汽车电动助力转向系统设计

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题 目 汽车电动助力转向系统设计 学 院 机械工程学院 专 业 机械工程及自动化 班 级 机自0708 学 生 刘 雷 学 号 20070403109 指导教师 门 秀 花

二〇一 一年五月 二十九 日

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1 前 言

汽车转向系统是实现对汽车的准确操控，保证汽车驾驶安全的关键。因此，对电

动助力转向系统的设计，必须保证其安全可靠。这就要求设计者对汽车转向原理充分的了解，并具有扎实的机械设计理论知识。

1.1 选题背景和意义

转向系统作为汽车的非常重要的组成部分是决定汽车行驶安全的关键。如何设计汽车的转向系统，让汽车操纵起来更加灵活方便，一直都是各汽车公司和研发单位的重要研究项目。特别是在车辆速度越来越快、驾驶人员非职业化、车流越来越密集的今天。如今面对驾驶层次不同的人群，如何使汽车的转向系统更人性化就显得特别重要。汽车电动助力转向系统已经经历了机械式转向系统、液压式转向系统、电控液压式转向系统等阶段。随着转向系统的发展、电子控制技术的不断成熟以及制造成本的不断降低，EPS越来越引起人们的关注，而且电动助力转向系统具有传统转向系统无法比拟的优点，因此，电动助力转向系统快速应用到了实用领域，并在逐步的取代传统转向系统

1.2 国内外研究现状

1953年，通用汽车公司率先给别克轿车装配了液压动力转向系统，液压动力转向系统使汽车发生了巨大的转变，之后几十年不断的技术革新使液压动力转向系统不断的发展并迅速完善，后来电控式液压助力转向系统也被开发成功。1999年奔驰与西门子公司联合投入巨资研发电动助力转向系统，之后EPS进入了飞速发展的阶段。在国外，EPS系统经过多年的研发已经逐步发展成熟，而在国内绝大部分的汽车上仍在使用机械式或液压式转向系统，EPS的研发仍很不成熟，尚处于起步阶段。

经过多年的发展，电动助力转向系统最初只能装配到前轴负荷较小微型轿车上，经过多年的发展，前轴负荷较大的商用客车、大型轿车、货车也已逐步采用了EPS系统，EPS系统的助力形式也在不断发展，从低速、转向柱助力型向全速、齿条助力型转化。EPS具有节能、环保等许多优点，因此，EPS取代HPS将是今后汽车转向系统发展的趋势。

1.3 主要设计工作

本文是对汽车电动助力转向系统进行设计，重点设计转向器及其控制系统。本次设计旨在提高汽车转向系统的性能，使得汽车具有更好的操控性能，确保汽车的行驶安全。

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2 EPS系统工作原理及特点

2.1 EPS系统的工作原理

电动助力转向系统的发展是以传统机械式转向系统为基础的。驾驶员可以靠电动机产生的动力更好的进行转向操作，电动助力转向系统主要由信号传感装置(包括扭矩传感器、转角传感器和车速传感器)，转向助力机构(电机、离合器、减速传动机构)及电子控制装置三大部分构成。汽车点火启动后，ECU通电开启并对EPS系统进行自我检测，自我检测通过之后，继电器和离合器闭合，EPS系统便开始工作，方向盘转动时，通过转向轴上的转角传感器以及扭矩传感器把测得的方向盘转过的角位移和作用在方向盘上的力矩传递给ECU，ECU根据这些个信号并结合车速等一系列信息，控制电机产生正确的助力，使得汽车在最佳控制状态：汽车处于低速时，使转向力减小，确保汽车灵活、轻便的转向，汽车处于高速时，增加适当的阻尼控制，确保方向盘操作起来稳重、可靠。其结构示意图如下。

图2.1 EPS系统结构图

2.2 EPS系统的特点

汽车助力转向系统从最初的机械式、液压式到后来的电控液压式，再到现在的电动助力式，经过这多个阶段的发展，已经逐步解决了最初结构复杂、耗能多、不易操控等缺点。尤其是电动助力转向系统，更能使汽车具有良好的操控性能。

同传统的转向系统相比，EPS系统具有许多无可比拟的优点：耗能量少；以电力作能源，绿色无污染，同时消除了噪声污染；转向跟随性强，抗干扰能力强，系统反应快，无迟滞；回正性能增强，电机的动作由软件控制，能够及时在最大限度内调整

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设计参数使其获得最好的回正性能；操纵稳定性高，系统能使车轮自动调整回正；该系统结构简单，体积小，易安装，制造成本低。

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3 EPS系统转向器的设计

3.1 转向器的选取

与其它形式的转向器相比，齿轮齿条式转向器具有结构简单、紧凑，转向器的质量较小，传动效率高，可自动消除齿间间隙，体积小，制造成本低等许多优点。所以本设计中选用齿轮齿条式转向器。齿轮齿条式转向器一转向齿轮和齿条组成，齿轮与转向轴一体，齿条与转向横拉杆一体。

3.2齿轮齿条式转向器的工作原理

当汽车方向盘转动时，带动与转向轴连在一起的齿轮转动，在齿轮的带动下，与齿轮啮合的齿条来回运动，转向器齿条的动作,通过转向器齿条端头和转向拉杆端头,传递到转向节臂上,从而使车轮转动。

3.3齿轮齿条式转向器的设计和计算

3.3.1确定转向系计算载荷

为了确保汽车行驶安全，组成转向系的各个零件需要有足够的强度。要验算转向系各零件的强度，首先要确定作用在各个零件上的力。影响这些力的因素主要有转向轴的负荷、路面的阻力以及轮胎气压等。

想要精确地计算出这些力非常困难。因此可以用足够精确的半经验公式来计算。

（1）计算原地转向阻力矩MR

MR?f33G1p （3.1）

式中 f——轮胎与路面间的滑动摩擦因数（取f=0.7）；

； G1——转向轴负荷，单位为N（G1=10902.5N）P——轮胎气压，单位为MPa（取p=0.179MPa）。 可解得

3fG10.710902.53MR???627826.2N?mm3p30.179（3.2）

（2）计算方向盘上的手力Fh

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齿条移动行程可达到的值来确定。此外，设计时还要验算齿轮的接触强度和抗弯强度。

为减轻质量，壳体一般采用铝合金压铸。主动小齿轮用15CrNi6或16MnCr5材料制造，而齿条制造材料为45钢。 3.3.3齿条和齿轮轴的设计计算

1.齿轮材料、热处理方式的选择及许用应力的计算

(1) 选择材料和热处理方式

小齿轮选用16MnCr5 采用渗碳淬火，齿面硬度56-62HRC； 大齿轮选用 45钢 采用表面淬火，齿面硬度56-56HRC。 (2)许用应力的确定

[?H]? [?F]?a)确定?Hlim和?Flim?HlimZNSHminSFmin （3.9）

?FlimYSTYN （3.10）

?Hlim1?1500MPa ?Hlim2?1300MPa ?Flim1?425MPa ?Flim2?375MPa

b) 应力循环次数N的计算，寿命系数ZN、YN的确定。

N1?60an1t?60?1?15??10?8?300??2.16?107?N2 （3.11）

ZN1?1.32 YN1?1?YN2

c) 许用应力的计算

取SHmin?1 SFmin?1.4 则有

[?H1]??Hlim1ZN11500?1.32SHmin=

1?1980MPa （3.12）

[?H2]??Hlim2ZN2SHmin=

1300?1.32?1716MPa 1 （3.13）

应力修正系数 YST?2则 10

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[?F1]??Flim1YSTYN1SFmin=

425?2?1?607.14MPa 1.4 （3.14）375?2?1?535.7MPa 1.4 （3.15）

[?F2]??Flim2YSTYN2SFmin=

2. 齿轮基本参数以及主要尺寸的初步确定 (1) 齿轮类型的选择

由齿轮传动的工作条件确定传动方案为斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条相啮合。 (2) 齿轮传动精度等级的选择 选用7级精度 (3) 初选参数

初选参数为 Kt?1.4， ??14?， Z1=8 ，Z2=20， ?d=0.8， Y?=0.7， Y?=0.89 按当量齿数 ZV?Z/cos3??8/cos314??8.76，YFS1?5.6 (4) 齿轮模数mn的初步计算

有转矩 T1?290.7×0.16=46.51N?m=46510N?mm 根据闭式硬齿面传动，可按齿根弯曲疲劳强度设计。 可得

mnt?32KtT1cos2?Y?Y??dZ12?YFS[?F]

（3.16）

?5.6

607.14=32?1.4?46510?cos214??0.7?0.890.8?82=2.396mm

(5) 载荷系数K的确定 取 KA=1，由

?t??mntz1n160?1000cos??0.0155m/s, （3.17）

vZ1/100=0.00124,KV=1；对称布置，取K?=1.06； 取K?=1.3

则有 K?KA?KV?K??K?=1×1×1.06×1.3=1.378

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(6) 法向模数的修正

mn?mnt3K31.378=2.383 （3.18） Kt=2.396×1.4取标准值 mn=3mm

3.确定齿轮传动的主要参数及几何尺寸 (1) 分度圆直径d

d1?(2) 齿顶圆直径da1

mnz13?8==24.73mm （3.19） cos?cos14??da1?d?2ha=24.73+2mnhan?Xn （3.20）

??=24.73+2×3(1+0)=30.73mm

(3) 齿根圆直径df

??df1?d?2hf=24.73-2mnhan?Cn?Xn （3.21）

??=24.73-2×3×1.25=17.23mm

(4) 齿宽b

24.73=19.784mm （3.22） b??dd1=0.8×

由于相互啮合齿轮的基圆齿距须相等，即Pb1?Pb2。 而有齿轮法面基圆齿距为Pb1??mn1cos?1 齿条法面基圆齿距为Pb2??mn2cos?2 所以取齿条法向模数mn2=3 (5) 齿条齿顶高ha2

?(1+0)=3mm （3.23） ha2?mnhan?Xn=3×

??(6) 齿条齿根高hf2

??hf2?mnhan?Cn?Xn=3(1+0.25-0)=3.75mm （3.24）

??(7) 法面齿距Sn2

Sn2???/2?2Xntan?n?mn=4.7mm （3.25）

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4. 齿面接触疲劳强度的校核

?H?ZHZEZ?Z?取 ZE=189.8MPa

2KT1u?1??[?H]2ubd1 （3.26）

ZH=2.45

Z?=0.8，Z?=cos?=0.985

所以

2.45×0.8×0.985×?H=189.8×

=1677.6MPa?[?H2]

3.3.4 齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析

当方向盘从一个锁点转向另一个锁点，每只前轮大约从正前方开始转动的角度为30°，因此每只前轮从左到右大约总共转动的角度为60°。当转向轮向右转过30°，即梯形臂或转向节从OC绕圆心O转到OA时，齿条的左端点E移动到EA的距离为l1。如图3.5所示。

2?1.378?465102?MPa 2120?24.73

图3.5转向横拉杆的运动分析简图

OD?OAcos30°=160×cos30°=138.564mm DC?OC?OD=160-138.564=21.436mm AD?OAsin30°=80mm

AA??DC AEA?CE?BEB?340mm A?C?AD 13

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A?EA?2AEA?AA'2=3402?21.4362=339.3mm （3.27）

CEA?A?EA?A?C=339.3-80=259.32mm l1?CE?CEA=340-259.32=80.7mm

同理，可计算转向轮向左转过30°，转向节从OC绕圆心O转到OB时，齿条左端点E移动到EB的距离l2

DB?DA=80mm DC?BB?

2B?EB?BEB?BB?2?3402?21.4362=339.3mm （3.28）

l2?EEB?CB??B?EB?CE=80+339.3-340=79.3mm

齿轮齿条啮合长度取值应大于l1?l2

即 L?l1?l2=80.7+79.3=160mm

则取L=200mm

3.3.5 齿轮齿条传动受力分析

如果略去齿面间的摩擦力，那么作用于节点P上的法向力Fn则可分解为径向力Fr和分力F，分力F又可以分解为圆周力Ft和轴向力Fa。

46510/24.73=3761.42N （3.29） Ft?2T1/d1=2×

Fr?Fttan?n/cos??3761.42tan20?/cos14?=1410.96N （3.30） Fa?Fttan??3761.42tan14?=937.83N （3.31）

3.3.6 齿轮轴的强度校核

1.轴的受力分析

(1) 画轴的受力简图。 (2) 计算支承反力 垂直面上

l2Fr1?Fa1l1?l2d2?39?1411?938?12.4?855N78FRAV?（3.32）

FRBV?Fr1?FRAV?1411?855?556N （3.33）

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/gj7v.html