基于奧拓的汽車轉向系統(tǒng)設計（含CAD圖紙）

基于奧拓的汽車轉向系統(tǒng)設計（含CAD圖紙）,基于,汽車,轉向,系統(tǒng),設計,CAD,圖紙 序序號號代代號號定定義義公公式式/出出處處一一已已知知1前輪距2L汽車軸距3RminRmin最小轉彎半徑4輪胎與地面的滑動摩擦因素5轉向軸負荷（前輪）6P輪胎氣壓7B主銷中心距8主銷傾角9Dsw轉向盤直徑10輪胎規(guī)格10Mh轉向盤上的力矩GB7258-2017、Mh=250Dsw二二計計算算11rrrr車輪滾動半徑11K K主銷延長線與地面交點的距離12梯形底角13L1L1梯形臂長度0.11K-0.15K11主銷偏移距12外轉角13內轉角14轉向阻力矩13轉向力傳動比14角傳動比2/)(1KB 1Bmin)/arcsin0RL（0)/cot(cot0iLKarcif1G%608.912651G2131)/(*3/PGfMr/*MhDswMrippiDswiipw/200wiMrtan2rrBKKLrc34tana結結果果單單位位1405mm2360mm4500mm0.77438.2N210KPa1200mm6度380mm155/65R1495N.m278.55mm1258.55mm72度160mm73.225mm32度32度326639.6603N.mm12.77序序號號代代號號定定義義公公式式/出出處處一一已已知知1Lz齒條行程2齒輪齒數(shù)3齒輪法向模數(shù)4齒輪螺旋角5齒輪法相壓力角6齒輪齒頂高系數(shù)7齒輪變位系數(shù)8齒輪頂隙系數(shù)9L齒條總長10螺旋角11齒條直徑12齒條齒數(shù)13齒條法向模數(shù)14齒條法向壓力角15齒條齒頂高系數(shù)16齒條變位系數(shù)17齒條頂隙系數(shù)二二齒齒輪輪計計算算18端面模數(shù)19端面分度圓壓力角20端面齒頂高系數(shù)21端面徑向間隙系數(shù)22當量齒數(shù)23分度圓直徑24齒頂圓直徑25齒根圓直徑26斷面齒頂圓壓力角27重合度tmcos/ntmm 1d1112aahdd1ad1112ffhdd1fd結結果果單單位位189mm10215度20度100.25700mm15度28mm30220度100.252.07mm20.64度0.970.24度1120.7mm24.84mm16.56mm41度0.444序序號號代代號號定定義義一一已已知知1最小接觸強度應力2接觸強度的最小安全系數(shù)3接觸強度計算的壽命系數(shù)4彈性系數(shù)5區(qū)域系數(shù)6重合度系數(shù)7螺旋角系數(shù)8使用系數(shù)9動載荷系數(shù)10齒間載荷分配系數(shù)11試驗齒輪的彎曲疲勞極限12彎曲計算的壽命系數(shù)13試驗齒輪的應力修正系數(shù)14彎曲強度的最小安全系數(shù)15齒形系數(shù)16應力修正系數(shù)17重合度系數(shù)二二計計算算18齒輪齒面的接觸許用強度應力19實際接觸強度應力20齒向載荷分布系數(shù)21輪齒的彎曲疲勞強度許用應力22實際承受彎曲應力三三結結論論2324HlimHminHSNZHEZHZZZAKvKaKKHHFlimNYSTYminFSFFFaYSaYYFF公公式式/出出處處結結果果單單位位GB/T3480-20081300MPaGB/T3480-20081.1GB/T3480-20081.3GB/T3480-2008189.8GB/T3480-20082.2GB/T3480-20080.77GB/T3480-20080.98GB/T3480-20081.5GB/T3480-20081.1GB/T3480-20081.15GB/T3480-2008620MPaGB/T3480-20081.5GB/T3480-20081GB/T3480-20081.1GB/T3480-20082.1GB/T3480-20081.8GB/T3480-20080.71536.4MPa48.2MPa2.277845.5MPa102.3MPa滿足要求滿足要求minlimH/HNHSZudbuKT*12000Z*Z*Z*Z211HEH）（KKKKKKaVA2.1minlim/FXNFFSYYa21d21Z/cos2000YYYYKTSaFaF序序號號代代號號定定義義公公式式/出出處處結結果果一一已已知知1抗拉強度8002屈服強度4803安全系數(shù)14沖擊載荷1二二計計算算5128bsHsS5.1/5.2/HS單單位位MPaMPaMPa序序號號代代號號定定義義公公式式/出出處處結結果果一一已已知知1轉向節(jié)臂長1602彎矩326.63轉向力1.6334許用應力196二二計計算算5轉向節(jié)臂最小半徑18三三結結論論6轉向節(jié)臂最小半徑處應大于18mm4L/32/max3MdW4max4/FLMLMFr、FrM4/LMFrd單單位位mmN.mNMPamm序序號號代代號號定定義義公公式式/出出處處一一已已知知1橫拉桿與轉向器連接螺栓中心到轉向器殼體軸線與轉向節(jié)臂交點處距離2轉向器殼體軸線與轉向節(jié)臂交點到橫拉桿與轉向節(jié)臂連接球頭銷中心距離3轉向力4轉向阻力矩5許用應力6桿的剛度儲備系數(shù)7F桿承受的軸向力8E拉伸時桿材料的彈性模量二二計計算算910慣性矩11三三結結論論12斷面直徑取18mm，厚度為4mm時合適oLaLFrM168)4(h2h2hRRRA hrRRM/)168/(hR64/64/44dDJJ22/aLEJnFn結結果果單單位位400mm120mm1.633N326.6N.m196MPa1.5-2.5406.1N200000MPa9mm4659.76N.m(609.151015.25)245.53 本科畢業(yè)學士學位論文（設計） 論文題目 奧拓SC7801微型汽車轉向系統(tǒng)設計 (英文題目)Steering system design of aotuo SC7801 mini car 學生姓名 XXXXXX 學 號 XXXXXXXXXXXXX 專 業(yè) 車輛工程 年 級 2016級 指導教師 XXXXXX 二級學院 智能制造與車輛工程學院 二〇二〇年三月 XXXXXXXXXX學士學位論文（論文） 奧拓SC7801微型汽車轉向系統(tǒng)設計 摘要 基于奧拓汽車的總體數(shù)據(jù)對轉向系統(tǒng)進行設計。轉向系統(tǒng)作為駕駛員直接操控汽車行駛的系統(tǒng)，它的設計時非常重要，關系到行車安全和駕駛舒適性。微型車的空間緊湊，對于轉向器的布置極為嚴格，本次設計以即不占腿部空間又操作輕便為目的，首先進行調查研究，對微型車現(xiàn)有轉向系統(tǒng)的結構形式進行研究，然后再綜合性能提出自己的設計方案。為了轉動輕便，采用電動助力式轉向系統(tǒng)；為了不占腿部空間，采用齒條助力式轉向機構。確定方案之后對轉向系統(tǒng)進行總體設計，然后計算主要參數(shù)，通過計算確定傳動比，對轉向器的齒輪和齒條進行設計，最后進行校核。設計完成后，利用制圖軟件畫出設計圖。 關鍵詞：奧拓；轉向系統(tǒng)；方案設計；校核 Steering system design of aotuo SC7801 mini car Abstract The steering system is designed based on the overall data of alto automobile. As a system in which the driver directly controls the car, steering system is very important in its design, which is related to the driving safety and driving comfort. The compact space of the mini car, the layout of the steering gear is very strict, the design is not to occupy the leg space and the purpose of light operation, the first research, the existing steering system structure of the mini car research, and then comprehensive performance of their own design. In order to rotate easily, the electric power assisted steering system is adopted. In order not to occupy leg space, rack - assisted steering mechanism is used. After the scheme is determined, the overall design of the steering system is carried out, then the main parameters are calculated, the transmission ratio is determined through calculation, the gear and rack of the steering gear are designed, and the final check is made. After the design is completed, the drawing software is used to draw the design drawing. Key words: aotuo; Steering system; Program design; check 目錄 中文摘要 I 英文摘要 Ⅱ 1 緒論 1 1.1 研究的背景及意義 1 1.2 國內外發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.2.1 國內現(xiàn)狀 1 1.2.2 國外現(xiàn)狀 1 1.3 主要研究內容 1 2 文獻綜述與理論基礎 3 2.1文獻綜述 3 2.2 汽車轉向系統(tǒng)的理論基礎 3 2.3 汽車轉向系統(tǒng)的組成與分類 3 2.4 轉向系統(tǒng)的方案選擇 4 2.4.1 設計參數(shù)的選擇 4 2.4.2 轉向系統(tǒng)的方案選擇 4 2.4.3 轉向器的方案選擇 5 2.4.4 電動助力轉向機構布置方案選擇 5 2.4.5 轉向梯形的方案選擇 6 2.4.6 方向盤轉動總圈數(shù)的選擇 6 2.5電動助力系統(tǒng)方案選擇 7 2.5.1 電機類型的選擇 7 2.5.2 電磁離合器的選擇 7 2.5.3 減速機構的選擇 7 3 微型汽車轉向系統(tǒng)的總體設計 9 3.1 微型汽車轉向系統(tǒng)的總體布置 9 3.1.1 操縱機構 9 3.1.2 轉向傳動機構 9 3.1.3 電動控制單元 10 3.1.3 轉向梯形的布置 11 3.2 微型汽車轉向系統(tǒng)主要參數(shù)確定 11 3.2.1 轉向梯形的計算 12 3.2.2 主銷偏移距 12 3.2.3 前輪轉角 13 3.2.4轉向阻力矩的計算 13 3.2.5 轉向傳動比的計算 14 4 轉向器的計算 16 4.1 轉向器的主要參數(shù)選擇 16 4.2 轉向器行程的計算 16 4.3 齒輪齒條的計算 17 4.3.1 齒數(shù)的計算 17 4.3.2 材料的選擇 18 4.3.3 齒輪、齒條的幾何尺寸計算 18 4.4 齒輪、齒條的強度校核 19 4.4.1 接觸疲勞強度校核 19 4.4.2 彎曲疲勞強度校核 20 5 轉向傳動機構和操縱機構的設計 22 5.1 轉向梯形臂的設計 22 5.1.1轉向梯形臂的材料及許用應力 22 5.1.2 轉向梯形臂最小半徑 22 5.2 轉向橫拉桿 22 5.2.1材料的選擇和許用應力 23 5.2.2截面幾何尺寸 23 6 電動助力的控制 25 6.1 助力控制 25 6.2 阻尼控制 25 6.4 回正控制 26 結論 27 參考文獻 28 致 謝 30 IV 四川工業(yè)科技學院學士學位論文（論文） I XXXXXXXX學士學位論文 1 緒論 1.1 研究的背景及意義 隨著國民經(jīng)濟的高速發(fā)展，有車一族逐漸增多，有的家庭已經(jīng)擁有兩輛及兩輛以上的汽車，汽車在21世紀已經(jīng)成為人們交通出行的必備品。但是，隨著汽車保有量的增多，交通擁堵已經(jīng)十分常見，所以人們對于微型車又開始重視起來。當然國家出臺新的排放標準和人們對于低油耗的追求也是十分利于微型車的發(fā)展。人們對于汽車的追求已經(jīng)不止停留在代步工具，對于汽車的舒適性、安全性的要求也比較高[1]，轉向系統(tǒng)作為汽車重要組成部件，既要影響舒適又要影響安全。轉向系統(tǒng)作為駕駛員直接操控汽車行駛的結構，如果轉向系統(tǒng)匹配不合格，那么汽車將不會按照駕駛員的想法行駛，影響行車的安全性和舒適性。轉向系統(tǒng)傳動機構的傳動比和汽車的匹配程度對于汽車安全性和舒適性非常重要。 1.2 國內外發(fā)展現(xiàn)狀 1.2.1 國內現(xiàn)狀 目前，我國微型車主要有夏利、奧拓、奇瑞、比亞迪、長安、云雀及五菱牌微型轎車等。截至2018年國內市場上有140余家轉向系統(tǒng)零部件生產(chǎn)廠商，專業(yè)生產(chǎn)轉向器的廠商有30余家，年產(chǎn)量達20萬臺以上的廠商有10余家[2]。 現(xiàn)在運用于汽車的轉向技術主要包括七類：①手動轉向技術（MS），操控不靈敏，現(xiàn)在已經(jīng)不常用；②液壓動力轉向技術（HPS），技術成熟，現(xiàn)在主要用于商用車、需要占用發(fā)動機動力；③電控液壓助力轉向技術（ECHPS）技術，廣泛適用于乘用車；④電控電動助力轉向技術（EPS），由于更加環(huán)保節(jié)能，新出乘用車型基本已采用這種轉向技術。⑤四輪轉向技術（4WS），轉彎半徑小，但是由于成本較高，只有少數(shù)車型采用；⑥前輪主動轉向技術（AFS），我國的技術還不成熟，運用于高端汽車；⑦線控技術（SBW）,通常和AFS結合使用。其中HPS和EPS在我國市場廣泛應用。AFS和SBW由于其節(jié)能環(huán)保、更加智能，是汽車轉向以后的發(fā)展趨勢。 1.2.2 國外現(xiàn)狀 在國外，電動助力轉向系統(tǒng)是日本鈴木最早應用，當時我國的汽車水平不高，近年來，汽車的大部分使用的是電動助力轉向器，這種結構節(jié)省能源，效果很不錯。電動助力轉向系統(tǒng)一般是電動助力裝置搭配機械式轉向器，在世界上使用最多的是循環(huán)球式轉向器，占45％左右，其次是齒條齒輪式轉向器占40％左右，其它類型則不常見。 1.3 主要研究內容 根據(jù)設計任務書，查找資料，選定設計所需參數(shù)對轉向系統(tǒng)進行設計。設計的主要內容包括： ①查閱資料，對轉向系統(tǒng)原理及國內外研究現(xiàn)狀進行分析； ②選擇轉向系統(tǒng)的結構形式，擬定轉向系統(tǒng)的傳動結構方案并進行選擇； ③轉向系統(tǒng)總體結構設計，對轉向系統(tǒng)結構進行分析，計算轉向系統(tǒng)所需參數(shù)； ④轉向器的傳動比確定，并確定傳動機構的結構形式并進行校核； ⑤主要零部件的設計，并畫出二維零件圖，最后做出總結。 2 文獻綜述與理論基礎 2.1文獻綜述 本次設計主要是針對微型車的轉向系統(tǒng)進行設計，拿到這個題目后就開始查閱相關資料，對于微型車以及轉向器的國內外發(fā)展現(xiàn)狀進行研究。通過中國知網(wǎng)、學位論文全文數(shù)據(jù)庫等資料庫收集相關資料，并進入圖書館對設計關于轉向系統(tǒng)設計的書籍進行查看學習。通過查閱資料，對微型車轉向系統(tǒng)存在的問題進行解決。轉向系統(tǒng)的設計和布置對于汽車的性能有很大的影響，具體表現(xiàn)在對于汽車的安全性、舒適性、可靠和耐久性以及車輛行駛的操作性的影響，由此得出轉向系統(tǒng)的設計對于汽車的發(fā)展有著至關重要的作用[3]。 2.2 汽車轉向系統(tǒng)的理論基礎 本文的理論基礎主要是建立在《汽車設計》第四版的基礎上，尤其體現(xiàn)在 轉向系統(tǒng)主要參數(shù)的選擇，以及轉向器的設計計算和強度校核計算上。 本設計的全部理論基礎均滿足相關標準。標準如下： ① GB 7258-2017 《機動車運行安全技術條件》 ② GB/T 5179—1985 《汽車轉向系術語和定義》 ③ GB/T 28674—2012 《汽車零部件再制造產(chǎn)品技術規(guī)范 轉向器》 ④ QC/T 563—2014 《汽車轉向盤技術要求及試驗方法》 ⑤ QC/T 649—2013《汽車轉向操縱機構性能要求及試驗方法》 ⑥QC/T 29097—2014 《汽車轉向器總成技術要求》 ⑦ QC/T 522-1999 《汽車轉向拉桿總成 技術條件》 ⑧ QC/T 648-2000 《汽車轉向拉桿總成性能要求及試驗方法》 2.3 汽車轉向系統(tǒng)的組成與分類 汽車轉向系統(tǒng)的作用是保證汽車按照駕駛員的意愿在直線或轉向方向上行駛，以確保方向盤具有和諧的角度。它主要由轉向控制機構、轉向機構和轉向傳動機構三部分組成[4]。轉向系統(tǒng)的分類很多樣，按轉向動力分為：機械轉向、液壓動力轉向、液壓助力轉向、電動助力轉向、電液助力轉向；按照轉向橋的形式分為單橋轉向、多橋轉向、全輪轉向、多模式轉向等[2]。具體分類如圖2.1所示。 圖2.1 轉向系統(tǒng)的分類 2.4 轉向系統(tǒng)的方案選擇 2.4.1 設計參數(shù)的選擇 根據(jù)所選任務書的設計要求，選定鈴木奧拓的設計所需參數(shù)如下表： 表2.1 轉向系統(tǒng)的設計參數(shù)表 整備質量（kg） 890 總質量（kg） 1265 最小轉彎半徑（mm） 4500 前輪距（mm） 1405 后輪距（mm） 1400 軸距（mm） 2360 輪胎 155/65R14 主銷中心距 1200 最大扭矩轉速（rpm） 3500 最大功率轉速（rpm） 6200 最大功率（kw） 52 最大扭矩（N.m） 52 前輪負荷率 60% 長寬高（mm） 3570x1600x1470 主銷內傾角 6° 2.4.2 轉向系統(tǒng)的方案選擇 大部分乘用車采用的是液壓助力轉向、電控液式動力轉向或電動動力轉向，本次設計就根據(jù)其優(yōu)缺點進行選擇。它們的優(yōu)缺點如下表所示： 表2.2 動力轉向的優(yōu)缺點對比表 類型 優(yōu)點 缺點 液壓助力轉向 動力大；技術成熟；適用多種車型；路感很強 需要發(fā)動機為油泵提供動力，會浪費發(fā)動機動力；車速低時轉向較沉；液壓管路布置復雜 電控液式助力轉向 轉向靈敏；動力大；路感很強 液壓管路布置復雜；管路泄漏轉向力下降；消耗功率大、轉向力不易控制、維修檢查困難 電動助力轉向 結構緊湊；質量輕；轉向靈敏、可以根據(jù)汽車性質設計、節(jié)能；成本低；維修簡單 基本沒有路感反饋 結合本設計選定車型為微型車，質量不大，所以選擇簡單的電動助力轉向系統(tǒng)。 2.4.3 轉向器的方案選擇 電動助力式轉向系統(tǒng)是采用電動助力部分和機械式轉向器相結合。機械式轉向器的分類如圖2.1所示，它們的優(yōu)缺點對比如下表： 表2.3 轉向器的優(yōu)缺點對比 類型 優(yōu)點 缺點 齒輪齒條式 結構簡單、緊湊；轉向質量質量?。粋鲃有矢?0%；沖擊和噪音??；體積下；成本低；適應大轉向輪轉角 逆效率高，容易反沖 循環(huán)球式 傳動效率高；可變傳動比；工作平穩(wěn)可靠 逆效率高；結構復雜；制造精度要求高 蝸桿滾輪式 結構簡單；制造容易；強度高；工作可靠，壽命長，逆效率低 正效率低 蝸桿指銷式 傳動比可變可不變；磨損后，間隙可調 磨損較快 經(jīng)過對比，選擇結構緊湊，成本低的齒輪齒條轉向器。 2.4.4 電動助力轉向機構布置方案選擇 電動助力轉向機構主要有三種布置方案，根據(jù)布置位置不同分為轉向軸助力式、齒輪助力式、齒條助力式，如圖2.2所示[5]： （a）轉向軸助力式 （b）齒輪助力式 （c）齒條助力式 圖2.2 電動機轉向機構的布置方案 由于微型汽車結構緊湊、所以選擇轉向結構是也需方便布置。圖2.2a方案，電機布置在轉向管處，離方向盤較勁，不符合微型車較小的內部空間；圖2.2b方案電機布置在小齒輪處，在微型汽車使用時影響變速器和懸架的布置；圖2.2c方案電機布置在轉向器上，結構緊湊、節(jié)約空間，適合微型車的轉向，所以選擇圖2.2c齒條助力式轉向機構。 2.4.5 轉向梯形的方案選擇 轉向梯形有整體式（圖2.3a）和斷開式(圖2.4b)兩種。微型車從成本、布置方面考慮采用前置前驅的方式，故轉向橋為斷開式轉向驅動橋。所以本次設計為斷開式轉向梯形。 （a）整體式轉向梯形 （b）斷開式轉向梯形 圖2.3 轉向梯形圖 2.4.6 方向盤轉動總圈數(shù)的選擇 方向盤轉動總圈數(shù)一般在3.6圈內，總圈數(shù)越多，轉向時方向盤轉動相同角度對應的車輛轉角越小。賽車要求轉向比較靈敏，一般采用1圈，但是大多數(shù)汽車采用的是3圈，所以本次設計選用3圈。 2.5電動助力系統(tǒng)方案選擇 電動助力部分包括電動機、電池、傳感器和控制器（ECU）及線束，有的還有減速機構和電磁離合器等[7] 2.5.1 電機類型的選擇 電動機在電動助力系統(tǒng)中提供輔助扭矩的動力源，應該選取低轉速、高扭矩，可靠性高，易控制的電機。由于轎車一般采用12v的蓄電池，直流電，所以本次選用12v的永磁直流電機。 2.5.2 電磁離合器的選擇 電磁離合器在減速機構和電機之間，起到切斷或連接的作用。不需要轉向助力事可以控制離合器分開或者電機停止工作，電磁離合器工作原理簡圖如圖2.3所示。 1.主動輪 2.磁化線圈 3.壓盤 4.花鍵 5.從動軸 6. 軸承 7 .滑環(huán) 8. 電動機 圖2.3電磁離合器工作原理簡圖 主動輪1通過花鍵與電機輸出軸連接，1上裝有磁化線圈2，控制器通過控制滑環(huán)7控制電流，當電流接通時，磁化線圈產(chǎn)生吸力將壓盤3吸住，電機轉矩通過從動軸5輸出到減速機構。由于轉向助力電機扭矩不是很大，所以本次設計選擇單片式電磁離合器。 2.5.3 減速機構的選擇 由于齒條助力式轉向系統(tǒng)的特殊性，需要使齒條軸向移動而不轉動。如果采用渦輪蝸桿式減速器，就會使得轉向器體積變大不易安裝。所以本次設計采用滾珠絲桿減速機構，這一機構使?jié)L珠轉動帶動絲桿軸向移動而不轉動，控制絲桿螺距可以達到控制速度和導程的作用，滾珠絲桿和離合器輸出軸之間可以采用皮帶傳遞，結構簡單。成本低。 3 微型汽車轉向系統(tǒng)的總體設計 3.1 微型汽車轉向系統(tǒng)的總體布置 通過前面的方案設計對各結構進行的對比選擇，對微型汽車轉向系統(tǒng)進行總體布置，總體布置圖如圖3.1所示。 圖3.1微型汽車轉向系統(tǒng)布置圖 3.1.1 操縱機構 微型汽車轉向操作機構包括轉向盤、轉向軸、轉向管柱、萬向節(jié)等。為了布置方便，減小由于裝置位置誤差及部件相對運動所引起的附加載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，在轉向軸與轉向器的輸入端之間安裝轉向萬向節(jié)。采用柔性萬向節(jié)可以減少傳至轉向軸上的振動，但柔性萬向節(jié)不宜過軟，否則影響轉向系的剛度。 3.1.2 轉向傳動機構 本次設計采用齒輪齒條式轉向器時，其轉向傳動機構非常簡單。主要是橫拉桿和轉梯形臂省去了轉向搖臂、轉向縱拉桿、轉向節(jié)臂。其中橫拉桿做成分段式，長度可調節(jié)，以方便安裝。轉向節(jié)臂與汽車轉向節(jié)鑄成一體，也屬于轉向傳動機構的以部分。轉向橫拉桿通過球頭銷與轉向節(jié)臂相連，以達到工作安全可靠的性能要求。 轉向傳動機構用于把轉向器輸出的力和運動傳給左、右轉向梯形臂并使左、右轉向輪按一定關系進行偏轉。 3.1.3 電動控制單元 電動控制單元主要是由傳感器、ECU、電動機、電磁離合器、帶輪減速機構和滾珠絲桿構成如圖3.2所示。通過安裝在轉向軸上的扭矩傳感器和車輪上車速傳感器反饋到ECU,做出控制信號分別控制電機和電磁離合器。電機輸出動力到小帶輪通過皮帶傳遞到大帶輪，大帶輪通過滾珠絲桿結構傳遞動力，絲桿與齒條做成一體，直接助力。整個機構通過一個轉向公座（圖3.3）和轉向母座（圖3.4）包裹形成一體的平行電機轉向器，又稱DEPS。 圖3.2電動助力機構示意圖 圖3.3 轉向公座零件圖 圖3.4轉向母座零件圖 3.1.3 轉向梯形的布置 汽車轉向梯形的布置不僅影響了轉向性能，還影響者汽車的布置，一般汽車有如圖3.5所示的4種布置形式，選擇時要結合車型和轉向器類型。 圖3.5 齒輪齒條式轉向器在汽車上有四種布置 一般對于微型車來說，為了節(jié)約空間，轉向器避開發(fā)動機，所以選擇后置梯形（a）的布置方式。這種梯形布置方式比較簡單，不需要轉向搖臂和轉向梯形臂，為前面機艙的布置提供的大量空間。 3.2 微型汽車轉向系統(tǒng)主要參數(shù)確定 3.2.1 轉向梯形的計算 轉向梯形臂、橫拉桿和前軸一起構成轉向梯形，轉向梯形的計算對于整個轉向系統(tǒng)的受力分析很有作用。首先計算兩主銷中心延長線到地面交點間的距離，可以根據(jù)圖3.6分析得出 (3.1) 式中： B——主銷中心距； Rr——輪胎滾動半徑， ； ——主銷傾角； 代入數(shù)據(jù)得。 圖3.6 理想情況下內、外車輪轉角的關系簡圖 梯形底角根據(jù)公式 （3.2） 式中:--軸距；， 代入數(shù)據(jù)得。 梯形臂的長度通常取在0.11K- 0.15K之間，而梯形底角則是γmin=68°[9]。 所以 在同類設計中，梯形臂長度一般取160mm。 3.2.2 主銷偏移距 ，指從的延長線與的交點至平面與支承平面[13]。主銷偏移的距離值越小，轉向越輕便。 所以 （3.3） 式中：——前輪距， 所以計算得出 3.2.3 前輪轉角 前輪內、外最大轉角關系到汽車最小轉彎半徑，轉向系統(tǒng)傳動比的選擇，內、外轉角有如下關系 (3.4) 式中： ——轉向輪外輪角。 ——轉向輪內輪轉角。 L——汽車軸距，2360mm。 汽車的最小轉彎半徑與汽車外轉向輪最大轉角、軸距L、兩主銷距離K有關。計算最小轉彎半徑的公式如下[8]： (3.5) 因為梯形機構不能保證內、外轉角、與理論值一樣，故實際的轉彎半徑Rmin與上述結果不完全符合。在給定最小轉彎半徑Rmin=4500mm的條件下，可用下式計算出轉向外輪應達到的最大轉角： (3.6) 轉向車輪必須保證要有以下關系 (3.7) (3.8) 3.2.4轉向阻力矩的計算 汽車需要具備原地轉向的能力，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地轉向阻力矩 Mr (N mm)，即 (3.9) 式中：—輪胎與地面的滑動摩擦因素，取0.7; —轉向軸負荷; P—輪胎氣壓，取輪胎標準氣壓210KPa。 —前輪載荷 所以 3.2.5 轉向傳動比的計算 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 (3.10) 作用在轉向盤上的手力為 (3.11) 式中： ——轉向盤上的力矩； ——轉向盤直徑,標準一般為，微型車取380mm。。 根據(jù)轉向力傳動比 所以 （3.12） 根據(jù)的要求，作用于轉向盤的切應力應小于或等于250N,所以。 所以 如果忽略摩擦損失，根據(jù)能量守恒原理，為 （3.13） 所以角傳動比 （3.14） 代入數(shù)據(jù)得。 4 轉向器的計算 4.1 轉向器的主要參數(shù)選擇 ① 軸交角 軸交角是指齒輪副在布置時產(chǎn)生的角度，轉向器一般采用4種布置形式如圖4.1所示。 圖4.1齒輪副的布置方案 根據(jù)圖4.1可以看出，軸交角為0時，轉向器的結構簡單，制造容易，所以本次設計選用軸交角為0。 ② 壓力角 齒輪齒條轉向器的壓力角一般取20°。 ③螺旋角 齒輪齒條轉向器一般采用斜齒圓柱齒輪，齒輪螺旋角取值范圍一般在9°~15°之間，所以本次選擇15°。 ④模數(shù) 轉向器的模數(shù)一般在2~3mm之間，所以本次設計選2mm。 4.2 轉向器行程的計算 齒輪齒條式轉向器的橫拉桿的運動示意圖如圖4.2所示。 圖 4.2 橫拉桿運動示意圖 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。當轉向輪右轉 ，即梯形臂或轉 向節(jié)由 OC 繞圓O繞至OA時，齒條左端點 E 移至 EA 的距離為。 同理計算轉向輪左轉，轉向節(jié)由OC繞圓心O轉至OB時，齒條左端點E移至EB的距離為： 4.3 齒輪齒條的計算 4.3.1 齒數(shù)的計算 齒輪和齒條的齒數(shù)與轉向器的傳動比、方向盤圈數(shù)和行程有關系，它們的關系如下式所示。 （4.1） （4.2） 式中：n為轉向總圈數(shù)；為線角傳動比；為模數(shù)，；為小齒輪齒數(shù)；為螺旋角，。 將數(shù)據(jù)代入計算得，所以取整得。 齒條的齒數(shù)和主動輪齒數(shù)相關，可以根據(jù)下式算出 代入數(shù)據(jù)得。 4.3.2 材料的選擇 適合做齒輪的材料有很多，選擇時通過材料的性質，齒輪的工作條件，價格因素等選取。常用的幾種齒輪材料如下表所示： 表4.1 常用齒輪材料 材料牌號 熱處理方式 抗拉強度（/Mpa） 屈服強度（/Mpa） 硬度 齒芯硬度HBW 齒面硬度HRC 40Cr 調質 700 500 241~286 調質后表面淬火 217~286 48~55 20Cr 滲碳后淬火 650 400 >178 58~62 20CrMnTi 滲碳后淬火 1100 850 240~300 58~62 4.3.3 齒輪、齒條的幾何尺寸計算 ①齒輪的計算如表4.1所示。 表4.2 齒輪的幾何尺寸計算用表 名稱 符號 公式 結果 端面模數(shù) 2.07 端面分度圓壓力角 20.64 端面齒頂高系數(shù) 0.97 端面徑向間隙系數(shù) 0.24 當量齒數(shù) 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 端面齒頂圓壓力角 重合度 ②齒條的基本幾何尺寸 表4.3齒條的尺寸參數(shù)選擇 項目 符號 尺寸參數(shù) 總行程 Lz 181mm 直徑 28mm 齒數(shù) 30 法向模數(shù) 2 法向壓力角 20 齒頂高系數(shù) 1 變位系數(shù) 0 頂隙系數(shù) 0.25 4.4 齒輪、齒條的強度校核 轉向器的齒輪齒條傳動，沒有高轉速、長時間的傳動過程，根據(jù)GB/T3480-2008漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法只需要對齒輪強度校核。 4.4.1 接觸疲勞強度校核 首先計算齒輪齒面的接觸許用強度應力值： []＝ （4.3） 查GB/T3480-2008漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法得：＝1300MPa；Z＝1.3；S＝1.1； 所以： []＝＝ 由于需要汽車具有原地轉向的能力，所以 其次，計算齒輪傳動的實際接觸強度應力值： ＝ （4.4） 查GB/T3480-2008漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法得：ZE=189.8；ZH=2.2；＝0.77；＝0.98；KA＝1.5；Kv＝1.1；K＝1.15；K＝1.2K＝K K K K＝1.5×1.1×1.15×1.2＝2.277 所以： ＝ ＝48.2MPa＜[] 4.4.2 彎曲疲勞強度校核 首先計算輪齒的彎曲疲勞強度許用應力值： （4.5） 查GB/T3480-2008漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法得：＝620MPa；Y＝1.5；；S＝1.1； 所以： []＝＝845.5Mpa 其次，計算輪齒的實際承受彎曲應力值： （4.6） 查GB/T3480-2008漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法得：Y＝2.1； Y＝1.8； Y＝0.7。 所以得齒輪輪齒實際彎曲應力為： ＝YYYY ＝102.3Mpa＜[] 根據(jù)設計計算的齒輪零件圖如圖4.2所示。 圖4.2 齒輪零件圖 根據(jù)設計計算的齒條零件圖如圖4.3所示。 圖4.3齒條零件圖 5 轉向傳動機構和操縱機構的設計 5.1 轉向梯形臂的設計 5.1.1轉向梯形臂的材料及許用應力 現(xiàn)在汽車為了結構簡單，大部分將轉向梯形臂與轉向節(jié)鑄為一體。轉向梯形臂主要收轉向橫拉桿的拉力，還有車輪對轉向節(jié)的反沖力，所以其材料可以根據(jù)表5.1選取。 表5.1 常用齒輪材料 材料牌號 抗拉強（/MPa） 屈服強（/Mpa） 特性 QT800-2 800 480 強度、韌性好，鑄造性強 ZG200-400 400 210 強度和硬度較低，鑄造性差 ZG340-640 640 340 塑性和韌性低，鑄造性能差 根據(jù)上表材料特性，選擇QT800-2作為轉向節(jié)的材料。 許用應力為 由于需要考慮1.5倍的安全系數(shù)和2.5倍的沖擊載荷 得到。 5.1.2 轉向梯形臂最小半徑 轉向力 (5.1) 彎矩 (5.2) 截面系數(shù) (5.3) 所以 所以轉向節(jié)臂最小半徑處應大于18mm。 5.2 轉向橫拉桿 轉向橫拉桿（見圖5.2）連接轉向器和轉向節(jié)，兩端都使用球頭連接，保證其靈活度。橫拉桿的一端通過螺紋連接齒條，直接將齒條的力作用于轉向節(jié)或者將轉向節(jié)的力作用于齒條，必須要保證強度 。 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-開口銷 圖5.1 轉向橫拉桿外接頭 5.2.1 材料的選擇和許用應力 轉向橫拉桿的材料選擇根據(jù)其工作狀況和受力情況進行選擇，還要根據(jù)材料的成本和屬性等。 表5.2 材料對比 材料 抗拉強度（/MPa） 屈服強度（/Mpa） 20鋼 25鋼 35鋼 本次設計的是微型汽車，選擇是根據(jù)成本和轉向力選擇35鋼。 許用應力為 由于需要考慮1.5倍的安全系數(shù)和2.5倍的沖擊載荷 得到 5.2.2 截面幾何尺寸 首先選用4mm厚的鋼管，再由上面所求的轉向阻力矩和許用應力計算 （5.4） （5.5） （5.6） （5.7） mm 所以轉向橫拉桿所要計算的斷面直徑等于于18mm。 拉桿需計算其受壓時的穩(wěn)定性，為了防止拉桿受壓時產(chǎn)生縱向彎曲。拉桿截面對中性軸的慣性矩J可由下式 （5.8） (609.15～1015.25)≥245.53 式中 ： n—桿的剛度儲備系數(shù)，一般取n=1.5-2.5； F—桿承受的軸向力，F(xiàn)=406.1N； E—拉伸時桿材料的彈性模量，。 所以經(jīng)計算斷面直徑取18mm，厚度為4mm時合適。 6 電動助力的控制 為了保證電動助力系統(tǒng)能夠感知電機工作的時機以及為駕駛者提供路感，電動助力的控制一般是通過電流控制如圖6.1所示，主要分為助力控制、回正控制和阻尼控制三部分。主要通過傳感器感知轉向盤的扭矩、轉角和車速，傳到控制器，控制器控制電流的輸出，從而控制電機的轉速和方向。 圖 6.1 EPS 的電流控制 6.1 助力控制 助力控制就是為了減輕駕駛員轉動方向盤的手力，通過控制電機輸出輔助轉矩的控制。其控制方法是通過傳感器檢測轉向盤的轉矩、轉角以及車輪的轉速，通過系統(tǒng)預設的程序控制電流的輸出。本次設計采用車速感應性助力特性，通過預設的方向盤轉矩和車輪轉速進行電流輸出，助力特性如圖6.2所示。 圖6.2 車速感應助力特性圖 6.2 阻尼控制 阻力控制是為了保證行車安全而設置的，主要是因為高速行駛時方向轉向靈敏度特別高。為了保證高速直線行駛直線性，通過電流控制電機，設置阻尼性質。 電機的理想方程式為 (6.1) 式中： u(t) 、 ia (t) —分別為電動機的端電壓和電樞電流； w(t) —電動機轉速； Ra 、 La —分別為電動機等效內阻和電流； KE —電動勢常數(shù) 6.4 回正控制 根據(jù)GB7258-2017機動車運行安全技術條件規(guī)定回正控制，機動車應該具有自動回正功能，汽車設置的主銷傾角就是為了解決回正的問題。但是由于加入助力電機之后對于回正就會更加困難，如果回正時電機還在工作就是增加助力。所以電動助力系統(tǒng)需要回正控制，當感知方向盤由回正趨勢式，電機停止工作，讓機械系統(tǒng)自行回正。 結論 本次設計通過采用鈴木奧拓車型數(shù)據(jù)作為依據(jù)對微型車轉向系統(tǒng)進行設計，為了解決微型車空間緊湊但又需要布置轉向輕便的轉向系統(tǒng)。本次設計通過查閱很多汽車設計類的相關資料和轉向器相關的標準，為了使轉向輕便采用了電動轉向助力系統(tǒng)，為了使緊湊的空間能夠布置電動助力轉向系統(tǒng)采用了齒條助力式。確定方案之后對微型汽車轉向系統(tǒng)進行總體結構布置，計算轉向系統(tǒng)的主要參數(shù)，在確定傳動比之后對齒輪齒條轉向器進行設計校核，符合設計要求。分析了電動控制部分的基本控制原理，確定了控制邏輯。本次設計基本滿足了設計要求，但還是存在了不足。 ①對電控傳感器部分的知識不夠充分，只以機械部分為重點設計。 ②由于汽車實際轉向情況過于復雜，只分析了理想情況下的轉向。 ③沒有進行三維建模分析。 通過本次設計，讓我感觸頗深，在大學即將畢業(yè)之際，對大學所學知識都進行了運用，讓我對回顧了知識，也讓我對以后的學習和生活充滿了信心。此次設計讓我認識到自己的不足，也認識到作為一名汽車專業(yè)的學生，不是某一科目扎實就能勝任工作的，在以后的學習過程中我必將博覽群書，以求廣而深。 參考文獻 [1] 王望予.汽車設計[M].第4版.機械工業(yè)出版社.2018. 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