哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） I 摘 要 本文主要研究了 四輪轉向傳動 系統(tǒng)的基本結構和工作原理，并對四輪轉向傳動路線進行了簡要分析。 以此為理論基 礎，以某汽車的相關參數設計了四輪轉向轉向器 。包括前輪轉向器 的設計計算，后輪 轉向 執(zhí)行器的設計，齒條等強度的計算。四輪轉向傳動系主要是通過車速 傳感器、前輪轉角傳感器、前輪轉速傳感器、方向盤轉角傳感器、后輪轉角傳感器 、后輪轉速傳感器，發(fā)送信號到四輪轉向控制器內，信號經過處理，得出后輪所需的轉角大小及方向，控制執(zhí)行器完成轉向。此系統(tǒng)可以改善車輛低速的轉向靈活性和高速時的操縱穩(wěn)定性，使汽 車在轉向時響應快，轉向能力 強，直線行駛穩(wěn)定。 前輪轉向器是四輪轉向的基礎部件，是電機助力的齒輪齒條轉向器。后輪執(zhí)行器是驅動后輪轉向的主要 部件。 通過對前輪轉向器 和后輪執(zhí)行器的設計，為四輪轉向技術整體設計提供了基礎。 關鍵詞 四輪轉向，齒輪齒條電動助力轉向器，后輪 轉向 執(zhí)行器 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） II 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 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） III 目錄 摘要 . I Abstract . II 目錄 . III 第一章 緒論 .- 1 - 第二章 設計方案選擇 .- 7 - 2.1 各傳感器位置確定 .- 7 - 2.2 轉向機構的設計要求 .- 8 - 2.3 轉向梯形設計 .- 9 - 2.4 本章小結 .- 11 - 第三章 齒輪齒條電動助力轉向器設計計算 .- 11 - 3.1 轉向器的效率 .- 11 - 3.2 轉向器正效率 + .- 11 - 3.3 轉向器逆效率 -.- 12 - 3.4 傳動比的變化特性 .- 13 - 3.4.1 力傳動比與角傳動比的關系 .- 14 - 3.5 參數選擇 .- 16 - 3.5.1轉向輪側偏角計算 .- 17 - 3.6 轉向系載荷確定 .- 18 - 3.7 轉向器的主要元件設計 .- 21 - 3.7.1 選擇齒輪齒條材料 .- 21 - 3.7.2 齒輪齒條基本參數 .- 23 - 3.7.3 轉向橫拉桿及其端部 .- 24 - 3.7.4 齒條調整 .- 25 - 3.8 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析 .- 26 - 3.9 齒輪齒條傳動受力分析 .- 27 - 3.10 彈簧的設計計算 .- 32 - 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） IV 3.11 齒輪軸軸承的校核 .- 35 - 3.12 電機選擇 .- 36 - 3.12.1 助力轉矩的計算 .- 36 - 3.12.2 電動機參數的選擇和計算 .- 37 - 3.13 本章小結 .- 38 - 第四章 后輪轉向執(zhí)行器設計計算 .- 39 - 4.1 執(zhí)行 器結構設計 .- 39 - 4.2 齒條設計計算 .- 40 - 4.3 回位彈簧的設計計算 .- 40 - 4.4 電機選擇 .- 42 - 4.4.1 助力轉矩的計算 .- 42 - 4.4.2 電動機參數的選擇和計算 .- 42 - 4.5 本章小結 .- 43 - 結論 .- 44 - 致謝 .- 45 - 參考文獻 .- 46 - 附錄 .- 47 - 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 1 - 第一章 緒論 四輪轉向 （ Four Wheel Steer） 控制技術就是在汽車行駛轉向時通過引入一定的后輪轉向來增強汽車在 高速行駛或在側向風力作用時的操縱穩(wěn)定性 、行駛安全性及改善低速時汽車的機動靈活性。 我們知道普通汽車的轉向是靠駕駛員轉動方向盤，從而帶動前輪的轉動來實現的，前輪為轉向輪。前輪轉動后，車身方向跟著改變，無 轉向 的后輪與車身的行進方向產生差距，產生偏離角，從而發(fā)生 彎力，產生轉向。由此可見，傳統(tǒng)的前輪轉向汽車有低速時轉向響應慢，回轉半徑大，轉向不靈活 ；高速時方向穩(wěn)定 性差等缺點。經過二十余年的研究， 4WS 技術已趨于成熟，日本的日產公司、馬自達公司、豐田公司，美國的福特公司、通用公司的 汽車產品上都有 裝用 4WS系統(tǒng)。 我國開展汽車四輪轉向技術研究相對較晚， 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、浙江大學開始進行 4WS 控制方法的研究。近年來，由于電子控制技術的快速發(fā)展，以及國內愈趨緊張的交通狀況，四輪轉向控制技術越來越被汽車廠商及各高校重視，在 2003 年和2005 年海峽連桿機構學術研討會上臺北科技大學代表分享了后輪轉向機構設計以及四輪轉向控制防 側滑等理論成果。 通過對目前四輪轉向技術的研究，我參照已有車型的參數設計了四輪轉向的前輪轉向器和后輪轉向執(zhí)行器，為國內四輪轉向技術的發(fā)展提供基礎。 【技術說明 】 后輪轉向與前輪主要有兩個不同的相位轉角 ， 當車速較低時后輪與前輪轉向相反稱為逆向位轉角 如圖（ 1-1） ，當車速較高時后輪與前輪轉向相同稱為同相位轉角 如圖（ 1-2） 。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 2 - （ a） 2WS （ b） 4WS 圖（ 1-1） 4WS 低速時逆向位 轉向 （ a） 2WS （ b） 4WS 圖（ 1-2） 4WS 高速時同向位轉向 四輪轉向系統(tǒng)的控制目標主要包括： 1.減小側向加速度響應和橫擺角速度響應的滯后； 2.減小汽車的側偏角； 3.增強汽車 的行進穩(wěn)定性； 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 3 - 4.改善低速范圍汽車的操縱性； 5.改善汽車的轉向響應性能； 6.抵制由汽車自身參數變化因素對汽車轉向響應特性的影響，并保持所期望的汽車轉向響應特性； 后輪主動轉向主要采用以下幾種控制模式： 1.定前后輪轉向比轉向系 統(tǒng)； 2.前輪參數控制后輪轉向（前饋型） 3.前后輪轉向比是前輪轉角函數的四輪轉向系統(tǒng)； 4.前后輪轉向比是車速函數的四輪轉向系統(tǒng)； 5.具有反相特性的四輪轉向系統(tǒng)； 6.具有最優(yōu)來控制的四輪轉向系統(tǒng)； 7.具有自學習、自適應能力的四輪轉向系統(tǒng)。 四輪轉向系統(tǒng)的控制方法 ：前饋加反饋控制即前輪轉向角比例前饋加橫擺角速度比例反饋控制，控制后輪轉向，并且使汽車質心處的側偏角始終為零。 本設計采用 具有自學習、自適應能力 的控制策略， 的四輪轉向技術。主要工作形式是四輪轉向控制器收集各傳感器輸入的信號，通過處理信號，確定 后輪所需的轉角大小及方向，將蓄電池電壓輸送到后輪轉向執(zhí)行器完成轉向 如圖（ 1-3） 。 1- 車速傳感器 2-方向盤轉角傳感器 3-后輪轉速傳感器 4-執(zhí)行器電源輸入端 5-后輪 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 4 - 轉向執(zhí)行器 6-后輪轉角傳感器 7-四輪轉向控制單元 8-前輪轉角傳感器 圖（ 1-3）四輪轉向示意圖 四輪轉向的工作特性：當車速低于 29km/h 時，如果轉向盤轉動，后輪會立即開始向與前輪相反的方向轉動，在車速為零時，后輪最大轉角是 6 度。后輪轉角減小程度隨車速變化，在車速為 29km/h 時后輪轉角幾 乎是零。當車速為 29km/h 時，轉向盤在最初 200 轉角內后輪轉向與前輪方向一致。在這個車速范圍內，轉向盤轉角大于 200 時后輪會轉向相反的方向。 當車速提高到 96km/h，并且轉向盤轉角是 100 時，那么后輪將會向前輪的方向轉動約 1 。在這個車速下，如果轉向盤轉動 500 ，后輪將會向前輪相反方向轉動大約 1 【設計說明】 由于本項技術的特殊性，和時間關系 ，只對前輪電動助力轉向轉向器，和后輪轉向執(zhí)行器進行了設計。對于懸架系統(tǒng)和和后輪轉向梯形只是提出了設計方向。（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，現有車型 -寶馬七系，后輪轉向梯形可采用雙梯形，使用兩套機構進行切換。 ） 前輪齒輪齒條轉向器采用空心電機驅動螺桿助力 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，其整體結構如 圖 （ 1-4） 所示。 圖（ 1-4）前輪轉向器 由電子控制單元（ Electric Control Unit,簡稱 ECU）轉矩傳感器（ Torque Sensor），前輪角度傳感器（ Rotation Speed sensor）電動機（ Motor）、轉向盤（ Steering Wheel）等組成。當駕駛員轉動方向盤時，電動 助力轉向系統(tǒng)開始工作，轉向盤角度和扭矩傳感器把方向盤的輸入信號（轉向力矩和 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 5 - 旋轉角度），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)動機的轉速信號。 ECU 根據轉向力矩大小和方向、發(fā)動機或電動機轉速、車速、方向盤轉角、方向盤轉速等信號，判斷是否需要助力及助力的大小和方向。若需要助力，則依據預先設計的助力特性曲線計算出必要的助力力矩，并按照一定的控制策略和算法，輸出相應的控制信號給驅動電路，由驅動電路提供相應的電流給助力電機，助力電機輸出的轉矩，由減速機構放大后再傳送給轉向軸起助力轉 向的作用，從而完成轉向助力的功能。若出現故障或車速超出設定值則控制助力電機停止輸出，系統(tǒng)不提供助力，系統(tǒng)轉為人工手動轉向。由于電控單元可以采集車速、方向盤的轉矩和轉角信號，所以 EPS 提供的助力大小可以根據控制策略調整。 后輪轉向執(zhí)行器 如 圖 （ 1-5） 所示 1- 轉向軸螺桿 2-后輪轉角 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)球螺桿機構驅動轉向齒條的電動機。轉向橫拉桿是從 轉向執(zhí)行器連接到后輪轉向節(jié)臂和轉向節(jié)處，執(zhí) 行器內的回位彈簧在點火開關 斷開，或四輪轉向系統(tǒng)失效時將后輪推回直線行駛位置。一個后輪轉角 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 6 - 傳感器 安裝在后輪轉向執(zhí)行器內 。 通過對前輪轉向器和后輪轉向執(zhí)行器的設計， 為四輪轉向整體設計提供了基礎。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 7 - 第二章 設計方案選擇 2.1 各傳感器位置確定 1 車速傳感器：安裝在變速內。車速傳感器將與車速相關的電壓信號送到四輪轉向系統(tǒng)電子控制模塊，這個車速信號也被送到自動變速器 內的 電子控制模塊 。 2 前 /后輪轉速傳感器：安裝在車輪輪轂上，前 /后輪轉速傳感器將前 /后輪轉速電壓信號送到四輪轉向系統(tǒng)電子控制模塊，這個車輪轉速信號也被送到ABS 電子控制模塊 。 3 前輪轉角傳感器： 前輪轉角傳感器安裝在前輪電機內這個傳感器含有一個隨循 環(huán)球螺桿旋轉的脈沖環(huán)，電子霍爾傳感元件直接安裝在脈沖環(huán)上部，如 圖 （ 2-1） 圖（ 2-1） 當安裝在轉子上的“轉角傳感器檢測凸臺”隨轉子 旋轉時， 套在轉子上的轉 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 8 - 角傳感器的 霍爾傳感元件向電子控制模塊發(fā)出脈沖數字電壓信號，顯示轉角。 4.后輪轉角傳感器：后輪轉角傳感器安裝后輪執(zhí)行器電機內 ,此傳感器與前輪轉角傳感器相似，如上圖， 當安裝在轉子上的“轉角傳感器 檢測凸臺”隨轉子旋轉時，套在轉子上的轉角傳感器的霍爾傳感元件向電子控制模塊發(fā)出脈沖數字電壓信號，顯示后輪轉角。 5.方向盤轉角傳感器：安裝在組合開關下方的轉向柱上。轉角傳感器采用霍爾效應原理結構，轉角傳感器檢測轉向盤的轉動方向、轉動速度和轉動角度。轉向盤轉動時，轉角傳感器向電子控制模塊傳送前輪轉動的信號。 6.轉向力矩傳感器：安裝在小齒輪內， 轉向力矩傳感器根據小齒輪桿的旋轉情況，檢測出轉向力的大小并輸送至控制單元 。如 圖 （ 2-2） 圖（ 2-2） 2.2 轉向機構的設計要求 1運動學上 應保持轉向輪轉角和駕駛員轉動方向盤的轉角之間保持一定的比例關系。 2隨著轉向輪阻力增大（或減?。饔迷谵D向盤上的手力必須增大（或減?。?，稱之為“路感” 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 9 - 3當作用在轉向盤上的切向力 0.025 0.190KN 時，動力轉向器就應開始工作。 4轉向后，轉向盤應自動回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。 5工作靈敏，即轉向盤轉動后，系統(tǒng)內壓力能很快增長到最大值。 6轉向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉向。 2.3 轉向梯形設計 阿克曼原理：汽車在行駛（ 直線行駛和轉彎行駛 ） 過程中，每個車輪的運動軌跡，都必須完全符合它的自然運動軌跡，從而保證輪胎與地面間處于純滾動而無滑移現象。 兩輪轉向汽車阿克曼原理如圖 （ 2-3） 轉 角 關 系 = （ 2.1） 圖（ 2-3） L:前后輪軸距 K:兩輪轉向主銷距離 但實際上的轉向中心 O 不再后輪延長線上，這時汽車將產生側傾力，將導致 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 10 - 重心偏移即重心測偏角。通過四輪轉向技術，后輪微小的轉角（ 3 ） 來控制車 輛轉彎時的側傾角，使重心側偏角減小為 零 。這樣車輛在高速行駛時能迅速改變車道，車身又不致產生大的擺動，減少了產生擺尾的可能性，同時也改善了前輪轉向不足的問題。 四輪轉向汽車阿克曼原理如 圖 （ 2-4） 轉角關系 圖（ 2-4） 前輪與后輪同向轉向轉角關系： - = （ 2.2） 前輪與后輪 反向轉向轉角關系： + = （ 2.3） 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 11 - 2.4 本章小結 本章對四輪轉向的具體結構做了詳細介紹 ，并且對此結構的轉向梯形進行分析，對前輪轉向器和后輪執(zhí)行器的設計提供了基 第三章 齒輪齒條電動助力轉向器設計計算 3.1 轉向器的效率 功率 P1從轉向軸輸入，經轉向 軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號 +表示， +=(P1 P2) Pl；反之稱為逆效率，用符號 -表示， - =(P3 P2) P3。式中， P2為轉向器中的摩擦功率； P3為作用在轉向 軸上的功率。為了保證轉向時 駕駛員轉動轉向盤輕便，要求 轉向器傳遞 正效率高。為了保證汽車轉向后轉向輪和轉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 轉向器正效率 + 影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結構特點、結構參數和制造質量等。轉向器類型、結構特點與效率 在前述四種轉向器中，齒輪齒條式、 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 12 - 循環(huán)球式轉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向器的正效率要明顯的低些。 同一類 型轉向器 ，因結構不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支撐 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構之一。第一種結構除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊片之間還存在滑動摩擦損失，故這種轉向器的效率僅有 54。另外兩種結構的轉向器效率，根據試驗結果分別為 70和 75。 轉向 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。 轉向器的結構參數與效率 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 螺桿類轉向器，其效率可用下式計算 )tan(tan00 （ 3.1） 式中， 為 螺桿的螺線導程角； 為摩擦角， ； f為摩擦因數。 3.3 轉向器逆效率 - 根據逆效率大小不同，轉向器又有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。路面作用在車輪上的力，經過轉向系可大部分傳遞到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向后，轉向輪和轉向盤自動回正。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。屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。 不可逆式轉向器，是指車輪受到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力由轉向傳動機構的零件承受，因而這些零件容易損壞。同時，它既不能 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 13 - 保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面感覺；因此，現代汽車不采用這種轉向器。極限可逆式轉向器介于上述兩者之間。在車輪受到沖擊力作用時，此力只有較小一部分傳至轉向盤。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，同時轉向傳動機構的零件所承受的沖擊力也比不可逆式轉向器要小。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算 00tantan ）（ （ 3.2） 式 (3.1)和式 (3.2)表明：增加導程角 ,正、逆效率均增大。受 -增大的影響 不宜取得過大。當導程角小于或等于摩擦角時，逆效率為負值或者 為零，此時表明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必須大于摩擦角。通常螺線導程角選在 8 10之間。 3.4 傳動比的變化特性 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比woi和轉向系的力傳動比pi從輪胎接地面中心作用在兩個轉向輪上的合力 2Fw與作用在轉向盤上的手力 之比 ， 稱 為 力 傳 動 比 ， 即 =2Fw （ 3.3） 轉向盤轉動角速度 與同側轉向節(jié)偏轉角速度 之比，稱為轉向系角傳動比woi，即；kkkwwo dddtd dtdi 式中， 為轉向盤轉角增量； 為轉向節(jié)轉角增量； 為時間增量。它又由轉向器角傳動比 和轉向傳動機構角傳動比 所組成，即 = 。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 14 - 轉向盤角速度 與搖臂軸轉動角速度 之比，稱為轉向器角傳動比 , 即pppww dddtd dtdi 。 式中 , 為搖臂軸轉角增量。此定義適用于除齒輪齒條式之外的轉向器。 搖臂軸轉動角速度 與同側轉向節(jié)偏轉角速度 之比，稱為轉向傳動機構的角傳動比 ，即kkkpkpw dddtd dtdi 。 3.4.1 力傳動比與 角傳動比的關系 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 aMF rW （ 3.4） 式中， 為主銷偏移距，指從轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支承平面的交點至車輪中心平面與支承平面交線間的距離。 作用在轉向盤上的手力 可用下式表示 SWhh DMF 2 （ 3.5） 式中， 作用在轉向盤上的力矩； 為轉向盤直徑。 將式 (3.4)、式 (3.5)代入 式（ 3.3） 得到 aMDMihswrP （ 3.6） 分析式 (3.6)可知，當主銷偏移距 a小時，力傳動比 應取大些才能保證 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 15 - 轉向輕便。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選取，而貨車的 d值在 40 60mm范圍內選取。轉 向盤直徑 根據車型不同在JB4505 86轉向盤尺寸標準中規(guī)定的系列內選取。 如果忽略摩擦損失，根據能量守恒原理， 2 可用下式表示 wokhr iddMM 2 （ 3.7） 將式 (3.7)代人式 (3.6)后得到 aDii swwoP 2 （ 3.8） 當 和 不變時，力傳動比 越大，雖然轉向越輕，但 也越大，表明轉向不靈敏。 根據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：當齒輪具有標準模數 和標準壓力角 與一個具有變模數 、變壓力角 的齒條相嚙合 ，并始終保持 時，它們就可以嚙合運轉。如果齒條中部 (相當汽車直線行駛位置 )齒的壓力角最大，向兩端逐漸減小 (模數也隨之減小 )，則主動齒輪嚙合半徑也減小，致使轉向盤 轉動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。因此，轉向器的傳動比是變化的。 隨轉向盤轉角變化，轉向器角傳動比可以設計成減小、增大或保持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的因素，主要是轉向軸負荷大小和對汽車機動能力的要求。若轉向軸負荷小，在轉向盤全轉角范圍內，駕駛員不存在轉向沉重問題。裝用動力轉向的汽車，因轉向阻力矩由動力裝置克服，所 以在上述兩種情況下，均應取較小的轉向器角傳動比并能減少轉向盤轉動的總圈數，以提高汽車的機動能力。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 16 - 轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。過小則在汽車高速直線行駛時，對轉向盤轉角過分敏感和使反沖效應加大，使駕駛員精確控制轉向輪的運動有困難。直行位置的轉向器角傳動比不宜低于 15 16。 3.5 參數選擇 1.本系統(tǒng)車型為 前置前驅 2.部分參數選取國內已有車型 前 /后輪距 K 1540/1540(mm) 軸距 L 2578(mm) 輪胎型號 205/55 R16 整備質量 1405(kg) 允許總質量 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) 最小轉彎半徑 R 6000(mm) 齒輪齒條轉向器正效率 90 表 3.1 項目 轉向小齒輪 轉向齒條 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 17 - 模數 2.5 2.5 齒數 / 6 28 法相壓力角 20 20 螺旋角 /齒傾角 140 80 變位系數 Xn 0 0 齒頂高系數 1 1 頂隙系數 0.25 0.25 3.5.1 轉向輪側偏角計算 說明：此四輪轉向技術為主動轉向技術，后輪微 小轉角（ ） 考慮 當后輪執(zhí)行器失靈時，汽車按二輪轉向技術行駛，所以轉向輪側偏角按二輪轉向汽車方法計算 如圖（ 3-1） 。 Sin 0.43 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 18 - （ 3.9） 25.470 tan 0.665 （ 3.10） 33.620 3.6 轉向系載荷確定 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 強度，需首先確定作用在各零件上的力。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 19 - 線角傳動比 i i= 47.58 (3.11) 方向盤轉動圈數 n n= 3.15 (3.12) 角傳動比 = 19.19 (3.13) 原地轉向阻力距 的計算 ： 455557.72N.mm (3.14) f 輪胎和路面間的滑動摩擦因數 G 轉向前輪負荷。單位為 N P 輪胎氣壓，單位為 MPa 作用在轉向盤上的手力 = 131.89N (3.15) 原地轉向阻力矩 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 20 - 轉向盤直徑 轉向器角傳動比 轉向器正效率 主銷偏移距 a a 0.5 205 102.5mm 作用在轉向盤上的力矩 26378N.mm 力轉動比 =6.9 輪輞直徑 16in 16 25.4 406.4mm 梯形臂長度 (0.8/2) 162.56mm 取 162mm 輪胎直徑 55% 2 205 631.9mm 取 632mm 齒寬系數 =1.2 15.46mm 齒條寬度 . 1.2 15.46 18.55mm 圓整取 20mm 則取齒輪齒寬 +10=20+10=30mm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 21 - 3.7 轉向器的主要元件 設計 3.7.1 選擇齒輪齒條材料 小齒輪：齒輪通常選用國內常用、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。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齒輪軸上端與轉向柱內的轉向軸相連。因此，轉向盤的旋轉使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉向器殼體上的球 軸承支承。 表（ 3-2） 齒輪軸的設計參數 項目 符號 尺寸參數（ mm） 總長 165 齒寬 30 齒數 6 法向模數 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來回滑動的， 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 22 - 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的高度以使他們與懸架 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 撐 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 （ 圖 3.4.1） （圖 3.1） 表 （ 3-3） 齒條尺寸設計參數 項目 符號 尺寸參數 (mm) 總長 763 直徑 30 齒數 28 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 23 - 3.7.2 齒輪齒條基本參數 齒輪： 分度圓直徑 15.46mm 齒頂高 1.2 15.46 18.55mm 齒頂圓直徑 15.46 2 2.5 20.46mm 齒根高 2.5 (1-0 0.25) 3.125mm 齒根圓直徑 =15.46-2 2.5(1-0 0.25) 9.21mm 齒條： 齒頂高 2.5 (1=0) 2.5mm 齒根高 2.5 (1-0 0.25) 3.125mm 齒頂高系數 取 1 頂隙系數 取 0.25 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 24 - 3.7.3 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 按 制造廠的規(guī)范擰緊時，在球頭銷上 產生 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， 防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中。轉向橫拉桿端部與外端用螺 紋聯接。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 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 項目 符號 尺寸參數（ mm） 橫拉桿總長 376 螺紋長度 62 外接球頭總長 68 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 25 - 外接頭螺紋公稱直徑 M12 橫拉桿直徑 18 3.7.4 齒條調整 一個齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導向座和與殼體螺紋連接的調節(jié)螺塞之間連有一個彈簧 。 調節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定 。齒條導向座的調節(jié)使齒輪、齒條間有一定預緊力， 預緊力會影響轉向沖擊、噪聲及反饋 。 表（ 3-5）導向座 項目 符號 尺寸參數（ mm） 導向座外徑 38 導向座高度 40 彈簧總高度 19 彈簧外徑 26 螺塞螺紋公稱直徑 8 螺塞高度 28 轉向傳動比 ： 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大約 60。若傳動比是 1:1，轉向盤旋轉1，前輪將轉向 1，轉向盤向任一方向轉動 30將使前輪從鎖點轉向鎖點。這種傳動比過于小，因為轉向盤最輕微的運動將會使車輛突然改變方向。轉 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 26 - 向角傳動比必須使前輪轉動同樣角度時需要更大的轉向盤轉角。 19.19:1 的傳動比較為合理。在這樣的傳動比下，轉向盤每轉動 19.19，前輪轉向 1。為了計算傳動比，可將鎖點到鎖點過程中轉向盤轉角的度數除以此時轉向輪轉角的度數。 3.8 齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析 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 ，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OC 繞圓心 O 轉至時 OA，齒條左端點 E 移至 EA 的距離為 OD = OACOS 162 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 27 - DC = OC 齒輪齒條嚙合長度應大于 A A C A 同理計算轉向輪左轉 35，轉向節(jié)由 OC 繞圓心 O 轉至 OB 時，齒條左 端點 E移至 的距離為 DB=DA=68.46mm DC=B B 即 L =95.3+94.74=190.04 mm 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 P 的法向力 可分 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 28 - 解為徑 向力 和分力 F，分力 F 又可分解為圓周力 和軸向力 。 計算支承反力 在垂直面上 在水平面上 畫彎矩圖 在水平面上， a-a 剖面左側、右側 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 29 - 在垂直面上， a-a 剖面左側 mmNlFM RAVaV 85.3 1 3 6 13915.8041 a-a 剖面右側 mmNlFM R B VaV 25.215963975.5532 合成彎矩， a-a 剖面左側 mmNMMM aVaHa 5.7 7 2 4 285.3 1 3 6 122.7 0 5 8 9 2222 a-a 剖面右側 mmNMMM aVaHa 94.7381825.2159822.70589 2222 畫轉矩圖 轉矩 d/2 3619.96 10.82 39167.97N.mm 判斷危險剖面 顯然， a-a 截面左側合成彎矩最大、扭矩為 T，該截面左側可能是危險剖面。 .軸的彎扭合成強度校核 由機械設計 3查得 M Pab 60 1 ， MPab 100 0 ， bb / 01 =60/100=0.6 a 截面左側 333 38.99432 64.2132 mmdW 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 30 - 26.798.148497.391676.045.77242)( 2222 M P aM P aWTMe 軸的疲勞強度安全系數校核 查得 MPaB 650 , MPa3001 , MPa1551 ； 1.0,2.0 。 a-a 截面左側 33 76.198838.9942216 mmWdW T 查得 ；由表查得絕對尺寸系數 軸經磨削加工，查得質量系數 =1.0。 則 彎曲應力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 31 - 67.2102.07.7791.00.1 10.23001 maKS 14.801.0845.989.00.1 72.11551 maKS 64.114.867.1 14.867.1 2222 SSSSS 查得許用安全系數 S=1.3 1.5，顯然 SS，故 a-a 剖面安全。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 32 - 圖（ 3-4）齒輪軸受力分析圖 3.10 彈簧的設計 計算 設計要求： 圓柱形壓縮螺旋彈簧，載荷平穩(wěn)，要求 =1000N 時， 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 33 - 彈簧總的工作次數小于 ，彈簧中要能寬松地穿過一根直徑為 21mm 的軸；彈簧兩端固定；外徑 mmD 30 ,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。因彈簧的工作次數小于 410 ， 載荷性質屬 類， B 45.0 。 計算彈簧絲直徑 d 表 （ 3-6） 彈簧絲直徑 d 的計算 計算項目 計算依據和內容 計算結果 選擇旋繞比 C 估 算 2D 初算彈簧絲直徑 d 計算曲度系數 K 計算彈簧絲的許用切應力 計算彈簧絲直徑 d 取 C =4 按 D 30mm 、 1D 21mm, 取mmD 242 CDd /2 =6mm CCCK 615.044 14 =1.404 =0.45 B =0.451700=765MPa /6.1 m a x KCFd =1.6 =4.3mm 取 C =4 mmD 242 mmd 6 K =1.404 =765MPa 取 d =4mm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 34 - 表 （ 3-7） 彈簧圈數和自由高度的計算 計算項目 計算依據和內容 計算結果 工作 圈數 n 總圈數 1n 節(jié)距 t 自由高度0H )m a x8m a x /( 3CFGdn =34141188580000 =4.43 各端死圈取 1，故 5.621 nn tan2Dt , 則 mmt 92.76ta n20 ,取 6 dntH 5.10 =4.437.92+1.55=42.59mm n =4.43 1n =6.5 t =7.92mm 0H=42.59mm 穩(wěn)定性 驗算 高徑比 b=H0/D2=42.59/20=2.12950.1d 幾何參數和結構尺寸的確定 彈簧外徑 D2= D +d=24+3=27mm 彈簧內徑 D1=D2-d=24-3=21mm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 35 - 彈簧的極限載荷 Flim= =3.1452956.25/(841.4)=1670N 彈簧的安裝載荷 Fmin=0.9Fmax=0.91411=1269.9N 彈簧剛度 Cs=Gd/(8C3n)=800005/(8434.43)=176.35N/mm 安裝變形量 min=Fmin/Cs=1269.9/176.35=7.20mm 最大變形量 max=Fmax/Cs=1411/176.35=8.00mm 極限變形量 lim=Flim/Cs=1670/176.35=9.47mm 安裝高度 H1=H0-min=42.59-7.20=35.39mm 工作高度 H2=H0-max=42.59-8=34.59mm 極限高度 H3=H0-lim=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,軸承轉速 n=15r/min,預期壽命 Lh=12000h 初步計算當量動負荷 e0 .6 6 596.1410 83.937 RAFF 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(0.56705.5+1.5468.9)=1318.12N 計算軸承應有的基本額定動負荷 Cr 查表得 ,ft=1,又 =3 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 36 - NLnfP htr 6.291310 1 2 0 0 0156012.13181060rC 3 66 初選軸承型號查機械工程及自動化簡明設計手 冊 , 選擇 6204 軸承 ,Cr=12.8KN，其基本額定靜負荷 =6.65KN 驗算并確定軸承型號 FA/ =469/6650=0.071,e 為 0.27,軸向載荷系數 Y 應為 1.6 計算當量動載荷 Pr= (XFR+YFA)=1.2(0.56141143/75+1.6469)=1444N 驗算 6204 軸承的壽命 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 6205,同樣滿足要求。 3.12 電機選擇 3.12.1 助力轉矩的計算 原地轉向阻力矩 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 37 - 455557.72N.mm 作用在轉向盤上的力矩 26378N.mm 根據推薦值，轉向 盤操縱力不應大于 30 50N，在 10N 以下則轉向很輕便。 40 (400/2)=8000N.mm 作用在轉向盤上的力，取 40N 方向盤直徑， =400mm 所以作用在轉向軸上的最大助力轉矩 26.378-8 18.378N.mm 3.12.2 電動機參數的選擇和計算 采用空心電機驅動螺桿 電動機的額 定輸出轉矩為 18.378/17 1.08N.m 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 38 - G 減速器減速比 取 G=17 電動機的最大額定轉速 72 17 1224r/min 方向盤轉速 r/ming 功率 0.139kw 3.13 本章小結 本章對前輪轉向器進行了系統(tǒng)的設計，采用了齒輪齒條的結構，此結構簡單、緊湊 ， 傳動效率高達 90%；齒輪齒條之間因磨損出現間隙后，可利用裝在齒條背部 靠近小齒輪的壓緊力可以調節(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生沖擊和噪聲；轉向器占用體積??；沒有轉向搖臂和 轉向 橫拉桿，可以增大轉向輪轉角；制造成本低 ，轉向助力方面采用了目前流行的新技術空心電機助力系統(tǒng)，此系統(tǒng)具有節(jié)能， 反應迅速，沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低等諸多優(yōu)點。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 39 - 第四 章 后輪轉向執(zhí)行器設計計算 4.1 執(zhí)行器結構設計 執(zhí)行 器包含一個通過循環(huán)球螺桿機構驅動轉向齒條的電動 機。轉向橫拉桿是從 轉向執(zhí)行器連接到后輪轉向節(jié)臂和轉向節(jié)處，執(zhí)行器內的回位彈簧在點火開關斷開，或四輪轉向系統(tǒng)失效時將后輪推回直線行駛位置。一個后輪轉 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 40 - 角主傳感器 安裝在后輪轉向執(zhí)行器內 。 4.2 齒條設計計算 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 回位彈簧的設計計算 安裝在執(zhí)行器內的電機考慮到電機的影響，材料選擇 銅合金絲，有較好的防磁性，彈簧承受載荷循環(huán)次數在 次以上的變載荷 ，所以選擇類彈簧=360MPa。 G 切變模量 G=90000MPa 因 d=D/C, C取 7 估取 d=10mm MPa K 曲度系數 K 1.2 最大工作載荷 N 彈簧絲直徑 d 1.6 1.6 11.6mm 取銅合金絲直徑為 12mm 表（ 4.1） 彈簧絲直徑 d 的計算 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 41 - 計算項目 計算依據和內容 計算結果 選擇旋繞比 C 估 算2D 初算彈簧絲直徑 d 計算曲度系數 K 計算彈簧絲的許用切應力 計算彈簧絲直徑 d 取 C =7 按 D 80mm、 1D65mm,取 CDd /2 =11mm CCCK 615.044 14 =1.2 =360MPa /6.1 m a x KCFd =1.6 =11.6mm 取 C =7 =11mm K =1.2 =360MPa 取 d =12mm 表（ 4.2） 彈簧圈數和自由高度的計算 計算項目 計算依據和內容 計算結果 工作圈數 n 總圈數 1n 節(jié)距 t 自由高度0H )m a x8m a x /( 3CFGdn = =5.3 各端死圈取 1，故 tan2Dt , 則 mmt 92.76ta n20 ,取 6 dntH 5.10 =4.437.92+1.55=42.59mm n =5.3 1n =7.3 t =7.92mm 0H=42.59mm 彈簧外徑 D2 = D +d=70+10=80mm 彈簧內徑 D1=D2-d=70-10=60mm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 42 - 4.4 電機選擇 4.4.1 助力轉矩的計算 原地轉向阻力矩 所以作用在轉向軸上的最大助力轉矩 4.4.2 電動機參數的選擇和計算 采用空心電機驅動 螺桿 電動機的額定輸出轉矩為 =455.6/17=26.8N.m G 減速器減速比 取 G=17 電動機的最大額定轉速 72r/min 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 43 - 功率 0.202kw 4.5 本章小結 后輪執(zhí)行器是后輪轉向的主要執(zhí)行部件，隨著技術的提高，空心電機應用在轉向系統(tǒng)中， 而且體積越 來越小，本章 對以有的執(zhí)行器進行分析后，設計了執(zhí)行器結構。并且 通過對轉向力矩的計算，計算出了轉向齒條直徑，從而計算出了電機所需的功率。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 44 - 結論 本文真對四輪轉向這項新技術展開工作，通過對四輪轉向系統(tǒng)的分析，設計了符合四輪轉向工作 要求 的前輪轉向器和后輪轉向執(zhí)行器。為四輪轉向技術的應用 奠定了基礎。 1設計了具有 電動助力 的前輪轉向器，此轉向器能夠為 4WS 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的技術而設計的，能夠符合 4WS 控制器的 控制要求。使后輪的轉向更精確、更智能。 本文因為時間有限及 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，有待進一步研究。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文） - 45 - 致謝 本文是在導師王聰教授的悉心指導下獨立完成的，從