某乘用车齿条助力式转向系统设计

某乘用车齿条助力式转向系统设计摘 要汽车电动助力转向系统是一种新型的汽车动力转向系统，是汽车领域的关键技术,具有节约燃料、有利于环境、可变力转向、易实现产品模块化等诸多优点。本文以“某乘用车齿条助力式转向系统设计”为研究课题，对该转向系统进行了详细的研究。本文以某款乘用车的齿条助力式转向系统为研究对象，首先分析了本课题研究的目的和意义，经过搜集大量资料并作分析后归纳出转向系统的特点和国内外发展状况。其次对其组成和工作原理进行了阐述，分析了电动助力转向系统的工作原理和类型，并对其关键部件进行解释说明，分析了其助力特性。然后重点进行了转向系统的结构参数设计计算，确定了转向系计算载荷，分析了转向系统的设计要求，并对关键部件进行了结构设计。接着对转向梯形进行了优化设计,给出了优化结果,并做了分析验证。最后对每个部件进行了三维实体建模，并对关键受力部件转向节进行了有限元分析，绘制了转向传动系统、转向操纵系统及主要零部件的工程图。主要方法和理论采用汽车设计的经验参数和大学所学机械设计的课程内容进行设计，并做了归纳和总结。关键词：转向系统；电动助力转向系统；齿轮齿条转向器; 优化设计Design of a Passenger Car With Rack Power steering SystemAbstractAutomotive electric power steering system is a new type of vehicle power steering system, it is the key technology in the automobile field, which can save fuel. It is beneficial to the environment, the variable power steering, easy to achieve modular products etc. In this paper, system of a passenger vehicle rack power steering as the research subject, the steering system is studied in detail.In this paper, a passenger car rack power steering system is regarded as the research object, first it analyzes the purpose and significance of this research and summarizes the steering system characteristics and development status in domestic and abroad through data collection and analysis . Secondly it analyzes the working principle and the type system, and make explanation of its key component, and analyzes its characteristic. Then we calculated the structure parameters of the system design of steering, the steering system load calculation, analysis to the system design requirements, and the key components of the structural design. Then the optimization design of steering trapezoid, give out the optimization results, and make analysis and verification. At the end of each components of the three-dimensional entity modeling, and the key parts of the steering knuckleis analyzed by finite element analysis, draw the steering system, the steering system, and the main components of the engineering drawings.The main method and theory with experience in automotive design parameters and the university curriculum design of mechanical design, and make a sum up .Key Words：Steering System ,Electric Power Steering , Rack and pinion steering, Optimization目 录摘 要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 本课题研究的目的和意义11.1.1 转向系统简介11.1.2 转向系统的设计要求11.1.3 研究的目的和意义21.2 国内外研究现状概述21.2.1 EPS与其他系统比较21.2.2 EPS的特点31.2.3 国外研究现状41.2.4 国内外研究现状41.3 本文主要研究内容51.4 本章小结5第 2 章 电动助力转向系统的总体组成62.1 电动助力转向系统的机理及类型62.1.1 电动助力转向系统的机理62.1.2 电动助力转向系统的类型72.2 电动助力转向系统的关键部件92.3 电动助力转向的助力特性102.4 本章小结10第 3 章 齿条助力转向系统结构参数设计113.1 设计目标车辆主要参数113.2 转向系统结构参数设计113.2.1 对动力转向机构的要求113.2.2 齿轮齿条转向器形式的选择113.2.3 转向系计算载荷的确定123.3 转向系统设计要求143.4 EPS主要部件的设计153.4.1 齿条的设计153.4.2 齿轮轴的设计183.4.3 转向横拉杆及其端部的设计193.4.4 齿条调整装置的设计193.5 本章小结20第 4 章 转向梯形的优化设计214.1 转向梯形数学模型推导214.1.1 理想的左右转向轮转角关系214.1.2 实际的左右转向轮转角关系224.2 优化目标函数和约束条件的确定244.2.1 优化目标函数的确定244.2.2 优化约束条件的确定244.3 优化结果及验证254.4 本章小结27第 5 章 三维实体建模和有限元分析285.1 三维实体建模285.2 转向节有限元分析295.2.1 转向节受力分析295.2.2 转向节有限元模型的建立305.2.3 仿真分析305.3 本章小结33结论34致 谢35参考文献36- IV -第 1 章 绪论1.1 本课题研究的目的和意义电动助力转向系统具有节能、环保、安全、操纵轻便等优点，随着科技的发展和人们生活水平及环保意识的提高，汽车转向助力肯定会向更轻便、更节能、更安全的方向发展，而本课题正是沿着这个方向对汽车的电动助力转向系统进行了研究。电动助力转向系统能提供比其更安全、更舒适的转向操控性和节能效果，与其他转向系统相比具有明显的优势。转向性能的优劣是衡量乘用车安全性的重要依据，也是制约乘用车技术发展的因素之一。其中，汽车在行驶状态下转向轮共振、转向盘摆动，转向轮碰到障碍物后传给转向盘的反冲力大等现象，是乘用车常存在的问题。本文对齿条助力式转向系统进行了深入的研究，旨在尝试通过对齿条助力式转向系统的设计，弥补常规转向系统在结构和性能上的不足，达到更好的转向效果。1.1.1 转向系统简介汽车转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。它由转向操纵机构、转向器和转向传动机构组成。转向系统作为汽车的一个重要组成部分，其性能的好坏将直接影响到汽车的转向特性、稳定性和行驶安全性。目前汽车转向技术主要有七大类：手动转向技术（MS）、液压助力转向技术（HPS）、电控液压助力转向技术（ECHPS）、电动助力转向技术（EPS）、四轮转向技术（4WS）、主动前轮转向技术（AFS）和线控转向技术（SBW）。转向系统市场上以HPS、ECHPS、EPS应用为主。电动助力转向具有节约燃料、有利于环境、可变力转向、易实现产品模块化等优点，是一项紧扣当今汽车发展主题的新技术，它是目前国内转向技术的研究热点1。1.1.2 转向系统的设计要求(1) 汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。(2) 汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。(3) 汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生共振，转向盘没有摆动。(4) 转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。(5) 保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。(6) 操纵轻便。(7) 转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。(8) 转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。(9) 在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 (10)进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致2。1.1.3 研究的目的和意义汽车的转向性能是衡量汽车主动安全性能的重要标准之一，是汽车安全行驶的重要保障，直接受转向系统性能的影响。因此，转向系统的设计在整车设计中显得非常重要。另外，如何设置转向系参数进行整车匹配，使其达到最佳转向性能，是一项非常重要的任务。通过调研与设计的过程，掌握产品的基本设计思路及设计过程，可以巩固汽车构造与理论知识，加深对汽车转向安全性的理解，提高通过理论知识解决实际问题的能力。1.2 国内外研究现状概述1.2.1 EPS与其他系统比较对于电动助力转向机构(EPS)，电动机仅在汽车转向时才工作并消耗蓄电池能量；而对于常流式液压动力转向机构，因液压泵处于长期工作状态和内泄漏等原因要消耗较多的能量。两者比较，电动助力转向的燃料消耗率仅为液压动力转向的16%20%3。液压动力转向机构的工作介质是油，任何部位出现漏油，油压将建立不起来，不仅失去助力效能，并对环境造成污染。当发动机出现故障停止工作时，液压泵也不工作，结果也会丧失助力效能，这就降低了工作可靠性。电动助力转向机构不存在漏油的问题，只要蓄电池内有电提供给电动助力转向机构，就能有助力作用，所以工作可靠。若液压动力转向机构的油路进入空气或者贮油罐油面过低，工作时将产生较大噪声，在排除气体之前会影响助力效果；而电动助力转向仅在电动机工作时有轻微的噪声4。电动助力转向与液压动力转向比较，转动转向盘时仅需克服转向器的摩擦阻力，不存在回位弹簧阻力和反映路感的油压阻力。电动助力转向还有整体结构紧凑、部件少、占用的空间尺寸小、质量比液压动力转向约轻20%25%以及汽车上容易布置等优点。1.2.2 EPS的特点(1）EPS节能环保。由于发动机运转时，液压泵始终处于工作状态，液压转向系统使整个发动机燃油消耗量增加了3%5%,而EPS以蓄电池为能源，以电机为动力元件，可独立于发动机工作，EPS几乎不直接消耗发动机燃油。EPS不存在液压动力转向系统的燃油泄漏问题，EPS通过电子控制，对环境几乎没有污染。(2）EPS装配方便。EPS的主要部件可以集成在一起，易于布置，与液压动力转向相比减少了许多原件，没有液压系统所需要的油泵、油管、压力流量控制阀、储油罐等，原件数目少，装配方便，节约时间。(3）EPS效率高。液压动力转向系统效率一般在60%70%，而EPS得效率较高，可高达90%以上。(4）EPS路感好。传统纯液压动力转向系大多采用固定放大倍数，工作驱动力大，但却不能实现汽车在各种车速下驾驶时的轻便性和路感。而EPS系统的滞后性可以通过EPS控制器的软件加以补偿，是汽车在各种速度下都能得到满意的转向助力。(5）EPS回正性好。EPS系统结构简单，不仅操作简便，还可以通过调整EPS控制器的软件，得到最佳的回正性，从而改善汽车的操纵稳定性和舒适性。(6）动力性。EPS系统可随车速的高低主动分配转向力，不直接消耗发动机功率，只在转向时才起助力作用，保障发动机充足动力。（不像HPS液压系统，即使在不转向时，油泵也一直运转处于工作状态，降低了使用寿命）1.2.3 国外研究现状因为微型轿车上狭小的发动机舱空间给液压助力转向系统的安装带来了很大的麻烦，而EPS原件比较少，重量轻，装配方便，比较适合在微型轿车上安装。因此在国外，EPS系统首先是在微型轿车上发展起来的。上世纪80年代初期，日本铃木公司首次在其Cervo轿车上安装了EPS系统，随后还应用在其Alto车上。此后，EPS在日本得到迅速发展。出于节能环保的考虑，欧、美等国的汽车公司也相继对EPS进行了开发和研究。虽然比日本晚了十年时间，但是欧美国家的开发力度比较大，所选择的产品类型也有所不同。日本起初选择了技术相对成熟的有刷电机。有刷电机比较成熟，在汽车上的应用较广，比如雨刷、车窗等部分，稍作改进就适应了EPS的要求，因此研发周期较短，上世纪80年代末期就开始产业化，主要装配在微型车上。而欧美则选择了难度较大的无刷电机，但是电子控制系统比较复杂，延长了研发周期。直到90年代中期欧美才开始量产。从长远发展看，有刷电机存在一定弊端，比如电机产生的噪声较难克服，磨损较严重，存在电磁干扰等问题。因此，日本现在国内装配的EPS也逐渐转向无刷电机了5。1.2.4 国内外研究现状我国汽车电子行业的总体发展相对滞后，但是，随着汽车对环保、节能和安全性要求的进一步提高，代表着现代汽车转向系统的发展方向的EPS电动助力转向系统已被我国列为高新科技产业项目之一，国内各大院校、科研机构和企业在进行EPS技术的研究，也有少数供应商能批量提供转向轴式的EPS系统。但总的来讲目前国内EPS技术还不成熟；供应商所提供的EPS系统还未达到产品级的要求，且类型单一，还不能满足整车厂需要。据悉，自主品牌研发的EPS系统离产业化就差整车厂批量装车认可这一台阶了，相信很快就可以实现量产。EPS系统是未来动力转向系统的一个发展趋势6。在我国汽车使用的转向器中，上世纪解放汽车和东风汽车使用蜗杆曲柄指销式转向器转向器，现在解放汽车和东风汽车也已经开始使用循环球式转向器，其它汽车大都使用齿轮齿条式转向器和循环球式转向器。由于齿轮齿条式转向器在小型车上具有很多其他转向器无可替代的优点，我国也在大量生产齿轮齿条式转向器并在小型货车及家庭轿车使用中得到飞速发展。例如我国第一汽车集团公司在中日合作的项目上使用的就是齿轮齿条式转向器。还有其他本田、奥迪、桑塔纳、夏利等轿车，以及南京依维柯、柳州五菱等小型货车，均使用的是齿轮齿条式转向器。虽然国内齿轮齿条式转向器有一定发展，但生产效率低，成本高。只有专业化设计，流水线生产，才能提高生产效率，降低生产成本，在国内外市场上占有一席之地。1.3 本文主要研究内容本文选取某一乘用车汽车车型为主体研究对象，通过齿条助力式转向系统的设计，使其能够应用该设计对象中。同时，为该转向系统设计减速机构，使其具有较好的转向特性，使该车转向特性更加安全可靠。主要研究内容包括：（1）对转向系统进行设计计算，对转向系方案进行选择，确定转向系的主要参数， 设计齿轮齿条转向器和转向梯形。（2）对转向梯形进行优化设计，对转向梯形数学模型进行推导，分析理想的左右转向轮转角关系和实际的左右转向轮转角的关系，对优化目标函数和约束条件进行确定，最后对优化结果进行分析。（3）用CATIA建立齿条助力式转向系统完整的三维实体模型。（4）基于有限元分析软件ANSYS对转向系统进行建模和计算分析,并通过假设改进方案对比,找到进一步优化方法。（5）绘制齿条助力式转向系统完整的工程图,包括转向传动机构转配图、转向操纵机构转配图及重要部件零件图。1.4 本章小结本章对转向系统做了介绍，分析了转向系统的设计要求，阐述了EPS的特点和发展现状，并将电动助力转向系统和其他转向系统进行了分析比较，还重点分析了本课题的研究内容和技术方案。最后分析和说明了对电动助力转向系统研究的意义。第 2 章 电动助力转向系统的总体组成2.1 电动助力转向系统的机理及类型近年来，电动助力转向机构在乘用车上得到应用，并有良好的发展前景。电动助力转向机构，除去应当满足对液压式动力转向机构的一些相似要求以外，同时还应当满足：具有故障自诊断和报警功能；有良好的抗振动和抗干扰能力等；当地面与车轮之间有反向冲击力作用时，电动助力转向机构应迅速反应，制止转向盘转动；在过载使用条件下有过载保护功能等。2.1.1 电动助力转向系统的机理电动助力转向机构由机械转向器与电动助力部分相结合构成。电动助力部分包括电动机、电池、传感器、控制器（ECU）、线束、减速机构和电磁离合器等。电动助力转向机构示意图如图2-1所示图2-1 电动助力转向机构示意图目前用于乘用车的电动助力转向机构的转向器，均采用齿轮齿条式转向器。其功能除用来传递来自转向盘的力矩与运动以外，还有增扭、降速作用。转向过程中，电动机将来自蓄电池的电能转变为机械能向转向系输出而构成转向助力矩，并完成助力作用。与电动机连接的减速机构有蜗轮蜗杆、滚珠螺杆螺母或行星齿轮机构等，其作用也是降速、增扭。装在减速机构附近的离合器（通常为电磁离合器）是为了保证电动助力转向机构只在预先设定的行驶速度范围内工作。在车速达到某一设定值时，离合器分离，并暂时停止电动机的助力作用。与此同时，转向机构也暂时转为机械式转向机构。当电动机发生故障时，离合器也自动分离。离合器分离后再行转向时，可不必因带动电动机而消耗驾驶员体力。汽车以较高车速转向行驶，作用在转向盘上的力矩将减小，以至于达到无需助力的程度，此时可设定：达到此车速时，电磁离合器停止工作。还有，在电动机停止工作以后，电磁离合器在控制器的控制下也要分离或者自动分离。此后，再进行转向将不存在助力作用，直至电动机恢复工作为止。电动助力转向机构的工作原理如下：当驾驶员对转向盘施力并转动转向盘时，位于转向盘下方与转向轴连接的转矩传感器将经扭杆弹簧连接在一起的上、下转向轴的相对转动角位移信号转变为电信号传至控制器，在同一时刻车速信号也传至控制器。根据以上两信号，控制器确定电动机的旋转方向和助力转矩的大小。之后，控制器将输出的数字量经D/A转换器，转换为模拟量，并将其输入电流控制电路。电流控制电路将来自微机的电流命令值同电动机电流的实际值进行比较后生成一个差值信号，同时将此信号送往电动机驱动电路，该电路驱动电动机，并向电动机提供控制电流，完成助力转向作用8。 2.1.2 电动助力转向系统的类型EPS系统依据电动机布置位置的不同可分为转向轴助力式、小齿轮助力式、齿条助力式三个基本类型。EPS系统的类型如图2-2所示。(1) 转向轴助力式 转向轴助力式电动助力转向机构的电动机布置在靠近转向盘下方，并经蜗轮蜗杆机构与转向轴连接（图2-2a）。这种布置方案的特点是：由于转向轴助力式电动助力转向的电动机布置在驾驶室内，所以有良好的工作条件；因电动机输出的助力转矩经过减速机构增大后传给转向轴，所以电动机输出的助力转矩相对小些，电动机尺寸也小，这又有利于在车上布置和减轻质量；电动机、转矩传感器、减速机构、电磁离合器等装为一体是结构紧凑，上述部件又与转向器分开，故拆装与维修工作容易进行；转向器仍然可以采用通用的典型结构齿轮齿条式转向器；电动机距驾驶员和转向盘近，电动机的工作噪声和振动直接影响驾驶员；转向轴等零件也要承受来自电动机输出的助力转矩的作用，为使其强度足够，必须增大受载件的尺寸；尽管电动机的尺寸不大，但因这种布置方案的电动机靠近方向盘，为了不影响驾驶员腿部的动作，在布置时仍然有一定的困难。a) 转向轴助力式 b) 齿轮助力式 c） 齿条助力式图2-2 EPS系统的类型（2）齿轮助力式 齿轮助力式电动助力转向机构的电动机布置在与转向器主动齿轮相连接的位置（图2-2b），并通过驱动主动齿轮实现助力。这种布置方案的特点是：电动机布置在地板下方、转向器上部，工作条件比较差对密封要求较高；电动机的助力转矩基于与转向轴助力式相同的原因可以小些，因而电动机尺寸小，同时转矩传感器、减速机构等的结构紧凑、尺寸也小，这将有利于在整车上的布置和减小质量；转向轴等位于转向器主动齿轮以上的零部件，不承受电动机输出的助力转矩的作用，故尺寸可以小些；电动机距驾驶员远些，它的动作噪声对驾驶员影响不大，但震动仍然会传到转向盘；电动机、转矩传感器、电磁离合器、减速机构等与转向器主动齿轮装在一个总成内，拆装时会因相互影响而出现一定的困难；转向器与典型的转向器不能通用，需要单独设计、制造。(3)齿条助力式 齿条助力式电动助力转向机构的电动机与减速机构等布置在齿条处（图2-2c），并直接驱动齿条实现助力。这种布置方案的特点是：电动机位于地板下方，相比之下，工作噪声和振动对驾驶员的影响都小些；电动机减速机构等不占据转向盘至地板这段空间，因而有利于转向轴的布置，驾驶员腿部的动作不会受到它们的干扰；转向轴直至转向器主动齿轮均不承受来自电动机的助力转矩作用，故他们的尺寸能小些；电动机、减速机构等工作在地板下方，条件较差，对密封要求良好；电动机输出的助力转矩只经过减速机构增扭，没有经过转向器增扭，因而必须增大电动机输出的助力转矩才能有良好的助力效果，随之而来的是电动机尺寸增大、质量增加；转向器结构与典型的相差很多，必须单独设计制造；采用滚珠螺杆螺母减速机构时，会增加制造难度与成本；电动机、转向器占用的空间虽然大一些，但用于前轴负荷大，前部空间相对宽松一些的乘用车上不是十分突出的问题9。2.2 电动助力转向系统的关键部件EPS主要由扭矩传感器、车速传感器、电动机、减速机构和电子控制单元ECU组成。(1) 扭矩传感器 扭矩传感器检测扭转杆扭转变形，并将其转变为电子信号并输出至电子控制单元，是电动助力转向系统的关键部件之一。扭距传感器由分相器单元、分相器单元及扭杆组成。转子部分的分相器单元固定于转向主轴，转子部分的分相器单元固定于转向传动轴。扭转杆扭转后，使两个分相器单元产生一个相对角度，电子控制单元根据两个分相器的相对位置决定对EPS电动机提供多少电压。(2)车速传感器 车速传感器的功能是测量汽车的行驶速度。目前，轿车EPS控制器一般都从整车CAN总线中提取车速信号。(3)电动机 电动机由转角传感器、定子及转子组成。将电动机和减速机构布置在齿条处，并直接驱动齿条实现助力。通过转角传感器检测电动机的旋转角度防止扭矩波动。(4)减速机构 减速机构采用滚珠式减速齿轮机构，将其固定在电动机的转子上。电动机的转动传到减速机构，经过滚珠及蜗杆传到齿条轴上。滚珠在机构内部经过导向进行循环。(5)电子控制单元 电子控制单元（ECU）的功能是依据扭矩传感器和车速传感器的信号，进行分析和计算后，发出指令，控制电动机的动作。此外，ECU还有安全保护和自我诊断的功能，ECU通过采集电动机的电流、发动机转速等信号判断系统工作是否正常，一旦系统工作异常，电动助力被切断；同时ECU将进行故障诊断分析，故障指示灯亮，并以故障所对应的模式闪烁10。2.3 电动助力转向的助力特性电动助力转向的助力特性由软件设定。通常将助力特性曲线设计成随着汽车行驶速度的变化而变化，并将这种助力特性称之为车速感应型。图2-3示出的车速感应型助力特性曲线表明，助力既是作用到转向盘上的力矩的函数，同时也是车速的函数。当车速时，相当于汽车在原地转向，助力特性曲线的位置居其他各条曲线之上，助力强度达到最大。随着车速不断升高，助力特性曲线的位置也逐渐降低，直至车速达到最高车速为止，此时的助力强度已为最小，而路感强度达到最大6。电动助力转向系统的车速感应型助力特性如图2-3所示。图2-3 车速感应型助力特性2.4 本章小结本章主要是介绍了电动助力转向机构的组成、工作原理，以及对电动助力转向的三种布置形式进行了分析对比。并对电动助力转向系统各主要部件的结构及工作过程和助力特性进行了分析。第 3 章 齿条助力转向系统结构参数设计3.1 设计目标车辆主要参数在对整车转向系统分析之前，首先根据本田雅阁汽车参数，整理出目标车辆的整车参数，如表3-1所示。表 31 整车主要参数序号参数名称数值序号参数名称数值1总质量（kg）20905轮胎215/60R162轮距（mm）15906轮胎压力（MPa）0.183轴距（mm）28007最小转弯半径（mm）57004方向盘直径（mm）3508转向轴负荷（N）76503.2 转向系统结构参数设计3.2.1 对动力转向机构的要求（1）运动学上应保持转向轮转角和驾驶员转动转向盘的转角之间保持一定的比例关系。（2）随着转向轮阻力的增大（或减小），作用在转向盘上的手力必须增大（或减小），称之为“路感”。（3）当作用在转向盘上的切向力时（因汽车形式不同而异），动力转向器就开始工作。（4）转向后，转向盘应自动回正，并使汽车保持在稳定的直线行驶状态。（5）工作灵敏。（6）动力转向失灵时，仍能用机械系统操纵车轮转向11。3.2.2 齿轮齿条转向器形式的选择齿轮齿条转向器最主要的优点是：结构简单、价格低廉、质量轻、刚性好、使用可靠；传动效率高达90%；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10。齿轮齿条式转向器的四种类型如图3-1所示：中间输入，两端输出（图3-1a）；侧面输入，两端输出（图3-1b）；侧面输入，中间输出（图3-1c）；侧面输入，一端输出图（图3-1d）。图3-1 齿轮齿条式转向器的四种形式3.2.3 转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。精确地计算出这些力是困难的。为此用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩。 Nmm式中 f 轮胎和路面间的滑动摩擦因数； 转向轴负荷； P轮胎气压。作用在转向盘上的手力为： =122.2N式中 转向摇臂长，单位为mm； 原地转向阻力矩； 转向节臂长； 为转向盘直径； 转向器角传动比； 转向器正效率。因齿轮齿条式转向传动机构无转向摇臂，故 、不代入数值。对给定的汽车，用上式计算出来的作用力是最大值。因此，可以用此值作为计算载荷。梯形臂长度的计算：轮辋直径 =16in=406.4mm梯形臂长度 =152.6mm取=150mm 轮胎直径 =540.3mm 取=540mm转向横拉杆直径 ；=216MPa；=347.2 Nm 12.534mm取=15mm初步估算主动齿轮轴的直径： 26.928mm取=30mm上述的计算只是初步对所研究的转向系载荷的确定。转向传动机构初选参数如表3-2所示。表32 转向传动机构初选参数序号参数名称数值序号参数名称数值1阻力矩（Nmm）340805.15轮胎直径（mm）5402转向盘手力（N）122.26横拉杆直径（mm）153轮辋直径（mm）406.47齿轮轴直径(mm)304梯形臂长度（mm）1508转向器角传动比183.3 转向系统设计要求（1）转向传动比 当转向盘从锁点向锁点转动，每只前轮大约从其正前方开始转动30，因而前轮从左到右总共转动大约60。若传动比是1:1，转向盘旋转1，前轮将转向1，转向盘向任一方向转动30将使其前轮从锁点转向锁点。这种传动比过于小，因而转向盘最轻微的运动将会使车辆突然改变方向。转向角传动比必须使前轮转动同样角度时需要更大的转向盘转角。对乘用车，推荐转向器角传动比在1725范围内选取；对商用车，在2332范围内选取，这里选传动比为18:1。即在这样的传动比下，转向盘每转动18，前轮转向1。（2）齿轮齿条式转向器的设计要求 齿轮齿条式转向器的齿轮多数采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数取值范围多在23mm之间。主动小齿轮齿数多数在57个齿范围变化，压力角取20，齿轮螺旋角取值范围多为915。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿条压力角，对现有结构在1235范围内变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度12。（3）EPS系统齿轮齿条转向器的安装 齿轮齿条式转向器可安在前横梁上或发动机后部的前围板上。橡胶隔振套包在转向器外，并固定在横梁上或前围板上。齿轮齿条转向器的正确安装高度，使转向横拉杆和悬架下摆臂可平行安置。齿轮齿条式转向系统中磨擦点的数目减少了，因此这种系统轻便紧凑。大多数承载式车身的前轮驱动汽车用齿轮齿条式转向机构。由于齿条直接连着梯形臂，这种转向机构可提供好的路感13。（4）主动小齿轮选用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齿条常采用45钢制造。为减轻质量，壳体用铝合金压铸14。3.4 EPS主要部件的设计3.4.1 齿条的设计齿条是在金属壳体内来回滑动的，加工有齿形的金属条。转向器壳体是安装在前横梁或前围板的固定位置上的。齿条代替梯形转向杆系的摇杆和转向摇臂，并保证转向横拉杆在适当的高度以使他们与悬架下摆臂平行。齿条可以比作是梯形转向杆系的转向直拉杆。导向座将齿条支持在转向器壳体上。齿条的横向运动拉动或推动转向横拉杆，使前轮转向。1、齿轮轴和齿条的设计计算(1) 选择材料及热处理方式小齿轮选用16MnCr5，渗碳淬火，齿面硬度56-62HRC齿条选用45钢，表面淬火，齿面硬度52-56HRC(2) 确定许用应力 a) 确定和MPa MPaMPa MPab) 计算应力循环次数N，确定寿命系数、。 = 式中 齿轮转速（r/min）； 齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数； 齿轮的工作寿命（h）； c) 计算许用应力取, (3-9)=1920MPa =1620MPa应力修正系数 (3-10) (3-11) MPa MPa2、初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 (1) 选择齿轮类型根据齿轮传动的工作条件，选用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合传动方案。(2) 选择齿轮传动精度等级。选用7级精度(3) 初选参数初选=1.4 =0.8 按当量齿数 (4) 初步计算齿轮模数 转矩 =35000 Nmm闭式硬齿面传动，按齿根弯曲疲劳强度设计。 (3-12)=2.208mm(5) 确定载荷系数 (3-13)m/s 则 (6) 修正法向模数 (3-14) 圆整为标准值 取=3mm3、确定齿轮传动主要参数和几何尺寸(1) 分度圆直径 (3-15)=19.23mm(2) 齿顶圆直径 (3-16)mm(3) 齿根圆直径 (3-17)=12.98mm(4) 齿宽 mm因为相互啮合齿轮的基圆齿距必须相等，即。齿轮法面基圆齿距为 齿条法面基圆齿距为 取齿条法向模数为 (5) 齿条齿顶高 (3-18)mm(6) 齿条齿根高 (3-19)=3.725mm(7) 法面齿距 (3-20)mm4、校核齿面接触疲劳强度 (3-21)=1653.6MPa所以齿面接触疲劳强度满足要求15。齿条的尺寸设计参数如表3-3所示。表3-3 齿条的尺寸设计参数序号项目尺寸参数(mm)1总长7302直径253齿数204法向模数33.4.2 齿轮轴的设计齿轮是一只切有齿形的轴。它安装在转向器壳体上并使其齿与齿条上的齿相啮合。齿轮齿条上的齿可以是直齿也可以是斜齿。齿轮轴上端与转向柱内的转向轴相连。因此，转向盘的旋转使齿条横向移动以操纵前轮。齿轮轴由安装在转向器壳体上的球轴承支承16。齿轮轴的尺寸设计参数如表3-4所示。表3-4 齿轮轴的尺寸设计参数序号项目尺寸参数(mm)1总长1202齿宽353齿数74法向模数35螺旋角146螺旋方向左旋3.4.3 转向横拉杆及其端部的设计转向横拉杆与梯形转向杆系的相似。球头销通过螺纹与齿条连接。当这些球头销依制造厂的规范拧紧时，在球头销上就作用了一个预载荷。防尘套夹在转向器两侧的壳体和转向横拉杆上，这些防尘套阻止杂物进入球销及齿条中18。转向横拉杆端部与外端用螺纹联接。这些端部与梯形转向杆系的相似。侧面螺母将横拉杆外端与横拉杆锁紧19。横拉杆的接头位于横拉杆的两端,主要作用是传递扭矩,使梯形臂转动。零件有一个螺纹孔，主要作用是连接横拉杆。还有一个内螺纹孔，主要作用是连接梯形臂。转向横拉杆及接头的尺寸设计参数如表3-3所示。表3-5 转向横拉杆及接头的尺寸设计参数序号项目尺寸参数（mm）1横拉杆总长3402横拉杆直径153螺纹长度504外接头总长2515球头销总长626球头销螺纹公称直径M1017外接头螺纹工程直径M121.53.4.4 齿条调整装置的设计齿条导向座安装在齿条光滑的一面。齿条导向座和与壳体螺纹连接的调节螺塞之间连有一个弹簧。弹簧在齿轮与齿条的配合中有非常大的作用，此调节螺塞由锁紧螺母固定。齿条导向座的调节使齿轮、齿条间有一定预紧力，此预紧力会影响转向冲击、噪声及反馈20。齿条调整装置的设计包括齿条导向座、壳体、弹簧、调节螺塞和锁紧螺母的设计，在设计过程中注意它们之间的配合。齿条调整装置的尺寸设计参数如表3-6所示。表3-6 齿条调整装置的尺寸设计参数序号项目尺寸参数（mm）1导向座外径452导向座高度403螺塞螺纹公称直径M3524螺塞高度205锁止螺母高度56弹簧总圈数5.257弹簧节距38弹簧外径209弹簧工作高度31.583.5 本章小结本章是电动助力转向系统的设计，主要内容如下：(1) 对电动助力转向系统中的齿轮齿条转向器的主要元件进行的详细的介绍，并且给出了一些参考的转向系参数，对主要元件进行结构设计。(2) 根据已知条件，对电动助力转向系统中的齿轮齿条式转向器进行了齿轮轴和齿条的设计计算第 4 章 转向梯形的优化设计4.1 转向梯形数学模型推导4.1.1 理想的左右转向轮转角关系汽车转向示意图如图4-1所示。vabbaB1.1 L1.2 R图4-1汽车转向示意图为了避免在汽车转向时产生的路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎磨损过快，要求转向系统即可能保证在汽车转向时，所有的车轮均作纯滚动。显然，这只有在所有车轮的轴线都相交于一点时方能实现。此交点被称为转向中心。如图4-1所示，汽车左转弯时，内侧转向轮转角应大于外侧车轮的转角。当车轮被视为绝对刚体的假设条件下，左右转向轮转角和应满足Ackermann转向几何学要求，如式4-1所示。 式中 内侧转向轮转角；外侧转向轮转角；B两侧主销轴线与地面相交点之间的距离；L汽车前后轴距；R转弯半径。根据式4-1可得理想的右轮转角，如式4-2所示。 同理，当汽车右转向时，Ackermann转角关系如式4-3所示。 根据式4-3可得理想的右轮转角，如式4-4所示。 4.1.2 实际的左右转向轮转角关系图4-2是一种含有驱动滑块的常用断开式转向梯形机构。齿轮齿条转向机构将方向盘的旋转运动转化成齿条（滑块）的直线运动，继而驱动转向梯形机构实现左右前轮转向。断开式转向梯形机构如图4-2所示。图中：转向机齿条左右球铰中心的距离；左右横拉杆的长度；左右转向节臂的长度；车轮中心至转向主销的距离；转向齿条从中心位置向左的位移量；转向齿条从中心位置向左的位移量；转向齿条左右球铰中心连线与左右转向主销中心连线之偏距；直线行驶时，转向齿条左球铰中心和左转向主销的水平距离；转向节臂与汽车纵轴线的夹角。图4-2 由齿轮齿条转向机驱动的断开式转向梯形机构运用余弦定理和三角函数变换公式，经推导可得：A点的坐标值为：式中 ，表示转向齿条左球铰中心和左转向主销中心的实际距离当A点位于O点的左侧即时：当A点位于O点的右侧即时当D点位于O点的左侧即时：当D点位于O点的右侧即时：4.2 优化目标函数和约束条件的确定4.2.1 优化目标函数的确定由于现有的转向梯形机构并不能够完全满足Ackermann转向几何学要求，实际上只能在一定的车轮转角范围内，使两侧车轮偏转角的关系大体上接近于理想关系。同时，Matlab软件中提供了非线性规划的相关优化函数，因此，本着最大限度地逼近理想的阿克曼转角的原则，我们采用离散化方法，给出了优化设计目标函数为：式中 右侧转向轮的实际转角；右侧转向轮的理想转角；取值次数。4.2.2 优化约束条件的确定对于一般汽车，其方向盘最大行程大约为（约三圈），轿车的转向系统传动比大约为，转向轮最大转角约为。依据该轿车设计要求，其转向轮最大转角设计为左右，而齿条的行程为mm。由于横拉杆和转向节臂之间主要是传递力的作用关系，因此，在传动过程中，两杆之间应该尽可能地保持小的压力角，以保证两杆间压力角在规定的范围内。根据该轮边驱动电动车的布置尺寸和上述设计基本要求，确定各优化变量的取值范围为：原车转向梯形尺寸设为设计变量的初值：4.3 优化结果及验证利用非线性最小二乘法对该转向梯形进行优化，优化结果如下：车辆优化前后的理想和实际的汽车内外车轮转角的关系曲线分别如图4-3a和4-3b所示。从图中可以看出，对于原转向梯形机构，当左轮转角超出 （负号表示右转弯）范围后，实际转角与理想值即已产生偏差，左侧车轮转角为 时的偏差已达 ，而在最大转角处的偏差为 ，相对误差为2.83%；而优化后的转向梯形机构，当左侧车轮转角在 范围内变化时，实际值与理想值能够很好地相吻合，只有在较大转角时，二者之间才产生了微小偏差，当左侧车轮转角达到最大时（约），右侧车轮的实际转角与理想转角之间的差值为，相对误差为2.76%。在转向轮转角范围内，选取30个点，计算优化目标函数值，对于原转向梯形机构，其函数值为0.0042，而优化后下降为0.0021。从优化前后理想和实际的汽车内外车轮的转角关系可以看出，优化取得很好的效果。优化后实际转角与理想值已尽可能地缩小,尤其在小转角范围内优化效果明显。以下从优化后的转向梯形的转向节臂与转向横拉杆之间的压力角的变化来近一步验证分析优化的效果。由于压力角影响着转向过程中的动力传递效率，优化后的转向梯形的转向节臂与转向横拉杆之间的压力角 的变化曲线如图4-4所示。从图中可以看出，该压力角在车轮转角的大部分变化范围内都保持较小值，即较高的传动效率，只有当左侧（或右侧）车轮达到或者接近于左转（或右转）时的极限转角时，压力角才比较大，由于汽车进行极限转向的频率比较低。因此，优化结果可行。(a)（b）图4-3 汽车内外侧车轮转角关系图4-4压力角变化曲线4.4 本章小结本章介绍了与齿轮齿条式转向器配用的转向传动机构的优化设计，介绍了该转向机构的优化设计方法，给出了优化结果，并进行了验证分析。第 5 章 三维实体建模和有限元分析5.1 三维实体建模本设计根据以上转向传动方案的选取和尺寸结构的计算，绘制了齿条助力式转向系统三维图，如图5-1至5-3所示。图5-1 转向系统总装配图图5-2 转向传动机构图5-3 转向操纵机构5.2 转向节有限元分析转向节是汽车车桥上的重要部件之一，它承受转向轮的负载以及路面传递来的冲击，同时还传递来自转向器的转向力实现对汽车行驶方向的控制，因此对其在强度、抗冲击性、疲劳强度以及可靠性方面都有很高的要求，对转向节零部件进行强度分析十分必要。5.2.1 转向节受力分析根据汽车设计手册，对转向节的受力按照3种危险工况进行计算分析，即：紧急制动工况、侧滑工况和越过不平路面工况。由文献2可知，转向节的基本受力情况有3种，即：车轮受垂直力、车轮受侧向力和车轮受纵向力。根据车辆行驶过程中转向节的受力分析可得：紧急制动工况即为垂直力和纵向力共同作用的组合工况；侧滑工况即为垂直力和侧向力共同作用的组合工况；越过不平路面工况即为垂直力单独作用的工况。根据3种基本受力极限工况下车轮上的动载荷值进行计算，即：最大垂直动载荷 （5-1）式中：动载系数； 前轮静载荷；最大侧向载荷： （5-2）式中 道路附着系数；最大纵向载荷： （5-3）式中 汽车制动时的重量分配系数，本文取为1.4。 5.2.2 转向节有限元模型的建立本文采用CATIA软件建立了几何模型,建立模型后将其导入ANSYS软件中。对转向节划分网格,建立的有限元分析模型如图5-4所示：图5-4 有限元分析模型转向节的材料为40Cr，其弹性模量E=196GPa，泊松比 ，屈服极限MPa，取安全系数n=2，则许用应力=394MPa。由于40Cr属于塑性材料，故在进行强度计算时，采用屈服极限作为该材料的极限应力。根据转向节实际使用状态进行约束添加。对转向节的上下两个主销孔进行加载约束，转向节加力点为车轮中心位置。5.2.3 仿真分析本文所研究车型参数如表5-1所示，根据以上分析对模型进行加载，本文给出越过不平路面工况、紧急制动工况和侧滑工况三种危险工况下的分析结果。（1）汽车在越过不平路面工况下的转向节的变形图和应力图分别如图5-5和5-6所示。表5-1整车基本性能参数表序号整车参数数值1整车质量/kg20902轴距/mm28003轮距/mm1590(前)4前轴轴荷（满载）/kg7655轮胎型号215/60R16(前)6动载系数2.07道路附着系数0.8图5-5 越过不平路面工况下的变形图图5-6 越过不平路面工况下的应力图转向节在越过不平路面的工况下进行的有限元分析的结果表明，转向节的变形量很小，在正常现行范围内。转向节的应力小于许用应力394MPa，所以转向节的结构设计在此危险工况下符合要求。（2）汽车在紧急制动工况下的转向节的变形图和应力图分别如图5-7和5-8所示。图5-7 紧急制动工况下的位移图图5-8 紧急制动工况下的应力图转向节在紧急制动的工况下进行的有限元分析的结果表明，转向节的变形量很小，在正常变形范围内。转向节的应力小于许用应力394MPa。所以转向节的结构设计在此危险工况下符合要求。（3）汽车在侧滑工况下的转向节的变形图和应力图分别如图5-9和5-10所示。转向节在紧急制动的工况下进行的有限元分析的结果表明，转向节的变形量很小，在正常变形范围内。转向节的应力小于许用应力394MPa。所以转向节的结构设