汽车设计转向系设计说明书.doc

课程 汽车设计
题目 电动助力转向系设计说明书
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日期 2016年6月15日

目录
一. 轿车转向系设计方案的选择 - 2 -
1. 轿车参数的确定 - 2 -
2. 对转向系的要求 - 2 -
3. 转向系结构设计 - 2 -
1) 转向操纵机构 - 2 -
2) 转向传动机构 - 3 -
3) 机械转向器 - 3 -
二. 转向系统的主要性能参数 - 4 -
1. 转向系的效率 - 4 -
1) 转向系的正效率 - 4 -
2) 转向系的逆效率 - 5 -
2. 转向系传动比的确定 - 5 -
1) 转向系统传动比的组成 - 5 -
2) 转向系统的力传动比和角传动比的关系 - 6 -
3) 传动系传动比的计算 - 7 -
3. 转向系传动副的啮合间隙 - 7 -
1) 转向器的啮合特征 - 7 -
2) 转向盘的自由行程 - 8 -
4. 齿轮齿条式转向器的设计和计算 - 8 -
1) 转向轮侧偏角的计算 - 8 -
2) 转向器参数的选取 - 9 -
3) 选择齿轮齿条材料 - 10 -
4) 轴承的选择 - 10 -
5. 转向盘的转动的总圈数 - 10 -
三. 电动助力转向系统设计 - 10 -
1. 转矩传感器 - 10 -
2. 减速机构 - 11 -
3. 电磁离合器 - 11 -
4. 电动机 - 11 -
5. 车速传感器 - 11 -
6. 电子控制单元 - 12 -
四. 转向梯形机构的设计 - 12 -
1. 转向梯形理论特性 - 12 -
2. 转向梯形的布置 - 13 -
3. 转向梯形机构尺寸的初步确定 - 13 -
4. 梯形校核 - 14 -

一. 轿车转向系设计方案的选择
1. 轿车参数的确定
本次轿车转向系设计的整车相关参数如下：
表1 整车相关参数
驱动形式
4x2R
轴距L/mm
2471
轮距前/后mm
1429/1422
整备质量m0/kg
1060
空载时前轴分配负荷
60%
轮胎压力P/MPa
0.3
最高车速
180km/h
最大爬坡度
35%
制动距离（初速30km/h）
5.6m
最小转弯直径
11m
最大功率/转速
74kW/5800rpm
最大转矩/转速
150N·m/4000rpm
2. 对转向系的要求
1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转；
2）操纵轻便，作用于转向盘上的转向力小于200N；
3）转向系的角传动比在15~20之间，正效率在60%以上，逆效率在50%以上；
4）转向灵敏；
5）转向器和转向传动机构中应有间隙调整机构；
6）转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置
3. 转向系结构设计
1) 转向操纵机构
转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。转向盘的直径根据JB4505-1986标准规定，设计为380mm.转向轴采用一根无缝钢管制成，为了布置方便，减小由于装置位置误差及部件相对运动引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节。采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。所以一般选用刚性万向节，刚性万向轴多是十字轴式，可采用单万向节，也可采用双万向节，双万向节要求布置适当，达到等角速度运动。
2) 转向传动机构
转向传动机构包括转向臂、转向操纵拉杆、转向节臂、转向梯形臂以及转向横拉杆等。转向传动机构用于把转向器输出的力和运动传给左、右转向轮按一定关系进行偏转。
3) 机械转向器
机械转向器是司机对转向盘转动变为转向摇臂的摆动（或齿条沿转向车轴轴向的移动），并按一定的角转动比进行传递的机构。
机械转向器分为齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆曲柄指销式转向器。由于齿轮齿条式转向器具有结构简单、紧凑；质量轻，刚性大；正 、逆效率都高以及便于布置；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙以后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，能自动消除齿间间隙，这不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用体积小适于在微车上采用；没有转向摇臂和直拉杆，转向转角可以增大，转向灵敏，制造容易，成本低；而且适用于与麦弗逊式独立悬架。所以选用齿轮齿条式转向器。
根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：中间输入，两端输出；侧面输入，两端输出；侧面输入，中间输出；侧面输入，一端输出。
采用侧面输入，中间输出方案时，与齿条连的左、右拉杆延伸到接近汽车纵向对称平面附近。由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮上、下跳动时转详细与悬架系的运动干涉。拉杆与齿条用螺栓固定连接，因此，两拉杆与齿条同时向左或向右移动，为此在转向器壳体上开有轴向的长槽，从而降低了他的强度。
采用两端输出方案时，由于轴向拉杆长度受到限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。
侧面输入，一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在平头货车上。
由于齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳降低，冲击大，工作噪声增加。此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。因为斜齿工作时有轴向力作用，所以转向器应该采用推力轴承，使轴承寿命降低，还有，斜齿轮的滑磨比较大是它的缺点。
齿条断面形状有圆形、V形和Y形三种。圆形断面齿条的制作工艺比较简单，V形和Y形断面齿条与圆形断面比较，消耗的材料少，约节省20％，故质量小；位于齿下面的两斜面与齿条托座接触，可用来防止齿条绕轴线转动；Y形断面齿条的齿宽可以做的宽些，因而强度得到增加。在齿条与托座之间通常装有用减磨材料（如聚四氟乙烯）做的垫片，以减少滑动摩擦。当车轮跳动、转向或转向器工作时，如在齿条上作用有能使齿条旋转的力矩时，应选用V形和Y形断面齿条，用来防止因齿条旋转而破坏齿轮、齿条的齿不能正确啮合的情况出现。
为了防止齿条旋转，也有在转向器壳体上设计导向槽，槽内镶嵌导向块，并将拉杆、导向块与齿条固定在一起。齿条移动时导向块在导向槽内随之移动，齿条旋转时导向块可
防止齿条旋转。要求这种结构的导向滑块与导向槽之间的配合要适当。配合过紧会为转向和转向轮回正带来困难，配合过松齿条仍能旋转，并伴有敲击噪声。
根据齿轮齿条式转向器广泛应用于乘用车上。载荷质量不大，前轮采用独立悬架的货车和客车有些也用齿轮齿条式转向器。

二. 转向系统的主要性能参数
1. 转向系的效率
根据效率定义，因功率输入来源不同，转向器的效率有正、逆效率之分。功率由转向轴输入，经转向摇臂输出所求得的效率称为正效率，用符号η+表示，反之称为逆效率，用符号η-表示。
1) 转向系的正效率
影响转向系的正效率的因素有：转向器的类型、结构特点、结构参数和质量制造等，同一类型的转向器因结构不同，效率也有较大的差别。对于齿轮齿条式转向器，如果只考虑啮合副的摩擦损失，忽略轴承和其它地方的摩擦损失。其效率可以用下式计算：
+= （2-1）
式中——齿轮的螺旋角（齿条的倾斜角）
——摩擦角
由于该转向器为可逆转向器，故摩擦角 要比齿轮螺旋角小，齿轮齿条式转向器的效率一般为70—80％。
取η+=75％ ，=10°
由于 = 则=4040’‘
2) 转向系的逆效率
转向系的逆效率影响汽车的使用性能和驾驶员的安全。对于逆效率高的转向器而言，路面作用在车轮上的力，经过转向系统可大部分传递到方向盘，这种转向器称为可逆式的。齿轮齿条转向器属于可逆式的转向器。设计的时候，为满足操纵的方便性，希望转向器的正逆效率要高。
和计算正效率的公式一样，如果只考虑啮合副的摩擦，忽略轴承和其他地方的摩擦损失。逆效率可用以下的公式计算：
（2-2）
2. 转向系传动比的确定
1) 转向系统传动比的组成
转向系的传动比由转向系的角传动比和转向系的力传动比所组成。从轮胎接地中心作用在两个轮上的合力和与作用在方向盘上的手力之比称为力传动比。
方向盘的转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比，称为转向系的角传动比。
2) 转向系统的力传动比和角传动比的关系
如上所述，力传动比可以用以下的式子表示：
= (2-3)
轮胎和地面之间的转向阻力和作用在转向节上的转向阻力有以下关系：
= （2-4）
——车轮转臂，指主销延长线至地面的交点到轮胎接地中心的距离。
作用在方向盘上的手力可以由下面的式子来表示：
= (2-5)
式中 ——作用在方向盘上的力矩，
——方向盘的作用半径。
将公式（3-4）和(3-5)代入(3-3)后，得
= (2-6)
如果忽略摩擦损失，可以表示：
== (2-7)
将(2-7)代入(2-6)之后，得到
=· (2-8)
由（2-8）可知，力传动比与、和有关。车轮转臂越小，力传动比越大，转向越轻便。但是a值过小的话，会由于车轮和路面的之间的表面摩擦力的增加，反而增大了转向阻力。对于一定的车型，可以用实验方法确定值的最小极限值。通常货车的值在40—60mm之间，轿车的值取0.4—0.6的轮胎胎面的宽度。对于一定的汽车而言，和都是一个常值，故力传动比与角传动比成正比关系。
3) 传动系传动比的计算
汽车在沥青或者混凝土路面的原地转向阻力矩，可用下面的半经验公式计算：
= (2-9)
式中 ——前轴静负荷，；
——轮胎和地面间的滑动摩擦系数，一般在0.7左右；
——轮胎气压，。
空载时前轴负荷60%，所以
=1060×60％×9.8=6233
即 =
由于轮胎选用160/65R13型号，其宽度为160，那么，
=0.4×160=64;
==
因为<=200，则
==>=38.2
由于=•，
即=•=38.2×>=12.9
3. 转向系传动副的啮合间隙
1) 转向器的啮合特征
所谓啮合间隙是指各种转向器中传动副之间的间隙。啮合间隙又称为传动间隙。研究啮合特性的意义，在于它与直线行驶状态的稳定性和转向器的使用寿命有密切关系。汽车处于直线行驶状态时，转向器传动副的啮合间隙可能有两种情况：没有间隙或者有间隙。在后一种情况下，一旦转向器受到侧向力的作用，就能在间隙的范围内，允许转向轮偏离原来的行驶位置，而使汽车失去安稳性。为了防止出现这样的情况，要求传动副的啮合间隙在方向盘处于中间或附近位置上时要极小，最好无间隙，以保证汽车直线行驶的稳定性。
因为汽车用小转弯行驶的次数多于大转弯，所以转向器传动副工作表面磨损不均匀。传动副中间位置的磨损要大于两端的磨损。当中间位置的间隙达到一定程度的时，驾驶员将无法确保行驶的稳定性，此时要对间隙进行重新调整，借以消除所产生的间隙，调整后要求方向盘能及时圆滑地从中间位置转到两端，而无卡住现象。
如果设计的时使转向器的传动副各处具有均匀的间隙，就不能达到上述的要求，因为当中间位置磨损出现间隙后，经过调整，该处的间隙虽然可以消除，但是在方向盘转到底以前必然要卡住，使之不能继续使用。为了延长转向器的使用寿命，应当使传动副的啮合间隙在离开中间位置以后逐渐增大。
2) 转向盘的自由行程
就转向操纵机构的灵敏度而言，最好是转向盘和转向节运动能同步开始并能同步结束。然而，这在实际上是不可能的，因为在整个转向系统中，各个传动件之间必存在着转配间隙，而且，这些间隙将随着零件的磨损而逐渐增大。在转向盘转动的开始阶段，驾驶员对转向盘的转向力矩很小，因为只用来克服转向系的内部摩擦，称为转向盘的空转阶段。此后，才需要对转向盘施加更大的力来克服从车轮传到转向节的阻力矩，从而实现汽车的转向。转向盘在空转阶段的角行程，称为转向盘的自由行程。转向盘的自由行程对于缓和路面冲击及避免使驾驶员过度紧张是有利的，但不宜过大，以免影响灵敏度，一般来说，转向盘从相应于汽车直线行驶的中间位置向任何一方的自由行程最好也不超过10—15度，当零件磨损严重到转向盘的自由行程超过25—30度时，必须进行调整。
4. 齿轮齿条式转向器的设计和计算
1) 转向轮侧偏角的计算

图1转向侧轮偏转角计算图
sin =
o
tan

36.40

2) 转向器参数的选取
齿轮齿条转向器的齿轮采用斜齿轮，齿轮模数在之间，主动小齿轮齿数在之，压力角取，螺旋角在之间。故取小齿轮，，右旋，压力角，精度等级8级。
表2 齿轮齿条参数
名称
符号
公式
齿轮
齿条
齿数

6
31
分度圆直径

15.231
—
变位系数

—
1
—
齿顶高

5
2.5
齿根高

0.625
3.12
齿顶圆直径

25.231
—
齿根圆直径

13.981
—
齿轮中圆直径

20.231
—
螺旋角

—
10°
齿宽

30
20

3) 选择齿轮齿条材料
小齿轮：40Cr C-N共渗淬火、回火 43—53HRC
齿条： 45 调质处理 229—286HBS
4) 轴承的选择
轴承1 深沟球轴承6004 (GB/T276-1994)
轴承2 滚针轴承 NA4901 (GB/T5801-1994)
5. 转向盘的转动的总圈数
方向盘转动总圈数与转向轮最大转角α和β有关，可通过下式初算转向盘的转动总圈数：
n=iw0(α+β)360
对货车和轿车转向盘的转动总圈数有不同的要求。不装动力转向的重型汽车一般方向盘转动的总圈数不应该超过7圈，对于轿车不宜超过3.6圈。取n=3.5,可得：iw0=19.4

三. 电动助力转向系统设计
1. 转矩传感器
扭矩传感器用来检测转向盘扭矩的大小和方向，以及转向盘转角的大小和方向，它是EPS的控制信号之一。扭矩传感器主要有接触式和非接触式两种。常用的接触式（主要是电位计式）传感器有摆臂式、双排行星齿轮式和扭杆式三种类型，而非接触式转矩传感器主要有光电式和磁电式两种。前者的成本低，但受温度与磨损影响易发生漂移、使寿命较低，需要对制造精度和扭杆刚度进行折中，难以实现绝对转角和角速度的测量。后者的体积小，精度高，抗干扰能力强、刚度相对较高，易实现绝对转角和角速度的测量，但是成本较高。因此扭转传感器类型的选取根据EPS的性能要求中和考虑。
2. 减速机构
减速机构用来增大电动机传递给转向器的转矩。它主要有两种形式：双行星齿轮减速机构和涡轮蜗杆减速机构。由于减速机构对系统工作性能的影响较大，因此在降低噪声，提高效率和左右转向操作的对称性方面对其提出了较高要求。装配有离合器的EPS，多采用涡轮蜗杆减速机构，装配在减速机构的一侧。
3. 电磁离合器
电动式EPS转向助力一般都是工作在一个设定的范围。当车速低于某一设定值时，系统提供转向助力，保证转向的轻便性；当车速高于某一设定值时，系统提供阻尼控制，保证转向的稳定性；而当车速处于两个设定值之间时，电动机停止工作，系统处于Standy状态，离合器分离，以切断辅助动力。另外，当EPS系统发生故障时，离合器应自动分离，此时仍可利用手动控制转向，保障系统的安全性。EPS系统中电磁离合器应用较多的为单片干式电磁离合器。
4. 电动机
电动机根据ECU的指令输出适宜的转矩，一般采用无刷永磁电动机，无刷永磁电机具有无激磁损耗、效率较高、体积较小等特点。电机是EPS的关键部件之一，对EPS的性能有很大的影响。由于控制系统需要根据不同的工况产生不同的助力转矩，具有良好的动态特性并容易控制，这些都要求助力电机具有线性的机械特性和调速特性。此外还要求电机低转速、大转矩、波动小、转动惯量小、尺寸小、质量轻、可靠性高、抗干扰能力强。
5. 车速传感器
车速传感器的输出信号可以是磁电式交流信号，也可以是霍尔式数字信号或者是光电式数字信号，车速传感器通常安装在驱动桥壳或变速器壳内，车速传感器信号线通常装在屏蔽的外套内，这是为了消除有高压电火线及车载电话或其他电子设备产生的电磁及射频干扰，用于保证电子通讯不产生中断，防止造成驾驶性能变差或其他问题，在汽车上磁电式及光电式传感器是应用最多的两种车速传感器，在欧洲、北美和亚洲的各种汽车上比较广泛采用磁电式传感器来进行车速(VSS)、曲轴转角(CKP)和凸轮轴转角(CMP)的控制。
6. 电子控制单元
电子控制单元的功能是根据转矩传感器和车速传感器传来的信号，进行逻辑分析和计算后发出指令，控制电动机和离合器的动作。

四. 转向梯形机构的设计
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对汽车转向系的要求，除了机动性、轻便性和操纵稳定性之外，还必须保证转向轴的内外转向轮有一定的比例关系，是汽车转向过程中所有的车轮都是纯滚动或有极小的滑移，这一要求一般由转向梯形机构近似地实现。
1. 转向梯形理论特性
为了使汽车转向时只有纯滚动，两转向轮应绕后轴延长线的O点转动，且内外轮的转角应保证下列关系：

图2.理论上的转向特性曲线
cotϑ0-cotϑi=K/L
式中，ϑ0是外转向轮转角，ϑi是内转向轮转角，K是两主销延长线至地面交点间的距离，L是两主销延长线与地面交点至后轴间的距离。图中的GD线上任何一点与A和B连线所成的角分别为ϑ0和ϑi，GD线为理论特性曲线。
进行转向梯形设计时应要保证内、外轮转角符合或接近纯滚动关系式，目前的转向梯形机构还不能绝对保证符合转向梯形理论特性曲线。由于受到车轮、前轴布置的影响，梯形设计时在常用的范围150~200内偏差应尽量小，以减小汽车在高速行驶时轮胎的磨损；至于转向轮在大转角时，汽车速度较低，偏差大些也没问题。
由于弹性轮胎存在着横向偏离问题，当汽车转向时，所有的车轮不是绕O点转动，而是绕O1转动，O1点的位置取决于前轮的横向侧偏角和后轮的横向侧偏角。由于影响轮胎的横向偏离因素太多，目前无法用简单方法加以确定，所以暂时不考虑横向偏离问题。

图3.理论与实际转向中心
2. 转向梯形的布置
为保证汽车行驶的安全性，在一般情况下应尽量将梯形布置在前轴之后，横拉杆的高度应在前轴下表面以上15mm处，以避免障碍物的撞击。只有在发动机的位置很低或车前轴是驱动轴时，由于梯形臂的横拉杆难于布置时才不得不把转向梯形放在前轴之前，此时横拉杆应尽量高些。
3. 转向梯形机构尺寸的初步确定
转向梯形的基本尺寸主要是梯形底角θ和梯形臂长m。
梯形臂长主要根据布置空间而定，它直接影响到横拉杆轴向力的大小。

图4.转向梯形机构尺寸参数
横拉杆轴向力
Fs=FQll1=FQlmsinθ
式中，FQ是纵拉杆对转向节上臂的作用力，一般可用前轴负荷G1的一般计算，l是纵拉杆作用力臂，l1是横拉杆轴向力Fs的作用力臂。从式子可以看出，梯形臂不宜过短，因为横拉杆轴向力与梯形臂m成反比，m减小导致Fs增大。但梯形臂长度也不宜过大，否则会使其布置困难。通常汽车上梯形臂长度m与两主销中心距K’的比值约为0.11~0.15 。
梯形底角θ是一个非常重要的参数，一般情况下，对整体式转向轴后置梯形来说，两梯形臂延长线的交点约在前轴后轴距的2/3处左右。在实际设计中梯形底角θ是根据整车布置最后确定的，一般在700~800的范围内。梯形底角主要受到车轮的限制，很难设计得十分合理，一般设计时横拉杆接头与车轮间隙不小于8mm。
所以梯形机构的主要参数可以确定为：m=169mm，θ=750
4. 梯形校核
在转向梯形尺寸确定后，必须以此作出梯形的实际特性曲线，并与理论特性曲线进行比较。应当使实际特性曲线和理论特性曲线尽可能一致。这可以通过选取不同的梯形底角θ和梯形臂长m来达到。具体校核可采用计算法和图解法两种方法进行。
下面以图解法为例进行校核
1） 如图，首先根据初步确定的梯形尺寸（梯形下地长度K=AB、梯形臂长m=AP=BQ、梯形底角）作出中间位置的转向梯形图APQB

图5.中间位置转向梯形图
2） 分别以A和B 为圆心，以梯形臂长m为半径画两上弧。
3） 以A点位圆心，从AP线开始每个做出A点的圆心角β1，β2，β3，···，以与A点为圆心、m为半径所画的弧相交于P1，P2，P3，···各点，再分别以P1，P2，P3，···各点为圆心，以PQ长为半径画弧分别与以B点圆心、m为半径画出的弧相交于Q1，Q2，Q3，···各点，将B点与Q1，Q2，Q3，···各点连线，测量α1，α2，α3，···各角（即外轮转角）。
根据内外轮转角画出实际的特性曲线，可以选出几组不同的梯形底角和梯形臂长，按前述方法画出一系列的特性曲线，最接近理论特性曲线的该条曲线的θ和m，即为最终的梯形底角和臂长。由于要考虑到实际情况，此处不做进行详细计算，该设计最终的梯形底角和梯形臂长以理论设计作为最后设计的结果。
图6.实际特性曲线
参考书籍：
【1】 王国权、龚国庆，汽车设计课程设计指导书，机械工业出版社，2015.2
【2】 王望予，汽车设计，机械工业出版社，2016.1