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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(jìn)行了簡要分析。以此為理論基礎(chǔ)，以某汽車的相關(guān)參數(shù)設(shè)計(jì)了四輪轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)向器。包括前輪轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)計(jì)算，后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器的設(shè)計(jì)，齒條等強(qiáng)度的計(jì)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(yīng)快，轉(zhuǎn)向能力強(qiáng)，直線行駛穩(wěn)定。前輪轉(zhuǎn)向器是四輪轉(zhuǎn)向的基礎(chǔ)部件，是電機(jī)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(shè)計(jì)，為四輪轉(zhuǎn)向技術(shù)整體設(shè)計(jì)提供了基礎(chǔ)。 關(guān)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(shè)計(jì)方案選擇 - 6 - 2.1 各傳感器位置確定 - 6 - 2.2 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求 - 7 - 2.3 轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì) - 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(shè)計(jì)計(jì)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(guān)系 - 12 - 3.5 參數(shù)選擇 - 14 - 3.5.1轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角計(jì)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(shè)計(jì) - 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(yùn)動分析 - 21 - 3.9 齒輪齒條傳動受力分析 - 22 - 3.10 彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 26 - 3.11 齒輪軸軸承的校核 - 28 - 3.12 電機(jī)選擇 - 29 - 3.12.1助力轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 - 29 - 3.12.2電動機(jī)參數(shù)的選擇和計(jì)算 - 29 - 3.13 本章小結(jié) - 30 - 第四章 后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器設(shè)計(jì)計(jì)算 - 31 - 4.1 執(zhí)行器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) - 31 - 4.2 齒條設(shè)計(jì)計(jì)算 - 31 - 4.3 回位彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 31 - 4.4 電機(jī)選擇 - 33 - 4.4.1助力轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 - 33 - 4.4.2電動機(jī)參數(shù)的選擇和計(jì)算 - 33 - 4.5 本章小結(jié) - 34 - 結(jié)論 - 35 - 致謝 - 36 - 參考文獻(xiàn) - 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(qiáng)汽車在高速行駛或在側(cè)向風(fēng)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(jī)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(shí)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(jìn)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(yīng)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(diǎn)。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(dá)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(xué)、浙江大學(xué)開始進(jìn)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(jī)構(gòu)學(xué)術(shù)研討會上臺北科技大學(xué)代表分享了后輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)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(chǔ)。 【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(dāng)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(dāng)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(biāo)主要包括： 1.減小側(cè)向加速度響應(yīng)和橫擺角速度響應(yīng)的滯后； 2.減小汽車的側(cè)偏角； 3.增強(qiáng)汽車的行進(jìn)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(yīng)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(yīng)特性的影響，并保持所期望的汽車轉(zhuǎn)向響應(yīng)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(xué)習(xí)、自適應(yīng)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(shè)計(jì)采用具有自學(xué)習(xí)、自適應(yīng)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(dāng)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(dāng)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(dāng)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(shè)計(jì)說明】 由于本項(xiàng)技術(shù)的特殊性，和時間關(guān)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(jìn)行了設(shè)計(jì)。對于懸架系統(tǒng)和和后輪轉(zhuǎn)向梯形只是提出了設(shè)計(jì)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(jī)構(gòu)進(jìn)行切換。） 前輪齒輪齒條轉(zhuǎn)向器采用空心電機(jī)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(diǎn)，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(jī)、轉(zhuǎn)向盤等組成。當(dāng)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(jī)的轉(zhuǎn)速信號。ECU根據(jù)轉(zhuǎn)向力矩大小和方向、發(fā)動機(jī)或電動機(jī)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(yù)先設(shè)計(jì)的助力特性曲線計(jì)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(yīng)的控制信號給驅(qū)動電路，由驅(qū)動電路提供相應(yīng)的電流給助力電機(jī)，助力電機(jī)輸出的轉(zhuǎn)矩，由減速機(jī)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(shè)定值則控制助力電機(jī)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(jī)構(gòu)驅(qū)動轉(zhuǎn)向齒條的電動機(jī)。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(diǎn)火開關(guān)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(shè)計(jì)，為四輪轉(zhuǎn)向整體設(shè)計(jì)提供了基礎(chǔ)。 - 35 - 第二章 設(shè)計(jì)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(guān)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(jī)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(dāng)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(jī)內(nèi),此傳感器與前輪轉(zhuǎn)角傳感器相似，如上圖，當(dāng)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(guān)下方的轉(zhuǎn)向柱上。轉(zhuǎn)角傳感器采用霍爾效應(yīng)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(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求 1．運(yùn)動學(xué)上應(yīng)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(guān)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?。Q之為“路感”。 3．當(dāng)作用在轉(zhuǎn)向盤上的切向力時，動力轉(zhuǎn)向器就應(yīng)開始工作。 4．轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向盤應(yīng)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(jī)械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。 2.3 轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì) 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(yùn)動軌跡，都必須完全符合它的自然運(yùn)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(guān)系 （2.1） 圖（2-3）L:前后輪軸距 K:兩輪轉(zhuǎn)向主銷距離 但實(shí)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(dǎo)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(guān)系 圖（2-4） 前輪與后輪同向轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)角關(guān)系： （2.2） 前輪與后輪反向轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)角關(guān)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(xì)介紹，并且對此結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向梯形進(jìn)行分析，對前輪轉(zhuǎn)向器和后輪執(zhí)行器的設(shè)計(jì)提供了基礎(chǔ)。 第三章 齒輪齒條電動助力轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)計(jì)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(diǎn)、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(diǎn)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(yàn)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(jì)算 （3.1） 式中，為螺桿的螺線導(dǎo)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(jī)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(jī)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(jì)算 （3.2） 式(3.1)和式(3.2)表明：增加導(dǎo)程角，正、逆效率均增大。受增大的影響不宜取得過大。當(dāng)導(dǎo)程角小于或等于摩擦角時，逆效率為負(fù)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(dǎo)程角必須大于摩擦角。通常螺線導(dǎo)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(jī)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(jī)構(gòu)的角傳動比，即。 3.4.1力傳動比與角傳動比的關(guān)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(guān)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(diǎn)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(dāng)主銷偏移距a小時，力傳動比應(yīng)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(biāo)準(zhǔn)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(dāng)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(dāng)齒輪具有標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)和標(biāo)準(zhǔn)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(yùn)轉(zhuǎn)。如果齒條中部(相當(dāng)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(shè)計(jì)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(fù)荷大小和對汽車機(jī)動能力的要求。若轉(zhuǎn)向軸負(fù)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(yīng)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(jī)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(yīng)加大，使駕駛員精確控制轉(zhuǎn)向輪的運(yùn)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(xiàng)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(jì)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(dāng)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(jì)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(yīng)有足夠的強(qiáng)度。欲驗(yàn)算轉(zhuǎn)向系零件強(qiáng)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(jì)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(fù)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(shè)計(jì) 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(yùn)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(shè)計(jì)參數(shù) 項(xiàng)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(dāng)?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(dǎo)向座將齒條支撐在轉(zhuǎn)向器殼體上。齒條的橫向運(yùn)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(shè)計(jì)參數(shù) 項(xiàng)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(dāng)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(yù)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(jìn)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(xiàng)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(dǎo)向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導(dǎo)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(dǎo)向座的調(diào)節(jié)使齒輪、齒條間有一定預(yù)緊力，預(yù)緊力會影響轉(zhuǎn)向沖擊、噪聲及反饋。 表（3-5）導(dǎo)向座 項(xiàng)目 符號 尺寸參數(shù)（mm） 導(dǎo)向座外徑 L3 38 導(dǎo)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(dāng)轉(zhuǎn)向盤從鎖點(diǎn)向鎖點(diǎn)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(diǎn)轉(zhuǎn)向鎖點(diǎn)。這種傳動比過于小，因?yàn)檗D(zhuǎn)向盤最輕微的運(yùn)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(jì)算傳動比，可將鎖點(diǎn)到鎖點(diǎn)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(yùn)動分析 圖（3-3） 當(dāng)轉(zhuǎn)向盤從鎖點(diǎn)向鎖點(diǎn)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(dāng)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?xí)rOA，齒條左端點(diǎn)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(yīng)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(jì)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(diǎn)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(diǎn)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(jì)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(qiáng)度校核 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》[3]查得，， =60/100=0.6 a-a截面左側(cè) 軸的疲勞強(qiáng)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(yīng)力σb=MW=77242.45994.38= 77.7Mpa 應(yīng)力幅σa=σb=54.3MPa 平均應(yīng)力 σm=0 切應(yīng)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(shè)計(jì)計(jì)算 設(shè)計(jì)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(jì)算彈簧絲直徑 表（3-6） 彈簧絲直徑的計(jì)算 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算依據(jù)和內(nèi)容 計(jì)算結(jié)果 選擇旋繞比 估算 初算彈簧絲直徑 計(jì)算曲度系數(shù) 計(jì)算彈簧絲的許用切應(yīng)力 計(jì)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(jì)算 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算依據(jù)和內(nèi)容 計(jì)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(yàn)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(yù)期壽命L’h=12000h 初步計(jì)算當(dāng)量動負(fù)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(jì)算軸承應(yīng)有的基本額定動負(fù)荷C’r 查表得,ft=1,又ε=3 初選軸承型號查《機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計(jì)手冊》,選擇6204軸承,Cr=12.8KN，其基本額定靜負(fù)荷cor=6.65KN 驗(yàn)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(yīng)為1.6 計(jì)算當(dāng)量動載荷 Pr=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×1411×43/75+1.6×469)=1444N 驗(yàn)算6204軸承的壽命 Lh=16667n(ftcrpr)2=16667151×1280014443=773917h 即高于預(yù)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(jī)選擇 3.12.1助力轉(zhuǎn)矩的計(jì)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(yīng)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(jī)參數(shù)的選擇和計(jì)算 采用空心電機(jī)驅(qū)動螺桿 電動機(jī)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(jī)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(jìn)行了系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，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(dá)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(jī)助力系統(tǒng)，此系統(tǒng)具有節(jié)能，反應(yīng)迅速，沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低等諸多優(yōu)點(diǎn)。 第四章 后輪轉(zhuǎn)向執(zhí)行器設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 執(zhí)行器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 執(zhí)行器包含一個通過循環(huán)球螺桿機(jī)構(gòu)驅(qū)動轉(zhuǎn)向齒條的電動機(jī)。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(diǎn)火開關(guān)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(shè)計(jì)計(jì)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(shè)計(jì)計(jì)算 安裝在執(zhí)行器內(nèi)的電機(jī)考慮到電機(jī)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(jì)算 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算依據(jù)和內(nèi)容 計(jì)算結(jié)果 選擇旋繞比 估算 初算彈簧絲直徑 計(jì)算曲度系數(shù) 計(jì)算彈簧絲的許用切應(yīng)力 計(jì)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(jì)算 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算依據(jù)和內(nèi)容 計(jì)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(jī)選擇 4.4.1助力轉(zhuǎn)矩的計(jì)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(jī)參數(shù)的選擇和計(jì)算 采用空心電機(jī)驅(qū)動螺桿 電動機(jī)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(jī)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(jī)應(yīng)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(jìn)行分析后，設(shè)計(jì)了執(zhí)行器結(jié)構(gòu)。并且通過對轉(zhuǎn)向力矩的計(jì)算，計(jì)算出了轉(zhuǎn)向齒條直徑，從而計(jì)算出了電機(jī)所需的功率。 結(jié)論 本文針對四輪轉(zhuǎn)向這項(xiàng)新技術(shù)展開工作，通過對四輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的分析，設(shè)計(jì)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(yīng)用奠定了基礎(chǔ)。 1．設(shè)計(jì)了具有電動助力的前輪轉(zhuǎn)向器，此轉(zhuǎn)向器能夠?yàn)?WS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(jìn)的技術(shù)而設(shè)計(jì)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?yàn)闀r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(jìn)一步研究。 致謝 本文是在導(dǎo)師XX教授的悉心指導(dǎo)下獨(dú)立完成的，從論文的選題、設(shè)計(jì)到開題報(bào)告乃至論文的最終完成，都得到了導(dǎo)師的悉心指導(dǎo)和熱情關(guān)懷。導(dǎo)師嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膶W(xué)風(fēng)，精益求精的工作作風(fēng)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(diǎn)下不僅樹立了遠(yuǎn)大的學(xué)術(shù)目標(biāo)、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(jǐn)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(xué)習(xí)，順利完成學(xué)業(yè)，謝謝你們。 最后真誠的感謝評閱論文的各位專家、教授。 參考文獻(xiàn) 1 郭新華 汽車構(gòu)造 高等教育出版社 2008.9 2 余志生 汽車?yán)碚? 機(jī)械工業(yè)出版社 2009.3 3 王宇忘 汽車設(shè)計(jì) 機(jī)械工業(yè)出版社 2004.8 4 王黎欽 機(jī)械設(shè)計(jì) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 2008.8 5 李涵武 汽車電器與電子技術(shù) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 2006.7 6 吳忠擇 機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊 化學(xué)工業(yè)出版社 2004 7 劉品 機(jī)械精度設(shè)計(jì)與檢測基礎(chǔ) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 2007 8 李鉑 四輪主動轉(zhuǎn)向的而自由度魯棒控制 中國機(jī)械工程 2004.9 9 董志然 汽車操縱性優(yōu)化技術(shù)的研究 學(xué)位論文 2008 10 殷國棟 四輪轉(zhuǎn)向車輛操縱魯棒控制及其快速開發(fā)試驗(yàn)平臺研究 學(xué)位論文 2007 11 徐正會 四輪轉(zhuǎn)向車輛重心側(cè)滑角控制系統(tǒng)之機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 第八屆全國機(jī)構(gòu)與機(jī)器設(shè)計(jì)學(xué)術(shù)研討會 2005 12 汪東明 四輪轉(zhuǎn)向汽車的轉(zhuǎn)向特性及控制技術(shù) 現(xiàn)代機(jī)械 2003 13 林程 四輪轉(zhuǎn)向車輛多體仿真與實(shí)驗(yàn)研究 汽車工程 2005 14 牟春燕 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的控制策略 煙臺師范學(xué)院學(xué)報(bào) 2006 15 吳文江 電動轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)跟隨性研究 機(jī)械工程學(xué)報(bào) 2004 16 姚永健 四輪轉(zhuǎn)向汽車的非線性模型及其動力方程 華南理工大學(xué)學(xué)報(bào) 2003