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轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)設計
摘 要
電動助力轉向系統(tǒng)就是在機械轉向系統(tǒng)中，用電池作為能源，電動機為動力，以轉向盤的轉速和轉矩以及車速為輸入信號，通過電子控制裝置，協(xié)助人力轉向，并獲得最佳轉向力特性的伺服系統(tǒng)。其通常是在機械式轉向系統(tǒng)的基礎上加裝轉向轉矩傳感器、車速傳感器、電子控制單元(ECU)、直流電機等裝置構成。
本文設計研究了電動助力轉向系統(tǒng)，對其工作原理做了闡述，根據設計要求提出本次設計的方案類型；隨后，對蝸輪蝸桿減速器中的蝸輪與蝸桿做了詳細的設計計算；對齒輪齒條式轉向器的結構進行分析，并對其重要零件進行了設計計算與強度校核；最后，最后通過AutoCAD制圖軟件繪制了裝配圖和各主要零部件的零件圖。
關鍵詞：電動助力轉向，渦輪蝸桿，齒輪齒條，設計
Abstract
Electric power steering system is in the mechanical steering system, using batteries as energy, motor as power, steering wheel speed and torque and speed as input signal, through electronic control device to help human steering, and obtain the best steering force characteristics of the servo system. It is usually made up of a steering torque sensor, a speed sensor, an electronic control unit (ECU) and a DC motor on the basis of a mechanical steering system.
This paper designs and studies the electric power steering system, expounds its working principle, and puts forward the design scheme according to the design requirements. Then, the worm and worm gear in the worm gear reducer is designed and calculated in detail, the structure of the gear and rack type steering gear is analyzed, and its important parts are carried out. Finally, the assembly drawing and the parts drawing of the main parts are plotted through the AutoCAD drawing software.
Key words: EPS, Turbine worm, Rack and pinion, Design
目 錄
摘 要 1
Abstract 2
第1章 緒 論 4
1.1研究背景及意義 4
1.2 EPS國內外研究現(xiàn)狀 4
1.3 EPS發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢 5
1.4 研究的主要內容 6
第2章 轉向系統(tǒng)總體結構及參數(shù)確定 7
2.1設計要求 7
2.2 轉向系統(tǒng)分析 7
2.2.1 工作原理 7
2.2.2 類型 9
2.3 助力電動機選擇 11
2.3.1 電動機概述 12
2.3.2 電動機參數(shù)計算 12
2.4 電磁離合器選擇 13
2.5 扭矩傳感器選擇 13
第3章 減速機構設計 15
3.1布置形式的確定 15
3.2 蝸輪蝸桿材料的選擇 15
3.3 蝸輪蝸桿主要參數(shù)計算 15
3.3.1 設計要求 15
3.3.2 選擇蝸桿傳動類型 16
3.3.3 蝸桿模數(shù)及分度圓直徑的確定 16
3.3.4蝸輪與蝸桿幾何尺寸的確定 17
3.4 蝸輪齒根彎曲疲勞強度的校核 18
3.5軸的設計與軸承選擇 19
3.5.1軸的概述 20
3.5.2 轉向軸的設計 20
3.5.3 轉向軸的校核 22
3.5.4 蝸桿軸的設計 23
3.5.5 蝸桿軸的校核 24
3.5.6 軸承的選取 26
3.5.7 軸承的校核 26
第4章 齒輪齒條式轉向器設計 29
4.1齒輪齒條式轉向器概述 29
4.1.1 齒條概述 29
4.1.2 齒輪概述 29
4.1.3 設計要求 29
4.2材料選擇與參數(shù)確定 29
4.2.1 材料選擇 29
4.2.2 計算許用應力 29
4.2.3基本參數(shù)計算 30
4.2.4幾何尺寸計算 31
4.2.5 齒輪強度校核 32
4.3 軸的設計與軸承選擇 33
4.3.1 軸的設計 33
4.3.2 軸的校核 34
4.3.3 軸承的選取 35
總 結 36
參考文獻 37
致 謝 38
40
第1章 緒 論
1.1研究背景及意義
隨著汽車行業(yè)的蓬勃發(fā)展，人們對于汽車功能的要求變得越來越高，EPS系統(tǒng)也迎來了巨大的市場需求，許多廠商都以EPS系統(tǒng)作為一個賣點，來吸引顧客買車。所謂電動轉向( EPS) ，就是在機械轉向系統(tǒng)中，用電池作為能源，電動機為動力，以轉向盤的轉速和轉矩以及車速為輸入信號，通過電子控制裝置，協(xié)助人力轉向，并獲得最佳轉向力特性的伺服系統(tǒng)。EPS汽車轉向系統(tǒng)的性能直接影響到汽車的操縱穩(wěn)定性，對于確保車輛的安全行駛、減少交通事故以及保護駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件起著重要的作用。特別是EPS用電動機直接提供助力，助力大小由電子控制單元（ECU）控制。它能在汽車低速行駛轉向時減輕轉向力使轉向輕便、靈活；在汽車高速行駛轉向時，適當加重轉向力，從而提高了高速行駛時的操縱穩(wěn)定性，增強了路感。不僅如此，EPS的能耗是HPS能耗的1 /3以下， 且前者比后者使整車油耗下降可達3% - 5%，因而，它能節(jié)約燃料，提高主動安全性，且有利于環(huán)保。對于確保車輛的安全行駛、減少交通事故、保護駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件及節(jié)能起著重要的作用。
電動助力轉向系統(tǒng)用電池作為能源，電動機為動力，以轉向盤的轉速和轉矩、車速為輸入信號，通過電子控制裝置，協(xié)助人力轉向，并獲得最佳轉向力特性的伺服機構，在低速行駛轉向時，輕便、靈活；在高速行駛轉向時，穩(wěn)定性好。所以對于確保車輛的安全行駛、減少交通事故、保護駕駛員的人身安全、改善駕駛員的工作條件及節(jié)能起著重要的作用。
畢業(yè)設計是培養(yǎng)學生綜合應用本專業(yè)所學的各理論和專業(yè)知識，使之初步掌握汽車設計的一般規(guī)律和常用方法，樹立正確的設計思路，提高分析和解決實際問題的能力，為以后的工作打下基礎。
1.2 EPS國內外研究現(xiàn)狀
1988 年2 月日本鈴木公司首次在其Cervo 車上裝備EPS , 隨后還用在了其Alto 車上。在此之后, 電動助力轉向技術如雨后春筍般得到迅速發(fā)展。日本的大發(fā)汽車公司、三菱汽車公司、本田汽車公司, 美國的Delphi 汽車系統(tǒng)公司、TRW公司, 德國的ZF 公司, 都相繼研制出各自的EPS。比如: 大發(fā)汽車公司在其Mi2ra 車上裝備了EPS , 三菱汽車公司則在其Minica 車上裝備了EPS ; 本田汽車公司的Accord 車目前已經選裝EPS , S2000 轎車的動力轉向也將傾向于選擇EPS ;Delphi 汽車系統(tǒng)公司已經為大眾的Polo 、歐寶的318i以及菲亞特的Punto 開發(fā)出EPS 。
TRW從1998 年開始, 便投入了大量人力、物力和財力用于EPS 的開發(fā)。他們最初針對客車開發(fā)出轉向柱助力式EPS , 如今小齒輪助力式EPS 開發(fā)也已獲成功。1999 年3 月, 他們的EPS 已經裝備在轎車上, 如Ford Fiesta 和Mazda 323F 等 。Mercedes OBenz 和Siemens Automotive 兩大公司共同投資6 500 萬英鎊用于開發(fā)EPS , 他們的目標是到2002 年裝車, 年產300 萬套, 成為全球EPS 制造商。他們計劃開發(fā)出適用于汽車前橋負荷超過1200kg的EPS，因此貨車也將可能成為EPS的裝備目標。而我國在2002 年才開始研制開發(fā)汽車EPS 產品, 目前已經知道的有13 家企業(yè)和科研院校正在研制中。其中南摩股份有限公司( 生產轉向柱式的EPS 產品) 在2003 年開始進入小批量生產階段, 其他廠家和科研院校均在開發(fā)階段中。
經過20 幾年的發(fā)展, EPS 技術日趨完善。其應用范圍已經從最初的微型轎車向更大型轎車和商用客車方向發(fā)展, 如本田的Accord 和菲亞特的Punto 等中型轎車已經安裝EPS ,本田甚至還在其Acura NSX賽車上裝備了EPS 。EPS 的助力型式也從低速范圍助力型向全速范圍力型發(fā)展, 并且其控制形式與功能也進一步加強。日本早期的EPS 僅僅在低速和停車時提供助力, 高速時EPS 將停止工作。新一代的EPS 則不僅在低速和停車時提供助力, 而且還能在高速時提高汽車的操縱穩(wěn)定性。如鈴木公司裝備在Wagon R + 車上的EPS 是一個負載-路面-車速感應型助力轉向系統(tǒng) 。由Delphi 為Punto 車開發(fā)的EPS 屬全速范圍助力型, 并且首次設置了兩個開關, 其中一個用于郊區(qū), 另一個用于市區(qū)和停車。當車速大于70km/ h 后, 這兩種開關設置的程序則是一樣的, 以保證汽車在高速時有合適的路感。這樣即使汽車行駛到高速公路時駕駛員忘記切換開關也不會發(fā)生危險。市區(qū)型開關還與油門相關,使得在踩油門加速和松油門減速時, 轉向更平滑。隨著直流電機性能的改進, EPS 助力能力的提高, 其應用范圍將進一步拓寬, 現(xiàn)在3 升級的運動型跑車也有安裝EPS。EPS 代表未來動力轉向技術的發(fā)展方向, 將作為標準件裝備到汽車上, 并將在動力轉向領域占據主導地位。據TRW公司預測, 到2010 年全世界生產的每3 輛轎車中就有1 輛裝備EPS。特別是低排放汽車(LEV) 、混合動力汽車(HEV) 、燃料電池汽車( FCEV) 、電動汽車(EV) 四大EV 汽車將構成未來汽車發(fā)展的主體，這給EPS 帶來了更加廣闊的應用前景。
盡管EPS 已達到了其最初的設計目的, 但仍然存在一些問題需要解決, 其中, 進一步改善電動機的性能是關鍵問題。因為電動機的性能是影響控制系統(tǒng)性能的主要因素, 電動機本身的性能及其與電動助力轉向系統(tǒng)的匹配都將影響到轉向操縱力、轉向路感等問題。概括地說, 電動助力轉向技術的發(fā)展方向主要為: 改進控制系統(tǒng)性能和降低控制系統(tǒng)的制造成本。只有進一步改進控制系統(tǒng)性能, 才能滿足更高檔轎車的使用要求。另外, EPS 的控制信號將不再僅僅依靠車速與扭矩, 而是根據轉向角、轉向速度、橫向加速度、前軸重力等多種信號進行與汽車特性相吻合的綜合控制, 以獲得更好的轉向路感。未來的EPS 將朝著電子四輪轉向的方向發(fā)展, 并與電子懸架統(tǒng)一協(xié)調控制。
1.3 EPS發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢
（1）國際市場發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢
20世紀8O年代，日本鈴木公司首次開發(fā)出電動助力轉向系統(tǒng)(Electrical Power Steering，簡稱EPS)，在此之后，日本的大發(fā)汽車公司、三菱汽車公司及本田汽車公司均研制出適合各自車型的EPS。日本精工已成為世界最大的EPS生產廠，占全球的3O%，日本光洋2006年已達到800萬套，日本豐田從2003年開始批量生產P-EPS，年產已上100萬套，美國的Delphi公司、TRW 公司已經成功開發(fā)出EPS系統(tǒng)，大大促進了EPS技術的發(fā)展。經過近20年的發(fā)展，EPS技術日趨完善，其應用范圍從最初的微型轎車配套向負荷較大的中、高檔型轎車配套發(fā)展。
國外生產的中低檔小型、微型汽車大都備配了電動助力轉向器，在部分中檔轎車和高級轎車上已經得到應用，在中型車輛和重型車輛的應用也已處于研究階段。2006年EPS的市場占有率已達到3O%。
（2）國內市場發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢
2006年，國內汽車產銷均超過500萬，目前國內開發(fā)的EPS主要針對1．6排量以下的中小型汽車，而1．6排量以下的汽車約占7O 左右，因此市場潛力巨大。當前國內實際安裝EPS的汽車已達到15%，主要是昌河北斗星、哈飛路寶等，轎車有廣州本田飛渡、上海大眾途安、長安雨燕、一汽天津花冠3．0、一汽大眾開迪及鄭州日產MPV旅行車，這些廠家都在尋求國產化合作伙伴。批量安裝國產EPS的車型有：愛迪爾車、新雅圖轎車及吉利轎車；小批安裝國產EPS的車型有天津夏利、雙環(huán)S6“小貴族”汽車；正在試裝EPS的車型有：天津夏利X121轎車、福瑞達面包車、奇瑞QQ轎車及楊子皮卡等車型。一汽轎車也準備安裝國產電動轉向器，正在尋求有實力的合作伙伴。重慶長安鈴木、長安福特準備在其生產的新車型中試裝電動轉向器。
研制EPS的廠家和科研院所已有好幾十家，其中科研院所有清華大學、北京理工大學、天津大學、吉林工業(yè)大學及重慶大學等。傳統(tǒng)的汽車轉向器廠家有湖北恒隆、南京標準件廠、杭州萬向集團、重慶馳騁、天津津豐、浙江萬達、浙江雙輝劍、杭州世寶、躍進汽車轉向器公司及豫北光洋等廠家。但由于EPS為機電一體的高科技產品，傳統(tǒng)的汽車轉向器廠家缺乏控制器開發(fā)方面的電子專家；而科研院所重于理論研究，缺乏實際經驗和批生產建線的能力，因而EPS研制進展較慢。
1.4 研究的主要內容
（1）查閱資料，對電動助力轉向系統(tǒng)的類型和結構特點進行分析；
（2）通過參數(shù)計算，對助力電機、扭轉傳感器及電磁離合器進行選??；
（3）確定蝸輪蝸桿減速機構的布置形式，進而對其主要參數(shù)和幾何尺寸進行設計計算、校核；
（4）齒輪齒條轉向器進行設計計算。
第2章 轉向系統(tǒng)總體結構及參數(shù)確定
2.1設計要求
設計一轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)，要求如下：
（1）轉向器為齒輪齒條式，減速機構為蝸輪蝸桿；
（2）前軸載荷：600kg；
（3）齒條力：5500N；
（4）轉向器角傳動比：15；
（5）轉向盤半徑：200mm；
（6）蝸輪蝸桿減速機：蝸桿轉速1200r/min、扭矩1750N?mm、傳動比30。
2.2 轉向系統(tǒng)分析
2.2.1 工作原理
電動式EPS通常是在機械式轉向系統(tǒng)的基礎上加裝轉向轉矩傳感器、車速傳感器、電子控制單元(ECU)、直流電機等裝置構成，其組成如圖2.1所示。
圖2.1 EPS結構系統(tǒng)圖
電動式EPS以直流電動機作為助力源,電子控制單元根據車速和轉向參數(shù)控制電動機通電電流強度,調節(jié)加力電動機工作力矩,進而控制轉向助力強度。
電動式EPS的助力作用受電腦控制,在低速轉向時的助力作用最強,隨著車速的升高助力作用逐漸減弱;當車速達到42~52KM/H時電腦停止向電動機供電,并使電磁離合器分離,轉向變?yōu)橥耆神{駛員人力操縱。
由此看出,電動式EPS在低速轉向時,可獲得比較輕便的轉向特性;而在高速轉向時,則可獲得完全的轉向“路感”,具有優(yōu)越的控制特性。
電動助力轉向機構由機械轉向器與電動助力部分相結合構成。電動助力部分包括電動機、電池、傳感器和控制器（ECU）及線束，有的還有減速機構和電磁離合器等（圖2.2）
圖2.2 EPS示意圖
目前用于乘用車的電動助力轉向機構的轉向器，均采用齒輪齒條式轉向器。其功能除用來傳遞來自轉向盤的力矩與運動以外，還有增扭、降速作用。轉向過程中，電動機將來自蓄電池的電能轉變?yōu)闄C械能向轉向系輸出而構成轉向助力矩，并完成助力作用。與電動機連接的減速機構有蝸輪蝸桿、滾珠螺桿螺母或行星齒輪機構等，其作用也是降速、增扭。裝在減速機構附近的離合器（通常為電磁離合器）是為了保證電動助力轉向機構只在預先設定的行駛速度范圍內工作。在車速達到某一設定值時，離合器分離，并暫時停止電動機的助力作用。與此同時，轉向機構也暫時轉為機械式轉向機構。當電動機發(fā)生故障時，離合器也自動分離。離合器分離后再行轉向時，可不必因帶動電動機而消耗駕駛員體力。單片式電磁離合器包括主動輪、從動軸、壓盤、磁化線圈和滑環(huán)等。
系統(tǒng)結構原理圖：
圖2.2 EPS結構系統(tǒng)原理圖
2.2.2 類型
EPS的類型通?？梢园雌潆妱訖C的減速機構的形式不同或電動機的布置位置不同進行分類。
EPS系統(tǒng)一般都有減速機構，電動機轉矩輸出經過減速機構減速增矩對EPS進行助力。根據汽車上轉向器結構形式不同，EPS可分為:循環(huán)球螺母式(圖2.3)、蝸輪蝸桿式(圖2.4)、齒輪齒條式(圖2.5)三種。循環(huán)球螺母式EPS電動機力矩的傳遞路線為:電動機—循環(huán)球螺母—齒輪條。蝸輪蝸桿式EPS電動機力矩的傳遞路線為:電動機—蝸輪一齒輪條。齒輪齒條式EPS的電動機力矩的傳遞路線為:電動機—行星齒輪副—另設齒輪—齒條。
1-力矩傳感器 1-電磁離合器
2-循環(huán)球螺母 2-電動機
3-功率放大器 3-扭矩傳感器
4-電控單元 4-轉向軸
5-齒條 5-蝸輪蝸桿機構
6-轉向盤 6-齒輪齒條機構
7-電動機
8-轉向減速機構
圖2.3 循環(huán)球螺母式 圖2.4 蝸輪蝸桿式
1-扭矩傳感器 2-轉接盤 3-電動機4-電磁離合器5-齒輪齒條機構
圖2.5 齒輪齒條式
根據電動機布置位置不同，EPS可分為:轉向軸式電動助力轉向系統(tǒng)（C-EPS：Column-EPS）、齒輪軸式電動助力轉向系統(tǒng)（P-EPS:Pinion-EPS）及齒條軸式電動助力轉向系統(tǒng)（R-EPS：Rack-EPS）[10]。
轉向軸助力式EPS的電動機固定在轉向軸的一側，通過減速機構與轉向軸相連，直接驅動轉向軸助力轉向，如圖2.6所示。
圖2.6 轉向軸助力式EPS
齒輪助力式EPS的電動機和減速機構與小齒輪相連，直接驅動齒輪助力轉向，如圖2.7所示。與轉向軸助力式相比，可以提供較大的轉向力，適用于中型車[11]。其助力控制特性方面增加了難度。
圖2.7 齒輪助力式EPS
齒條助力式EPS的電動機和減速機構直接驅動齒條提供助力，如圖2.8所示。與轉向器小齒輪助力式相比，齒條助力式可以提供更大的轉向力，適用于大型車。對原有的轉向傳動機構有較大的改變。
圖2.8 齒條助力式EPS
本次設計要求為轉向柱式電動助力轉向系統(tǒng)的設計，即轉向軸助力式EPS，且減速機類型為蝸輪蝸桿式。
2.3 助力電動機選擇
2.3.1 電動機概述
助力電動機是EPS 系統(tǒng)的動力源, 它根據ECU 輸出的控制指令, 在不同的工況下輸出不同的助力轉矩, 對整個EPS 性能影響很大, 因此需要具備良好的動態(tài)特性、調速特性和隨動特性并易于控制, 而且要求輸出波動小、低轉大轉矩、轉動慣量小、尺寸小質量輕等, 因此, 常采用無刷式永磁直流電動機。為改善操縱感、降低噪音和減少振動, 在電動機轉子外表面開出斜槽或螺旋槽, 而改變定子磁鐵的中心處或端部厚度, 將定子磁鐵設計成不等厚。
2.3.2 電動機參數(shù)計算
根據任務書上的基本參數(shù)可知
式中 f——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)；
——轉向軸負荷，單位為N；
P——輪胎氣壓，單位為；
——原地轉向阻力矩；
作用在轉向盤的手力矩為
式中 ——轉向搖臂長, 單位為mm；
——原地轉向阻力矩, 單位為N·mm
——轉向節(jié)臂長, 單位為mm；
——為轉向盤直徑,單位為mm；
Iw——轉向器角傳動比；
η+——轉向器正效率；
因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂和轉向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。
從而可知，人所需用的轉矩為
T=Fh=92.1200=18419.7N·mm
設此力矩完全由電動機提供可得電動機轉矩。
蝸桿=1 蝸輪 =30
T2==T1300.7
故選電動機為：無刷永磁直流電動機。
額定電壓（V）12
額定扭矩（N.m）1.76
額定電流（A）30
額定轉速（V/min）1210
最大外形尺寸（mm）60115
根據電動機額定轉矩可知蝸輪
T2=1.761000300.7=36.96N.m
2.4 電磁離合器選擇
電動式EPS轉向助力一般都是工作在一個設定的范圍。當車速低于某一設定值時，系統(tǒng)提供轉向助力，保證轉向的輕便性; 當車速高于某一設定值時，系統(tǒng)提供阻尼控制，保證轉向的穩(wěn)定性；而當車速處于兩個設定值之間時，電動機停止工作，系統(tǒng)處于Standy狀態(tài)，此時為了不使電動機和電磁離合器的慣性影響轉向系統(tǒng)的工作，離合器應及時分離，以切斷輔助動力。另外，當EPS系統(tǒng)發(fā)生故障時，離合器應自動分離，此時仍可利用手動控制轉向，保障系統(tǒng)的安全性。
EPS系統(tǒng)中電磁離合器應用較多的為單片干式電磁離合器，其工作原理如圖所示：
圖2.9 電磁離合器
離合器 類型 干式單片電磁式
額定電壓（V）12v
額定傳遞扭矩15/12v
繞阻（）19.5/20 c
2.5 扭矩傳感器選擇
扭矩傳感器的功能是測量駕駛員作用在轉向盤上的力矩大小與方向，以及轉向盤的大小和方向。目前采用較多的是在轉向軸位置加以扭桿，通過測量扭桿的變形得到扭矩。另外也有采用非接觸式扭距傳感器。圖2.10所示的非接觸式扭矩傳感器中有一對磁極環(huán)，其原理是：當輸入軸與輸出軸之間發(fā)生相對扭轉位移時，磁極環(huán)之間的空氣間隙發(fā)生變化，從而引起電磁感應系數(shù)變化。非接觸式扭矩傳感器的優(yōu)點是體積小精度高，缺點是成本高。
圖2.10 非接觸式扭距傳感器
扭矩傳感器
額定電壓 5V
額定輸出電壓 2.5
最大阻抗 2.180.66
第3章 減速機構設計
3.1布置形式的確定
電動助動轉向系統(tǒng)的機構部分是該系統(tǒng)不可缺少的重要組成部分，其減速機構把電動機的輸出，經過減速增扭傳遞到動力輔助單元，實現(xiàn)助力。因此，減速機構的設計是EPS系統(tǒng)的關鍵技術之一。目前常用的減速機構有多種結構形式，主要分為蝸輪蝸桿式、行星齒輪式和循環(huán)球螺母式等三種。而我選用了蝸輪蝸桿式減速機構。
采用蝸輪蝸桿減速機構，見圖3.1，其傳動機構有如下兩大優(yōu)點：
（1）實現(xiàn)大的傳動比。在動力傳動中，一般傳動比i=5~80;在分度機構或手動機構的傳動中，傳動比可達300；若只傳遞運動，傳動比可達1000由于傳動比大，零件數(shù)目又少，因而結構很緊湊。
（2）在蝸桿傳動中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它的蝸輪是逐漸進入嚙合逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒對數(shù)較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪音低。
圖3.1 減速機構
3.2 蝸輪蝸桿材料的選擇
考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸輪螺旋面要求淬火并且調質處理，硬度為45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZcuSn10Pb，金屬模鑄造。這種材料耐磨性好，但價格較高，用于滑動速度3m/s的重要傳動。為了盡量節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用鑄鐵HT150制造。為了防止變形，常對蝸輪進行時效處理。
3.3 蝸輪蝸桿主要參數(shù)計算
3.3.1 設計要求
普通圓柱蝸桿閉式傳動（用于EPS系統(tǒng)中電機輸出到轉向軸），蝸桿轉速=1200r/min，扭矩=1750N·mm，傳動比i=30.雙側工作，工作載荷較穩(wěn)定，沖擊不大。要求壽命為5年（按每年365天，每天8小時），則使用壽命=53658=14600h
3.3.2 選擇蝸桿傳動類型
根據GB10085-88的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。傳動比i介于5~80之間，由表3.1可確定蝸桿頭數(shù)=1。
表3.1 蝸桿頭數(shù) 蝸輪齒數(shù)推薦值
傳動比i=z1/z2
5~8
7~16
15~32
30~83
蝸桿頭數(shù)z1
6
4
2
1
渦輪齒數(shù)z2
30~48
28~64
30~64
30~83
單頭蝸桿傳動的傳動比大，但效率低，發(fā)熱量大，易自鎖。不過，蝸桿頭數(shù)過多，導程角大，制造困難。蝸輪的齒數(shù)=i。當傳遞動力時，為保證傳動平穩(wěn)性，應不少于28。但過過大將使蝸輪尺寸增大，蝸桿跨距隨之增大，降低蝸桿的剛度，影響嚙合精度。通常取=28~80，一般不大于100。故取=30
3.3.3 蝸桿模數(shù)及分度圓直徑的確定
蝸桿頭數(shù)=1 蝸輪=30
因載荷平穩(wěn)載荷系數(shù)K=1.1—1.3之間取
故K=1.2
表3.2 錫青銅蝸輪許用接觸應力[]
蝸輪材料
鑄造方法
適用的滑動速度V/(m.s)
蝸桿齒面硬度
45HRC
>45HRC
ZCuSn10Pb1
砂型
金屬型
12
25
150
220
180
268
ZCuSn5Pb5Zn5
砂型
金屬型
10
12
113
128
135
140
MK () （3.1）
M1.236960()
M171.5304
經查表3.3可知m=2.5 q=11.2 =28
表3.3 普通圓柱蝸桿傳動的基本尺寸和參數(shù)
模數(shù)m/mm
分度圓直徑d/mm
直徑系數(shù)q
蝸桿頭數(shù)
Md/mm
模 數(shù)
m/mm
分度圓直徑d/mm
直徑系數(shù)q
蝸桿頭數(shù)
Md/mm
1
18
18.000
1
18
6.3
(80)
12.698
1,2,4
3175
1.25
20
16.000
1
31.25
112
17.778
1
4445
22.4
17.920
1
35
8
(63)
7.875
1,2,4
4032
1.6
20
12.500
1,2,4
51.2
80
10.000
1,2,4,6
5376
28
17.500
1
71.68
(100)
12.500
1,2,4
6400
2
(18)
9.000
1,2,4
72
140
17.500
1
8960
22.4
11.200
1,2,4,6
89.6
10
(71)
7.100
1,2,4
7100
(28)
14.000
1,2,4
112
90
9.000
1,2,4,6
9000
35.5
17.750
1
142
(112)
11.200
1,2,4
11200
2.5
(22.4)
8.960
1,2,4
140
160
16.000
1
16000
28
11.200
1,2,4,6
175
12.5
(90)
7.200
1,2,4
14062
(35.5)
14.000
1,2,4
221.9
112
8.960
1,2,4
17500
45
18.000
1
281
(140)
11.200
1,2,4
21875
3.15
(28)
8.889
1,2,4
278
200
16.000
1
31250
35.5
11.270
1,2,4,6
352
16
(112)
7.000
1,2,4
28672
45
14.286
1,2,4
447.5
140
8.750
1,2,4
35840
56
17.778
1
556
(180)
11.250
1,2,4
46080
4
(31.5)
7.875
1,2,4
504
250
15.625
1
56000
40
10.000
1,2,4,6
640
20
(140)
7.000
1,2,4
56000
(50)
12.500
1,2,4
800
160
8.000
1,2,4
64000
71
17.740
1
1136
(224)
11.200
1,2,4
89600
5
(40)
8.000
1,2,4
1000
315
15.750
1
126000
50
10.000
1,2,4,6
1250
25
(180)
7.200
1,2,4
112500
(63)
12.600
1,2,4
1575
200
8.000
1,2,4
125000
90
18.000
1
2250
(280)
11.200
1,2,4
175000
6.3
(50)
7.936
1,2,4
1985
400
16.000
1
250000
63
10.000
1,2,4,6
2500
3.3.4蝸輪與蝸桿幾何尺寸的確定
（1）蝸桿
蝸桿分度圓直徑
=2.8
齒頂圓直徑
=m(q+2)= 2.5(11.2+2) =33
=m(q-2.4) =2.5(11.2-2.4) =22
齒頂高
=m=2.5
齒根高
=1.2m=1.22.5=3
頂隙
C=0.2m=0.242.5=0.5
蝸輪分度圓柱的導程角
r=arctan=arctan5.1
中心距
a=m(q+) = 2.5(11.2+30) =51.5
蝸桿齒寬
（11+0.06）m
(11+0.00630)2.5
32
=32
（2）蝸輪
蝸輪分度圓直徑
=mz=2.530=75
齒頂圓直徑
d=m(z+2) =2.5(30+2) =80
齒根圓直徑
d=m(z-2.4) =2.5(30-2.4) =69
齒頂高
h=m=2.5
齒根高
h=1.2m=3
蝸輪齒寬
z3時 b0.75
0.7533
24.75
b=20
3.4 蝸輪齒根彎曲疲勞強度的校核
=YY[] （3.2）
Y ——螺旋角影響系數(shù),Y=1-；
Y ——蝸輪齒形系數(shù)，按當量齒數(shù)z=z/cos查??；
[]——蝸輪的許用彎曲應力，單位為MPa。
Y=1-=1-=0.94
z==30.35914403
經查表3-4可知，Y=2.52
表3.4 齒形系數(shù)及應力修正系數(shù)
z
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
Y
2.97
2.91
2.85
2.8
2.76
2.72
2.69
2.65
2.62
2.6
2.57
2.55
2.53
Y
1.52
1.53
1.54
1.55
1.56
1.57
1.575
1.58
1.59
1.595
1.6
1.61
1.62
z
30
35
40
45
50
60
70
80
90
100
150
200
Y
2.52
2.45
2.4
2.35
2.32
2.28
2.24
2.22
2.2
2.18
2.14
2.12
2.06
Y
1.625
1.65
1.67
1.68
1.7
1.73
1.75
1.77
1.78
1.79
1.83
1.865
1.97
應力循環(huán)次數(shù)
N==60114600=35332000
壽命系數(shù)
K==0.85
由表3.5查得 []=40MPa []=[]K
=0.8540 =34
表3.5 蝸輪的基本許用彎曲應力[]
蝸輪材料
鑄錫磷青銅ZCu5nlOP1
鑄錫鉛鋅青銅ZCuSn5Pb5Zn5
鑄造鋁鐵青銅ZCuAlloFe3
灰鑄鐵
HT150
HT200
鑄造方法
砂模鑄造
金屬模制造
砂模鑄造
金屬模鑄造
砂模鑄造
金屬模鑄造
砂模鑄造
單側工作
40
56
26
32
80
90
40
48
雙側工作
29
40
22
26
57
64
28
34
=YY （3.3）
=2.520.964=31.39
<[]
3.5軸的設計與軸承選擇
3.5.1軸的概述
軸的主要功用是支承機器中的旋轉零件（如齒輪、帶輪、鏈輪、銑刀等），保證旋轉零件有確定的工作位置，并傳遞運動和動力。根據軸的受載情況不同，軸可以分為心軸，轉軸和傳動軸。心軸是工作中只承受彎矩作用，不傳遞動力的軸。根據心軸是否轉動，心軸又分為固定心軸和轉動心軸。轉動心軸工作時，彎曲應力一般是對稱循環(huán)變化的，而固定心軸工作時，其彎曲應力的方向一般不變。轉軸既支撐轉動零件又傳遞動力，它是既承受彎矩又承受轉矩作用的軸。傳動軸是只承受轉矩而不承受彎矩作用或彎曲作用很小的軸。
3.5.2 轉向軸的設計
由材料力學可知，實心圓軸的扭轉強度條件為
==[] （3.4）
由此得軸的基本直徑的估算式
d=C （3.5）
式中 d ——軸的估算基本直徑（mm）
——軸的扭矩切應力（MPa）
T ——軸傳遞的轉矩（N.mm）
P ——軸傳遞的功率（KW）
n ——軸的轉速（r/min）
W——軸的抗扭截面系數(shù)（mm）。對實心圓軸，W=d/160.2d
[]——許用扭轉切應力（MPa）
C ——計算常數(shù)，取決于軸的材料及受載情況，見表3.6。
表3.6 軸常用材料的C值
軸的材料
Q235.20
Q275.35
45
40Cr.35SiMn
C
126-149
112-135
103-126
97-112
i==
30=
n=40r/min
P===0.155KW
轉向軸選用45鋼，正火處理，估計直徑d<100mm,由表4.2查的=600MPa，查表3.6，取C=118。
dC=118=18.53mm
表3.7 軸的常用材料及主要力學
材料及熱處理
毛坯直徑/mm
硬度
（HBS）
抗拉強度
屈服點
彎曲疲勞極限
應用說明
MPa
Q235-A
430
235
175
用于不重要或載荷不大的軸
35正火
100
143-187
520
270
250
有好的塑性和適當?shù)膹姸?，可做一般曲軸.轉軸等
35調質
100
163-207
560
300
265
45正火
100
170-217
600
355
260
用于較重要的軸，應用最廣泛
45調質
200
217-225
650
360
270
40Cr調質
25
241-286
980
785
480
用于載荷較大而無很大沖擊的重要的軸
100
735
540
350
>100-300
680
490
320
40MnB調質
25
207
980
785
480
性能接近于40Cr，用于重要的軸
200
241-286
750
500
335
35CrMo調質
100
207-269
735
540
350
用于重載荷的軸
20Cr滲碳淬火回火
15
表面50-60HRC
835
540
370
用于要求強度.韌性及耐磨性均較高的軸
60
635
390
280
第一軸段 軸徑為20，軸長為38
第二軸段 放軸承軸徑為25，軸長為16
第三軸段 軸徑為25，軸長為12
第四軸段 軸徑為26，軸長為38
第五軸段 軸徑為25，軸長為12
第六軸段 放軸承軸徑為25，軸長為18
3.5.3 轉向軸的校核
F=-F=125.71
F=-F=985.6
F=-F=358.729
(1) 繪制軸承受力簡圖（圖a）
(2) 繪制垂直面彎矩圖（圖b）
軸承支反力：
F===118.142
F=F+F=-358.729+118.142=-240.587
截面C右側彎矩
M=F.=240.587=9262.5995
截面C左側彎矩
M=F.=118.142=4548.467
（3）繪制水平彎矩圖（圖C）
軸承支反力：
F=F===492.8
截面C處的彎矩：
M=F=492.8=18972.8
(4)繪制合成彎矩圖（圖d）
M===21113.09758
M===19510.39958
(5)繪制轉矩圖（圖e）
(6)繪制當量彎矩圖（圖f）
轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取a=0.16截面C處的當量彎矩力
M===30619.24012
校核危險截面C的強度
===9.34<55MPa
強度足夠
圖3.2 轉向軸的受力圖和彎矩圖
3.5.4 蝸桿軸的設計
蝸桿用45號鋼，正火處理硬度為170-217HBS。蝸桿軸的基本直徑估計<100mm由表3.7查得=600mm查表4.1取C=118
D=C=118=6.714mm
P===0.221KW
因蝸桿齒根圓直徑d大于軸徑d故選用車制蝸桿
軸徑d= d-(2—4)mm=22-(2—4)= 20—18mm
所求d為最小軸徑，因為該處開一鍵槽應將該軸段直接增大3%—7%即d=6.7141.19=8mm
放軸承位置的軸徑定為20，退刀槽徑為20，退刀槽長度為12，蝸桿齒寬為32。
選取A型鍵公稱尺寸bh=44
[]=120MPa
=[] （3.6）
l==1.833
式中 T——傳遞的轉矩，單位N.mm
d——軸的直徑，單位mm
l——鍵的接觸長度，單位mm
K——鍵與輪轂接觸高度，Kh/2,單位mm
——許用擠壓應力，單位為MPa
故l=6,L=10
3.5.5 蝸桿軸的校核
F===125.71
F===985.6
F=Ftan=985.6tan20=358.729
(1) 繪制軸受力簡圖（圖a）
(2) 繪制垂面彎矩圖（圖b）
軸承支反力
F===-11.09
F=F- F=358.729-11.09=347.639
計算彎矩：
截面C右側彎矩
M= F=247.639=1453.199
M= F=11.09=454.69
(3) 繪制水平面彎矩圖（圖c）
軸承支反力：
F=F===62.855
截面C處的彎矩
M= F=62.855=2577.005
(4) 繪制合成彎矩圖（圖d）
M===14484.29819N.mm
M===2616.8598
(5) 繪制轉矩圖（圖e）
(6) 繪制當量彎矩圖（圖f）
轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取=0.6，截面C處的當量彎矩為
M====14522.74182
（7）校核危險截面C的強度
== =4.04<55MPa
強度足夠
圖3.3 蝸桿軸的受力圖和彎矩圖
3.5.6 軸承的選取
球軸承的抗沖擊能力弱，極限轉速較高，價格便宜，故當軸承的工作載荷較小.轉速較高.載荷較平穩(wěn)時，選用球軸承較為合適。滾子軸承的承載能力和抗沖擊能力較強，但極限轉速和旋轉精度不如球軸承，適合于兩軸孔能嚴格對中，載荷較大或受沖擊載荷的中低速軸。根據載荷方向選擇軸承時，除只承受徑向或軸向載荷而分別選擇徑向接觸軸承和軸向接觸軸承之外，對于既有徑向載荷又有軸向載荷軸承來說，如以徑向載荷為主則可選用深溝球軸承；若徑向載荷和軸向載荷和軸向載荷均較大時，可選用向心角接觸軸承；而當徑向載荷比軸向載荷大很多或要求軸向變形小時，可先用軸向接觸軸承和徑向接觸軸承組合形式，分別承受軸向和徑向載荷較為合理。故選軸承為7204AC對稱布置。
3.5.7 軸承的校核
軸傳送的轉矩
T=1.761000=1760N.mm
求軸上力
F===125.71429
F===985.6
F=Ftan=985.6tan20=358.7290629
根據豎直方向力的平衡公式以及合力矩為0，可知
F=F+F
-42F+84 F=0
F=179.36
F=179.36
表3.8 角接觸軸承的內部軸向力F
軸承類型
角接觸球軸承
圓錐滾子軸承
70000C(=15)
70000AC(=25)
70000B(=40)
7000
F
eF
0.63F
1.14F
F/(2Y)
由表3.8可得：
70000AC軸承的內部軸向力F=0.63F
F=0.63F=0.63179.36=112.9968
F=0.63F=0.63179.36=112.9968
計算軸向載荷F和F
因F+F=112.9968+985.6=1098.5968> F
故可判定軸承2為壓緊端，軸承1為放松端。兩端軸承的軸向載荷
F= F=112.9968
F=F+ F=1098.5968
求系數(shù)X和Y
F/ F==0.63
F/ F==6.125
F/ Fe時X=1，Y=0 而F/ F>e時 X=0.41，Y=0.87
由表3.9可知載荷系數(shù) f=1.3
表3.9 載荷系數(shù)f
載荷性質
及其舉例
f
無沖擊或輕微沖擊
電機，汽輪機，水泵，通風機
1.0—1.2
中等沖擊振動
車輛，機床，傳動裝置，起重機，內燃機，減速器
1.2—1.8
強大沖擊振動
破碎機，軋鋼機，石油鉆機，振動篩
1.8—3.0
P=f(xF+YF)=1.3(1179.36+0112.9968)=233.168
p= f(xF+YF)=1.3(0.41179.36+0.891098.5968)=1338.11
因p> P取p=p=1338.11N.球軸承=3
軸承C=14000N
L=（）=（）=15778.22h>14600h
故該對軸承滿足預期壽命要求。
第4章 齒輪齒條式轉向器設計
4.1齒輪齒條式轉向器概述
4.1.1 齒條概述
齒條是在金屬殼體內來回滑動的，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?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平衡。齒條可以比作是梯形轉向直拉桿。導向座將齒條支持在轉向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使前輪轉向。
4.1.2 齒輪概述
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。齒輪齒條上的齒可以是直齒也可以是斜齒。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撐。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，斜齒的運轉趨于平衡，并能傳遞更大的動力。
4.1.3 設計要求
齒輪齒條式轉向器的設計要求。齒輪齒條式轉向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在2～3mm之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5～7個齒范圍變化，壓力角取20°，齒輪螺旋角取值范圍多為9°～15°。齒條齒數(shù)應根據轉向輪達到最大偏轉角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結構在12°～35°范圍內變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。
4.2材料選擇與參數(shù)確定
4.2.1 材料選擇
主動小齒輪選用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齒條常采用45鋼制造。為減輕質量，殼體用鋁合金壓鑄。故小齒輪16MnCr5 滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC。大齒輪 45鋼 表面淬火，齒面硬度56-56HRC。
4.2.2 計算許用應力
a)確定和
b)計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。
c)計算許用應力
取,
應力修正系數(shù)
4.2.3基本參數(shù)計算
根據齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒條嚙合傳動。選擇齒輪傳動精度等級為7級精度。
初選K=1.4 B=14 Z=7 Z=10
傳動比=1.4 =1.2 Y=0.89 Y=0.7
Z=17cos=17cos14=15
由于Z=7 Z=10均小于15
發(fā)生根切故對其進行變位
X==0.55
X==0.33
tant===0.375112684
=20.56
inv=tan+inv=0.054855624
Y=(-1)=0.7
=Ym=21.9+0.72.5=23.65
Y=X-Y=0.88-0.7=0.18
= (4.1)
2.1195
=2.5
4.2.4幾何尺寸計算
主動齒輪
分度圓直徑 =18.03
節(jié)圓直徑 d===19.708
齒頂圓直徑
=18.03+2（1+0.55-0.18）2.5
=24.88
齒根圓直徑
=18.03-2（1+