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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計
第1章 緒 論
1.1 汽車的發(fā)展趨勢
自1886年德國人卡爾.本茨(CarlBenZ)研制成功世界上第一臺單缸兩沖程汽油三輪汽車以來，汽車工業(yè)已經(jīng)走過了一個多世紀(jì)曲折而輝煌的歷程。上個世紀(jì)二十年代汽車工業(yè)已經(jīng)開始大規(guī)模生產(chǎn)，隨著相關(guān)技術(shù)的發(fā)展，特別是在第二次世界大戰(zhàn)中的技術(shù)更新，進一步促進了汽車工業(yè)的迅速發(fā)展和進步。今天，汽車產(chǎn)業(yè)在世界上大多數(shù)國家的國民經(jīng)濟中都成為了支柱產(chǎn)業(yè)。據(jù)統(tǒng)計，2000年世界汽車產(chǎn)量己達到5733萬輛，比1999年增長2.8%。我國2000年生產(chǎn)汽車206.82萬輛，2003年生產(chǎn)汽車444萬輛，目前已成為美國、日本、德國之后的世界第四大汽車生產(chǎn)國。不久前，商務(wù)部公布中國汽車近三年來的年產(chǎn)量正以50%的速度增長。由于中國及其他發(fā)展中國家汽車市場的擴大，全球汽車這種增長趨勢還會持續(xù)下去。但是，這種快速增長也帶來了一些負面影響，如空氣污染、交通事故和能源緊張等問題。隨著人們對汽車特別是轎車的經(jīng)濟性、舒適性、環(huán)保性和安全性的日益重視，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)這四大類型汽車將構(gòu)成未來汽車發(fā)展的主體。
1.2 汽車轉(zhuǎn)向技術(shù)的發(fā)展
汽車在行駛過程中，經(jīng)常需要改變行駛的方向，稱為轉(zhuǎn)向。輪式汽車行駛是通過轉(zhuǎn)向輪(一般是前輪)相對于汽車縱向軸線偏轉(zhuǎn)一定的角度來實現(xiàn)的。汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用于改變或保持汽車行駛方向的專用機構(gòu)。其作用是使汽車在行駛過程中能按照駕駛員的操縱要求而適時地改變其行駛方向，并在受到路面?zhèn)鱽淼呐既粵_擊及汽車意外偏離行駛方向時，能與行駛系統(tǒng)配合共同保持汽車繼續(xù)穩(wěn)定行駛。因此，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能直接影響著操縱穩(wěn)定性和安全性。按轉(zhuǎn)向動力能源不同，汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可分為機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)兩大類。機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是以人的體力為轉(zhuǎn)向能源的，其中所有的傳力件都是機械的，它主要由轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)三部分組成。汽車轉(zhuǎn)向器作為汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的重要零部件，其性能的好壞直接影響到汽車行駛的安全性和可靠性。汽車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是在機械轉(zhuǎn)向系的基礎(chǔ)上增設(shè)了一套轉(zhuǎn)向加力裝置所構(gòu)成的轉(zhuǎn)向系(如液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的轉(zhuǎn)向油罐、油泵、控制閥、動力缸等)，它兼用駕駛員的體力和發(fā)動機動力作為轉(zhuǎn)向能源。在正常的情況下，汽車轉(zhuǎn)向所需的力大部分由發(fā)動機通過轉(zhuǎn)向加力裝置提供，只有一小部分由駕駛員提供。但在動力轉(zhuǎn)向失效時，駕駛員仍能通過機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)實現(xiàn)汽車的轉(zhuǎn)向操縱。長期以來，汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一直存在著“輕”與“靈”的矛盾。為緩和這一矛盾，過去人們常將轉(zhuǎn)向器設(shè)計成可變速比，在轉(zhuǎn)向盤小轉(zhuǎn)角時以“靈”為主，在轉(zhuǎn)向盤大轉(zhuǎn)角時以“輕”為主。但“靈”的范圍只在轉(zhuǎn)向盤中間位置附近，僅對高速行駛有意義，并且傳動比不能隨車速變化，所以不能根本解決這一矛盾。隨著動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的產(chǎn)生，液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(HPS)以其具有的轉(zhuǎn)向操縱靈活、輕便，設(shè)計汽車時對轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式的選擇靈活性增大，并可吸收路面對前輪產(chǎn)生的沖擊等優(yōu)點，自20世紀(jì)50年代以來，在各國汽車上得到普遍采用。但傳統(tǒng)的液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)需消耗一定的能量，增加了汽車的燃油消耗量，液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所引起的燃油消耗量約占整車燃油消耗量的約30%。隨著電子技術(shù)的發(fā)展，電子控制式機械—液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(EHPS)應(yīng)運而生，該系統(tǒng)在某些性能方面優(yōu)于傳統(tǒng)的液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，但仍然無法根除液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的固有缺憾。此外，傳統(tǒng)液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在選定參數(shù)完成設(shè)計之后，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能就確定了，不能再對其進行調(diào)節(jié)與控制。因此，傳統(tǒng)液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)協(xié)調(diào)轉(zhuǎn)向力與操縱“路感”的關(guān)系困難。低速轉(zhuǎn)向力小時，高速行駛時轉(zhuǎn)向力往往過輕、“路感”差，甚至感覺汽車發(fā)“飄”，從而影響操縱穩(wěn)定性;而按高速性能要求設(shè)計轉(zhuǎn)向系統(tǒng)時，低速時轉(zhuǎn)向力往往過大。
電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(Electric Power Steering System，簡稱EPS)，是繼液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)后產(chǎn)生的一種新的動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由電機提供助力，助力大小由電控單元(ECU)實時調(diào)節(jié)與控制，可以較好地解決上述液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所不能解決的矛盾。目前，電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有代替液壓動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的趨勢。
1.3 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)研究的狀況及發(fā)展趨勢
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(zhuǎn)向技術(shù)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(jīng)選裝EPS , S2000 轎車的動力轉(zhuǎn)向也將傾向于選擇EPS ;Delphi 汽車系統(tǒng)公司已經(jīng)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(zhuǎn)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(jīng)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6500萬英鎊用于開發(fā)EPS , 他們的目標(biāo)是到2002 年裝車, 年產(chǎn)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(biāo)。而我國在2002 年才開始研制開發(fā)汽車EPS 產(chǎn)品, 目前已經(jīng)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(chǎn)轉(zhuǎn)向柱式的EPS 產(chǎn)品) 在2003 年開始進入小批量生產(chǎn)階段, 其他廠家和科研院校均在開發(fā)階段中。
EPS當(dāng)前已經(jīng)較多應(yīng)用在排量在1.3L-1.6L(含MMPV 微型多功能車) 的各類輕型轎車上,其性能已經(jīng)得到廣泛的認可。隨著直流電機性能的提高和42V電源在汽車組件上的應(yīng)用,其應(yīng)用范圍將進一步擴寬,并逐漸向微型車、輕型車和中型車擴展。另外EPS 的控制信號將不再僅僅依靠車速與扭矩, 而是根據(jù)轉(zhuǎn)向角、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向路感。未來的EPS將朝著電子四輪轉(zhuǎn)向的方向發(fā)展, 并與電子懸架統(tǒng)一協(xié)調(diào)控制。
1.4 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計的目的和意義
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(zhuǎn)向( EPS) , 就是在機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中,用電池作為能源, 電動機為動力, 以轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩以及車速為輸入信號, 通過電子控制裝置, 協(xié)助人力轉(zhuǎn)向, 并獲得最佳轉(zhuǎn)向力特性的伺服系統(tǒng)。EPS汽車轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向時減輕轉(zhuǎn)向力使轉(zhuǎn)向輕便、靈活; 在汽車高速行駛轉(zhuǎn)向時, 適當(dāng)加重轉(zhuǎn)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。
1.5 研究的主要內(nèi)容
1、對電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行分析確定其布置形式。
2、電動機、電磁離合器、扭距傳感器的選取。
3、在對EPS系統(tǒng)機構(gòu)進行分析的基礎(chǔ)上，設(shè)計了一套減速機構(gòu)。
4、設(shè)計齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。
第2章 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定
2.1 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的分析
2.1.1 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理
EPS 主要由扭矩傳感器、車速傳感器、電子控制單元( ECU) 、電動機和減速機構(gòu)組成。其主要工作原理是: 汽車在轉(zhuǎn)向時, 扭矩傳感器會“ 感覺”到轉(zhuǎn)向盤的力矩和擬轉(zhuǎn)動的方向。這些信號會通過數(shù)據(jù)總線發(fā)給電子控制單元, 電控單元會根據(jù)傳動力矩、擬轉(zhuǎn)的方向和車輛速度等數(shù)據(jù)信號, 向電動機控制器發(fā)出動作指令。電動機就會根據(jù)具體的需要輸出相應(yīng)大小的轉(zhuǎn)動力矩以產(chǎn)生助動力, 從而實現(xiàn)了助力轉(zhuǎn)向的實時控制。如果不轉(zhuǎn)向, 則本套系統(tǒng)處于休眠狀態(tài)等待調(diào)用。由于它不轉(zhuǎn)向時不工作, 所以也節(jié)省了能源。
圖2.1 EPS結(jié)構(gòu)系統(tǒng)圖
2.1.2 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的類型
EPS的類型通常可以按其電動機的減速機構(gòu)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(gòu)，電動機轉(zhuǎn)矩輸出經(jīng)過減速機構(gòu)減速增矩對EPS進行助力。根據(jù)汽車上轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式不同，EPS可分為:循環(huán)球螺母式(圖2.2)、蝸輪蝸桿式(圖2.3)、齒輪齒條式(圖2.4)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(shè)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(zhuǎn)向軸
5——齒條 5——蝸輪蝸桿機構(gòu)
6——轉(zhuǎn)向盤 6——齒輪齒條機構(gòu)
7——電動機
8——轉(zhuǎn)向減速機構(gòu)
圖2.2 循環(huán)球螺母式 圖2.3 蝸輪蝸桿式
1——扭矩傳感器 2——轉(zhuǎn)接盤
3——電動機 4——電磁離合器
5——齒輪齒條機構(gòu)
圖2.4 齒輪齒條式
根據(jù)電動機布置位置不同，EPS可分為:轉(zhuǎn)向軸助力式、齒輪助力式、齒條助力式三種，如圖2.5所示。轉(zhuǎn)向軸助力式EPS的電動機固定在轉(zhuǎn)向柱一側(cè)，通過減速機構(gòu)與轉(zhuǎn)向軸相近，直接驅(qū)動轉(zhuǎn)向軸助力轉(zhuǎn)向。齒輪助力式EPS的電動機和減速機構(gòu)與小齒輪相近，直接驅(qū)動齒輪助力轉(zhuǎn)向。齒條助力式EPS的電動機和減速機構(gòu)則直接驅(qū)動齒條提供助力。
圖2.5 電動機布置位置不同的EPS的類型
2.2 助力電動機的選擇
2.2.1 電動機的概述
助力電動機是EPS 系統(tǒng)的動力源, 它根據(jù)ECU 輸出的控制指令, 在不同的工況下輸出不同的助力轉(zhuǎn)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(diào)速特性和隨動特性并易于控制, 而且要求輸出波動小、低轉(zhuǎn)大轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)動慣量小、尺寸小質(zhì)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(zhuǎn)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(shè)計成不等厚。
2.2.2 電動機的參數(shù)計算
根據(jù)任務(wù)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(zhuǎn)向軸負荷，單位為N；
P——輪胎氣壓，單位為；
——原地轉(zhuǎn)向阻力矩；
作用在轉(zhuǎn)向盤的手力矩為
式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長, 單位為mm；
——原地轉(zhuǎn)向阻力矩, 單位為N·mm
——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長, 單位為mm；
——為轉(zhuǎn)向盤直徑,單位為mm；
Iw——轉(zhuǎn)向器角傳動比；
η+——轉(zhuǎn)向器正效率；
因齒輪齒條式轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)無轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向節(jié)臂，故、不代入數(shù)值。
從而可知，人所需用的轉(zhuǎn)矩為
T=Fh=103.847200=20769.4N·mm
設(shè)此力矩完全由電動機提供可得電動機轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速（V/min）1210
最大外形尺寸（mm）60115
根據(jù)電動機額定轉(zhuǎn)矩可知蝸輪
T2=1.761000300.7=36N.m
2.3 電磁離合器的選擇
電動式EPS轉(zhuǎn)向助力一般都是工作在一個設(shè)定的范圍。當(dāng)車速低于某一設(shè)定值時，系統(tǒng)提供轉(zhuǎn)向助力，保證轉(zhuǎn)向的輕便性; 當(dāng)車速高于某一設(shè)定值時，系統(tǒng)提供阻尼控制，保證轉(zhuǎn)向的穩(wěn)定性；而當(dāng)車速處于兩個設(shè)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(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作，離合器應(yīng)及時分離，以切斷輔助動力。另外，當(dāng)EPS系統(tǒng)發(fā)生故障時，離合器應(yīng)自動分離，此時仍可利用手動控制轉(zhuǎn)向，保障系統(tǒng)的安全性。
EPS系統(tǒng)中電磁離合器應(yīng)用較多的為單片干式電磁離合器，其工作原理如圖所示
圖2.6 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
2.4 扭矩傳感器的選擇
扭矩傳感器的功能是測量駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤上的力矩大小與方向，以及轉(zhuǎn)向盤的大小和方向。目前采用較多的是在轉(zhuǎn)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2.7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(dāng)輸入軸與輸出軸之間發(fā)生相對扭轉(zhuǎn)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(yīng)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2.7 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
2.5 本章小結(jié)
本章主要對電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行了分析，并對其結(jié)構(gòu)組成有了深入的了解。同時還進行了電動機電磁離合器扭矩傳感的選取，并對其工作原理進行了分析。
第3章 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)減速機構(gòu)參數(shù)的設(shè)計
3.1 減速機構(gòu)的分析及布置形式的確定
電動助動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的機構(gòu)部分是該系統(tǒng)不可缺少的重要組成部分，其減速機構(gòu)把電動機的輸出，經(jīng)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(gòu)的設(shè)計是EPS系統(tǒng)的關(guān)鍵技術(shù)之一。目前常用的減速機構(gòu)有多種結(jié)構(gòu)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(gòu)。
采用蝸輪蝸桿減速機構(gòu)，見圖3.1，其傳動機構(gòu)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(gòu)或手動機構(gòu)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(jié)構(gòu)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(gòu)
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(diào)質(zhì)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 普通圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)及幾何尺寸計算
3.3.1 設(shè)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(zhuǎn)向軸），蝸桿轉(zhuǎn)速=1210r/min，扭矩=1760N·mm，傳動比i=30.雙側(cè)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(jù)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(dǎo)程角大，制造困難。蝸輪的齒數(shù)=i。當(dāng)傳遞動力時，為保證傳動平穩(wěn)性，應(yīng)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(yīng)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(jīng)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 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸的確定
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(dǎo)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
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(dāng)量齒數(shù)z=z/cos查?。?
[]——蝸輪的許用彎曲應(yīng)力，單位為MPa。
Y=1-=1-=0.94
z==30.35914403
經(jīng)查表3-4可知，Y=2.52
表3.4 齒形系數(shù)及應(yīng)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(yīng)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(yīng)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(cè)工作
40
56
26
32
80
90
40
48
雙側(cè)工作
29
40
22
26
57
64
28
34
=YY （3.3）
=2.520.964=31.39
<[]
3.5 本章小結(jié)
本章主要對減速機構(gòu)的布置形式進行了確定，蝸輪蝸桿材料選取，對蝸輪蝸桿主要參數(shù)進行了選取與計算，確定了蝸桿與蝸輪的幾何尺寸，并進行了蝸輪齒根彎曲疲勞強度校核。
第4章 減速機構(gòu)軸和軸承的設(shè)計及校核
4.1 軸的概述
軸的主要功用是支承機器中的旋轉(zhuǎn)零件（如齒輪、帶輪、鏈輪、銑刀等），保證旋轉(zhuǎn)零件有確定的工作位置，并傳遞運動和動力。根據(jù)軸的受載情況不同，軸可以分為心軸，轉(zhuǎn)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(jù)心軸是否轉(zhuǎn)動，心軸又分為固定心軸和轉(zhuǎn)動心軸。轉(zhuǎn)動心軸工作時，彎曲應(yīng)力一般是對稱循環(huán)變化的，而固定心軸工作時，其彎曲應(yīng)力的方向一般不變。轉(zhuǎn)軸既支撐轉(zhuǎn)動零件又傳遞動力，它是既承受彎矩又承受轉(zhuǎn)矩作用的軸。傳動軸是只承受轉(zhuǎn)矩而不承受彎矩作用或彎曲作用很小的軸。
4.2 轉(zhuǎn)向軸的設(shè)計與校核
4.2.1 轉(zhuǎn)向軸的設(shè)計
由材料力學(xué)可知，實心圓軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為
==[] （4.1）
由此得軸的基本直徑的估算式
d=C （4.2）
式中 d ——軸的估算基本直徑（mm）
——軸的扭矩切應(yīng)力（MPa）
T ——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩（N.mm）
P ——軸傳遞的功率（KW）
n ——軸的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)切應(yīng)力（MPa）
C ——計算常數(shù)，取決于軸的材料及受載情況，見表4.1。.
表4.1 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=40.3r/min
P===0.155KW
轉(zhuǎn)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4.1，取C=118。
dC=118=18.48mm
表4.2 軸的常用材料及主要力學(xué)
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(yīng)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(dāng)?shù)膹姸龋勺鲆话闱S.轉(zhuǎn)軸等
35調(diào)質(zhì)
100
163-207
560
300
265
45正火
100
170-217
600
355
260
用于較重要的軸，應(yīng)用最廣泛
45調(diào)質(zhì)
200
217-225
650
360
270
40Cr調(diào)質(zhì)
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(diào)質(zhì)
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(diào)質(zhì)
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
4.2.2 轉(zhuǎn)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(cè)彎矩
M=F.=240.587=9262.5995
截面C左側(cè)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(zhuǎn)矩圖（圖e）
(6)繪制當(dāng)量彎矩圖（圖f）
轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力按脈動循環(huán)變化，取a=0.16截面C處的當(dāng)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4.1 轉(zhuǎn)向軸的受力圖和彎矩圖
4.3 蝸桿軸的設(shè)計及校核
4.3.1 蝸桿軸的設(shè)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4.2查得=600mm查表4.1取C=118
D=C=118=6.715mm
P===0.223KW
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(yīng)將該軸段直接增大3%—7%即d=6.7151.19=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。
4.3.2 蝸桿軸鍵的選取
選取A型鍵公稱尺寸bh=44
[]=120MPa
=[] （4.3）
l==1.833
式中 T——傳遞的轉(zhuǎn)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(yīng)力，單位為MPa
故l=6,L=10
4.3.3 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(cè)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(zhuǎn)矩圖（圖e）
(6) 繪制當(dāng)量彎矩圖（圖f）
轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力按脈動循環(huán)變化，取=0.6，截面C處的當(dāng)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4-2 蝸桿軸的受力圖和彎矩圖
4.4 軸承的選取與校核
4.4.1 軸承的選取
球軸承的抗沖擊能力弱，極限轉(zhuǎn)速較高，價格便宜，故當(dāng)軸承的工作載荷較小.轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速和旋轉(zhuǎn)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(jù)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(dāng)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。
4.4.2 軸承的校核
軸傳送的轉(zhuǎn)矩
T=1.761000=1760N.mm
求軸上力
F===125.71429
F===985.6
F=Ftan=985.6tan20=358.7290629
根據(jù)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4.3 角接觸軸承的內(nèi)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4.3可得：
70000AC軸承的內(nèi)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4.4可知載荷系數(shù) f=1.3
表4.4 載荷系數(shù)f
載荷性質(zhì)
及其舉例
f
無沖擊或輕微沖擊
電機，汽輪機，水泵，通風(fēng)機
1.0—1.2
中等沖擊振動
車輛，機床，傳動裝置，起重機，內(nèi)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(yù)期壽命要求。
4.5 本章小結(jié)
本章主要進行了軸與蝸桿軸的設(shè)計，確定了各軸的長度與軸徑，并對其進行了校核，同時還對鍵進行了設(shè)計，以及軸承的選取，經(jīng)過對軸的受力分析確定軸承為角接觸球軸承，并對其進行校核，確保其使用壽命在規(guī)定年限當(dāng)中。
第5章 齒輪齒條式轉(zhuǎn)回器的設(shè)計
5.1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的概述
5.1.1 齒條的概述
齒條是在金屬殼體內(nèi)來回滑動的，加工有齒形的金屬條。轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向桿系的搖桿和轉(zhuǎn)向搖臂，并保證轉(zhuǎn)向橫拉桿在適當(dāng)?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(zhuǎn)向直拉桿。導(dǎo)向座將齒條支持在轉(zhuǎn)向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉(zhuǎn)向橫拉桿，使前輪轉(zhuǎn)向。
5.1.2 齒輪的概述
齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向柱內(nèi)的轉(zhuǎn)向軸相連。因此，轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉(zhuǎn)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(zhuǎn)趨于平衡，并能傳遞更大的動力。
5.1.3 設(shè)計要求
齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計要求。齒輪齒條式轉(zhuǎn)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(yīng)根據(jù)轉(zhuǎn)向輪達到最大偏轉(zhuǎn)角時，相應(yīng)的齒條移動行程應(yīng)達到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結(jié)構(gòu)在12°～35°范圍內(nèi)變化。此外，設(shè)計時應(yīng)驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度。
5.2 齒輪齒條材料的選擇與參數(shù)的確定
5.2.1 材料的選擇
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(zhì)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。
5.2.2 計算許用應(yīng)力
a)確定和
b)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。
c)計算許用應(yīng)力
取,
應(yīng)力修正系數(shù)
5.2.3 初步確定齒輪的基本參數(shù)的主要尺寸
根據(jù)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
= (5.1)
2.1195
=2.5
5.2.4 確定齒輪傳動主要參數(shù)的幾何尺寸
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+0.25-0.55）2.5
=14.53
齒頂高
齒根高 =
全齒高 h=h+h=5.175
齒寬 b=d=1.218.03=21.636
因為相互嚙合齒輪的基圓齒矩必須相等 既P=P
齒輪法面基圓齒矩為P=mcos
齒條法面基圓齒矩為P=mcos
取齒條法相模數(shù)為 m=2.5
從動齒輪（齒條）
節(jié)圓 =u=1.419.708=27.59
齒條齒頂高
齒條齒根高
法面齒矩 S=（+2Xtan）m=4.525
5.2.5 齒輪強度校核
=ZZZZ (5.2)
tan=tan/cos=tan20/cos14=0.375112684
Z=
Z==2.433
=0.318dZtan=0.318=0.444
=[1.88-3.2()]cos14=1.07
Z= (5.3)
Z==0.978764495
Z==0.985
由表5.1可知Z=189.8
表5.1 彈性影響系數(shù)
彈性模量
/MPa
齒輪
材料
配對齒輪材料
灰鑄鐵
球墨鑄鐵
鑄鐵
鍛鋼
夾布膠木
11.8
17.3
20.2
20.6
0.785
鍛鋼
162.0
181.4
188.9
189.8
56.4
鑄鋼
161.0
180.5
188.0
--
--
球墨鑄鐵
156.6
173.9
--
灰鑄鐵
143.7
--
=
=111.7083902MPa 齒面接觸疲勞強度滿足要求。
齒根彎曲疲勞強度計算。
=0.25+0.75/=0.25+0.7=0.95
= (5.4)
=
=206.3136<[]
齒根彎曲疲勞強度滿足要求
5.3 軸設(shè)計與軸承的選擇
5.3.1 軸的設(shè)計
=97=11.5mm
取最小軸徑d=12mm
第一軸段軸徑12，軸長12
第二軸段軸徑24.88，軸長35
第三軸段軸徑20，軸長22
第四軸段軸徑16，軸長15
第五軸段軸徑14，軸長10
5.3.2 軸的校核
===4099.833611
（1）繪制軸受力簡圖（圖a）
（2）繪制垂直彎矩圖（圖b）
軸承支反力：
=-574.94.9461306
計算彎矩
截面C右側(cè)彎矩
截面C左側(cè)彎矩
(3) 繪制水平彎矩圖（圖c）
軸承支反力
截面C處的彎矩
(4) 繪制合成彎矩圖（圖d）
=53789.62116
(5) 繪制轉(zhuǎn)矩圖（圖e）
(6) 繪制當(dāng)量彎矩圖（圖f）
轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生扭剪應(yīng)力按脈動循環(huán)變化，取a=0.6,截面C處的當(dāng)量彎矩為
（7）校核危險截面C的強度
強度足夠
5.3.3 軸承的選取
軸承1 深溝球軸承6004
軸承2 滾針軸承 NA4901
圖5.1 軸的受力圖和彎矩圖
5.4 本章小結(jié)
本章主要進行了齒輪齒條材料的選取，對其基本參數(shù)及幾何尺寸進行了計算與確定，并對齒輪進行了強度校核，同時對軸進行了設(shè)計與校核，軸承選取為滾針軸承。
結(jié) 論
對于本次設(shè)計的電動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)來說，其特點是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)，使用和維修，價格低廉。電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要由減速機構(gòu)和轉(zhuǎn)向機構(gòu)組成。減速機構(gòu)的傳動比為30，采用蝸輪蝸桿式，其傳動比大，傳動平穩(wěn)，噪聲小，轉(zhuǎn)彎時可以提供大的轉(zhuǎn)矩，使駕駛者感覺轉(zhuǎn)向非常輕便，維修方便，大部分汽車都采用此結(jié)構(gòu)。
減速器設(shè)計計算中，蝸輪的破壞形式主要是蝸輪輪齒表面產(chǎn)生膠合。點蝕和磨損，在對蝸輪強度計算中，齒根彎曲疲勞強度和輪齒接觸應(yīng)力都符合了要求。
通過這次畢業(yè)設(shè)計，使我學(xué)到了很多東西，首先在軟件方面使我對CAD當(dāng)中的二維繪圖，圖層管理，文本輸入，圖形標(biāo)注，這些命令有了更深一步的認識，同時還使我學(xué)會了許多快捷方式。其次，使我對蝸輪蝸桿減速器當(dāng)中的一些部件有了進一步的認識，使我對減速器設(shè)計的思路變的更加清晰。再次，再對齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器設(shè)計當(dāng)中使我學(xué)會如何變位來防止根切，同時對齒輪轉(zhuǎn)向器工作原理有了進一步的了解。
電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是車輛不可或缺的一部分，其技術(shù)已經(jīng)成熟，但對于我們還沒有踏出校門的學(xué)生來說，其中的設(shè)計理念還是很值得我們?nèi)ヌ接?，學(xué)習(xí)的。
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