【正文】 轉(zhuǎn)向器分開，故拆裝與維修工作容易進行；轉(zhuǎn)向器仍然可以采用通用的典型結構齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器；電動機距駕駛員和轉(zhuǎn)向盤近，電動機的工作噪聲和振動直接影響駕駛員；轉(zhuǎn)向軸等零件也要承受來自電動機輸出的助力轉(zhuǎn)矩的作用，為使其強度足夠，必須增大受載件的尺寸；盡管電動機的尺寸不大，但因這種布置方案的電動機靠近方向盤，為了不影響駕駛員腿部的動作，在布置時仍然有一定的困難。這種布置方案的特點是：電動機位于地板下方，相比之下，工作噪聲和振動對駕駛員的影響都小些；電動機減速機構等不占據(jù)轉(zhuǎn)向盤至地板這段空間，因而有利于轉(zhuǎn)向軸的布置，駕駛員腿部的動作不會受到它們的干擾；轉(zhuǎn)向軸直至轉(zhuǎn)向器主動齒輪均不承受來自電動機的助力轉(zhuǎn)矩作用，故他們的尺寸能小些；電動機、減速機構等工作在地板下方，條件較差，對密封要求良好；電動機輸出的助力轉(zhuǎn)矩只經(jīng)過減速機構增扭，沒有經(jīng)過轉(zhuǎn)向器增扭，因而必須增大電動機輸出的助力轉(zhuǎn)矩才能有良好的助力效果，隨之而來的是電動機尺寸增大、質(zhì)量增加；轉(zhuǎn)向器結構與典型的相差很多，必須單獨設計制造；采用滾珠螺桿螺母減速機構時，會增加制造難度與成本；電動機、轉(zhuǎn)向器占用的空間雖然大一些，但用于前軸負荷大，前部空間相對寬松一些的乘用車上不是十分突出的問題。圖24 扭距傳感器轉(zhuǎn)子部分的分相器單元1固定于轉(zhuǎn)向主軸，轉(zhuǎn)子部分的分相器單元2固定于轉(zhuǎn)向傳動軸。 電動機電動機由轉(zhuǎn)角傳感器、定子及轉(zhuǎn)子組成（如圖25）。電動機的轉(zhuǎn)動傳到減速機構，經(jīng)過滾珠及蝸桿傳到齒條軸上。 電動助力轉(zhuǎn)向的助力特性電動助力轉(zhuǎn)向的助力特性由軟件設定。隨著車速Va不斷升高，助力特性曲線的位置也逐漸降低，直至車速Va達到最高車速Vamax為止，此時的助力強度已為最小，而路感強度達到最大。 （2）隨著轉(zhuǎn)向輪阻力的增大（或減小），作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力必須增大（或減?。?，稱之為“路感”。 （6）動力轉(zhuǎn)向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉(zhuǎn)向。影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。mm)。mm——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長, 單位為mm；——為轉(zhuǎn)向盤直徑,單位為mm；——轉(zhuǎn)向器角傳動比；——轉(zhuǎn)向器正效率。梯形臂長度的計算：輪輞直徑= 16in=16=梯形臂長度=（33）取=160mm輪胎直徑的計算RT：=+225= （34） 取=530mm轉(zhuǎn)向橫拉桿直徑的確定： （35）=。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?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。表31 齒條的尺寸設計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)()1總長7302直徑253齒數(shù)204法向模數(shù)3 （2)齒輪是一只切有齒形的軸。因此，轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)使齒條橫向移動以操縱前輪。表32 齒輪軸的尺寸設計參數(shù)序號項目符號尺寸參數(shù)(mm)1總長1982齒寬603齒數(shù)64法向模數(shù)35螺旋角 14176。防塵套夾在轉(zhuǎn)向器兩側的殼體和轉(zhuǎn)向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中。注：轉(zhuǎn)向反饋是由前輪遇到不平路面而引起的轉(zhuǎn)向盤的運動。齒條導向座的調(diào)節(jié)使齒輪、齒條間有一定預緊力，此預緊力會影響轉(zhuǎn)向沖擊、噪聲及反饋（見圖33）。 （二） 轉(zhuǎn)向傳動比 當轉(zhuǎn)向盤從鎖點向鎖點轉(zhuǎn)動，每只前輪大約從其正前方開始轉(zhuǎn)動30176。轉(zhuǎn)向盤向任一方向轉(zhuǎn)動30176。對乘用車，推薦轉(zhuǎn)向器角傳動比在17～25范圍內(nèi)選??；對商用車，在23～32范圍內(nèi)選取，這里選傳動比為18:1。橡膠隔振套包在轉(zhuǎn)向器外，并固定在橫梁上或前圍板上。由于齒條直接連著梯形臂，這種轉(zhuǎn)向機構可提供好的路感。為保持轉(zhuǎn)向器處在正確的位置，在轉(zhuǎn)向器安裝的位置處，前圍板有所加固。齒輪螺旋角取值范圍多為9176?！?5176。為減輕質(zhì)量，殼體用鋁合金壓鑄。齒輪法面基圓齒距為齒條法面基圓齒距為取齒條法向模數(shù)為(5) 齒條齒頂高 （319）(6) 齒條齒根高 （320）(7) 法面齒距 （321）查表，得查圖，得取，所以=所以齒面接觸疲勞強度滿足要求。即梯形臂或轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至時，齒條左端點移至的距離為30176。轉(zhuǎn)向節(jié)由繞圓心轉(zhuǎn)至時，齒條左端點E移至的距離為=80 ==80+=齒輪齒條嚙合長度應大于即 =+=160取L=200 齒輪齒條傳動受力分析若略去齒面間的摩擦力，則作用于節(jié)點P的法向力Fn可分解為徑向力Fr和分力F，分力F又可分解為圓周力Ft和軸向力Fa。aa截面左側查得, ,；。(2) 對電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的主要元件進行的詳細的介紹，并且給出了一些參考的轉(zhuǎn)向系參數(shù)。一般來說, 這種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結構大多如圖41所示。絕大多數(shù)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器都布置在軸前后方, 這樣既可避讓開發(fā)動機的下部, 又便于與轉(zhuǎn)向軸下端連接。因而在設計轉(zhuǎn)向傳動機構時, 需要確定的參數(shù)為梯形底角γ、梯形臂長以及齒條軸線到梯形底邊的安裝距離h。設齒條向右移過某一行程S, 通過右橫拉桿推動右梯形臂, 使之轉(zhuǎn)過。將公式(44)和(45)結合起來可將表示為的函數(shù), 記作: 轉(zhuǎn)向傳動機構的優(yōu)化設計 目標函數(shù)的建立眾所周知, 在不計輪胎側偏時, 實現(xiàn)轉(zhuǎn)向輪純滾動、無側滑轉(zhuǎn)向的條件是內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角具有如圖44所示的理想的關系, 即: (46)式中 T——計及主銷后傾角時的計算軸距詳細D=W=G圖=紙：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六全 套 資 料 低 拾10快起 L——汽車軸距r——車輪滾動半徑由式(46)可將理想的內(nèi)輪轉(zhuǎn)角表示為的函數(shù), 即: (47)反之, 取內(nèi)輪轉(zhuǎn)角為自變量時, 理想的外輪轉(zhuǎn)角也可表示為的函數(shù), 即: (48)而由轉(zhuǎn)向梯形機構所提供的內(nèi)、外實際轉(zhuǎn)角關系為前述的θi=F(θ0)或 θ0=Φ(θi),因此, 轉(zhuǎn)向梯形機構優(yōu)化設計的目標就是要在規(guī)定的轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)使實際的內(nèi)或外輪轉(zhuǎn)角盡量地接近對應的理想的內(nèi)或外輪轉(zhuǎn)角。其中底角γ可按經(jīng)驗公式先選一個初始值,然后再增加或減小, 進行優(yōu)化搜索。第三，要保證有足夠大的傳動角。由圖42可知：由圖43可知:最小傳動角發(fā)生在內(nèi)輪一側, 當達到最大值時, 也達到最大值, 故此時為最小值。這是由于汽車正常行駛中多用小轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向, 約有80％以上的轉(zhuǎn)角在20176。作為約束條件, 這樣一般均能保證在176。由圖4圖43可知： 為保證傳動良好一般希望176。本章小結本章介紹了與齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器配用的轉(zhuǎn)向傳動機構的優(yōu)化設計，介紹了該轉(zhuǎn)向機構的結構特點和優(yōu)化設計方法，給出了優(yōu)化設計的目標函數(shù)和設計變量的選取范圍。隨著時間的推移，高科技的不斷發(fā)展，傳統(tǒng)的機械助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)慢慢地被電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所取代。本文采用理論研究和借鑒研究相結合的方法，對電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行了初步的理論研究和設計。對EPS系統(tǒng)的工作原理進行了研究，并對EPS系統(tǒng)的結構和組成元件進行了細致、深入的研究。(4) 電動助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)控制器的研究。介紹了轉(zhuǎn)向傳動機構的優(yōu)化設計方法，研究了其可行性，給出了優(yōu)化設計的目標函數(shù)和設計變量的選擇范圍