电助力汽车转向系统结构及新式直拉杆设计

电助力汽车转向系统结构及新式直拉杆设计*
张春兰，赵佳成
（宁夏理工学院，宁夏 石嘴山 753000）
摘　要：汽车电助力转向系统及新式直拉杆结构设计涉及转向系的机械布置、最大强度校核、机械布置、梯形结构的设计及计算。

文章结合汽车转向系统的特点，阐述汽车电助力转向系统及新式直拉杆结构设计方法——通过转向系与转向器两大部分的传动比计算，确定了汽车最重要的位移传动比与力传动比。

正确设计整体结构，合理确定传动系统下各个转向数据的参数。

关键词：转向；设计；直拉杆中图分类号：U472 文献标志码：A 文章编号：1672-3872（2019）18-0016-02
——————————————基金项目： 机械工程优势特色学科作者简介： 张春兰（1964—），女，山东济宁人，本科，高级工程师，
研究方向：机械设计，智能制造，模具设计。

1 新型拉杆式转向系统
随着科学技术的发展，汽车作为人们常用的交通工具，在日常生活中扮演者重要的角色，本次设计为机械式转向系。

当驾驶员转动方向盘，通过电动机蜗轮蜗杆进行助力。

将力矩传递给循环球式转向系中。

循环球式转向系传统来说是通过多连杆进行拉动转向系的。

而此次创新点如图1所示，当力矩通过了摇臂轴。

此时会传递给新式直拉杆从而拉动转向节臂与梯形臂进行转向。

新式直拉杆如图2所示，其一端与另一端是垂直布置，可通过简单的模具进行制作。

所实现的功用即是仅仅通过一根较为简单的直拉杆带动转向摇臂与转向节臂的传动功能。

比i w 和转向传动机构的角传动比组成，由摇臂轴角速度w p 与同侧转向节偏转角速度w k 的比值计算得出。

其计算公式[2]如下：
（2）
3.2 转向系力传动比
转向系的力传动比公式[1]如下： （3）
式中：α为主销偏移距，mm。

4 转向系的设计
4.1 计算转动摩擦阻力
汽车在干燥路面上的摩擦阻力计算公式[2]如下：
式中：M R 为轮胎的原地转向阻力矩，N/mm；f 动摩擦因数；P 为轮胎气压，MPa；G 1擦因数取0.6，轮胎气压取0.25MPa，前轴负荷取入数值得：
（5）
4.2 方向盘所需力矩及力传动比
转动方向盘的力计算公式[1]如下：
（6）
式中：L 1为转向摇臂的长度，mm；L 2为转向节臂长度，mm；DSW 为方向盘的直径，mm；iw 为转向器的角传动比；η+为转向器的正效率。

转向摇臂长度取210mm，转向节臂长度取185mm，方向盘直径取350mm，转向器的角传动比上面计算得出18.84，转向器的正效率为84.61%。

（7）
转向系的力传动比大小：
（8）
5 循环球式转向器的设计计算
5.1 摇臂轴齿扇参数的确定
当计算完了整体的力传动比之后，就必须对转向器的摇臂齿扇进行计算。

设计条件为商务C 级乘用车，设计排量2.5L，由于配重比是50%，因此满载前桥负荷为11kN；选用齿扇模
图1 新型拉杆式转向系统
图2 新式转向直拉杆
2 车辆参数的选择
确定了转向系，不同转向器拥有不同的运动形式，必须
确定合理的转向器，正确安排整体的传动系统结构。

结构设计不可随性所为。

给定适当的约束和必须实现的运动参数是重中之重。

3 电助力转向系统设计
3.1 计算转向系角传动比
转向器角传动比公式[1]如下：
（1）
式中：dψ为方向盘的转角增量；dβk 为摇臂轴转角增量；dt 为时间增量；i wo 为转向系的角传动比，由转向器的角传动
数为5.0，钢球中心距为31mm，螺杆外径为
29mm[2]。

5.2 螺杆内径
螺杆内径计算公式[1]如下：
（9）式中：D2为螺母内径，mm；D为钢球中心距，mm；D1为螺杆外径，mm。

5.3 螺母内径
螺母内径计算公式如下：
D2=（5%-10%）D1+D=0.1×31+29=32.1mm （10）当转动方向盘时，循环球式转向器的摇臂轴也会随之摆动，对应的螺母的移动的距离计算公式[2]如下：
（11）
式中：P为螺距。

螺母带动齿扇作转动，齿扇转过的弧长计算公式[2]如下： S=β×r （12）式中：S为齿扇转过的弧长；β为转过的角度；r为齿扇节圆半径，mm。

由上式可知，循环球式的角传动比与螺距的大小成反比关系，螺距一般取用范围是8～11mm，过大的螺距会使得转向器过于灵敏，过小的螺距会使得转向盘需要打过的圈数过高不符合实际。

故本次设计中螺距P 取10mm[3]。

5.4 齿侧间隙
齿扇齿侧间隙计算公式[2]如下：
（13）式中：Δr为径向间隙，mm；α为啮合角，°；r
w
为齿扇的分度圆半径，mm；β为摇臂轴的转角，°。

考虑数据
4，法向压力角为
0.2，整圆齿
径向间隙：Δr=（X2-X1）×0.8 （14）分度圆半径： （15）代入上式得：
（16）
6 结束语
该设计中较为创新的一点就是所设计的新型转向直拉杆。

相比较于之前的传统直拉杆来说，摒弃了较为复杂的拉杆形式，通过一面铰接在摇臂轴上，而另一面呈90°布置铰接在转向节臂上的形式，实现了转向节臂的直接摆动从而带动整个转向机构的左右摆动，更为轻便[4]。

并且这种拉杆制造较为经济快捷，且成本较低，相比于传统的弯曲直拉杆，其传动更为高效率，没有任何死点问题。

一般汽车在设计时会考虑车辆重心平衡的问题，该设计中整个循环球式转向器则是布置在了车辆较为中间的位置，利用新型转向直拉杆来实现车轮转动。

既可以不占用驾驶员的空间位置，又平衡了车辆的重心。

从这一点来说，传统的拉杆式循环球式转向系是做不到的。

参考文献：
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[3]郭新华.汽车构造[M].2版.北京:高等教育出版社,2008.
[4]王黎钦,陈铁铭.机械设计[M].4版.哈尔滨:哈尔滨工业大学
出版社,2008.
（收稿日期：2019-9-5）
（上接第5页）温度最低4.21±3.68℃，以7月、8月温度最高，分别达到28.43±1.72℃和27.56±1.40℃，全年以5～6月，9月虫口较多，该时期的平均温度为22.74±3.69～25.32±2.62℃，冬季低温和夏季高温均不利于虫口发生。

全年降雨量和雨日数以5、7月最高，其中降雨量分别达320.20mm、292.10mm，表明试验地夏季雨水多，雨日长，有利于避免高温伤害，有助虫口增长，虫口在6月上中旬达到第1个高峰。

7～9月降雨量和雨日数也较高，虫口在9月上旬达到第2个高峰。

3 结论与讨论
该研究对2017和2018年越冬基数、虫口密度进行调查，结合气象因素的进行分析，初步明确了茶小绿叶蝉在铜仁松桃茶区的发生动态，且该虫在试验地每年发生的趋势相似，不同年份随气候变化略有差异。

研究结果显示，铜仁松桃茶区冬季寒冷，夏季有明显的高温期，该地区茶小绿叶蝉的发生呈双峰型，该结果与乔利、李慧玲等研究结果相似[8-9]。

自4月中下旬开始至10月上中旬越冬，若茶园温度适宜，则第1高峰期出现在4～6月，主要为害夏茶，该时期的平均温度为15.74±2.54～25.32±2.62℃，待8～9月茶园高温解除，且茶园环境温暖湿润，则出现第2个高峰期，主要为害秋茶，该时期的平均温度为21.94±2.37～26.02±2.03℃，第1个高峰期发生比第2个高峰期发生程度较重。

该研究仅初步明确松桃区域茶小绿叶蝉发生动态，由于茶区气候和生态环境各异，造就各茶区虫口发生不同，因此需要进一步开展多年多点的研究，从而更准确地进行茶小绿叶蝉的预测预报，更有效地指导田间防治工作。

参考文献：
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（收稿日期：2019-8-17）。