚙合情況，當齒輪嚙合一周時，齒輪中心線由O-O位置移動到O‘-O’位置，如圖3-3示。 這時可以知道AB=πd，齒輪在齒條上移動了AC距離： 式中：—齒輪安裝角，（°）； —齒輪分度圓直徑（mm）。 齒輪在垂直于齒條中心線MM的方向上移動了BC距離：；在齒條實際工作中是運動的，齒輪只是繞軸承中心線轉動，并不移動。只能是齒條沿其軸線移動，可見BC在實際工作中不存在，從中可知：；在齒輪轉動一周，齒條實際移動距離AD為：。 式中：—齒條傾角（°）。 AD就是齒輪齒條式轉向器的線角傳動比，即 （3-11） 將設計數(shù)據(jù)：；；；代入上式，得 =8.3114°。 齒條的齒數(shù)計算z2 （3-12） 式中：—齒條行程，160mm； —齒條模數(shù)，2.5； —齒條壓力角，=20°。 將數(shù)據(jù)代入（3-12）式，得=21.68，取整數(shù)值=21。 圖3-3 齒條嚙合長度計算圖 3.2.3 齒輪軸和齒條的材料選擇及強度校核 3-7 齒輪軸和齒條的設計計算 設計計算和說明 計算結果 ⑴選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力 ①選擇材料及熱處理方式 小齒輪16MnCr5 滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC 齒條 45鋼 表面淬火，齒面硬度56-56HRC ② 確定許用應力 ； (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) = = ⑵初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 ①選擇齒輪類型 根據(jù)齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方案 ②選擇齒輪傳動精度等級 選用7級精度 ③ 初選參數(shù) 初選 =6 =21 =1.2 =0.7 =0.89 按當量齒數(shù) ④初步計算齒輪模數(shù) 轉矩176.29×0.175=30.85=30850 閉式硬齒面?zhèn)鲃?，按齒根彎曲疲勞強度設計。 = =2.205 ⑤ 確定載荷系數(shù) =1，由, /100=0.000648,=1；對稱布置，取=1.06；取=1.3，則=1×1×1.06×1.3=1.378 ⑥修正法向模數(shù) =2.205×=2.193 圓整為標準值，取=2.5 ⑶確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸 ① 分度圓直徑 ==15.53 ② 齒頂圓直徑 =15.53+2 =15.53+2×2.5(1+0)=20.53 ③齒根圓直徑 =15.53-2 =15.53-2×2.5×1.25=9.28 ④齒寬 =1.2×15.53=18.636 因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即。 齒輪法面基圓齒距為 齒條法面基圓齒距為 取齒條法向模數(shù)為=2.5 ⑤ 齒條齒頂高 =2.5×(1+0)=2.5 ⑥齒條齒根高 =2.5(1+0.25-0)=3.125 ⑦法面齒距 =3.925 ⑷校核齒面接觸疲勞強度 查表得，=189.8；查圖得，=2.45 取=0.8，==0.985 所以 =189.8×2.45×0.8×0.985 × =1512.8 斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動 7級精度 46510 =1.378 =2.5 =15.53 =20.53 =9.28 取=20 =2.5 =3.125 =3.925 齒面接觸疲勞強度滿足要求 3.2.4 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析 圖3-3 轉向橫拉桿的運動分析簡圖 如圖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)由繞圓心轉至時，齒條左端點移至的距離為 30°=140×cos30°=121.24 =140-121.24=18.86 30°=70 ==304.42 =304.42-70=234.42 =305-234.42=70.58 同理計算轉向輪左轉30°，轉向節(jié)由繞圓心轉至時，齒條左端點E移至的距離為 =70 =304.42 =70+304.42-305=69.42 齒輪齒條嚙合長度應大于 即 =70.58+69.42=140 取L=160。 3.2.5 齒輪齒條傳動受力分析 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。 =2×30851/15.53=3973.08 =1497.13 =1064.58N 3.2.6 間隙調(diào)整彈簧的設計計算 設計要求：設計一圓柱形壓縮螺旋彈簧，載荷平穩(wěn)，要求=1400N時，<10mm,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φ18mm的軸；彈簧兩端固定；外徑,自由高度。 (1) 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，。 (2) 計算彈簧絲直徑 表3-8 彈簧絲直徑的計算 計算項目 計算依據(jù)和內(nèi)容 計算結果 ①選擇旋繞比 ②估 ③初算彈簧絲直徑 ④計算曲度系數(shù) ⑤計算彈簧絲的許用切應力 ⑥計算彈簧絲直徑 取=4 按30mm、18mm,取 =6.25 =1.404 =0.45=0.45×1700=765 ==5.129 取=4 =1.404 [τ]=765 取=5 (3) 計算彈簧圈數(shù)和彈簧的自由高度 表3-9 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 計算結果 ①工作圈數(shù) ②總圈數(shù) ③節(jié)距 ④自由高度 ==4.46 各端死圈取1，故 , 則,取 =4.46×8.25+1.5×5=44.29 =4.46 =6.5 =8.25 =44.29 (4) 穩(wěn)定性驗算 高徑比b=H0/D2=44.29/25=1.77<5.3，滿足穩(wěn)定性要求。 (5) 檢查δ及δ1 鄰圈間隙 δ=t-d=8.25-5=3.25mm 彈簧單圈的最大變形量 λmax/n=8/4.46=1.79mm 故在最大載荷作用下仍留有間隙δ1 ，δ1=3.25-1.79=1.46>0.1d (6) 幾何參數(shù)和結構尺寸的確定 彈簧外徑 D=D2+d=25+5=30mm 彈簧內(nèi)徑 D1=D2-d=25-5=20mm (7) 彈簧工作圖 τs=1.25[τ]=1.25×765=956.25MPa 彈簧的極限載荷 Flim==3.14×52×956.25/(8×4×1.4)=1670N 彈簧的安裝載荷 Fmin=0.9Fmax=0.9×1400=1260N 彈簧剛度 Cs=Gd/(8C3n)=80000×5/(8×43×4.46)=175.17N/mm 安裝變形量 λmin=Fmin/Cs=1260/175.17=7.19mm 最大變形量 λmax=Fmax/Cs=1400/175.17=7.99mm 極限變形量 λlim=Flim/Cs=1670/175.17=9.53mm 安裝高度 H1=H0-λmin=44.29-7.19=37.10mm 工作高度 H2=H0-λmax=44.29-7.99=36.3mm 極限高度 H3=H0-λlim=44.29-9.53=34.76mm 3.2.7 齒輪軸軸承的校核 校核30203圓錐滾子軸承，軸承間距60mm,軸承極限轉速n=9000r/min,采用脂潤滑，預期壽命L′h=12000h ⑴初步計算當量動負荷 =0.711>e X=0.56,暫選一近似中間值Y=1.5。另查表得fp=1.2 P′=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×698.5+1.5×432.3)=1247.53N ⑵計算軸承應有的基本額定動負荷C′r 查表得,ft=1,又ε=3 C′r= ⑶初選軸承型號 查《機械工程及自動化簡明設計手冊》,選擇6202軸承,Cr=7.65KN，其基本額定靜負荷Cor=3.72KN ⑷驗算并確定軸承型號 ① FA/Cor=432.3/3720=0.116,e為0.30,軸向載荷系數(shù)Y應為1.45 ② 計算當量動載荷 Pr=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×1497×35/60+1.45×432)=1338.5N ③ 驗算6204軸承的壽命 Lh= >12000h 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6203,同樣滿足要求。 3.2.8 鍵的計算 σp= [σp]=120MPa 式中：T—傳遞的轉矩，單位為N·mm； D—軸的直徑，單位為mm； L—鍵的接觸長度，單位為mm； K—鍵與輪轂接觸高度，K≈h/2,單位為mm； []—許用擠壓應力，單位為MPa。 選用A型鍵 ，公稱尺寸b×h=5×5；鍵的接觸長度L應該大于15mm,則L≥15+6=21mm；圓頭普通平鍵(A型)的尺寸參考GB1096-79；鍵和鍵槽的斷面尺寸參考GB1095-79。 第4章 EPS的關鍵部件和控制策略 4.1 EPS的關鍵部件選型 4.1.1 電動機 電動機根據(jù)ECU的指令輸出適宜的轉矩，一般采用無刷永磁直流電動機[9]，無刷永磁電動機具有無激勵損耗、效率較高、體積較小等特點。電機是EPS的關鍵部件之一，對EPS的性能有很大的影響。由于控制系統(tǒng)需要根據(jù)不同的工況產(chǎn)生不同的助力轉矩，具有良好的動態(tài)特性并容易控制，這些都要求助力電機具有線性的機械特性和調(diào)速特性。此外還要求電機低轉速大扭矩、波動小、轉動慣量小、尺寸小、質(zhì)量輕、可靠性高、抗干擾能力強。我們采用的永磁直流電機，主要參數(shù)如表4-1所示。 表4-1 EPS電動機基本參數(shù) 型式 永磁式直流電動機 額定時間 S2 2分鐘 標稱輸出 150W 額定轉速 1200r/min/DC 額定轉矩 1.2Nm/30A 額定電流 30A 旋轉方向 正反轉 允許最大電流 35A 4.1.2 電磁離合器 電磁離合器是保證電動助力只在預定的范圍內(nèi)起作用。當車速、電流超過限定的最大值或轉向系統(tǒng)發(fā)生故障時，離合器便自動地切斷電動機的電源，恢復手動控制轉向。此外，在不助力的情況下，離合器還能夠消除電動機的慣性對轉向的影響。為了減少與不需要轉向助力時駕駛車輛感覺的差別，離合器不僅具有滯后輸出的特性，同時還具有半離合器狀態(tài)區(qū)域。離合器采用干式電磁式離合器，主要參數(shù)見表4-2。 表4-2 干式單片電磁離合器 型式 干式單片電磁離合器 額定時間 連續(xù) 功耗 9.8W/12V 20°C 額定轉矩 1.47Nm/12V 20°C 線圈阻抗 14.7±1 4.1.3 減速機構 減速機構用來增大電動機傳遞給轉向器的轉矩。它主要有兩種形式：雙行星齒輪減速機構和渦輪蝸桿減速機構。由于減速機構對系統(tǒng)工作性能的影響較大，因此在降低噪聲、提高效率和左右轉向操作的對稱性方面對減速機構提出了較高的要求。 4.1.4 扭矩傳感器 扭矩傳感器用以檢測轉向盤轉矩的大小和方向，以及轉向盤轉角的大小和方向，它是EPS系統(tǒng)的控制信號之一。精確、可靠、低成本的扭距傳感器是決定EPS能否占領市場的關鍵因素之一。扭距傳感器主要有接觸式和非接觸式兩種。常用的接觸式（主要指電位計式）傳感器有擺臂式、雙排行星齒輪式和扭桿式三種類型，而非接觸式轉矩傳感器主要有光電式和磁電式兩種。前者的成本低，但受溫度和磨損影響易發(fā)生漂移、使用壽命較低。，需要對制造精度和扭桿剛度進行折中，難以實現(xiàn)絕對轉角和角速度的測量。后者的體積小、精度高、抗干擾能力強、剛度相對較高，易實現(xiàn)絕對轉角和角速度的測量，但是成本較高。因此扭矩傳感器類型的選取根據(jù)EPS的性能要求綜合考慮。 圖4-1 扭矩傳感器 我們選用非接觸式扭矩傳感器。如圖4-1所示為非接觸式扭矩傳感器的典型結構。輸入軸和輸出軸由扭桿連接起來，輸入軸上有花鍵，輸出軸上有鍵槽。當扭桿受方向盤的轉動力矩作用發(fā)生扭轉時，輸入軸上的花鍵和輸出軸上鍵槽之間的相對位置就被改變了?；ㄦI和鍵槽的相對位移改變量等于扭轉桿的扭轉量，使得花鍵上的磁感強度改變，磁感強度的變化，通過線圈轉化為電壓信號。信號的高頻部分由檢測電路濾波，僅有扭矩信號部分被放大。非接觸扭矩傳感器由于采用的是非接觸的工作方式，因而壽命長，可靠性高，不易受到磨損，有更小的延時，受軸的偏轉和軸向偏移的影響更小。現(xiàn)在已經(jīng)廣泛用于轎車和輕型車中，是EPS傳感器的主流產(chǎn)品。本次設計選用了德國NCTE公司生產(chǎn)的Series 2000系列的非接觸式扭矩傳感器。 4.1.5 電流傳感器 我們選用閉環(huán)霍爾傳感器，它的優(yōu)點是電路形式簡單、成本相對較低，精度和線性度較好，響應時間較快，溫度漂移較小。 表4-3 電流傳感器主要參數(shù) 型式 閉環(huán)霍爾電流傳感器 額定電流 50A 測量范圍 80A 輸出電流 50mA 精度 0.8%/25攝氏度 匝數(shù)比 l:1000 電源 士15V 4.2 EPS的電流控制 EPS的上層控制器用來確定電動機的目標電流。根據(jù)EPAS的特點，上層控制策略分為助力控制、回正控制和阻尼控制。 EPS的電流控制方式控制過程為：控制器根據(jù)轉向盤轉矩傳感器的輸出Th和車速超過氣的輸出V由助力特性確定電動機的目標電流Imo,然后電流控制器控制電動機的電流Im，使電動機輸出目標助力矩。因此EPS的控制要解決兩個問題：（1）確定助力特性；（2）跟蹤該助力特性。整個控制器可以分為上、下兩層，上層控制器用來根據(jù)基本助力特性及其補償調(diào)節(jié)，進行電動機目標電流的決策，下層控制器通過控制電動機電樞兩端的電壓，跟蹤目標電流。 圖4-2 EPS的電流控制 4.3 助力控制 助力控制是在轉向過程（轉向角增大）中為減輕轉向盤的操縱力通過減速機構把電機轉矩作用到機械轉向系（轉向軸、齒輪、齒條）上的一種基本控制模式。 步驟如下：