轎車用齒輪齒條動力轉向系設計
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轎車用齒輪齒條動力轉向系設計
摘 要
轉向系統(tǒng)是車輛上必不可少的最基本的系統(tǒng)之一。它對汽車轉向特性、駕駛舒適性、輪胎壽命等都有影響。它是汽車安全行駛的重要保障，也是車輛系統(tǒng)的一個重要組成部分?，F(xiàn)在轉向器的生產能力和產品質量如何已經成為衡量汽車工業(yè)發(fā)展水平的重要標志之一。由于它對于整車行駛以及工業(yè)的重要性，因此汽車轉向系的設計顯得尤為重要。
隨著科學技術的發(fā)展，人們研究出了利用附加動力裝置來減輕駕駛員轉動方向盤的操作力的轉向系統(tǒng)。主要的兩種助力方式為液壓式和電子式。現(xiàn)代汽車轉向系基本都有轉向助力系統(tǒng)，從而使駕駛變得更加輕便。
本次設計主要針對轎車用齒輪齒條動力轉向系進行相關設計計算，助力系統(tǒng)采用液壓助力。通過查閱相關資料，了解轎車用齒輪齒條動力轉向系的基本構造以及工作原理，確定設計所需要的汽車基本參數(shù)，包括軸距、輪距、最小轉彎半徑等。選定齒輪齒條轉向器的形式、轉向梯形的布置形式、液壓助力系統(tǒng)的布置形式。對齒輪齒條轉向器、液壓動力缸、動力分配閥以及轉向系操縱機構和傳動機構等零部件進行設計計算。并將最終得到的設計結果進行零件圖繪制和三維裝配。
關鍵詞：轉向系統(tǒng)；液壓助力轉向系統(tǒng)；動力缸
I
ABSTRACT
The steering system is one of the most basic systems on the vehicle. It has an impact on car steering characteristics, driving comfort, tire life and so on. It is an important guarantee for car safety driving, but also an important part of the vehicle system. Now the steering of the production capacity and product quality has become a measure of the level of development of the automotive industry is one of the important signs. Because of its importance for vehicle driving and industry, the design of the steering system is particularly important[1].
With the development of science and technology, people have developed a use of additional power devices to reduce the driver's steering wheel steering force of the steering system. Mainly divided into hydraulic power and electronic power in two forms. Modern cars are basically using power steering assistance system, so that the driver's steering operation becomes convenient and effort[2].
This design is mainly for the car with rack and pinion power steering system for related design and calculation, power system using hydraulic power. By consulting the relevant information, understand the basic structure and working principle of the power steering system of the car rack and pinion, and determine the basic parameters of the car, including the wheelbase, the wheelbase and the minimum turning radius. The form of the selected rack and pinion, the arrangement of the steering trapezoid, and the arrangement of the hydraulic power steering system. The design and calculation of gear and rack steering gear, hydraulic power cylinder, power distribution valve and steering system and transmission mechanism and so on. And will eventually get the design results of the relevant parts of the two-dimensional drawing and three-dimensional assembly.
Key Words：The Steering System; Hydraulic Power Steering System；
Steering Power Cylinder
54
目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
1 緒論 3
1.1概述 3
1.2國內外研究現(xiàn)狀和未來發(fā)展趨勢 3
1.3本次設計工作的意義 5
2 動力轉向系設計方案的選擇 6
2.1主要技術參數(shù)的選擇 6
2.2液壓助力轉向系統(tǒng)的設計要求 6
2.3轉向器結構形式與布置方案的選擇 6
2.4液壓助力裝置布置形式的選擇 7
2.5液壓助力裝置分配閥的選擇 8
3 齒輪齒條轉向器設計計算 10
3.1轉向器計算載荷的確定 10
3.2轉向器的正、逆效率 10
3.3作用在轉向盤上的手力 11
3.4齒輪齒條設計與校核 11
3.5齒輪軸的設計及校核 15
3.6其他標準零件的選擇 18
4 液壓助力系統(tǒng)設計計算 20
4.1動力缸設計計算 20
4.2控制閥設計計算 22
4.4油泵的選擇 24
4.5管路的設計 24
5 轉向操縱機構和傳動機構設計 26
5.1轉向操縱機構設計 26
5.2轉向傳動機構設計 28
6 結 論 30
參 考 文 獻 31
附錄1：外文翻譯 32
附錄2：外文原文 36
致 謝 46
1 緒論
1.1概述
隨著經濟持續(xù)的快速發(fā)展，我國汽車工業(yè)發(fā)展迅速。轉向系統(tǒng)作為核心部分之一，發(fā)展更是日新月異。據相關數(shù)據表明，國外很多轉向系統(tǒng)的生產廠商均能夠實現(xiàn)大規(guī)模、專業(yè)化地生產。與此同時，其銷售渠道更是廣泛，銷售網點遍及世界每個國家。
轉向系統(tǒng)作為汽車核心部件之一，其生產規(guī)模及專業(yè)程度在一定程度上反映了汽車行業(yè)水準的高低。隨著汽車技術的發(fā)展，人們對汽車舒適性及操縱性的要求不斷提高。這些要求出現(xiàn)使得傳統(tǒng)的機械式轉向系統(tǒng)遠遠不能滿足設計的要求。因此，在一些高檔轎車及商用車上開始安裝由動力助力轉向的裝置。隨著動力助力轉向器的不斷發(fā)展，越來越多的汽車會加裝動力轉向器來提升汽車的檔次。
目前，汽車上常用的轉向助力形式分為液壓、氣壓及電動助力。這三種助力形式均能使得汽車的操縱性大大提高，以極大地解放了人手。其中液壓助力轉向系統(tǒng)憑借工作可靠性高、工作原理簡單等優(yōu)勢得到了廣泛的使用。但是，此技術國內自主品牌的汽車制造商技術尚未成熟。因此，為了緊跟汽車行業(yè)發(fā)展的潮流，我國的自主品牌應十分注重對轉向系統(tǒng)技術的開發(fā)，轉向系統(tǒng)技術的不斷升級必然使得汽車檔次不斷提高，汽車品牌效應不斷強大，從而帶動我國汽車行業(yè)不斷發(fā)展。因此在本文中，對乘用車的液壓助力轉向系統(tǒng)進行設計具有十分重要的意義。
1.2國內外研究現(xiàn)狀和未來發(fā)展趨勢
作為汽車的一個重要組成部分，汽車轉向系統(tǒng)是決定汽車主動安全性的關鍵總成，如何設計汽車的轉向特性，使汽車具有良好的操縱性能，始終是各汽車生產廠家和科研機構的重要研究課題。特別是在車輛高速化、駕駛人員非職業(yè)化、車流密集化的今天，針對更多不同水平的駕駛人群，汽車的操縱設計顯得尤為重要。
汽車轉向系統(tǒng)經歷了純機械式轉向系統(tǒng)、液壓助力轉向系統(tǒng)、電動助力轉向系統(tǒng)3個基本發(fā)展階段[3]。
機械式的轉向系統(tǒng)，由于采用純粹的機械解決方案，為了產生足夠大的轉向扭矩需要使用大直徑的轉向盤，這樣一來，占用駕駛室的空間很大，整個機構顯得比較笨拙，駕駛員負擔較重，特別是重型汽車由于轉向阻力較大，單純靠駕駛員的轉向力很難實現(xiàn)轉向，這就大大限制了其使用范圍。但因結構簡單、工作可靠、造價低廉，目前在一部分轉向操縱力不大、對操控性能要求不高的微型轎車、農用車上仍有使用。
液壓助力轉向系統(tǒng)(Hydraulic Power Steering, HPS)在1953年被通用汽車公司首次使用，此后該技術迅速發(fā)展，使得動力轉向系統(tǒng)在體積、功率消耗和價格等方面都取得了很大的進步。80年代后期，又出現(xiàn)了變減速比的液壓動力轉向系統(tǒng)。在接下來的數(shù)年內，動力轉向系統(tǒng)的技術革新差不多都是基于液壓轉向系統(tǒng)，比較有代表性的是變流量泵液壓動力轉向系統(tǒng)(Variable Displacement Power Steering Pump)和電動液壓助力轉向(Electric Hydraulic Power Steering，簡稱EHPS)系統(tǒng)。液壓助力轉向系統(tǒng)使駕駛室變得寬敞，布置更方便，降低了轉向操縱力，也使轉向系統(tǒng)更為靈敏[4]。由于該類轉向系統(tǒng)技術成熟、能提供大的轉向操縱助力，目前在部分乘用車、大部分商用車特別是重型車輛上廣泛應用。但是液壓助力轉向系統(tǒng)在系統(tǒng)布置、安裝、密封性、操縱靈敏度、能量消耗、磨損與噪聲等方面存在不足。
電動助力轉向系統(tǒng)(Electric Power Steering, EPS)在日本最先獲得實際應用。1988年日本鈴木公司首次開發(fā)出一種全新的電子控制式電動助力轉向系統(tǒng)，并裝在其生產的Cervo車上，隨后又配備在Alto上。此后，電動助力轉向技術得到迅速發(fā)展，其應用范圍已經從微型轎車向大型轎車和客車方向發(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公司，英國的Lucas公司，德國的ZF公司，都紛紛投入到EPS的研發(fā)中。EPS的助力形式也從低速范圍助力型向全速范圍助力型發(fā)展，并且其控制形式與功能也進一步加強。日本早期開發(fā)的EPS僅低速和停車時提供助力，高速時EPS將停止工作。新一代的EPS則不僅在低速和停車時提供助力，而且還能在高速時提高汽車的操縱穩(wěn)定性。隨著電子技術的發(fā)展，EPS技術日趨完善，并且其成本大幅度降低，為此其應用范圍將越來越大。
助力轉向系統(tǒng)經過幾十年的發(fā)展，技術日趨完善。今后，EPS將進一步成熟，而線控轉向系統(tǒng)將成為未來的發(fā)展趨勢。目前轉向系統(tǒng)的研究方向主要是傳感器技術，助力電機和控制策略的研究[5]。另一方面，由于車輛是一個高耦合度復雜系統(tǒng)，單獨研究某一個或者某兩個系統(tǒng)，并不能使整個系統(tǒng)的綜合性能達到最優(yōu)，因此，隨著汽車主動安全系統(tǒng)的不斷推出，與其他系統(tǒng)之間的集成控制也逐漸成為轉向系統(tǒng)的另一個主要研究方向。
隨著科技的進步和發(fā)展，轉向器未來的發(fā)展趨勢為：
（1）適應汽車高速行駛的需要
從操縱輕便性、穩(wěn)定性及安全行駛的角度，汽車制造廣泛使用更先進的工藝方法，使用變速比轉向器、高剛性轉向器?！白兯俦群透邉傂浴笔悄壳笆澜缟仙a的轉向器結構的方向。
（2）充分考慮安全性和輕便性
隨著汽車車速的提高，駕駛員和乘客的安全非常重要，目前國內外在許多汽車上已普遍增設能量吸收裝置，如防碰撞安全轉向柱、安全帶、安全氣囊等，并逐步推廣。從人類工程學的角度考慮操縱的輕便性，已逐步采用可調整的轉向管柱和動力轉向系統(tǒng)。
（3）低成本、低油耗、大批量專業(yè)化生產
隨著國際經濟形勢的惡化，石油危機造成經濟衰退，汽車生產愈來愈重視經濟型，因此，要設計低成本、低油耗的汽車和低成本、合理化生產線，盡量實現(xiàn)大批量專業(yè)化生產。對零部件生產，特別是轉向器的生產，更表現(xiàn)突出。
（4）汽車轉向器裝置的電腦化
汽車的轉向裝置，必定是以電腦化為唯一的發(fā)展途徑。
1.3本次設計工作的意義
轉向系統(tǒng)是車輛上必不可少的最基本的系統(tǒng)之一。轉向系統(tǒng)轉向特性對車輛的行駛操縱穩(wěn)定性、安全性起著決定性作用，也是汽車技術的核心之一。它是汽車安全行駛的重要保障，也是車輛系統(tǒng)的一個重要組成部分?，F(xiàn)在轉向器的生產能力和產品質量如何已經成為衡量汽車工業(yè)發(fā)展水平的重要標志之一。由于它對于整車行駛以及工業(yè)的重要性，因此汽車轉向系的設計顯得尤為重要。
2 動力轉向系設計方案的選擇
2.1主要技術參數(shù)的選擇
本次設計主要針對嬌車的液壓助力轉向系統(tǒng)總成進行設計。根據奇瑞A3給出
的官方參數(shù)，整理出設計所需要的設計參數(shù)如下表2.1所示。
表2.1 設計所需的汽車基本參數(shù)
最高車速
175km/h
發(fā)動機排量
1.4L
軸距
2540mm
車身高度
1510mm
外廓尺寸
3850/1540/1510mm
前后輪距
1410/1465mm
整車整備質量
1805kg
總質量
2180kg
滿載時前軸負荷
53%
最小轉彎半徑
4.9m
輪輞直徑
16英寸
2.2液壓助力轉向系統(tǒng)的設計要求
液壓助力轉向機構設計應滿足以下要求[6]：
（1）轉向盤的轉角與轉向輪的轉角呈一致性變化的規(guī)律；
（2）保證轉向輪阻力和轉向盤手力的變化保持一致性；
（3）助力轉向機構能夠輔助轉向盤自動修正；
（4）靈敏度高，液壓系統(tǒng)響應較快；
（5）助力裝置失效不能影響機械轉向系統(tǒng)的轉向效果。
2.3轉向器結構形式與布置方案的選擇
本次設計的轉向器類型為齒輪齒條式。齒輪齒條式轉向器有四種結構形式：中間輸入，兩端輸出、側面輸入，兩端輸出、側面輸入，兩端輸出、側面輸入，一端輸出。各種形式分別適用于不同的車輛布置形式[7]。本次設計選取側面輸入，兩端輸出的齒輪齒條轉向器，因為起結構更為簡單，且易于實現(xiàn)液壓助力。其結構如下圖2.1所示。
圖2.1 中間輸入，兩端輸出式轉向器
側面輸入，兩端輸出式齒輪齒條轉向器的工作原理：齒輪齒條的嚙合位置處于側面位置，齒輪的旋轉運動通過與齒條的嚙合，進而轉換為齒條兩端的左右位移。通過轉向傳動機構將駕駛者的操縱意圖傳遞到左右車輪。
根據齒輪齒條轉向器和轉向梯形相對于汽車前軸相對位置的不同，其在車輛上的布置形式分為四種：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，前置梯形；轉向器位于前軸前方，后置梯形。本次設計選用轉向器位于前軸后方，后置梯形的布置形式展開設計。其布置形式如下圖2.2所示。
圖2.2轉向器和轉向梯形布置形式
2.4液壓助力裝置布置形式的選擇
液壓助力裝置由液壓缸，分配閥，油箱，儲能器，油泵等幾大部分組成。根據液壓缸與機械式轉向器相對位置的不同，液壓助力轉向系的布置形式主要分為兩種[8]。轉向動力缸和機械轉向器成一組，然后再與轉向控制閥組在一起，這種組合稱之為整體式動力轉向器，如圖2.3所示。另一種方案是只將機械轉向器和轉向控制閥組合成一個部件，該部件稱為半整體式動力轉向器,如圖2.4所示，轉向動力缸則做成獨立部件。
圖2.3 整體式 圖2.4半整體式
由于半整體式動力轉向器將分配閥與轉向系做成一個整體結構，更易于控制液壓助力系統(tǒng)總油路的換向工作，本次設計選用半整體式作為液壓助力裝置布置形式。
2.5液壓助力裝置分配閥的選擇
液壓助力裝置的分配閥分為轉閥式和滑閥式。本次設計選取轉閥式分配閥作為分配閥。其工作原理如下：
閥套和閥芯上都加工有孔，閥套內腔和閥芯外表面加工油槽，形成三位四通閥。左轉時，閥芯會隨著方向盤的轉動而轉動，進而開啟相應的工作腔，實現(xiàn)助力作用，此時在助力作用下齒條移動帶動轉向小齒輪轉動，從而恢復閥芯與閥套之間的轉角，直到轉角減到0，不再有助力作用，轉向結束。圖2.5是一種三閥并聯(lián)式轉閥，其特點是進油口和出油口數(shù)較多，這樣可以在徑向尺寸一定的條件下，增大過流面積[9]。
圖2.5 轉閥助力原理
小結：
本章對轉向系設計所需的車輛參數(shù)進行了選定，同時對動力轉向系布置形式以及重要零部件的結構形式進行了選擇。結果如下：
齒輪齒條轉向器采用側面輸入，兩端輸出的結構形式。布置方案為轉向器位于前軸后方，轉向梯形前置。液壓助力系統(tǒng)布置形式選取半整體式動力轉向器，分配閥為轉閥式。
3 齒輪齒條轉向器設計計算
3.1轉向器計算載荷的確定
為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響轉向器計算載荷的原因有很多，例如輪胎胎壓，路面情況，車輪穩(wěn)定阻力等，因此精確計算是十分困難的。根據足夠精確的半經驗公式計算汽車原地轉向阻力矩mm)，
即： （3.1）
式中：—滑動摩擦因數(shù)，取0.7；—轉向軸負荷（N），11319N ；（整備質量為2180kg，前軸負荷53%）；—輪胎氣壓（MPa）,取0.24 Mpa。
3.2轉向器的正、逆效率
不同結構參數(shù)的轉向器正效率各不相同。例如，轉向器中支撐齒輪軸或者螺桿軸的軸承因型號差異也能夠對正逆效率產生影響，采用滾針軸承支撐能使正或逆效率提高約10%。
若不考慮軸承的摩擦和其它因素的影響，其正效率可表示為：
（3.2）
式中： —為導程角，本處取8°；
—摩擦角，可用下式表示為：
（3.3）
式中： —摩擦因數(shù)，取0.03。
將上述結果帶入公式（3.2）得：
（3.4）
若不計軸承摩擦及其他各因素的影響，則逆效率可用下式計算為：
（3.5）
轉向器的正效率越高，表明汽車轉向越輕便。逆效率越高轉向系路感回饋越好。
3.3作用在轉向盤上的手力
（3.6）
式中：—轉向盤直徑；本次設計取305mm；—轉向系的角傳動比；轎車取=14-22；貨車取=20-25。本次設計取20。 ； —轉向器的正效率；由公式（3.4）取75%。
3.4齒輪齒條設計與校核
3.4.1齒輪齒條設計要求：
選取斜齒圓柱齒輪作為轉向器的主動齒輪。查閱汽車設計手冊，齒輪模數(shù)取值范圍多在2~3mm之間，主動小齒輪齒數(shù)多在5~7個齒范圍變化，壓力角為20°，齒輪螺旋角取值范圍多為9°~15°，但現(xiàn)在制造工藝不斷進步，這些取值可以更加寬泛一些。小齒輪的制造材料為16MnCr5或15CrNi6，而齒條常采用45鋼制造。為減輕質量，殼體用鋁合金壓鑄。
3.4.2齒輪齒條基本參數(shù)設計
1）主動小齒輪參數(shù)選擇
本課題設計采用主動小齒輪齒數(shù)z1=7，法向模數(shù)mn=2.5，螺旋角β1=20°.
載荷系數(shù)
(3.7)
式中： KA—使用系數(shù)；Kν—動載系數(shù)；Kα—齒間載荷分布系數(shù)；Kβ—齒向載荷分布系數(shù)。
依據《機械設計》，取KA=1.0，Kν=1.0，Kα=1.0，Kβ=1.06.
將上述參數(shù)代入公式（3.4），得K=1.272.
校核接觸疲勞強度
(3.8)
式中：—彈性系數(shù)，MPa0.5；—節(jié)點區(qū)域系數(shù)；—重合度系；—螺旋角系數(shù)。
依據《機械設計》，取ZE=198MPa0.5，ZH=2.37，Zε=0.92，Zβ=0.97.
將上述參數(shù)代入公式（3.5），計算得 =1570.55MPa< ，校核成功。
校核齒根彎曲疲勞強度
(3.9)
式中： Ysa —應力修正系數(shù)；YFa—齒形系數(shù)；Yε—重合度系數(shù)；Yβ—螺旋角系數(shù)。
依據《機械設計》，取Ysa1 =1.97，Ysa2=1.97，YFa1 =2.41，YFa2 =2.06，Yε=0.845，Yβ=0.83；輪齒雙向受力，取
將上述參數(shù)帶入公式（3.6）得=281.82MPa<，=282.48MPa<，校核成功。其三維結構如下圖3.3所示。
圖3.3主動齒輪三維結構
2）齒條設計：
在殼體內隨著齒輪的轉動而來回移動，將齒輪的旋轉運動轉化為軸向運動的軸稱之為齒條，軸上加工有齒形的金屬條。轉向器殼體安裝在固定位置上，通常在前橫梁或者前圍板上，起作用是將齒條包裹在其內部，保證齒條能穩(wěn)定的進行左右平移，同時也避免了齒輪齒條的嚙合位置暴露在空氣中，保證了轉向器的使用壽命。使用齒條的轉向器，齒條的橫向運動直接拉動或推動轉向橫拉桿，使前輪轉向。因此使用該類型的轉向器的汽車沒有轉向搖桿和轉向搖臂。齒條結構如圖3.4所示。
圖3.4 齒條結構
齒條極限行程與齒數(shù)設計
齒條齒輪安裝采用交錯軸安裝，交錯角 =| β1-β2 |=10°；
齒輪齒條正確嚙合條件為：
{ (3.10)
二者法向齒距相等pn1=pn2
因為端面齒距pt=pn / cosβ，齒條行程與齒輪轉過弧長之比為：
(3.11)
由此得到s2=167.45mm，則齒條單向極限行程為smax=83.725mm.
齒條端面齒距pt2=pn2/cosβ2=7.98mm；則齒條齒數(shù)z2=s2 / pt2=20.98，取z2=23，齒條最大嚙合行程s2’=183.54mm。齒條三維視圖如下圖3.5所示。
圖3.5 齒條三維圖
齒輪齒條基本參數(shù)匯總如表3.1所示。
表3.1 齒輪齒條基本參數(shù)
參數(shù)
符號
計算公式
齒輪
齒條
旋向
—
右旋
左旋
齒數(shù)
z1
7
23
法向模數(shù)
mn
交錯軸嚙合二者相等
2.5mm
2.5mm
分度圓螺旋角
20°
10°
法向壓力角
交錯軸嚙合二者相等
20°
20°
法向齒頂高系數(shù)
han*
0.8
0.8
法向頂隙系數(shù)
cn*
0.3
0.3
齒輪寬度
b
28
18
端面齒頂高系數(shù)
hat*
0.752
0.752
端面頂隙系數(shù)
ct*
ct*=cn*cos尾
0.282
0.282
端面壓力角
21.17°
21.28°
端面模數(shù)
mt
2.66mm
2.54mm
端面變位系數(shù)
xt
0.3
——
法向變位系數(shù)
xn
0.32
——
齒頂高
ha
ha=han*+xn*mn
2.80mm
2mm
齒根高
hf
hf=han*+cn*-xn*mn
1.95mm
2.75mm
分度圓直徑
d1
d1=mtz1
18.62mm
——
基圓直徑
db
17.37mm
——
齒根圓直徑
df
df=d1-2hf
14.72mm
——
齒頂圓直徑
da
da=d1+2ha
24.22mm
——
3.4.5齒條強度校核
1）齒條的拉伸強度校核
齒條直徑應滿足：
(3.12)
式中：—拉伸強度極限，MPa，齒條材料為45鋼，?。籉a2 —齒條軸向力，N。
求得d224.6mm，選擇與齒輪嚙合部分的齒條直徑為d2=25mm。
2）齒條的剛度校核
轉向時齒條受力可視為拉壓作用，受壓時要校核其壓桿穩(wěn)定性，根據所采用的材料，取比例極限，則
(3.13)
式中： E—彈性模量，MPa，對于45鋼，取E=200000MPa；—比例極限，對于45鋼可取.
齒條可看作兩端鉸支的軸，故其，其柔度為：
(3.14)
(3.15)
式中： l—齒條兩端球銷中心點間的距離，取206mm。
代入數(shù)據求得λ=115.2>λP=74.57，故齒條軸桿為大柔度桿，歐拉公式適用。
由壓桿穩(wěn)定理論，臨界壓力為：
（3.16）
安全系數(shù)n為：
(3.17)
將以上計算結果帶入公式（3.17）求得n=22，安全系數(shù)足夠大，齒條剛度足夠。
3.5齒輪軸的設計及校核
由于齒輪的基圓直徑17.37，數(shù)值較小，若齒輪與軸之間采用鍵連接必將對軸和齒輪的強度大大降低，因此，將其設計為齒輪軸．由于主動小齒輪選用20MnCr5材料制造并經滲碳淬火，因此軸的材料也選用20MnCr5材料制造并經滲碳淬火．
查表得：20MnCr5材料的硬度為60HRC，抗拉強度極限，屈服極限，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，轉速n=10r/min，許用切應力=50Mpa。
根據公式（3.18）確定齒輪軸最小直徑
（3.18）
式中：T1—齒條軸所受轉矩,N.mm根據轉向盤上手力可計算得到?！S用切應力，50Mpa。
由于阻力矩為Mr=283.2N.m，根據力的分解，則齒輪上的軸向力為：F=12.64KN；作用在齒輪上的切向力為：F=34.74KN。
1）彎曲疲勞強度校核
＝F/＝34.74/3.14277MPa<
符合彎曲疲勞強度要求。
2）抗拉強度校核
滿載時的阻力矩為Mr=283.2N.m
由已經計算的結果可知齒輪軸的最小直徑為d=10mm，則其軸向抗拉強度為：
＝F/=12.64/3.145=100MPa<1100Mpa
符合抗拉強度要求。
通過上述計算和汽車設計手冊確定齒輪軸結構，其中最小出直徑為10mm，其余部分尺寸根據實際布置要求合理選取。如下圖3.6所示。其中，軸兩端軸承分別選用深溝球軸承6004（GB/T276-1994）和滾針軸承NA4901（GB/T5801—1994）。
圖3.6齒輪軸的結構設計圖
3.4.4齒輪軸強度校核
計算支撐反力
在垂直面上
(3.18)
在水平面上
(3.19)
合成彎矩
在水平面上，a-a剖面左側、右側
(3.20)
在垂直面上，a-a剖面左側
(3.21)
a-a剖面右側
(3.22)
合成彎矩，a-a剖面左側
(3..23)
a-a剖面右側
(3.24)
作出彎矩圖如下圖3.7所示。
圖3.7齒輪軸受力簡圖
顯然，a-a是危險剖面，因為起合成彎矩最大。
軸的疲勞強度安全系數(shù)校核
彎矩和轉矩作用下的彎曲應力和切應力按照式(3.25)計算：
(3.25)
式中：M—作用彎矩，N·mm；W—軸的抗彎截面系數(shù)，mm3，W=πd 3 /32=633.78mm3；T—作用轉矩，N·mm；WT—軸的抗扭截面系數(shù)，mm3，WT=2W.
安全系數(shù)：
(3.26)
(3.27)
(3.28)
式中： Sσ—彎矩作用下的安全系數(shù)；Sτ—轉矩作用下的安全系數(shù)；β—表面狀態(tài)系數(shù)；εσ，ετ—影響彎曲應力和切應力的尺寸系數(shù)；ψσ，ψτ—應力幅等效系數(shù)；Kσ，Kτ—有效應力集中系數(shù)；σm，τm—彎矩和轉矩作用下的平均應力，MPa；σa，τa—彎矩和轉矩作用下的應力幅，Mpa。
查閱《機械設計》得到：
Kσ=3.5，Kτ=2.10，εσ=0.84，ετ=0.82.ψσ=0.2，ψτ=0.1，
將上述參數(shù)帶入公式（3.19）得到平均應力與應力副分別為：
將上述結果代入公式（3.26），求得S=2.04，查得許用安全系數(shù)[S]=1.3~1.5，由于 S>[S]，故a-a截面安全。齒輪軸設計符號要求。
3.6其他標準零件的選擇
（1）六角螺栓的選擇
根據GB5780-2000，螺紋規(guī)格d=M6，具體數(shù)據如下圖：
（2）墊圈的選擇
根據GB848-85,選擇的墊圈具體數(shù)據如下圖:
（3）油封的選擇
根據JB/ZQ4606-86和軸徑選取氈圈油封,主要參數(shù)如下:
本次設計的轉向器采用人工定期潤滑，潤滑脂選擇石墨鈣基潤滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S潤滑脂。密封時選擇密封件為旋轉軸唇形密封圈，型號FB1630GB13871-1992。
小結：本章對齒輪齒條轉向器的結構進行了設計計算，得出齒輪齒條的具體參數(shù)以及齒輪軸的基本尺寸，并對主要部件進行了強度校核。對標準連接件進行了選擇。最終裝配效果如下圖3.8所示。
圖3.8轉向器二維裝配圖
4 液壓助力系統(tǒng)設計計算
4.1動力缸設計計算
4.1.1液壓系統(tǒng)的額定壓力（公稱壓力）pn
額定壓力是液壓缸能用以長期工作的壓力，根據《機械設計手冊》表21-1-1，選取推薦用額定壓力pn=10MPa，而一般情況下液壓缸的最高允許壓力pmax和工作壓力p應滿足：
1.5pn>pmax>pn>p (4.1)
可取工作壓力p=9MPa。
4.2.2液壓缸的總效率
液壓缸的總效率分為：
(1)機械效率：由活塞及活塞桿密封處的摩擦阻力所造成的摩擦損失，在額定壓力下，通常可??；本次設計去0.9。
(2)容積效率：由各密封件泄漏所造成，通常取活塞密封為彈性材料時；
(3)作用力效率：由排出口背壓所產生的反向作用力造成，當排油直接回油箱時可取。
則液壓缸的總效率.
液壓缸的理論作用力F：
(4.2)
式中：—活塞桿上的實際作用力，；—負載率，一般取，這里取； 液壓缸的總效率，
將上述參數(shù)代入公式（2.30），求得
4.2.3缸筒內徑D
缸筒內徑按照下式進行計算選取:
(4.3)
根據《機械設計手冊》表21-1-3和表21-1-4，選取d=28mm,D=40mm
4.2.4缸筒壁厚
缸筒壁厚為：
(4.4)
式中：—計算壁厚，mm，當時，按照 ，這里,其中是缸筒材料的抗拉強度，選擇鋼管材料ZG310-570，則=570MPa，n為安全系數(shù)，通常取n=5,另外pmax=10MPa，則可以得到，故可取=3mm；
c1—缸筒外徑公差余量，0.25mm：c2—腐蝕余量，0.25mm。
最終取
4.2.5活塞行程S
活塞行程應按照齒條的極限行程來設計，取齒條的極限行程，即S=168mm。極限行程如圖4.1所示。
圖4.1 活塞極限行程
4.2.6最小導向長度
導向長度過短，將使缸因配合間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸的工作性能和穩(wěn)定性，一般缸的最小導向長度應滿足：
(4.5)
將得出的記過帶入得：H28.4mm。
導向套滑動面的長度A，在缸徑小于或等于80mm時，取A=(0.6~1.0)D=
24~40mm；活塞寬度取B=0.3D=12mm。
4.2.7導向套的設計計算
導向套作為動力缸的導向零件，起著十分重要的作用。其結構如下圖4.2所示。
圖4.2導向套結構圖
其中導向套的長度可用下式計算：
（4.6）
式中： —活塞工作行程，本處為130mm；—動力缸直徑，本處為50mm；
將上述參數(shù)帶入公式(4.6)得：
（4.7）
取導向套長度H為20mm，則B=d/3=10mm，所以取B=10mm。
4.2控制閥設計計算
本次設計選取的油路換向閥為轉閥式。轉閥的主要參數(shù)包括預開隙的寬度、軸向長度、旋轉扭桿剛度等[10]。
(1) 預開隙：預開隙的大小影響液流的過流面積，也就是影響液流的阻力，即壓力損失。預開隙過小，使背壓過高；預開隙過大，操縱力矩增加。當沒有坡口的情況下，預開隙的突然關閉會導致壓力驟然上升，但這可以由坡口去有效解決。
預開隙的寬度一般控制在方向盤單向空行程的2°~3°范圍，轉閥最大相對轉角是閥芯限位槽接觸時的位置，一般控制在單向6°~8°，閥口全關閉位置應在最大相對轉角的80%~90%范圍內，這里取預開隙寬度為2°，轉閥最大相對轉角為6°，閥口全關閉位置在4.8°處。
2）軸向長度
轉閥軸向長度指轉閥閥芯的長度，其值影響油路的空間布置，分配閥內部的旋轉阻力等。查閱相關資料，選取軸向長度為120mm。
3）扭桿尺寸
駕駛者的轉向意圖通過扭桿傳遞到分配閥，由扭桿控制分配閥的旋轉運動。扭桿剛度直接影響轉向操縱手力，當然影響轉向操縱手力的因素還有油壓、流量、轉發(fā)尺寸參數(shù)、閥芯轉動的摩擦力等，但這些參數(shù)的改變受到其他參數(shù)的約束，而扭桿剛度可直接調整手力的大小，調整相對容易。
扭桿所受的扭矩M按照下式計算：
(4.8)
式中， M—扭桿兩端作用力矩，N·mm；G —扭桿切變模量，選擇扭桿材料為45CrNiMoVA，其切變模量G=76000MPa；d—扭桿作用直徑，mm；L—扭桿有效長度，mm； —扭桿兩端相對轉角。
在具體設計過程中，扭桿的長度取L=80.958mm，根據經驗，駕駛員作用在方向盤上的手力應在30~50N，這里這里取，則作用在扭桿上的扭轉力矩。
當時，轉閥達到最大油壓，這時扭桿的直徑應滿足
(4.9)
取d=4mm，兩端采用圓柱銷分別與轉向小齒輪和閥芯連接，連接部分直徑為d0=6mm.
4）限位機構
閥芯與閥套之間設計有限位機構，當閥芯相對于閥套轉過一個小角度（這里取6°）后，限位機構即起作用[11]。限位機構一方面可以保證扭桿不受破壞，另一方面是為了在助力失效的情況下提供方向盤與轉向輪的純機械連接。轉閥結構如下圖4.3所示。
圖4.3 轉閥三維結構圖
4.4油泵的選擇
由液壓元件手冊選擇葉片泵型號為YB—D10,其主要參數(shù)有：排量 10；額定壓力10；額定轉速1000,最高轉速2000r/min；驅動功率2.2；外形尺寸。
4.5管路的設計
油管的內徑d可按下式計算：
（4.10）
式中：Q—通過管道的最大流量，即加力油缸所需工作油液的最大流量，L/min；v—允許流速，m/s。推薦流速的許用值為：油泵吸入管：v＝1.0一1.5m/s；油泵排油管：v＝2.5—3.5m/s；回油管路：v小于3m/s；短管或局部收縮處：v＝5.0一5.5m/s。
根據上述不同管路的流速要求，帶入公式（4.10）?？傻玫讲煌苈返闹睆椒謩e為：油泵吸入管內徑6mm；油泵排油管內徑：4mm；回油管路內徑4mm；短管或局部收縮處內徑：3mm。
各油管長度根據實際空間布置要求提出。
小結：本章設計了液壓助力系統(tǒng)進行了設計。主要包括液壓缸和換向閥的設計計算。油泵的選擇和管路的設計。液壓助力轉向系裝配圖如下圖4.4所示。
圖4.4液壓助力系統(tǒng)二維裝配圖
5 轉向操縱機構和傳動機構設計
5.1轉向操縱機構設計
連接轉向盤和轉向器的機構成為轉向操縱機構。轉向操縱機構結構方案取決于轉向器類型和布置，對于本課題設計的齒輪齒條式轉向器，只需要雙十字軸式萬向節(jié)傳動軸結構即可。其設計主要體現(xiàn)在轉向操縱機構空間角度布置。
圖5.1轉向操縱機構結構示意圖
雙十字軸式萬向節(jié)傳動軸結構如圖5.1所示，其中軸1為上轉向柱，軸2是指中間軸，軸3是指齒輪軸輸入端，為了分析空間角度布置，記軸1和軸2的夾角為；軸2和軸3的夾角為；軸2兩端萬向節(jié)相位角為；平面1和平面3的夾角為；其中，平面1和平面3的含義為：平面1——軸1和軸2所形成的平面；平面3——軸2和軸3所形成的平面。
一般情況下，方向盤所連接的上轉向柱段需要根據汽車駕駛室內人機工程學的相關標準和要求進行設計和布置，而下轉向柱是直接與轉向器轉向閥的閥芯輸入端相連接，所以操縱機構的空間角度布置可以具體化為：首先確定轉向器和上轉向柱總成的布置，然后調整中間軸來使空間角度滿足力矩波動要求[12]。轉向操縱機構如下圖5.2所示。
圖5.2轉向系操縱機構
1）上轉向柱布置
方向盤距汽車對稱面的橫向距離可參考《汽車設計》圖1-25和表1-17，駕駛座座椅中心面至前門后支柱內側的距離一般為330~390mm，折算到距汽車對稱面的橫向距離為392.5~442.5mm，這里根據轉向器的位置布局，取402.5mm。方向盤距前軸的縱向距離可以參考圖5.3，取922mm。方向盤距前軸的垂直距離根據實車測量，取652mm。上轉向柱的布置角度參考《汽車設計》圖1-24和表1-16，一般取20~35°，這里參考相關車型，取30°。
圖5.3奇瑞A3和大眾速騰方向盤距前軸縱向距離
2）轉向操縱機構空間角度布置
確定好上轉向柱和轉向器的位置后，在CATIA裝配界面中，測量角度如圖5.3所示，軸1和軸2的夾角為，軸2和軸3的夾角為，平面1和平面3的夾角為。
圖5.4轉向操縱機構空間角度
3）力矩波動校核
轉向操縱機構的雙十字軸式萬向節(jié)可以等效為一個等效單十字軸萬向節(jié)傳動機構，等效夾角為
(5.1)
為了達到最佳的傳動性能，則希望等效夾角盡可能小，從上式（5.1）可以看出，當桅+胃=180擄時，等效夾角取得最小值，為
轉向管柱的力矩波動范圍是，即0.954~1.048。為了達到一個較好的轉向盤手感，對轉向力矩的波動目標要求為5%，也就是波動范圍是0.95~1.05，可見轉向操縱機構空間角度布置符合力矩波動要求。故中間軸即軸2兩端萬向節(jié)相位角取為（也可理解為）。
5.2轉向傳動機構設計
低于采用齒輪齒條轉向器的轉向傳動機構，其構成為轉向節(jié)臂、轉向梯形臂、轉向橫拉桿等，齒條取代了轉向搖臂和轉向縱拉桿[13]。它們共同構成一個傳遞力和運動的傳動桿系，將駕駛者的意圖準確無誤的傳遞到左右車輪，使得車輛能按駕駛員的操縱行駛。因此，該桿系必須要保證一定的剛度和強度條件，一般采用模鍛加工制成，材料選取為中碳鋼或中碳合金鋼。轉向傳動機構的各元件間采用球形鉸接．各傳動桿件之間采用球形鉸接，此種聯(lián)接方式不但能消除由于日常使用造成的磨損間隙，而且能傳遞桿件之間復雜的相對運動。球銷的制造材料選用12CrNi3A、18MnTi或20CrN[14] 。根據汽車設計書表7-4選取球頭直徑為22mm，工作表面經滲碳或淬火處理，增加起硬度，增加起耐磨性。
基于上述設計要求，并根據整車布置要求，轉向傳動機構各桿件的設計尺寸如下表4.1所示。
表4.1 傳動桿件設計參數(shù)
轉向搖臂（mm）
--
轉向縱拉桿（mm）
--
轉向節(jié)臂（mm）
140
轉向梯形臂（mm）
200
轉向橫拉桿（mm）
600
液壓助力轉向系裝配效果如下所示：
6 結 論
本次設計的主要內容：通過查找相關文獻了解轉向系的組成以及與設計相關的重要參數(shù)。了解齒輪齒條動力轉向系的分類與布置形式。通過查閱資料，確定設計轎車用齒輪齒條動力轉向系所需要的基本參數(shù)，例如軸距，輪距，汽車總質量等。利用擬定的基本設計參數(shù)，對齒輪齒條轉向器進行設計與重要部件的校核。分析液壓助力系統(tǒng)的工作原理與基本結構，根據要求選定液壓助力系統(tǒng)的布置形式并進行設計計算，包括液壓缸的尺寸，轉閥類型等。設計出與齒輪齒條轉向器相匹配的液壓助力系統(tǒng)后，根據空間布置要求，設計出轉向桿系的尺寸。最后繪制零件圖和裝配圖，完成設計說明書。
通過本次對齒輪齒條動力轉向系的設計，使我對汽車轉向系統(tǒng)的組成和具體結構有了更為全面的了解。相信會對我以后的工作有很大的幫助。
參 考 文 獻
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附錄1：外文翻譯
有效的前轉向系統(tǒng)手輪轉矩的可靠控制
主動前轉向（AFS）系統(tǒng)已經被用作一種有前途的技術，可以提高車輛的轉向便攜性和處理穩(wěn)定性。它采用轉向電機實現(xiàn)可變轉向比和車輛穩(wěn)定性控制的功能。然而，由于額外的轉向角度引起的手輪扭矩出現(xiàn)意想不到的嚴重問題。在本文中，基于線性輪胎模型設計了最佳手輪扭矩?？紤]到轉向系統(tǒng)和車輛的不確定性和干擾，開發(fā)了一個H∞控制器，以確保手輪扭矩準確而快速地遵循參考轉矩。 仿真表明，所提出的控制器可以補償不自然的反作用力矩，為司機提供良好的轉向感。
1介紹
最近，主動前轉向（AFS）已經被開發(fā)為一種有前途的技術，可以提高車輛的轉向可移植性和交付穩(wěn)定性[1,2]。 與傳統(tǒng)的轉向系統(tǒng)相比，AFS系統(tǒng)采用行星齒輪組和電動馬達提供額外的轉向角。以這種方式，可以控制前輪角度以在危急情況下穩(wěn)定車輛。
另一方面，由轉向馬達施加的附加轉向角將引起嚴重問題。由于手輪機械地連接到前輪，所以由附加轉向角產生的反作用轉矩將直接傳遞給駕駛員。這種不自然的扭矩不僅會加劇轉向舒適度，而且會干擾駕駛員的操作，從而影響車輛的穩(wěn)定性。
為了解決這個問題，在以前的幾項研究中提出了不同的方法。 Minaki和Hori [3]提出了一種基于駕駛員靈敏度的無功轉矩控制方法。該方法控制來自路面的反作用扭矩的增益和頻率，以防止轉向干擾，使駕駛員能夠安全地操作方向盤。但它需要準確測量反應轉矩。
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