轎車用齒輪齒條動(dòng)力轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)
轎車用齒輪齒條動(dòng)力轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì),轎車,齒輪,齒條,動(dòng)力,轉(zhuǎn)向,設(shè)計(jì)
轎車用齒輪齒條動(dòng)力轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)
摘 要
轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是車輛上必不可少的最基本的系統(tǒng)之一。它對(duì)汽車轉(zhuǎn)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(gè)重要組成部分?，F(xiàn)在轉(zhuǎn)向器的生產(chǎn)能力和產(chǎn)品質(zhì)量如何已經(jīng)成為衡量汽車工業(yè)發(fā)展水平的重要標(biāo)志之一。由于它對(duì)于整車行駛以及工業(yè)的重要性，因此汽車轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)顯得尤為重要。
隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，人們研究出了利用附加動(dòng)力裝置來(lái)減輕駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤的操作力的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。主要的兩種助力方式為液壓式和電子式?，F(xiàn)代汽車轉(zhuǎn)向系基本都有轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)，從而使駕駛變得更加輕便。
本次設(shè)計(jì)主要針對(duì)轎車用齒輪齒條動(dòng)力轉(zhuǎn)向系進(jìn)行相關(guān)設(shè)計(jì)計(jì)算，助力系統(tǒng)采用液壓助力。通過查閱相關(guān)資料，了解轎車用齒輪齒條動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的基本構(gòu)造以及工作原理，確定設(shè)計(jì)所需要的汽車基本參數(shù)，包括軸距、輪距、最小轉(zhuǎn)彎半徑等。選定齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的形式、轉(zhuǎn)向梯形的布置形式、液壓助力系統(tǒng)的布置形式。對(duì)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器、液壓動(dòng)力缸、動(dòng)力分配閥以及轉(zhuǎn)向系操縱機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)等零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。并將最終得到的設(shè)計(jì)結(jié)果進(jìn)行零件圖繪制和三維裝配。
關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；動(dòng)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(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀和未來(lái)發(fā)展趨勢(shì) 3
1.3本次設(shè)計(jì)工作的意義 5
2 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)方案的選擇 6
2.1主要技術(shù)參數(shù)的選擇 6
2.2液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求 6
2.3轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)計(jì)算 10
3.1轉(zhuǎn)向器計(jì)算載荷的確定 10
3.2轉(zhuǎn)向器的正、逆效率 10
3.3作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力 11
3.4齒輪齒條設(shè)計(jì)與校核 11
3.5齒輪軸的設(shè)計(jì)及校核 15
3.6其他標(biāo)準(zhǔn)零件的選擇 18
4 液壓助力系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算 20
4.1動(dòng)力缸設(shè)計(jì)計(jì)算 20
4.2控制閥設(shè)計(jì)計(jì)算 22
4.4油泵的選擇 24
4.5管路的設(shè)計(jì) 24
5 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 26
5.1轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 26
5.2轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 28
6 結(jié) 論 30
參 考 文 獻(xiàn) 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(jīng)濟(jì)持續(xù)的快速發(fā)展，我國(guó)汽車工業(yè)發(fā)展迅速。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作為核心部分之一，發(fā)展更是日新月異。據(jù)相關(guān)數(shù)據(jù)表明，國(guó)外很多轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的生產(chǎn)廠商均能夠?qū)崿F(xiàn)大規(guī)模、專業(yè)化地生產(chǎn)。與此同時(shí)，其銷售渠道更是廣泛，銷售網(wǎng)點(diǎn)遍及世界每個(gè)國(guó)家。
轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作為汽車核心部件之一，其生產(chǎn)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(zhǔn)的高低。隨著汽車技術(shù)的發(fā)展，人們對(duì)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(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)不能滿足設(shè)計(jì)的要求。因此，在一些高檔轎車及商用車上開始安裝由動(dòng)力助力轉(zhuǎn)向的裝置。隨著動(dòng)力助力轉(zhuǎn)向器的不斷發(fā)展，越來(lái)越多的汽車會(huì)加裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向器來(lái)提升汽車的檔次。
目前，汽車上常用的轉(zhuǎn)向助力形式分為液壓、氣壓及電動(dòng)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(zhuǎn)向系統(tǒng)憑借工作可靠性高、工作原理簡(jiǎn)單等優(yōu)勢(shì)得到了廣泛的使用。但是，此技術(shù)國(guó)內(nèi)自主品牌的汽車制造商技術(shù)尚未成熟。因此，為了緊跟汽車行業(yè)發(fā)展的潮流，我國(guó)的自主品牌應(yīng)十分注重對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)技術(shù)的開發(fā)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)技術(shù)的不斷升級(jí)必然使得汽車檔次不斷提高，汽車品牌效應(yīng)不斷強(qiáng)大，從而帶動(dòng)我國(guó)汽車行業(yè)不斷發(fā)展。因此在本文中，對(duì)乘用車的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)具有十分重要的意義。
1.2國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀和未來(lái)發(fā)展趨勢(shì)
作為汽車的一個(gè)重要組成部分，汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是決定汽車主動(dòng)安全性的關(guān)鍵總成，如何設(shè)計(jì)汽車的轉(zhuǎn)向特性，使汽車具有良好的操縱性能，始終是各汽車生產(chǎn)廠家和科研機(jī)構(gòu)的重要研究課題。特別是在車輛高速化、駕駛?cè)藛T非職業(yè)化、車流密集化的今天，針對(duì)更多不同水平的駕駛?cè)巳海嚨牟倏v設(shè)計(jì)顯得尤為重要。
汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)歷了純機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)3個(gè)基本發(fā)展階段[3]。
機(jī)械式的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，由于采用純粹的機(jī)械解決方案，為了產(chǎn)生足夠大的轉(zhuǎn)向扭矩需要使用大直徑的轉(zhuǎn)向盤，這樣一來(lái)，占用駕駛室的空間很大，整個(gè)機(jī)構(gòu)顯得比較笨拙，駕駛員負(fù)擔(dān)較重，特別是重型汽車由于轉(zhuǎn)向阻力較大，單純靠駕駛員的轉(zhuǎn)向力很難實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向，這就大大限制了其使用范圍。但因結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、造價(jià)低廉，目前在一部分轉(zhuǎn)向操縱力不大、對(duì)操控性能要求不高的微型轎車、農(nóng)用車上仍有使用。
液壓助力轉(zhuǎn)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(shù)迅速發(fā)展，使得動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在體積、功率消耗和價(jià)格等方面都取得了很大的進(jìn)步。80年代后期，又出現(xiàn)了變減速比的液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。在接下來(lái)的數(shù)年內(nèi)，動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的技術(shù)革新差不多都是基于液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，比較有代表性的是變流量泵液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(Variable Displacement Power Steering Pump)和電動(dòng)液壓助力轉(zhuǎn)向(Electric Hydraulic Power Steering，簡(jiǎn)稱EHPS)系統(tǒng)。液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使駕駛室變得寬敞，布置更方便，降低了轉(zhuǎn)向操縱力，也使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)更為靈敏[4]。由于該類轉(zhuǎn)向系統(tǒng)技術(shù)成熟、能提供大的轉(zhuǎn)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(yīng)用。但是液壓助力轉(zhuǎn)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(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(Electric Power Steering, EPS)在日本最先獲得實(shí)際應(yīng)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(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，并裝在其生產(chǎn)的Cervo車上，隨后又配備在Alto上。此后，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向技術(shù)得到迅速發(fā)展，其應(yīng)用范圍已經(jīng)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(guó)的Delphi公司，英國(guó)的Lucas公司，德國(guó)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(jìn)一步加強(qiáng)。日本早期開發(fā)的EPS僅低速和停車時(shí)提供助力，高速時(shí)EPS將停止工作。新一代的EPS則不僅在低速和停車時(shí)提供助力，而且還能在高速時(shí)提高汽車的操縱穩(wěn)定性。隨著電子技術(shù)的發(fā)展，EPS技術(shù)日趨完善，并且其成本大幅度降低，為此其應(yīng)用范圍將越來(lái)越大。
助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)經(jīng)過幾十年的發(fā)展，技術(shù)日趨完善。今后，EPS將進(jìn)一步成熟，而線控轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將成為未來(lái)的發(fā)展趨勢(shì)。目前轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的研究方向主要是傳感器技術(shù)，助力電機(jī)和控制策略的研究[5]。另一方面，由于車輛是一個(gè)高耦合度復(fù)雜系統(tǒng)，單獨(dú)研究某一個(gè)或者某兩個(gè)系統(tǒng)，并不能使整個(gè)系統(tǒng)的綜合性能達(dá)到最優(yōu)，因此，隨著汽車主動(dòng)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(zhuǎn)向系統(tǒng)的另一個(gè)主要研究方向。
隨著科技的進(jìn)步和發(fā)展，轉(zhuǎn)向器未來(lái)的發(fā)展趨勢(shì)為：
（1）適應(yīng)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(jìn)的工藝方法，使用變速比轉(zhuǎn)向器、高剛性轉(zhuǎn)向器?！白兯俦群透邉傂浴笔悄壳笆澜缟仙a(chǎn)的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)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(guó)內(nèi)外在許多汽車上已普遍增設(shè)能量吸收裝置，如防碰撞安全轉(zhuǎn)向柱、安全帶、安全氣囊等，并逐步推廣。從人類工程學(xué)的角度考慮操縱的輕便性，已逐步采用可調(diào)整的轉(zhuǎn)向管柱和動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。
（3）低成本、低油耗、大批量專業(yè)化生產(chǎn)
隨著國(guó)際經(jīng)濟(jì)形勢(shì)的惡化，石油危機(jī)造成經(jīng)濟(jì)衰退，汽車生產(chǎn)愈來(lái)愈重視經(jīng)濟(jì)型，因此，要設(shè)計(jì)低成本、低油耗的汽車和低成本、合理化生產(chǎn)線，盡量實(shí)現(xiàn)大批量專業(yè)化生產(chǎn)。對(duì)零部件生產(chǎn)，特別是轉(zhuǎn)向器的生產(chǎn)，更表現(xiàn)突出。
（4）汽車轉(zhuǎn)向器裝置的電腦化
汽車的轉(zhuǎn)向裝置，必定是以電腦化為唯一的發(fā)展途徑。
1.3本次設(shè)計(jì)工作的意義
轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是車輛上必不可少的最基本的系統(tǒng)之一。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向特性對(duì)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(shù)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(gè)重要組成部分。現(xiàn)在轉(zhuǎn)向器的生產(chǎn)能力和產(chǎn)品質(zhì)量如何已經(jīng)成為衡量汽車工業(yè)發(fā)展水平的重要標(biāo)志之一。由于它對(duì)于整車行駛以及工業(yè)的重要性，因此汽車轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)顯得尤為重要。
2 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)方案的選擇
2.1主要技術(shù)參數(shù)的選擇
本次設(shè)計(jì)主要針對(duì)嬌車的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總成進(jìn)行設(shè)計(jì)。根據(jù)奇瑞A3給出
的官方參數(shù)，整理出設(shè)計(jì)所需要的設(shè)計(jì)參數(shù)如下表2.1所示。
表2.1 設(shè)計(jì)所需的汽車基本參數(shù)
最高車速
175km/h
發(fā)動(dòng)機(jī)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(zhì)量
1805kg
總質(zhì)量
2180kg
滿載時(shí)前軸負(fù)荷
53%
最小轉(zhuǎn)彎半徑
4.9m
輪輞直徑
16英寸
2.2液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求
液壓助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)應(yīng)滿足以下要求[6]：
（1）轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)角與轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角呈一致性變化的規(guī)律；
（2）保證轉(zhuǎn)向輪阻力和轉(zhuǎn)向盤手力的變化保持一致性；
（3）助力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)能夠輔助轉(zhuǎn)向盤自動(dòng)修正；
（4）靈敏度高，液壓系統(tǒng)響應(yīng)較快；
（5）助力裝置失效不能影響機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向效果。
2.3轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式與布置方案的選擇
本次設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向器類型為齒輪齒條式。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器有四種結(jié)構(gòu)形式：中間輸入，兩端輸出、側(cè)面輸入，兩端輸出、側(cè)面輸入，兩端輸出、側(cè)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(shè)計(jì)選取側(cè)面輸入，兩端輸出的齒輪齒條轉(zhuǎn)向器，因?yàn)槠鸾Y(jié)構(gòu)更為簡(jiǎn)單，且易于實(shí)現(xiàn)液壓助力。其結(jié)構(gòu)如下圖2.1所示。
圖2.1 中間輸入，兩端輸出式轉(zhuǎn)向器
側(cè)面輸入，兩端輸出式齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的工作原理：齒輪齒條的嚙合位置處于側(cè)面位置，齒輪的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)通過與齒條的嚙合，進(jìn)而轉(zhuǎn)換為齒條兩端的左右位移。通過轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)將駕駛者的操縱意圖傳遞到左右車輪。
根據(jù)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形相對(duì)于汽車前軸相對(duì)位置的不同，其在車輛上的布置形式分為四種：轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，后置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，前置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，前置梯形；轉(zhuǎn)向器位于前軸前方，后置梯形。本次設(shè)計(jì)選用轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，后置梯形的布置形式展開設(shè)計(jì)。其布置形式如下圖2.2所示。
圖2.2轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)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(chǔ)能器，油泵等幾大部分組成。根據(jù)液壓缸與機(jī)械式轉(zhuǎn)向器相對(duì)位置的不同，液壓助力轉(zhuǎn)向系的布置形式主要分為兩種[8]。轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸和機(jī)械轉(zhuǎn)向器成一組，然后再與轉(zhuǎn)向控制閥組在一起，這種組合稱之為整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器，如圖2.3所示。另一種方案是只將機(jī)械轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向控制閥組合成一個(gè)部件，該部件稱為半整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器,如圖2.4所示，轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸則做成獨(dú)立部件。
圖2.3 整體式 圖2.4半整體式
由于半整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器將分配閥與轉(zhuǎn)向系做成一個(gè)整體結(jié)構(gòu)，更易于控制液壓助力系統(tǒng)總油路的換向工作，本次設(shè)計(jì)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(zhuǎn)閥式和滑閥式。本次設(shè)計(jì)選取轉(zhuǎn)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(nèi)腔和閥芯外表面加工油槽，形成三位四通閥。左轉(zhuǎn)時(shí)，閥芯會(huì)隨著方向盤的轉(zhuǎn)動(dòng)而轉(zhuǎn)動(dòng)，進(jìn)而開啟相應(yīng)的工作腔，實(shí)現(xiàn)助力作用，此時(shí)在助力作用下齒條移動(dòng)帶動(dòng)轉(zhuǎn)向小齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，從而恢復(fù)閥芯與閥套之間的轉(zhuǎn)角，直到轉(zhuǎn)角減到0，不再有助力作用，轉(zhuǎn)向結(jié)束。圖2.5是一種三閥并聯(lián)式轉(zhuǎn)閥，其特點(diǎn)是進(jìn)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(zhuǎn)閥助力原理
小結(jié)：
本章對(duì)轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)所需的車輛參數(shù)進(jìn)行了選定，同時(shí)對(duì)動(dòng)力轉(zhuǎn)向系布置形式以及重要零部件的結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行了選擇。結(jié)果如下：
齒輪齒條轉(zhuǎn)向器采用側(cè)面輸入，兩端輸出的結(jié)構(gòu)形式。布置方案為轉(zhuǎn)向器位于前軸后方，轉(zhuǎn)向梯形前置。液壓助力系統(tǒng)布置形式選取半整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器，分配閥為轉(zhuǎn)閥式。
3 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1轉(zhuǎn)向器計(jì)算載荷的確定
為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強(qiáng)度。欲驗(yàn)算轉(zhuǎn)向系零件的強(qiáng)度，需首先確定作用在各零件上的力。影響轉(zhuǎn)向器計(jì)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(jì)算是十分困難的。根據(jù)足夠精確的半經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算汽車原地轉(zhuǎn)向阻力矩mm)，
即： （3.1）
式中：—滑動(dòng)摩擦因數(shù)，取0.7；—轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷（N），11319N ；（整備質(zhì)量為2180kg，前軸負(fù)荷53%）；—輪胎氣壓（MPa）,取0.24 Mpa。
3.2轉(zhuǎn)向器的正、逆效率
不同結(jié)構(gòu)參數(shù)的轉(zhuǎn)向器正效率各不相同。例如，轉(zhuǎn)向器中支撐齒輪軸或者螺桿軸的軸承因型號(hào)差異也能夠?qū)φ嫘十a(chǎn)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(dǎo)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(jié)果帶入公式（3.2）得：
（3.4）
若不計(jì)軸承摩擦及其他各因素的影響，則逆效率可用下式計(jì)算為：
（3.5）
轉(zhuǎn)向器的正效率越高，表明汽車轉(zhuǎn)向越輕便。逆效率越高轉(zhuǎn)向系路感回饋越好。
3.3作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力
（3.6）
式中：—轉(zhuǎn)向盤直徑；本次設(shè)計(jì)取305mm；—轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比；轎車取=14-22；貨車取=20-25。本次設(shè)計(jì)取20。 ； —轉(zhuǎn)向器的正效率；由公式（3.4）取75%。
3.4齒輪齒條設(shè)計(jì)與校核
3.4.1齒輪齒條設(shè)計(jì)要求：
選取斜齒圓柱齒輪作為轉(zhuǎn)向器的主動(dòng)齒輪。查閱汽車設(shè)計(jì)手冊(cè)，齒輪模數(shù)取值范圍多在2~3mm之間，主動(dòng)小齒輪齒數(shù)多在5~7個(gè)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(jìn)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(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄。
3.4.2齒輪齒條基本參數(shù)設(shè)計(jì)
1）主動(dòng)小齒輪參數(shù)選擇
本課題設(shè)計(jì)采用主動(dòng)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—?jiǎng)虞d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(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》，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(qiáng)度
(3.8)
式中：—彈性系數(shù)，MPa0.5；—節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)；—重合度系；—螺旋角系數(shù)。
依據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》，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(jì)算得 =1570.55MPa< ，校核成功。
校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
(3.9)
式中： Ysa —應(yīng)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(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》，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(jié)構(gòu)如下圖3.3所示。
圖3.3主動(dòng)齒輪三維結(jié)構(gòu)
2）齒條設(shè)計(jì)：
在殼體內(nèi)隨著齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)而來(lái)回移動(dòng)，將齒輪的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為軸向運(yùn)動(dòng)的軸稱之為齒條，軸上加工有齒形的金屬條。轉(zhuǎn)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(nèi)部，保證齒條能穩(wěn)定的進(jìn)行左右平移，同時(shí)也避免了齒輪齒條的嚙合位置暴露在空氣中，保證了轉(zhuǎn)向器的使用壽命。使用齒條的轉(zhuǎn)向器，齒條的橫向運(yùn)動(dòng)直接拉動(dòng)或推動(dòng)轉(zhuǎn)向橫拉桿，使前輪轉(zhuǎn)向。因此使用該類型的轉(zhuǎn)向器的汽車沒有轉(zhuǎn)向搖桿和轉(zhuǎn)向搖臂。齒條結(jié)構(gòu)如圖3.4所示。
圖3.4 齒條結(jié)構(gòu)
齒條極限行程與齒數(shù)設(shè)計(jì)
齒條齒輪安裝采用交錯(cuò)軸安裝，交錯(cuò)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?yàn)槎嗣纨X距pt=pn / cosβ，齒條行程與齒輪轉(zhuǎn)過弧長(zhǎng)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?cè)绫?.1所示。
表3.1 齒輪齒條基本參數(shù)
參數(shù)
符號(hào)
計(jì)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(cuò)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(cuò)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(qiáng)度校核
1）齒條的拉伸強(qiáng)度校核
齒條直徑應(yīng)滿足：
(3.12)
式中：—拉伸強(qiáng)度極限，MPa，齒條材料為45鋼，取；Fa2 —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(zhuǎn)向時(shí)齒條受力可視為拉壓作用，受壓時(shí)要校核其壓桿穩(wěn)定性，根據(jù)所采用的材料，取比例極限，則
(3.13)
式中： E—彈性模量，MPa，對(duì)于45鋼，取E=200000MPa；—比例極限，對(duì)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(diǎn)間的距離，取206mm。
代入數(shù)據(jù)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(jì)算結(jié)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(shè)計(jì)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(duì)軸和齒輪的強(qiáng)度大大降低，因此，將其設(shè)計(jì)為齒輪軸．由于主動(dòng)小齒輪選用20MnCr5材料制造并經(jīng)滲碳淬火，因此軸的材料也選用20MnCr5材料制造并經(jīng)滲碳淬火．
查表得：20MnCr5材料的硬度為60HRC，抗拉強(qiáng)度極限，屈服極限，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，轉(zhuǎn)速n=10r/min，許用切應(yīng)力=50Mpa。
根據(jù)公式（3.18）確定齒輪軸最小直徑
（3.18）
式中：T1—齒條軸所受轉(zhuǎn)矩,N.mm根據(jù)轉(zhuǎn)向盤上手力可計(jì)算得到?！S用切應(yīng)力，50Mpa。
由于阻力矩為Mr=283.2N.m，根據(jù)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(qiáng)度校核
＝F/＝34.74/3.14277MPa<
符合彎曲疲勞強(qiáng)度要求。
2）抗拉強(qiáng)度校核
滿載時(shí)的阻力矩為Mr=283.2N.m
由已經(jīng)計(jì)算的結(jié)果可知齒輪軸的最小直徑為d=10mm，則其軸向抗拉強(qiáng)度為：
＝F/=12.64/3.145=100MPa<1100Mpa
符合抗拉強(qiáng)度要求。
通過上述計(jì)算和汽車設(shè)計(jì)手冊(cè)確定齒輪軸結(jié)構(gòu)，其中最小出直徑為10mm，其余部分尺寸根據(jù)實(shí)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖
3.4.4齒輪軸強(qiáng)度校核
計(jì)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(cè)、右側(cè)
(3.20)
在垂直面上，a-a剖面左側(cè)
(3.21)
a-a剖面右側(cè)
(3.22)
合成彎矩，a-a剖面左側(cè)
(3..23)
a-a剖面右側(cè)
(3.24)
作出彎矩圖如下圖3.7所示。
圖3.7齒輪軸受力簡(jiǎn)圖
顯然，a-a是危險(xiǎn)剖面，因?yàn)槠鸷铣蓮澗刈畲蟆?
軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核
彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力按照式(3.25)計(jì)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(yīng)力和切應(yīng)力的尺寸系數(shù)；ψσ，ψτ—應(yīng)力幅等效系數(shù)；Kσ，Kτ—有效應(yīng)力集中系數(shù)；σm，τm—彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下的平均應(yīng)力，MPa；σa，τa—彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下的應(yīng)力幅，Mpa。
查閱《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(yīng)力與應(yīng)力副分別為：
將上述結(jié)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(shè)計(jì)符號(hào)要求。
3.6其他標(biāo)準(zhǔn)零件的選擇
（1）六角螺栓的選擇
根據(jù)GB5780-2000，螺紋規(guī)格d=M6，具體數(shù)據(jù)如下圖：
（2）墊圈的選擇
根據(jù)GB848-85,選擇的墊圈具體數(shù)據(jù)如下圖:
（3）油封的選擇
根據(jù)JB/ZQ4606-86和軸徑選取氈圈油封,主要參數(shù)如下:
本次設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向器采用人工定期潤(rùn)滑，潤(rùn)滑脂選擇石墨鈣基潤(rùn)滑脂（ZBE36002-88）中的ZG-S潤(rùn)滑脂。密封時(shí)選擇密封件為旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈，型號(hào)FB1630GB13871-1992。
小結(jié)：本章對(duì)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)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(duì)主要部件進(jìn)行了強(qiáng)度校核。對(duì)標(biāo)準(zhǔn)連接件進(jìn)行了選擇。最終裝配效果如下圖3.8所示。
圖3.8轉(zhuǎn)向器二維裝配圖
4 液壓助力系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1動(dòng)力缸設(shè)計(jì)計(jì)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(zhǎng)期工作的壓力，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(yīng)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(jī)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?？扇?；本次設(shè)計(jì)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(shí)；
(3)作用力效率：由排出口背壓所產(chǎn)生的反向作用力造成，當(dāng)排油直接回油箱時(shí)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(shí)際作用力，；—負(fù)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(nèi)徑D
缸筒內(nèi)徑按照下式進(jìn)行計(jì)算選取:
(4.3)
根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(jì)算壁厚，mm，當(dāng)時(shí)，按照 ，這里,其中是缸筒材料的抗拉強(qiáng)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(yīng)按照齒條的極限行程來(lái)設(shè)計(jì)，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(dǎo)向長(zhǎng)度
導(dǎo)向長(zhǎng)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(dǎo)向長(zhǎng)度應(yīng)滿足：
(4.5)
將得出的記過帶入得：H28.4mm。
導(dǎo)向套滑動(dòng)面的長(zhǎng)度A，在缸徑小于或等于80mm時(shí)，取A=(0.6~1.0)D=
24~40mm；活塞寬度取B=0.3D=12mm。
4.2.7導(dǎo)向套的設(shè)計(jì)計(jì)算
導(dǎo)向套作為動(dòng)力缸的導(dǎo)向零件，起著十分重要的作用。其結(jié)構(gòu)如下圖4.2所示。
圖4.2導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)圖
其中導(dǎo)向套的長(zhǎng)度可用下式計(jì)算：
（4.6）
式中： —活塞工作行程，本處為130mm；—?jiǎng)恿Ω字睆?，本處?0mm；
將上述參數(shù)帶入公式(4.6)得：
（4.7）
取導(dǎo)向套長(zhǎng)度H為20mm，則B=d/3=10mm，所以取B=10mm。
4.2控制閥設(shè)計(jì)計(jì)算
本次設(shè)計(jì)選取的油路換向閥為轉(zhuǎn)閥式。轉(zhuǎn)閥的主要參數(shù)包括預(yù)開隙的寬度、軸向長(zhǎng)度、旋轉(zhuǎn)扭桿剛度等[10]。
(1) 預(yù)開隙：預(yù)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(yù)開隙過小，使背壓過高；預(yù)開隙過大，操縱力矩增加。當(dāng)沒有坡口的情況下，預(yù)開隙的突然關(guān)閉會(huì)導(dǎo)致壓力驟然上升，但這可以由坡口去有效解決。
預(yù)開隙的寬度一般控制在方向盤單向空行程的2°~3°范圍，轉(zhuǎn)閥最大相對(duì)轉(zhuǎn)角是閥芯限位槽接觸時(shí)的位置，一般控制在單向6°~8°，閥口全關(guān)閉位置應(yīng)在最大相對(duì)轉(zhuǎn)角的80%~90%范圍內(nèi)，這里取預(yù)開隙寬度為2°，轉(zhuǎn)閥最大相對(duì)轉(zhuǎn)角為6°，閥口全關(guān)閉位置在4.8°處。
2）軸向長(zhǎng)度
轉(zhuǎn)閥軸向長(zhǎng)度指轉(zhuǎn)閥閥芯的長(zhǎng)度，其值影響油路的空間布置，分配閥內(nèi)部的旋轉(zhuǎn)阻力等。查閱相關(guān)資料，選取軸向長(zhǎng)度為120mm。
3）扭桿尺寸
駕駛者的轉(zhuǎn)向意圖通過扭桿傳遞到分配閥，由扭桿控制分配閥的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。扭桿剛度直接影響轉(zhuǎn)向操縱手力，當(dāng)然影響轉(zhuǎn)向操縱手力的因素還有油壓、流量、轉(zhuǎn)發(fā)尺寸參數(shù)、閥芯轉(zhuǎn)動(dòng)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(diào)整手力的大小，調(diào)整相對(duì)容易。
扭桿所受的扭矩M按照下式計(jì)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(zhǎng)度，mm； —扭桿兩端相對(duì)轉(zhuǎn)角。
在具體設(shè)計(jì)過程中，扭桿的長(zhǎng)度取L=80.958mm，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，駕駛員作用在方向盤上的手力應(yīng)在30~50N，這里這里取，則作用在扭桿上的扭轉(zhuǎn)力矩。
當(dāng)時(shí)，轉(zhuǎn)閥達(dá)到最大油壓，這時(shí)扭桿的直徑應(yīng)滿足
(4.9)
取d=4mm，兩端采用圓柱銷分別與轉(zhuǎn)向小齒輪和閥芯連接，連接部分直徑為d0=6mm.
4）限位機(jī)構(gòu)
閥芯與閥套之間設(shè)計(jì)有限位機(jī)構(gòu)，當(dāng)閥芯相對(duì)于閥套轉(zhuǎn)過一個(gè)小角度（這里取6°）后，限位機(jī)構(gòu)即起作用[11]。限位機(jī)構(gòu)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(zhuǎn)向輪的純機(jī)械連接。轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)如下圖4.3所示。
圖4.3 轉(zhuǎn)閥三維結(jié)構(gòu)圖
4.4油泵的選擇
由液壓元件手冊(cè)選擇葉片泵型號(hào)為YB—D10,其主要參數(shù)有：排量 10；額定壓力10；額定轉(zhuǎn)速1000,最高轉(zhuǎn)速2000r/min；驅(qū)動(dòng)功率2.2；外形尺寸。
4.5管路的設(shè)計(jì)
油管的內(nèi)徑d可按下式計(jì)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(jù)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(nèi)徑6mm；油泵排油管內(nèi)徑：4mm；回油管路內(nèi)徑4mm；短管或局部收縮處內(nèi)徑：3mm。
各油管長(zhǎng)度根據(jù)實(shí)際空間布置要求提出。
小結(jié)：本章設(shè)計(jì)了液壓助力系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計(jì)。主要包括液壓缸和換向閥的設(shè)計(jì)計(jì)算。油泵的選擇和管路的設(shè)計(jì)。液壓助力轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
5.1轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
連接轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向器的機(jī)構(gòu)成為轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)。轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)方案取決于轉(zhuǎn)向器類型和布置，對(duì)于本課題設(shè)計(jì)的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，只需要雙十字軸式萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)即可。其設(shè)計(jì)主要體現(xiàn)在轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)空間角度布置。
圖5.1轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)示意圖
雙十字軸式萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)如圖5.1所示，其中軸1為上轉(zhuǎn)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(wàn)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(zhuǎn)向柱段需要根據(jù)汽車駕駛室內(nèi)人機(jī)工程學(xué)的相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和要求進(jìn)行設(shè)計(jì)和布置，而下轉(zhuǎn)向柱是直接與轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向閥的閥芯輸入端相連接，所以操縱機(jī)構(gòu)的空間角度布置可以具體化為：首先確定轉(zhuǎn)向器和上轉(zhuǎn)向柱總成的布置，然后調(diào)整中間軸來(lái)使空間角度滿足力矩波動(dòng)要求[12]。轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)如下圖5.2所示。
圖5.2轉(zhuǎn)向系操縱機(jī)構(gòu)
1）上轉(zhuǎn)向柱布置
方向盤距汽車對(duì)稱面的橫向距離可參考《汽車設(shè)計(jì)》圖1-25和表1-17，駕駛座座椅中心面至前門后支柱內(nèi)側(cè)的距離一般為330~390mm，折算到距汽車對(duì)稱面的橫向距離為392.5~442.5mm，這里根據(jù)轉(zhuǎn)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(jù)實(shí)車測(cè)量，取652mm。上轉(zhuǎn)向柱的布置角度參考《汽車設(shè)計(jì)》圖1-24和表1-16，一般取20~35°，這里參考相關(guān)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(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)空間角度布置
確定好上轉(zhuǎn)向柱和轉(zhuǎn)向器的位置后，在CATIA裝配界面中，測(cè)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(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)空間角度
3）力矩波動(dòng)校核
轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)的雙十字軸式萬(wàn)向節(jié)可以等效為一個(gè)等效單十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，等效夾角為
(5.1)
為了達(dá)到最佳的傳動(dòng)性能，則希望等效夾角盡可能小，從上式（5.1）可以看出，當(dāng)桅+胃=180擄時(shí)，等效夾角取得最小值，為
轉(zhuǎn)向管柱的力矩波動(dòng)范圍是，即0.954~1.048。為了達(dá)到一個(gè)較好的轉(zhuǎn)向盤手感，對(duì)轉(zhuǎn)向力矩的波動(dòng)目標(biāo)要求為5%，也就是波動(dòng)范圍是0.95~1.05，可見轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)空間角度布置符合力矩波動(dòng)要求。故中間軸即軸2兩端萬(wàn)向節(jié)相位角取為（也可理解為）。
5.2轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
低于采用齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，其構(gòu)成為轉(zhuǎn)向節(jié)臂、轉(zhuǎn)向梯形臂、轉(zhuǎn)向橫拉桿等，齒條取代了轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向縱拉桿[13]。它們共同構(gòu)成一個(gè)傳遞力和運(yùn)動(dòng)的傳動(dòng)桿系，將駕駛者的意圖準(zhǔn)確無(wú)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(qiáng)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(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的各元件間采用球形鉸接．各傳動(dòng)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(fù)雜的相對(duì)運(yùn)動(dòng)。球銷的制造材料選用12CrNi3A、18MnTi或20CrN[14] 。根據(jù)汽車設(shè)計(jì)書表7-4選取球頭直徑為22mm，工作表面經(jīng)滲碳或淬火處理，增加起硬度，增加起耐磨性。
基于上述設(shè)計(jì)要求，并根據(jù)整車布置要求，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)各桿件的設(shè)計(jì)尺寸如下表4.1所示。
表4.1 傳動(dòng)桿件設(shè)計(jì)參數(shù)
轉(zhuǎn)向搖臂（mm）
--
轉(zhuǎn)向縱拉桿（mm）
--
轉(zhuǎn)向節(jié)臂（mm）
140
轉(zhuǎn)向梯形臂（mm）
200
轉(zhuǎn)向橫拉桿（mm）
600
液壓助力轉(zhuǎn)向系裝配效果如下所示：
6 結(jié) 論
本次設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容：通過查找相關(guān)文獻(xiàn)了解轉(zhuǎn)向系的組成以及與設(shè)計(jì)相關(guān)的重要參數(shù)。了解齒輪齒條動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的分類與布置形式。通過查閱資料，確定設(shè)計(jì)轎車用齒輪齒條動(dòng)力轉(zhuǎn)向系所需要的基本參數(shù)，例如軸距，輪距，汽車總質(zhì)量等。利用擬定的基本設(shè)計(jì)參數(shù)，對(duì)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器進(jìn)行設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)，根據(jù)要求選定液壓助力系統(tǒng)的布置形式并進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，包括液壓缸的尺寸，轉(zhuǎn)閥類型等。設(shè)計(jì)出與齒輪齒條轉(zhuǎn)向器相匹配的液壓助力系統(tǒng)后，根據(jù)空間布置要求，設(shè)計(jì)出轉(zhuǎn)向桿系的尺寸。最后繪制零件圖和裝配圖，完成設(shè)計(jì)說明書。
通過本次對(duì)齒輪齒條動(dòng)力轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)，使我對(duì)汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的組成和具體結(jié)構(gòu)有了更為全面的了解。相信會(huì)對(duì)我以后的工作有很大的幫助。
參 考 文 獻(xiàn)
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附錄1：外文翻譯
有效的前轉(zhuǎn)向系統(tǒng)手輪轉(zhuǎn)矩的可靠控制
主動(dòng)前轉(zhuǎn)向（AFS）系統(tǒng)已經(jīng)被用作一種有前途的技術(shù)，可以提高車輛的轉(zhuǎn)向便攜性和處理穩(wěn)定性。它采用轉(zhuǎn)向電機(jī)實(shí)現(xiàn)可變轉(zhuǎn)向比和車輛穩(wěn)定性控制的功能。然而，由于額外的轉(zhuǎn)向角度引起的手輪扭矩出現(xiàn)意想不到的嚴(yán)重問題。在本文中，基于線性輪胎模型設(shè)計(jì)了最佳手輪扭矩?？紤]到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和車輛的不確定性和干擾，開發(fā)了一個(gè)H∞控制器，以確保手輪扭矩準(zhǔn)確而快速地遵循參考轉(zhuǎn)矩。 仿真表明，所提出的控制器可以補(bǔ)償不自然的反作用力矩，為司機(jī)提供良好的轉(zhuǎn)向感。
1介紹
最近，主動(dòng)前轉(zhuǎn)向（AFS）已經(jīng)被開發(fā)為一種有前途的技術(shù)，可以提高車輛的轉(zhuǎn)向可移植性和交付穩(wěn)定性[1,2]。 與傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相比，AFS系統(tǒng)采用行星齒輪組和電動(dòng)馬達(dá)提供額外的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向馬達(dá)施加的附加轉(zhuǎn)向角將引起嚴(yán)重問題。由于手輪機(jī)械地連接到前輪，所以由附加轉(zhuǎn)向角產(chǎn)生的反作用轉(zhuǎn)矩將直接傳遞給駕駛員。這種不自然的扭矩不僅會(huì)加劇轉(zhuǎn)向舒適度，而且會(huì)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(gè)問題，在以前的幾項(xiàng)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(wú)功轉(zhuǎn)矩控制方法。該方法控制來(lái)自路面的反作用扭矩的增益和頻率，以防止轉(zhuǎn)向干擾，使駕駛員能夠安全地操作方向盤。但它需要準(zhǔn)確測(cè)量反應(yīng)轉(zhuǎn)矩。
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