汽車設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)說明書

1、課程汽車設(shè)計(jì)題目電動助力轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)說明書姓名學(xué)號班級指導(dǎo)教師日期2016年6月15日目錄一 .轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)方案的選擇 .- 2 -1.轎車參數(shù)的確定 .- 2 -2.對轉(zhuǎn)向系的要求 .- 2 -3.轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) .- 2 -1)轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu) .- 2 -2)轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu) .- 3 -3)機(jī)械轉(zhuǎn)向器 .- 3 -二 .轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的主要性能參數(shù) .- 4 -1.轉(zhuǎn)向系的效率 .- 4 -1)轉(zhuǎn)向系的正效率 .- 4 -2)轉(zhuǎn)向系的逆效率 .- 5 -2.轉(zhuǎn)向系傳動比的確定 .- 5 -1)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動比的組成 .- 5 -2)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的力傳動比和角傳動比的關(guān)系 .- 6 -3)傳動系傳動比的計(jì)算

2、 .- 7 -3.轉(zhuǎn)向系傳動副的嚙合間隙 .- 7 -1)轉(zhuǎn)向器的嚙合特征 .- 7 -2)轉(zhuǎn)向盤的自由行程 .- 8 -4.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)和計(jì)算 .- 8 -1)轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角的計(jì)算 .- 8 -2)轉(zhuǎn)向器參數(shù)的選取 .- 9 -3)選擇齒輪齒條材料 .-10-4)軸承的選擇 .-10-5.轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù) .-10 -三 .電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì) .-10-1.轉(zhuǎn)矩傳感器 .-10 -2.減速機(jī)構(gòu) .-11 -3.電磁離合器 .-11 -4.電動機(jī) .-11 -5.車速傳感器 .-11 -6.電子控制單元 .-12 -四 .轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) .-12-1.轉(zhuǎn)向梯形理論特性 .-1

3、2 -2.轉(zhuǎn)向梯形的布置 .-13 -3.轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)尺寸的初步確定 .-13 -4.梯形校核 .-14 - 1 -一.轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)方案的選擇1. 轎車參數(shù)的確定本次轎車轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)的整車相關(guān)參數(shù)如下：表 1 整車相關(guān)參數(shù)驅(qū)動形式4x2R軸距 L/mm2471輪距前 / 后 mm1429/1422整備質(zhì)量 m0/kg1060空載時前軸分配負(fù)荷60%輪胎壓力 P/MPa0.3最高車速180km/h最大爬坡度35%制動距離（初速 30km/h）5.6m最小轉(zhuǎn)彎直徑11m最大功率 / 轉(zhuǎn)速74kW/5800rpm最大轉(zhuǎn)矩 / 轉(zhuǎn)速150Nm/4000rpm2. 對轉(zhuǎn)向系的要求1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，全部

4、車輪應(yīng)繞瞬時轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)；2）操縱輕便，作用于轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)向力小于200N；3）轉(zhuǎn)向系的角傳動比在1520 之間，正效率在 60%以上，逆效率在50%以上；4）轉(zhuǎn)向靈敏；5）轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)中應(yīng)有間隙調(diào)整機(jī)構(gòu)；6）轉(zhuǎn)向系應(yīng)有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置3. 轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1) 轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向盤，轉(zhuǎn)向軸，轉(zhuǎn)向管柱。轉(zhuǎn)向盤的直徑根據(jù)- 2 -JB4505-1986 標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，設(shè)計(jì)為 380mm轉(zhuǎn).向軸采用一根無縫鋼管制成， 為了布置方便，減小由于裝置位置誤差及部件相對運(yùn)動引起的附加載荷， 提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝， 在轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向器的輸入端之間安裝轉(zhuǎn)向萬向節(jié)

5、。 采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動， 但柔性萬向節(jié)如果過軟， 則會影響轉(zhuǎn)向系的剛度。 所以一般選用剛性萬向節(jié)， 剛性萬向軸多是十字軸式， 可采用單萬向節(jié)，也可采用雙萬向節(jié)，雙萬向節(jié)要求布置適當(dāng)，達(dá)到等角速度運(yùn)動。2) 轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)包括轉(zhuǎn)向臂、 轉(zhuǎn)向操縱拉桿、 轉(zhuǎn)向節(jié)臂、 轉(zhuǎn)向梯形臂以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運(yùn)動傳給左、 右轉(zhuǎn)向輪按一定關(guān)系進(jìn)行偏轉(zhuǎn)。3) 機(jī)械轉(zhuǎn)向器機(jī)械轉(zhuǎn)向器是司機(jī)對轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動 （或齒條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動），并按一定的角轉(zhuǎn)動比進(jìn)行傳遞的機(jī)構(gòu)。機(jī)械轉(zhuǎn)向器分為齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器、 蝸桿曲柄指銷式轉(zhuǎn)向器。由

6、于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器具有結(jié)構(gòu)簡單、緊湊；質(zhì)量輕，剛性大；正 、逆效率都高以及便于布置；齒輪與齒條之間因磨損出現(xiàn)間隙以后， 利用裝在齒條背部、靠近主動小齒輪處的壓緊力可以調(diào)節(jié)的彈簧， 能自動消除齒間間隙， 這不僅可以提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的剛度， 還可以防止工作時產(chǎn)生沖擊和噪聲； 轉(zhuǎn)向器占用體積小適于在微車上采用；沒有轉(zhuǎn)向搖臂和直拉桿，轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)角可以增大，轉(zhuǎn)向靈敏，制造容易，成本低；而且適用于與麥弗遜式獨(dú)立懸架。所以選用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。根據(jù)輸入齒輪位置和輸出特點(diǎn)不同， 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器有四種形式： 中間輸入，兩端輸出；側(cè)面輸入，兩端輸出；側(cè)面輸入，中間輸出；側(cè)面輸入，一端輸出。采用側(cè)面輸入， 中間輸出方案時

7、， 與齒條連的左、 右拉桿延伸到接近汽車縱向?qū)ΨQ平面附近。由于拉桿長度增加，車輪上、下跳動時拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動時轉(zhuǎn)詳細(xì)與懸架系的運(yùn)動干涉。 拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿與齒條同時向左或向右移動， 為此在轉(zhuǎn)向器殼體上開有軸向的長槽，從而降低了他的強(qiáng)度。采用兩端輸出方案時， 由于軸向拉桿長度受到限制， 容易與懸架系統(tǒng)導(dǎo)向機(jī)- 3 -構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動干涉。側(cè)面輸入，一端輸出的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，常用在平頭貨車上。由于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器采用直齒圓柱齒輪與直齒齒條嚙合，則運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)降低，沖擊大，工作噪聲增加。此外，齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角只能是直角。采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的

8、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，重合度增加，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，沖擊與工作噪聲均下降， 而且齒輪軸線與齒條軸線之間的夾角易于滿足總體設(shè)計(jì)的要求。因?yàn)樾饼X工作時有軸向力作用，所以轉(zhuǎn)向器應(yīng)該采用推力軸承，使軸承壽命降低，還有，斜齒輪的滑磨比較大是它的缺點(diǎn)。齒條斷面形狀有圓形、 V形和 Y形三種。圓形斷面齒條的制作工藝比較簡單，V 形和 Y 形斷面齒條與圓形斷面比較，消耗的材料少，約節(jié)省20，故質(zhì)量??；位于齒下面的兩斜面與齒條托座接觸，可用來防止齒條繞軸線轉(zhuǎn)動；Y 形斷面齒條的齒寬可以做的寬些， 因而強(qiáng)度得到增加。 在齒條與托座之間通常裝有用減磨材料（如聚四氟乙烯）做的墊片，以減少滑動摩擦。當(dāng)車輪跳動、轉(zhuǎn)向或轉(zhuǎn)向器工作時，

9、如在齒條上作用有能使齒條旋轉(zhuǎn)的力矩時，應(yīng)選用 V形和 Y形斷面齒條，用來防止因齒條旋轉(zhuǎn)而破壞齒輪、齒條的齒不能正確嚙合的情況出現(xiàn)。為了防止齒條旋轉(zhuǎn)， 也有在轉(zhuǎn)向器殼體上設(shè)計(jì)導(dǎo)向槽， 槽內(nèi)鑲嵌導(dǎo)向塊， 并將拉桿、導(dǎo)向塊與齒條固定在一起。 齒條移動時導(dǎo)向塊在導(dǎo)向槽內(nèi)隨之移動， 齒條旋轉(zhuǎn)時導(dǎo)向塊可防止齒條旋轉(zhuǎn)。 要求這種結(jié)構(gòu)的導(dǎo)向滑塊與導(dǎo)向槽之間的配合要適當(dāng)。 配合過緊會為轉(zhuǎn)向和轉(zhuǎn)向輪回正帶來困難， 配合過松齒條仍能旋轉(zhuǎn)， 并伴有敲擊噪聲。根據(jù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器廣泛應(yīng)用于乘用車上。 載荷質(zhì)量不大， 前輪采用獨(dú)立懸架的貨車和客車有些也用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器。二 . 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的主要性能參數(shù)1. 轉(zhuǎn)向系的效率根

10、據(jù)效率定義，因功率輸入來源不同，轉(zhuǎn)向器的效率有正、逆效率之分。功率由轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂輸出所求得的效率稱為正效率，用符號 +表示，反之稱為逆效率，用符號 - 表示。1) 轉(zhuǎn)向系的正效率- 4 -影響轉(zhuǎn)向系的正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、 結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、 結(jié)構(gòu)參數(shù)和質(zhì)量制造等，同一類型的轉(zhuǎn)向器因結(jié)構(gòu)不同，效率也有較大的差別。 對于齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，如果只考慮嚙合副的摩擦損失，忽略軸承和其它地方的摩擦損失。其效率可以用下式計(jì)算：+=tan（2-1 ）tan(）式中齒輪的螺旋角（齒條的傾斜角）摩擦角由于該轉(zhuǎn)向器為可逆轉(zhuǎn)向器，故摩擦角要比齒輪螺旋角小，齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的效率一般為 7080。取 +=7

11、5，=10由于 =tan則 =4040tan(）2) 轉(zhuǎn)向系的逆效率轉(zhuǎn)向系的逆效率影響汽車的使用性能和駕駛員的安全。 對于逆效率高的轉(zhuǎn)向器而言，路面作用在車輪上的力， 經(jīng)過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可大部分傳遞到方向盤， 這種轉(zhuǎn)向器稱為可逆式的。 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器屬于可逆式的轉(zhuǎn)向器。 設(shè)計(jì)的時候， 為滿足操縱的方便性，希望轉(zhuǎn)向器的正逆效率要高。和計(jì)算正效率的公式一樣， 如果只考慮嚙合副的摩擦， 忽略軸承和其他地方的摩擦損失。逆效率可用以下的公式計(jì)算：tan()0. 18245208（2-2）-68%tan0. 2629491922.轉(zhuǎn)向系傳動比的確定1) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動比的組成轉(zhuǎn)向系的傳動比由轉(zhuǎn)向系的角傳動比i 0

12、 和轉(zhuǎn)向系的力傳動比i p 所組成。從輪胎接地中心作用在兩個輪上的合力2Fw 和與作用在方向盤上的手力Fh 之比稱為力傳動比。方向盤的轉(zhuǎn)角和駕駛員同側(cè)的轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角之比，稱為轉(zhuǎn)向系的角傳動比。- 5 -2) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的力傳動比和角傳動比的關(guān)系如上所述，力傳動比可以用以下的式子表示：i p = 2Fw(2-3)Fh輪胎和地面之間的轉(zhuǎn)向阻力Fw 和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力M r 有以下關(guān)系：Fw =Mr（2-4）aa 車輪轉(zhuǎn)臂，指主銷延長線至地面的交點(diǎn)到輪胎接地中心的距離。作用在方向盤上的手力 Fh 可以由下面的式子來表示：Fh =Mh(2-5)Rsw式中M h 作用在方向盤上的力矩，Rsw方向盤的

13、作用半徑。將公式（ 3-4 ）和 (3-5) 代入 (3-3) 后，得i p = 2Mr Rsw(2-6)Mha如果忽略摩擦損失， 2Mr 可以表示：Mh2M r / M h = = i 0(2-7)0將(2-7) 代入 (2-6) 之后，得到i p =i 0 Rsw(2-8)a由（2-8 ）可知，力傳動比 i p 與 Rsw、 a 和 i 0 有關(guān)。車輪轉(zhuǎn)臂 a 越小，力傳動比 i p 越大，轉(zhuǎn)向越輕便。但是a值過小的話，會由于車輪和路面的之間的表面摩擦力的增加，反而增大了轉(zhuǎn)向阻力。對于一定的車型，可以用實(shí)驗(yàn)方法確定 a 值的最小極限值。通常貨車的 a 值在 4060mm之間，轎車的 a 值

14、取 0.4 0.6 的輪胎胎面的寬度。對于一定的汽車而言， Rsw 和 a 都是一個常值，故力傳動比 i p 與角傳動比 i 0 成正比關(guān)系。- 6 -3) 傳動系傳動比的計(jì)算汽車在瀝青或者混凝土路面的原地轉(zhuǎn)向阻力矩，可用下面的半經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算：M r =G13(2-9)N ? mm3P式中G1 前軸靜負(fù)荷， N ；輪胎和地面間的滑動摩擦系數(shù)，一般在0.7 左右；P 輪胎氣壓， N / mm2 ?？蛰d時前軸負(fù)荷 60%，所以G1 =1060 60 9.8=6233 N即0. 7( 6233)3M r =0. 24244378 N ? mm3由于輪胎選用 160/65R13型號，其寬度為 160m

15、m ，那么，a =0.4 160=64mm;Fw = M r =2443783818 Na64因?yàn)?Fh =38.2p =Fh200由于 i p = i0 ? Rsw ，a即 i 0 =i p ? a64=38.2 =12.9Rsw1903. 轉(zhuǎn)向系傳動副的嚙合間隙1) 轉(zhuǎn)向器的嚙合特征所謂嚙合間隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動副之間的間隙。 嚙合間隙又稱為傳動間隙。研究嚙合特性的意義， 在于它與直線行駛狀態(tài)的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向器的使用壽命有密切關(guān)系。汽車處于直線行駛狀態(tài)時， 轉(zhuǎn)向器傳動副的嚙合間隙可能有兩種情況：沒有間隙或者有間隙。在后一種情況下，一旦轉(zhuǎn)向器受到側(cè)向力的作用，就- 7 -能在間隙的范圍內(nèi)，

16、允許轉(zhuǎn)向輪偏離原來的行駛位置， 而使汽車失去安穩(wěn)性。 為了防止出現(xiàn)這樣的情況， 要求傳動副的嚙合間隙在方向盤處于中間或附近位置上時要極小，最好無間隙，以保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性。因?yàn)槠囉眯∞D(zhuǎn)彎行駛的次數(shù)多于大轉(zhuǎn)彎，所以轉(zhuǎn)向器傳動副工作表面磨損不均勻。傳動副中間位置的磨損要大于兩端的磨損。當(dāng)中間位置的間隙達(dá)到一定程度的時， 駕駛員將無法確保行駛的穩(wěn)定性，此時要對間隙進(jìn)行重新調(diào)整，借以消除所產(chǎn)生的間隙， 調(diào)整后要求方向盤能及時圓滑地從中間位置轉(zhuǎn)到兩端，而無卡住現(xiàn)象。如果設(shè)計(jì)的時使轉(zhuǎn)向器的傳動副各處具有均勻的間隙， 就不能達(dá)到上述的要求，因?yàn)楫?dāng)中間位置磨損出現(xiàn)間隙后，經(jīng)過調(diào)整，該處的間隙雖然可以消

17、除，但是在方向盤轉(zhuǎn)到底以前必然要卡住， 使之不能繼續(xù)使用。 為了延長轉(zhuǎn)向器的使用壽命，應(yīng)當(dāng)使傳動副的嚙合間隙在離開中間位置以后逐漸增大。2) 轉(zhuǎn)向盤的自由行程就轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)的靈敏度而言，最好是轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向節(jié)運(yùn)動能同步開始并能同步結(jié)束。然而，這在實(shí)際上是不可能的，因?yàn)樵谡麄€轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，各個傳動件之間必存在著轉(zhuǎn)配間隙， 而且，這些間隙將隨著零件的磨損而逐漸增大。 在轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的開始階段， 駕駛員對轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)向力矩很小， 因?yàn)橹挥脕砜朔D(zhuǎn)向系的內(nèi)部摩擦，稱為轉(zhuǎn)向盤的空轉(zhuǎn)階段。 此后，才需要對轉(zhuǎn)向盤施加更大的力來克服從車輪傳到轉(zhuǎn)向節(jié)的阻力矩， 從而實(shí)現(xiàn)汽車的轉(zhuǎn)向。轉(zhuǎn)向盤在空轉(zhuǎn)階段的角行程，稱為轉(zhuǎn)向盤的

18、自由行程。 轉(zhuǎn)向盤的自由行程對于緩和路面沖擊及避免使駕駛員過度緊張是有利的，但不宜過大，以免影響靈敏度，一般來說，轉(zhuǎn)向盤從相應(yīng)于汽車直線行駛的中間位置向任何一方的自由行程最好也不超過 1015度，當(dāng)零件磨損嚴(yán)重到轉(zhuǎn)向盤的自由行程超過 2530度時，必須進(jìn)行調(diào)整。4. 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)和計(jì)算1) 轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角的計(jì)算- 8 -圖 1 轉(zhuǎn)向側(cè)輪偏轉(zhuǎn)角計(jì)算圖sinL =24710. 4942R 550029. 6 otanLRcosB24710. 73695500cos 29. 6142936.402) 轉(zhuǎn)向器參數(shù)的選取齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的齒輪采用斜齒輪，齒輪模數(shù)在2 3mm之間，主動小齒輪齒數(shù)在

19、5 7 之，壓力角取20，螺旋角在 9 15之間。故取小齒輪 z16 ，mn 2.5 ，10 右旋，壓力角20 ，精度等級 8級。表 2 齒輪齒條參數(shù)名稱符號公式齒輪齒條齒數(shù)zz631分度圓直徑dmn z15.231dcos變位系數(shù)xn1齒頂高h(yuǎn)aha(hanxn )mn52.5齒根高h(yuǎn) fhf(hanxn cn* )mn0.6253.12- 9 -齒頂圓直徑d ad ad2h a25.231齒根圓直徑d fd fd2h f13.981齒輪中圓直徑dmdmd2xn mn20.231螺旋角10齒寬bbd d130203) 選擇齒輪齒條材料小齒輪： 40Cr C-N共滲淬火、回火43 53HRC齒

20、條：45調(diào)質(zhì)處理229286HBS4)軸承的選擇軸承 1深溝球軸承 6004 (GB/T276-1994)軸承 2滾針軸承 NA4901 (GB/T5801-1994)5. 轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)方向盤轉(zhuǎn)動總?cè)?shù)與轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角和有關(guān)， 可通過下式初算轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動總?cè)?shù)：? (?+ ?)n = ?0360對貨車和轎車轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動總?cè)?shù)有不同的要求。 不裝動力轉(zhuǎn)向的重型汽車一般方向盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)不應(yīng)該超過 7圈，對于轎車不宜超過 3.6 圈。取 n=3.5,可得： ? = 19.4?0三 . 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)1. 轉(zhuǎn)矩傳感器扭矩傳感器用來檢測轉(zhuǎn)向盤扭矩的大小和方向，以及轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的大小和方向，

21、它是 EPS的控制信號之一。 扭矩傳感器主要有接觸式和非接觸式兩種。 常用的接觸式（主要是電位計(jì)式） 傳感器有擺臂式、 雙排行星齒輪式和扭桿式三種類型，而非接觸式轉(zhuǎn)矩傳感器主要有光電式和磁電式兩種。 前者的成本低， 但受溫度與磨損影響易發(fā)生漂移、 使壽命較低，需要對制造精度和扭桿剛度進(jìn)行折中，難以實(shí)現(xiàn)絕對轉(zhuǎn)角和角速度的測量。后者的體積小，精度高，抗干擾能力強(qiáng)、剛-10-度相對較高， 易實(shí)現(xiàn)絕對轉(zhuǎn)角和角速度的測量， 但是成本較高。 因此扭轉(zhuǎn)傳感器類型的選取根據(jù) EPS的性能要求中和考慮。2. 減速機(jī)構(gòu)減速機(jī)構(gòu)用來增大電動機(jī)傳遞給轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)矩。 它主要有兩種形式： 雙行星齒輪減速機(jī)構(gòu)和渦輪蝸桿減速

22、機(jī)構(gòu)。由于減速機(jī)構(gòu)對系統(tǒng)工作性能的影響較大，因此在降低噪聲，提高效率和左右轉(zhuǎn)向操作的對稱性方面對其提出了較高要求。裝配有離合器的EPS，多采用渦輪蝸桿減速機(jī)構(gòu)，裝配在減速機(jī)構(gòu)的一側(cè)。3. 電磁離合器電動式 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(jī)停止工作，系統(tǒng)處于 Standy 狀態(tài)，離合器分離，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

23、離合器應(yīng)用較多的為單片干式電磁離合器。4. 電動機(jī)電動機(jī)根據(jù) ECU的指令輸出適宜的轉(zhuǎn)矩， 一般采用無刷永磁電動機(jī)， 無刷永磁電機(jī)具有無激磁損耗、 效率較高、體積較小等特點(diǎn)。 電機(jī)是 EPS的關(guān)鍵部件之一，對 EPS的性能有很大的影響。 由于控制系統(tǒng)需要根據(jù)不同的工況產(chǎn)生不同的助力轉(zhuǎn)矩，具有良好的動態(tài)特性并容易控制， 這些都要求助力電機(jī)具有線性的機(jī)械特性和調(diào)速特性。此外還要求電機(jī)低轉(zhuǎn)速、大轉(zhuǎn)矩、波動小、轉(zhuǎn)動慣量小、尺寸小、質(zhì)量輕、可靠性高、抗干擾能力強(qiáng)。5. 車速傳感器車速傳感器的輸出信號可以是磁電式交流信號， 也可以是霍爾式數(shù)字信號或者是光電式數(shù)字信號， 車速傳感器通常安裝在驅(qū)動橋殼或變速器

24、殼內(nèi)， 車速傳感器信號線通常裝在屏蔽的外套內(nèi)， 這是為了消除有高壓電火線及車載電話或其他電子設(shè)備產(chǎn)生的電磁及射頻干擾， 用于保證電子通訊不產(chǎn)生中斷， 防止造成駕駛性能變差或其他問題， 在汽車上磁電式及光電式傳感器是應(yīng)用最多的兩種車速傳感器，在歐洲、北美和亞洲的各種汽車上比較廣泛采用磁電式傳感器來進(jìn)行車速(VSS)、曲軸轉(zhuǎn)角 (CKP)和凸輪軸轉(zhuǎn)角 (CMP)的控制。-11-6. 電子控制單元電子控制單元的功能是根據(jù)轉(zhuǎn)矩傳感器和車速傳感器傳來的信號， 進(jìn)行邏輯分析和計(jì)算后發(fā)出指令，控制電動機(jī)和離合器的動作。四 . 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)對汽車轉(zhuǎn)向系的要求， 除了機(jī)動性、 輕便性和操縱穩(wěn)定性之外， 還

25、必須保證轉(zhuǎn)向軸的內(nèi)外轉(zhuǎn)向輪有一定的比例關(guān)系， 是汽車轉(zhuǎn)向過程中所有的車輪都是純滾動或有極小的滑移，這一要求一般由轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)近似地實(shí)現(xiàn)。1. 轉(zhuǎn)向梯形理論特性為了使汽車轉(zhuǎn)向時只有純滾動，兩轉(zhuǎn)向輪應(yīng)繞后軸延長線的O點(diǎn)轉(zhuǎn)動，且內(nèi)外輪的轉(zhuǎn)角應(yīng)保證下列關(guān)系：圖 2. 理論上的轉(zhuǎn)向特性曲線cot ?0 - cot ?i = K/L式中， ?0 是外轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角， ?i 是內(nèi)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角， K 是兩主銷延長線至地面交點(diǎn)間的距離， L 是兩主銷延長線與地面交點(diǎn)至后軸間的距離。圖中的GD線上任何一點(diǎn)與 A 和 B 連線所成的角分別為 ?0 和?i ，GD線為理論特性曲線。-12-進(jìn)行轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì)時應(yīng)要保證內(nèi)、外輪

26、轉(zhuǎn)角符合或接近純滾動關(guān)系式，目前的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)還不能絕對保證符合轉(zhuǎn)向梯形理論特性曲線。由于受到車輪、 前軸布置的影響，梯形設(shè)計(jì)時在常用的范圍150 20 0 內(nèi)偏差應(yīng) 盡量小，以減小汽車在高速行駛時輪胎的磨損； 至于轉(zhuǎn)向輪在大轉(zhuǎn)角時， 汽車速度較低， 偏差大些也沒問題。由于彈性輪胎存在著橫向偏離問題，當(dāng)汽車轉(zhuǎn)向時，所有的車輪不是繞O點(diǎn)轉(zhuǎn)動，而是繞 O1 轉(zhuǎn)動， O1 點(diǎn)的位置取決于前輪的橫向側(cè)偏角和后輪的橫向側(cè)偏角。由于影響輪胎的橫向偏離因素太多， 目前無法用簡單方法加以確定， 所以暫時不考慮橫向偏離問題。圖 3. 理論與實(shí)際轉(zhuǎn)向中心2. 轉(zhuǎn)向梯形的布置為保證汽車行駛的安全性，在一般情況下應(yīng)盡

27、量將梯形布置在前軸之后，橫拉桿的高度應(yīng)在前軸下表面以上 15mm處，以避免障礙物的撞擊。只有在發(fā)動機(jī)的位置很低或車前軸是驅(qū)動軸時， 由于梯形臂的橫拉桿難于布置時才不得不把轉(zhuǎn)向梯形放在前軸之前，此時橫拉桿應(yīng)盡量高些。3. 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)尺寸的初步確定轉(zhuǎn)向梯形的基本尺寸主要是梯形底角 和梯形臂長 m。梯形臂長主要根據(jù)布置空間而定，它直接影響到橫拉桿軸向力的大小。-13-圖 4. 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)尺寸參數(shù)橫拉桿軸向力llFs = FQ l 1= FQ m sin 式中， FQ 是縱拉桿對轉(zhuǎn)向節(jié)上臂的作用力，一般可用前軸負(fù)荷G1 的一般計(jì)算， l是縱拉桿作用力臂， l1 是橫拉桿軸向力 Fs的作用力臂。從式子可以看出，梯形臂不宜過短，因?yàn)闄M拉桿軸向力與梯形臂 m成反比， m減