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(dòng)助力轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)說明書 姓名 學(xué)號(hào) 班級(jí) 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(duì)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(dòng)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(dòng)比的確定- 5 -1)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動(dòng)比的組成- 5 -2)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的力傳動(dòng)比和角傳動(dòng)比的關(guān)系- 6 -3)傳動(dòng)系傳動(dòng)比的計(jì)算- 7 -3.轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)副的嚙合間隙-

2、 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(dòng)的總?cè)?shù)- 10 -三.電動(dòng)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(dòng)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- 12 -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

3、校核- 14 -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(dòng)形式4x2R 軸距L/mm2471 輪距前/后mm1429/1422 整備質(zhì)量m0/kg1060 空載時(shí)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(dòng)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150N·m/4000rpm2. 對(duì)轉(zhuǎn)向系的要求1）汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，全部車輪應(yīng)繞瞬時(shí)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(dòng)

4、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(dòng)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)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(duì)運(yùn)動(dòng)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)。采用柔性萬向節(jié)可減少傳至轉(zhuǎn)向軸上的振動(dòng)，但柔性萬向節(jié)如果過軟，則會(huì)影響轉(zhuǎn)向系的剛度。所以一般選用剛性萬向節(jié)，剛性

5、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(dòng)。2) 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)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(dòng)機(jī)構(gòu)用于把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運(yùn)動(dòng)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(duì)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)檗D(zhuǎn)向搖臂的擺動(dòng)（或齒條沿轉(zhuǎn)向車軸軸向的移動(dòng)），并按一定的角轉(zhuǎn)動(dòng)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

6、近主動(dòng)小齒輪處的壓緊力可以調(diào)節(jié)的彈簧，能自動(dòng)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(shí)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(shí)，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(dòng)時(shí)拉桿擺角減小，有利于減少車輪上、下跳動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)詳細(xì)與懸架系的運(yùn)動(dòng)干涉。

7、拉桿與齒條用螺栓固定連接，因此，兩拉桿與齒條同時(shí)向左或向右移動(dòng)，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(shí)，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)構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)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(shí)有軸向力作用，所以轉(zhuǎn)向器應(yīng)該采用推力軸承，使

8、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)量小；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(dòng)；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(dòng)摩擦。當(dāng)車輪跳動(dòng)、轉(zhuǎn)向或轉(zhuǎn)向器工作時(shí)，如在齒條上作用有能使齒條旋轉(zhuǎn)的力矩時(shí)，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

9、拉桿、導(dǎo)向塊與齒條固定在一起。齒條移動(dòng)時(shí)導(dǎo)向塊在導(dǎo)向槽內(nèi)隨之移動(dòng)，齒條旋轉(zhuǎn)時(shí)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(huì)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(hào)+表示，反之稱為逆效率，用符號(hào)-表示。1) 轉(zhuǎn)向系的正效率影響轉(zhuǎn)向系的正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型

10、、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(duì)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：+= （2-1）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+=75 ，=10° 由于 = 則=40402) 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(duì)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

11、時(shí)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： （2-2）2. 轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比的確定1) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動(dòng)比的組成轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比由轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比和轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比所組成。從輪胎接地中心作用在兩個(gè)輪上的合力和與作用在方向盤上的手力之比稱為力傳動(dòng)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(dòng)比。2) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的力傳動(dòng)比和角傳動(dòng)比的關(guān)系如上所述，力傳動(dòng)比可以用以下的式子表示： = (2-3) 輪胎和地面之間的轉(zhuǎn)向阻力和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力有以下關(guān)系：= （2-4）車輪轉(zhuǎn)臂，

12、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可以由下面的式子來表示： = (2-5)式中 作用在方向盤上的力矩， 方向盤的作用半徑。將公式（3-4）和(3-5)代入(3-3)后，得= (2-6)如果忽略摩擦損失，可以表示：= (2-7)將(2-7)代入(2-6)之后，得到 =· (2-8)由（2-8）可知，力傳動(dòng)比與、和有關(guān)。車輪轉(zhuǎn)臂越小，力傳動(dòng)比越大，轉(zhuǎn)向越輕便。但是a值過小的話，會(huì)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(duì)于一定的車型，可以用實(shí)驗(yàn)方法確定值的最小極限值。通常貨車的值在4060mm之間，轎車的值取0.40.6的輪胎胎面的寬度

13、。對(duì)于一定的汽車而言，和都是一個(gè)常值，故力傳動(dòng)比與角傳動(dòng)比成正比關(guān)系。3) 傳動(dòng)系傳動(dòng)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： = (2-9)式中 前軸靜負(fù)荷，； 輪胎和地面間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，一般在0.7左右； 輪胎氣壓，。 空載時(shí)前軸負(fù)荷60%，所以 =1060×60×9.8=6233 即 =由于輪胎選用160/65R13型號(hào)，其寬度為160，那么，=0.4×160=64;=因?yàn)?lt;=200，則=>=38.2由于=，即=38.2×>=12.93. 轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)副的嚙合間隙1) 轉(zhuǎn)向器的嚙合特征所謂嚙合間

14、隙是指各種轉(zhuǎn)向器中傳動(dòng)副之間的間隙。嚙合間隙又稱為傳動(dòng)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(shí)，轉(zhuǎn)向器傳動(dòng)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，就能在間隙的范圍內(nèi)，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(dòng)副的嚙合間隙在方向盤處于中間或附近位置上時(shí)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(dòng)副工作表面磨損不均勻。傳動(dòng)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

15、時(shí)，駕駛員將無法確保行駛的穩(wěn)定性，此時(shí)要對(duì)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(shí)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(shí)使轉(zhuǎn)向器的傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)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€(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，各個(gè)傳動(dòng)件之間必存在著轉(zhuǎn)配間隙，而且，這些間

16、隙將隨著零件的磨損而逐漸增大。在轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)的開始階段，駕駛員對(duì)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(duì)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)向盤的自由行程。轉(zhuǎn)向盤的自由行程對(duì)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(shí)，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)算圖1轉(zhuǎn)向側(cè)輪偏轉(zhuǎn)角計(jì)算圖

17、 sin = o tan 36.402) 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)在之間，主動(dòng)小齒輪齒數(shù)在之，壓力角取，螺旋角在之間。故取小齒輪，右旋，壓力角，精度等級(jí)8級(jí)。表2 齒輪齒條參數(shù)名稱符號(hào)公式齒輪齒條齒數(shù)6 31分度圓直徑15.231 變位系數(shù)1齒頂高52.5齒根高0.6253.12齒頂圓直徑25.231齒根圓直徑13.981齒輪中圓直徑20.231螺旋角10°齒寬30203) 選擇齒輪齒條材料小齒輪：40Cr C-N共滲淬火、回火 4353HRC齒條： 45 調(diào)質(zhì)處理 229286HBS 4) 軸承的選擇軸承1 深溝球軸承6004 (GB/T276-19

18、94) 軸承2 滾針軸承 NA4901 (GB/T5801-1994) 5. 轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動(dòng)的總?cè)?shù)方向盤轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)總?cè)?shù)：n=iw0(+)360對(duì)貨車和轎車轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)動(dòng)總?cè)?shù)有不同的要求。不裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向的重型汽車一般方向盤轉(zhuǎn)動(dòng)的總?cè)?shù)不應(yīng)該超過7圈，對(duì)于轎車不宜超過3.6圈。取n=3.5,可得：iw0=19.4三. 電動(dòng)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，它是EPS的控制信號(hào)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

19、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(duì)制造精度和扭桿剛度進(jìn)行折中，難以實(shí)現(xiàn)絕對(duì)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)、剛度相對(duì)較高，易實(shí)現(xiàn)絕對(duì)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(dòng)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)和渦輪蝸桿減速機(jī)構(gòu)。由于減速機(jī)構(gòu)對(duì)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(duì)稱性方面對(duì)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

20、配在減速機(jī)構(gòu)的一側(cè)。3. 電磁離合器電動(dòng)式EPS轉(zhuǎn)向助力一般都是工作在一個(gè)設(shè)定的范圍。當(dāng)車速低于某一設(shè)定值時(shí)，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(shí)，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(gè)設(shè)定值之間時(shí)，電動(dòng)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(dòng)力。另外，當(dāng)EPS系統(tǒng)發(fā)生故障時(shí)，離合器應(yīng)自動(dòng)分離，此時(shí)仍可利用手動(dòng)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。4. 電動(dòng)機(jī) 電動(dòng)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(dòng)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

21、部件之一，對(duì)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(dòng)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(dòng)小、轉(zhuǎn)動(dòng)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(hào)可以是磁電式交流信號(hào)，也可以是霍爾式數(shù)字信號(hào)或者是光電式數(shù)字信號(hào)，車速傳感器通常安裝在驅(qū)動(dòng)橋殼或變速器殼內(nèi)，車速傳感器信號(hào)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)

22、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。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(hào)，進(jìn)行邏輯分析和計(jì)算后發(fā)出指令，控制電動(dòng)機(jī)和離合器的動(dòng)作。四. 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)對(duì)汽車轉(zhuǎn)向系的要求，除了機(jī)動(dòng)性、輕便性和操縱穩(wěn)定性之外，還必須保證轉(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(dòng)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(shí)只有純滾動(dòng)，兩轉(zhuǎn)向輪應(yīng)繞后軸延長線的O點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，且內(nèi)外輪的轉(zhuǎn)角應(yīng)保證

23、下列關(guān)系：圖2.理論上的轉(zhuǎn)向特性曲線cot0-coti=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。 進(jìn)行轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)要保證內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角符合或接近純滾動(dòng)關(guān)系式，目前的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)還不能絕對(duì)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(shí)在常用的范圍150200內(nèi)偏差應(yīng)盡量小，以減小汽車在高速行駛時(shí)輪胎的磨損；至于轉(zhuǎn)向輪在大轉(zhuǎn)角時(shí)，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(shí)，所有

24、的車輪不是繞O點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，而是繞O1轉(zhuǎn)動(dòng)，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(shí)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(dòng)機(jī)的位置很低或車前軸是驅(qū)動(dòng)軸時(shí)，由于梯形臂的橫拉桿難于布置時(shí)才不得不把轉(zhuǎn)向梯形放在前軸之前，此時(shí)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。圖4.轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)尺寸參數(shù)橫拉桿軸向力Fs=FQll1=FQlmsin式中，F(xiàn)Q是縱拉桿對(duì)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減小導(dǎo)致Fs增大。但梯形臂長度也不宜過大，否則會(huì)使其布置困難。通常汽車上梯形臂長度m與兩主銷中心距K的比值約為0.110.15 。梯形底角是一個(gè)非常重要的參數(shù)，一般情況下，對(duì)整體式轉(zhuǎn)向軸后置梯形來說，兩梯形臂延長線的交點(diǎn)約在前軸后軸距的2/3處