汽车转向系的
设计
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计算设计基本理论二转向传动机构的设计前轮定位问题转向系的运动干涉问题汽车转向系的发展概况转向系的一些故障设计基本理论1转向系的组成：a转向操纵机构：转向盘、转向管柱、转向轴等b转向器：c转向传动机构：转向摇臂转向节臂转向纵拉杆转向梯形机构等d防伤装置、安全气囊、转向减振器采用吸能的方向盘转向盘、转向管柱上采取防伤的被动安全措施2对转向系的设计要求：a保证具有高的机动性。b内外轮转角间的匹配应保证汽车转向行驶时，全部车轮绕同一瞬时转动中心旋转，使个车轮只有滚动而无滑动。Cotθ0—Cotθi=K/LC在转向盘和转向轮的转角间应保证在运动学关系和力学关系的协调。（对动力转向系而言，加随动装置）d操纵轻便（通过合理选择转向系的角传动比、力传动比和传动效率来达到）e转向后转向盘应能自动回正，并能使汽车保持在稳定的直线行驶工况。(通过合理选择主销后倾角和内倾角，消除转向器传动间隙以及选用可逆式转向器来达到)f当转向轮受到路面冲击时，转向系传递到转向盘的反向冲击要小。（转向器的逆效率要小）g转向传动机构与悬架导向机构的运动干涉要小。h转向器和转向传动机构因磨损产生的间隙，应能调整而消除。（通过合理选择结构及结构布置合理来达到）3．转向器角传动比的变化规律转向“轻便性”“灵敏性”是设计中遇到的一对矛盾。采用可变角传动比的转向器可协调对“轻便性”和“灵敏性”要求。转向器角传动比的变化规律又因转向器的结构型式和参数的不同而异。对于没有装动力转向的大客车和中型及以上的载货汽车，因转向轴负荷大，而转向传动机构的力传动比在转向过程中是变化的，使急转弯时的操纵轻便性问题显得十分突出，故转向器角传动比的理想特性应当是中间小两端大的曲线，如图16—5的曲线l所示。二转向传动机构的设计1转向梯形机构的设计作用：保证汽车转弯时所有车轮均能绕同一转动中心以不同的半径作无滑动的纯滚动。Cotα—Cotβ=B/L分类：整体式---用于非独立悬架的转向轮断开式----用于独立悬架布置:转向梯形机构一般布置在前转向桥之后。高度不低于前桥横梁或其他防撞件。当布置在前桥之后有困难时，例如当发动机位置很低或汽车前驱动时，也可以布置在前桥之前。2整体型转向梯形机构的设计初始参数的确定：一般梯形臂的长m=0.11～0.15B底角ctgr=0.75B/L1)作图法a转向梯形机构的实际特性曲线步骤如下：（1）根据给定的一系列外轮转角求出相应的内轮转角(2)作梯形机构的实际特性曲线转向梯形机构的实际特性曲线不可能和其理论特性曲线一致。设计要求：1实际曲线和理论曲线应接近。2在0～25°范围内应接近，在15～25°范围内应相交。3在最大转角点：θHmax理-θHmax实<1°2)计算法：转向梯形机构实际上不能完全精确地满足式Cotα—Cotβ=B/L的要求，而只能以足够的工程精度接近该式。即转向梯形机构使该式的L不再是汽车的轴距L，而是L`
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：当L、K确定后，由y的三种取值上式可求得转向梯形的三种尺寸方案，有了这些方案对一系列按大小排列的θi值以图解法确定其相应的θ0值。进而按式:求出λ，然后在同一图上绘制三种梯形方案的λ随θi的变化曲线，及λ＝1的直线。最后选取的方案应是在使用最频繁的转角θi下，其λ（θi）值最接近λ＝1直线的那个梯形方案。3优化设计：设自变量为外轮转角α，因变量为内轮转角β的期望值为：β=f(α)=ctg-1(ctgα-k/L)实际值：β1=γ-sin-1{sin(γ+α)/[(k/m)2+1-2kcos(γ+α)/m]1/2}-cos-1{[k(2cosγ-cos(γ+α)-cos2γ)/m]/[(k/m)2+1-2kcos(γ+α)/m]1/2}梯形机构优化设计的两个设计变量:梯形臂长x1=m、底角x2=γ目标函数：求极小值权值的选取：αmax=sin-1(L/(Rmin-a)）a—主销偏移距梯形机构的约束条件为：m-mmin>=0mmax-m>=0γ-γmin>=0一般：mmin=0.11k,mmax=0.15k。γmin=70°机构传动角应满足最小传动角约束：δmin=40°min可以调用MATLABlsqnon比函数求优化解我们做过212型汽车的梯形臂，计算其转向梯形机构的优化参数。212型汽车的K＝1480mm，L＝2960mm，当用不同的初始值(梯形臂长和底角)进行优化计算时，计算结果如表1所示。虚线为期望值MATLAB简介：MATLAB的TOOLBOX函数库中的OptimizationToolbox优化工具箱，为用户提供了对各种优化问题的一个完整地解决方案。
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：线性规划、二次规划、非线性规划、最小二乘问题、非线性方程求解、多目标决策、最小最大问题、以及半无限问题等的优化问题。特点：解决各种问题的程序都以函数的形式给出函数表达式简单多种优化任意选择可自由设置算法参数方便用户灵活地使用优化函数。使用MATLAB软件编写程序，其基本思路框图如下：2断开式转向梯形臂横拉杆分段。见图a横拉杆断开点的确定（图解法）与悬架的结构形式有关。采用双横臂式和滑柱摆臂式(McPhersonstrut，麦克弗逊式)独立悬架时，常用图解法确定横拉杆铰接点的位置，如图16—45所示。图解法求分段式横拉杆铰接点的位置该图是在悬架摆臂轴线的垂直平面上绘出的该图是在悬架摆臂轴线的垂直平面上绘出的，其中图(a)，(b)，(c)为已知双横臂的上横臂EC、下横臂GD及转向节臂球销中心U在该平面的投影位置，求横拉杆铰接点T的投影位置。上述是在前轮未转向的情况下确定横拉杆铰接点的图解法，也适用于对前轮向左、向右转向后的不同位置进行校核。显然，转向后的U点位置要变。当车轮转向时U点将在垂直于主销中心线EG的平面上画弧。如果用上述
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确定的横拉杆长度在不同转角下均相等或十分相近，则汽车在直行和转弯中的车轮跳动都不会对转向产生影响。b解析法求转向梯形机构内外轮转角关系采用齿轮—齿条式转向器。现以汽车左转弯为例来分析由该机构所实现的内外轮转角对应关系（虚线为直线位置）如图2所示齿条向右移动某一行程s，通过右横拉杆推动右梯形臂，使之转过θ0。右梯形臂由虚线位置运动至实线位置．齿条行程s与外轮转角θ0以及θi的关系可由如下公式导出:l1-梯形臂长，l2-横拉杆长，M-横拉杆断开点之间的距离，h-安装距离c优化目标函数的确立与整体式的相同（两函数的加权均方根误差，为评价指标，任用一个）可根据具体情况任取其中之一作为极小化目标函数。设计变量与约束条件：a)设计变量梯形臂长l1底角γ安装距离h约束条件有如下4个:(1)要保证梯形臂不与车轮上零部件发生干涉，即必须满足：式中:BOY——梯形臂球头销中心的y坐标(见图2)[BOY]—容许的BOY值而BOY＝l1cosγ此约束条件可表述为:(2)要保证smax<=[s]式中:[s]——转向器许用齿条行程smax——与最大车轮转角对应的齿条行程，可近似地由以下公式求得:(3)要保证有足够大的传动角α随着车轮转角增大传动角渐渐变小，而且最小传动角αmin总是发生在内轮一侧。传动角过小会造成有效分力过小，导致转向沉重或回正不良。通常使αmin＞40。由图3可知：汽车在正常行驶中多采用中小转角转向，约有80％以上的转角在20。以内，即使是大转角转向，也是从小转角开始，而且速度较低，工况并不严重，故可取θi＝23。时内轮一侧的传动角α23作为控制参数。以α23〉30。一35。作为约束条件。这样一般均能保证在θ0<20°时α>40。约束条件为:(4)为了保证传动良好还希望横拉杆与齿条间夹角ζ比较小一般为ζmax<10°由图2、3可知:约束条件可表述为以下联列不等式:C设计变量的取值范围：γ可按经验公式先选一初值γ：l1的可取值范围为:γ的可取值上限为:h的可取值范围为:6X4汽车内、外转向轮理论转角关系三轴欲绕同一瞬心纯滚动转向，中、后桥必发生侧偏：Θ为内外轮转角的平均值6X4汽车理论的内、外转向轮转角分别为:四轴汽车的转向：对于四轴汽车的转向型式，有双前桥转向，前、后桥转向和全轮转向等几种形式，应用较为广泛的是双前桥转向型式。对上述两种汽车，都可得到下列理想的或近似理想的关系式：对于双前桥转向汽车来说，除了要考虑是同轴左右车轮的延长线要交于后轴的延长线外，还要考虑不同轴车轮之间的转角关系。即一、二轴之间转向轮的转角关系应满足：该式靠转向摇臂来保证b双桥转向摇臂机构的设计：双桥摇臂机构的布置型式要与汽车悬架的运动相协调。双前桥转向汽车一般采用非独立悬架。在非独立悬架双前桥转向车辆中：摇臂机构的结构形式单摇臂机构双摇臂机构摇臂机构的选择与摇臂与直拉杆连结点的位置有关，而该连结点位置的确定主要考虑摇臂机构与悬架系统在运动关系的协调一致性，尽量缩小或消除转向节臂与转向直拉杆的连结点随悬架运动轨迹和饶转向直拉杆与摇臂的连结点摆动轨迹的偏差。当两钢板弹簧固定吊耳均在前部或一前一后以及采用倒置半椭圆钢板弹簧平衡悬架等机构型式时，可用双摇臂机构的结型式。当两钢板弹簧固定吊耳在中部以及采用平衡杆式平衡悬架，可用单摇臂机构的结型式。双桥转向摇臂机构的优化：由图中的几何关系可求出双桥转向机构及摇臂机构应保证的第一桥转角与第二桥转角的理论关系如下：下图为汽车直线行驶时摇臂机构的初始简图：设计变量x：R1,R2,l1,l2,m1,m2,β10,β20目标函数：植物油中的极性分子示意图加权函数：约束条件：前两式可保证：100°>A1O3O1>80°可用混合惩罚函数法求解上述具有等式和不等式约束条件的最优化设计问题。三前轮定位汽车的前轮定位(亦称为转向轮定位)是指前轴、主销与前轮三者组装后的相对位置关系。包括主销后倾主销内倾前轮外倾前轮前束四个参数，共同作用：使汽车保持直线行驶的稳定性转向操纵轻便减轻轮胎磨损（转向轮每一瞬间接近向正前方滚动而无滑动）1主销内倾：变量主销内倾角主销偏置（主销内倾内置半径）作用转向时轮胎绕主销旋转，随着转向角增大，前轮被往上抬起，以车的重量产生回正作用，使汽车轻易回到直线行驶方向。当主销内倾内置半径e为0时进行转向，轮胎滑移；e不为零时，轮胎滚动，减少阻力。主销内倾后使得e值减小，从而减小了转向阻力矩，使转向操纵轻便，并减轻了转向轮传到转向系的冲击。(e值要合适，转向操纵轻便，又有路感）注：如果e值大，进行制动时，由于对单侧制动力大而敏感可能产生掉头，转向操纵力增大。通常汽车主销内倾角5~8。e值40—60mm现代汽车由于急起步、急加速、急转向、急制动工况的要求，有增大主销内倾角β，也即减小距离e的要求。甚至使转点移到力点的外侧(如下图所示)。2主销后倾：变量主销后倾角主销后倾拖距作用汽车行驶时由路面阻力产生回正力矩，有利于自动回正。由于道路凸起而失去控制进行修正（最大道路凸起）。注：如果后倾角过大，虽然直线行驶自动回正性能好，但对道路的干涉引起的摆振敏感、操纵便沉重。（过大将会引起前轮回正过猛，加速前轮摆振并使转向操纵沉重。）由路面阻力产生回正力矩通常汽车主销后倾角3。以下。近年来主销后倾角有减小的趋势，有的还为负值。现代汽车高速化后，显然汽车在作曲线运动时的离心惯性力增大，为使回正力矩不至过大，主销后倾角应有所减小。另外，现代汽车采用超低压大弹性子午线轮胎后，在前轮偶遇外力作用发生偏转时，由于轮胎的弹性变形特性而使前轮产生回正力矩，从而增强汽车直线行驶的稳定性。Fg分力对轮胎接地中心0产生一个与其偏转方向相反的力矩，此力矩力图使车轮平面回转到汽车原行驶方向，故将Fg对车轮接地中心0形成的力矩称为回正力矩，显然采用了超低压大弹性子午线轮胎增强了汽车直线行驶的稳定性。前轮驱动的汽车，前轮在垂直平面内高速旋转，对前轮的稳定性也有改善。如图3所示，弹性轮胎受侧向力作用发生弹性偏离后，左、右转向驱动轮接地中心到各自主销轴线沿长线的垂直距离不再相等，切向反力(驱动力)对各自主销形成的力矩也不相等．其差值将对前轮形成转动效应，其方向与转向驱动轮偏转方向相反，力图使其回复到原来位置。3车轮外倾：变量：外倾角α作用防止由载荷的增加引起车轴变形使车轮往外成八字形。减少主销中心线和轮胎的接地中心线距离(主销内倾内置半径)。（减小了转向阻力矩）防止转向时轮胎的大旋转，从而进行轻巧的转向。便于轮胎自动回正。通常前轮外倾角为l°左右。现代汽车高速化、急转向工况要求前轮外倾角减小甚至为负值。原因：因为高车速转向时，离心惯性力增大，车身向外倾斜加大，产生更大的正外倾，使外侧悬架超负载，加剧外侧车轮的变形，使外侧车轮半径小于内侧车轮半径，因而内、外侧车轮在滚动的同时将发生滑动，这不仅使轮胎磨损加剧、行驶阻力增大、燃油消耗增加、发动机功率消耗增加，还会降低转向轮纯滚动转向性能。减小前轮外倾角，可保证汽车在上述行驶工况下，内、外前轮的滚动半径近似相等，从而避免汽车高速急转向时所带来的危害。此外，前轮外倾角增大时，会使胎面与路面的接触情况变差，影响汽车最大地面侧向反作用力(侧向附着力)，从而降低汽车的极限侧向加速度，这也是现代汽车高速化后需要减小前轮外倾角的一个原因。4车轮前束：变量：前束值（A-B)作用修正由车轮外倾引起的车轮朝外侧滚动的倾向。一般为0～12mm。现代汽车，因使用子午线轮胎、故外倾角减少，前束量也减少。5车轮前束与车轮外倾角要合理匹配车轮前束与车轮外倾引起车轮接地点轨迹的变化如图3所示。外倾在车轮向前滚动时，力图使车轮向外张开，前束则约束车轮向内收拢。只有在外倾与前束配合得当时，二者产生的侧向力相互抵消，才能保持车轮无横向滑动。若二者侧向力失去平衡，车轮将向侧向报力大的一方侧滑，导致内、外侧滑的产生。6后轮的外倾和前束传统的汽车设计思想只考虑汽车前轮定位角，但随着道路条件的改善，现代车辆的车速逐渐提高，新结构不断采用，使用性能日益完善，在中、高档轿车甚至在一些后轮驱动的重型汽车上也已开始设置后轮外倾角和前束。后轮外倾角一般为负值作用：可提高前后轮运动轨迹的重合性，从而减小汽车在不良道路上行驶时的滚动阻力，提高汽车的附着力；使前后轮相对横向滑移量减小，轮胎的偏磨损减轻；可增加车轮接地点的跨度，从而提高了汽车的横向稳定性；也可减轻后桥外轮毅轴承的负荷，可抵消或减轻当汽车高速行驶且驱动力较大时，后轮前张出现的负前束所带来的不良影响，提高汽车的行驶速度和安全性。7推力角(推进角或驱动偏向角）(ThustAngle或R．T．c)汽车的前进方向与汽车中心线(几何中心线)之间的角度为推力角，如图2所示。我国汽车行业对推力角不大重视，可是高速公路发达的欧洲却很重视，要求推力角在0．2。以下。推力角等于零时，汽车直线行驶；汽车后轴左、右轮的前束差越大，汽车前进方向与汽车中心线之间的角度越大(推力角越大)，汽车不是直线行驶。将产生下列后果。a．推力角太大时，虽然汽车前端通过了，但后端会碰障碍物；b．转向轮中心不对，驾驶员无法控制行驶方向；c．当汽车左、右转弯时，一边过渡转弯，另一边不足弯，驾驶员无法控制转弯方向；d．用四轮定位仪调整转向轮后，在运行实验中发现转向轮中心不对的现象。产生推力角的原因：后轴左、右轮前束不等；前轴或后轴的左、右轮轴偏移；左、右轴距不等；车身、车架变形等。只有在几何中心线和推力线重合的条件下，调整好车轮定位后，汽车才能稳定行驶。汽车转向轮定位角的设计通常是根据汽车整车的一些尺寸参数、质量参数、性能参数，再经过局部运动校核和图面布置分析以及与同类车型进行类比、路试等复杂的计算、设计过程后，得出的一组参数——主销内倾角、主销后倾角、前轮外倾角、前轮前束。四转向系的运动干涉问题转向系传动杆系与悬架导向杆系的运动干涉目的：是检查转向拉杆与悬架导向机构的运动是否协调。图1中给出了转向传动装置与悬架共同工作的校核图希望转向器布置点B1与02相近出现的问题：长前悬客车转向器布置点B1一般距02较远，这样要使GH和G’H’控制在轮胎弹性变形范围内的难度较大。解决的
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：a采用中间摆臂形式：优缺点：B1点更容易布置在02点附近，使得运动不协调造成的轨迹偏差更小。转向器布置位置较为灵活，特别是转向器的高低位置的选择余地较大。整车成本有所增加，而且整个转向系统的可靠性有所降低。增大了转向传动时传动阻力。转向系统的转向自由间隙调整比较困难。b采用角传动器形式:常见于大型低地板城市客车，特点：能有效地降低地板高度。方向盘的布置较为灵活。整车成本有所增加，而且整个转向系统的可靠性有所降低。转向器的安装较困难。整个转向系统的零部件有所增加，成本也有增加。d转向垂臂采用倒置或横置转向垂臂倒置多应用于二级踏步城市客车上。转向垂臂横置用于采用大落差前桥、空气悬架的大型超低地板城市客车，运动干涉量解析法计算：计算出EC以H点摆动的长度和一E点摆动的长度差θ角为转向垂臂摆角可以采用三维CAD软件进行实体建模，应用ADAMS仿真软件进行运动分析，模拟车辆运动过程中的干涉情况。可以定量分析车轮定位参数对车辆性能的影响。五汽车转向系的发展基本经历几个阶段：机械转向液压（气压）动力转向（HPS）电子控制液压动力转向（EHPS）电子控制电动动力转向（EPS）日本转向器的发展1机械转向机构发展动态早期的汽车上转向机械非常简单，主要由一级齿轮传动机构和转向拉杆等构成。其基本功能是将驾驶员的手动旋转操作转变为转向拉杆的左右移动，从而带动车轮转动，实现汽车的转向。随着汽车技术的发展．出现子更为复杂的机械转向机构。发展趋势1）传动效率的提高一般应要求正效率高而逆效率适当，逆效率为驾驶员提供”路感”。若其太高，则在环路上行驶时，车轮受到的冲击力很大部分会传给驾驶员，造成“打手”现象；反之．若逆效率太低，则“路感”差，且不能保证车轮自动回正。有关资料介绍正、逆传动效率之差最好保持在10％左右。美国桑吉诺(Saginaw)厂声称其循环球式转向器正传动效率可达80％～90％。德国ZF公司的资料说，它生产的循环球式转向器的正传动效率为80％。日本光洋株式会社的资料表明，该厂循环球式转向器实测正效率为75％～80％。齿轮齿条式转向器正传动效率达到80％以上，普遍认为是不困难的。可以看出齿轮齿条式转向器也具有光明前景。2）变速比转向器的应用转向的轻便性要求系统具有较大的传动比(特别是在两端)，同时方向盘旋转总圈数不宜太多，这是两个相互矛盾的要求；直线行驶稳定性要求在直行位置转向器速比保持在最佳范围(16：l～20：1之间)；机动性从调头场地最小考虑，希望方向盘旋转总圈数大幅度减少，即速比在全转向范围越小越好。为满足这些不同要求，近年来，各种变速比转向器相继问世，并投入使用。3）转向器总成刚度的提高转向系统的刚性对操纵稳定性和前轮摆振的影响的问题也是一个很重要的指标。（一般说来，转向操纵的不灵敏区是自由行程和低刚度区造成）过大的不灵敏区是给直行稳定性和转向灵敏性会带来恶劣影响，为了缩小不灵敏区，一是限制自由行程，一般认为自由行程超过方向盘转角30°是不能允许的，其次是增大系统刚性。欧洲一些国家已经取消了纵拉杆内的弹盖，日本也正在一些车型上淘汰了这种结构。并且把转向器总成刚度列为重要指标。日本精工(NSK)研制的高刚性转向器的正向扭转刚度大于4公斤·米／弧度；德国ZF公司的循环球转向器的刚度指标为9．5公斤·米／弧度。2液压动力转向系统发展由于采用动力转向可以减少驾驶员手动转向力矩。改善汽车的转向轻便性和汽车的操纵稳定性。因此在国外不仅在商用车上，而且在中高级轿车相轻型车上也逐渐普遍应用。动力转向系统主要有液压助力式、气动助力式和电动助力式等三种形式。其中液压助力转向系统由于其工作压力大，结构紧凑。而得到广泛的采用。发展趋势1）提升工作油压已从65巴上升到150巴左右。ZF公司已达到200巴左右；2）提高现行机构的轻量化，简化结构用压铸铝代替铸铁的转向器壳体；用塑料油箱代替钢板冲压油箱；对于轻型车和轿车，用铝合金转向轴万向节等措施，这些均可减轻50％以上重量。3）改进“路感”特性为了满足高速直行位置附近“路感”效果，改变阀特性．使其静特性曲线的中间部位比较干坦，即相当于不存在助力作用，突出“路感”效果，而在接近两端时变得很陡，以便限制最大的操舵力为了使高速和低速时都有比较理想的静特性，有的车型装用的动力液压转向器采用双重特性曲线——高速和低速的。当车速超过其一定值后，助力系统的特性曲线即完成了从低速曲线向高速曲线的过渡。高速特性曲线的中间平坦部分明显变宽。3电子控制动力转向系统的发展传统的液压助力动力转向系统多采用固定的放大倍率，存在着一些缺点：如果所设计的固定放大倍率的动力转向系统是为了减少汽车在停车或低速行驶状态下转向盘的操舵力，则当汽车以高速行驶时，这一固定放大倍率会使转向盘的操舵力显得太小，高速行驶时“路感”差，不利于汽车的方问控制；反之，如果所设计的固定放大倍率的动力转向系统是为了增加汽车在高速行驶时转向力，则当汽车低速行驶时，转向转向盘的力显得太大。破坏了低速状况下的操纵轻便性。为了解决这个问题。汽车界将电子控制技术应用在汽车动力转向系统中，开发了电子控制液压动力转向(ElectricHydraulicPowerSteering简称；EHPS)系统。采用了电动油泵的电子控制液压助力动力转向系统。液压油箱、泵、电子控制系统都集成在电机油泵组内。这一方面明显地节约了燃油。此外还可以根据车速、转向的角速度等不同状况时提供最佳的助动力。电机油泵机组与整车的CAN总线驱动系外围相连接，通过CAN总线交换必要的信息数据电子控制动力转向系统，还可以获得理想的汽车操纵稳定性，能动态地适应汽车行驶状况的变化，ZF公司Scrvotronic电子控制液压动力转向机，提供了一种多重静特性曲线(见下图)。该电液转向机的阀特性与车速相关，随车速的变化而相应变化。苻合了汽车操纵稳定性要求。阀的这种特性是在传统的液压助力转向基础上增设了控制液体流量的电磁阀，车速传感器和电子控制单元等。电子控制单元根据检测到的车速信号控制电磁阀．使转向动力放大倍率实现连续可调。从而满是高、低车速时的转向助力要求。迄今为止．电子控制液压动力转向(EHPS)系统已在轿车上获得应用。与此同时，也使得该系统结构更复杂、价格更昂贵。而且仍然无法克服液压动力系统的一些大的缺点。如效率低、能耗大等。为此，世界各国著名的零部件厂商又在大力研究开发一种新型的动力转向系统。即电子控制电动动力转向(ElectricPowerSteering简称EPS)系统。目前世界上正在研究EPS系统的公司有：美国的德尔福(DEI-PHl)公司德国的ZF公司西门子公司日本的铃木公司、光洋抹式会社英国的CHERWEII公司、卢卡斯公司等。EPS系统结构原理：EPS系统是在机械转向系统的基础上，根据作用在转向盘上的转矩信号和车速信号，通过电子控制装置电机产生相应大小和方向的辅助力，协助驾驶员进行转向操纵，并获得最佳转向特性的伺服系统。图1EPS系统结构原理示意图EPS系统控制器的控制单元由单片机及其外围电路组成。EPS系统的各种控制策略、表格都固化在单片机中。减速器EPS系统的组成：由机械式转向装置驱动电机电磁离合器等组成减速器转向盘传感器(包括转矩传感器和转速传感器)控制器(包括控制单元和驱动单元两部分)基本工作原理：当操纵转向盘时，装在转向盘轴上的转矩传感器不断地测量出转向轴上的转矩信号，该信号与车速信号同时输入到电子控制单元。电子控制单元根据这些输入信号，确定助力转矩的大小和方向，既选定电动机的电流和转向，调整转向助动力的大小。电动机的转矩由电磁离合器通过减速器减速增扭后，传递到汽车的转向机构上，使之得到一个与汽车工况相适应的转向作用力。与HPS相比的优点：(1)效率高：#HPS系统60％一70％#EPS系统高达90％以上(2)能耗少：#HPS系统使汽车燃油消耗率增加4％～6％；#EPS系统仅增加0.5％左右。(6)可以独立于发动机工作：EPS系统以电池为能源．(7)应用范围广：EPS系统可适用于各种汽车．目前主要用于轿车和轻型载货汽车上；而对于环保型纯电动汽车，由于没有发动机，EPS系统为其最佳选择。HPS系统内部阻力小。(8)装配性好易于布置：EPS系统零部件数目少。主要部件(电动机、减速器、传感器和电子控制单元)均可以组合在一起．结构形式：（根据汽车前轴负荷的不同，助力电机的安装位置也不同）分转向轴助力式前轴负荷较小电机及减速器与转向轴相连小齿轮助力式前轴负荷中等电机及减速器与转向器小齿轮相连齿条轴助力式前轴负荷较大电机及减速器与转向器齿条轴相连关键技术(1)电力驱动技术：电机电流较大，这给驱动单元的电子器件选择和电路设计带来一定困难。（端电压低，车载电池一般为12V或24V，功率相对较高)(2)非接触式传感器技术：考虑到可靠性问题，目前国外多采用非接触式．(3)转向控制技术：需引入惯性控制和阻力控制，避免在电机开始助力和结束助力时对转向操纵产生影响。（由于EPS系统在原有的机械式转向系统中增加了电机和减速器，使得转向操纵机构的惯性增大，)为获得更好的“路感”，必需根据汽车的行驶速度和转向状态确定合理的助力大小和方向。(4)EPS系统与整车性能匹配：以利整车性能达到最优化。六转向系的一些故障1行驶跑偏:a主销内倾角不等紧急制动时，因制动力很大，由主销内倾角不等所引起的制动跑偏将会更加严重。b主销后倾角不等转向轮将会自动向主销后倾角较小的一侧跑偏。=0>0c前轮外倾角不等：转向轮将会自动向主销后倾角较小的一侧跑偏。=0>0d前轮左、右轮胎气压不一致或前钢板弹簧左、右弹力不一致，使汽车重心移向一边。f单边前轮制动器摩擦片微咬或轴承过紧。g有一边钢板弹簧错位或折断，或前桥、车架、转向节变形。2转向轮摆振转向轮摆振是指汽车在平坦的路面上行驶时所产生的转向轮绕主销持续的振动现象。（前轮沿波形轨迹前进或者车轴在垂直平面内产生振动，引起两前轮上、下跳动甚至跳离地面，使前轮沿断断续续的波形轨迹前进。）摆振问题的存在，不仅使汽车操纵性、平顺性变坏，而且也会使轮胎及转向系统的构件出现早期磨损，还额外增加了滚动阻力。转向轮摆振的类型：分自激摆振受迫摆振1）自激摆振：由于汽车的悬架和转向系统结构上存在问题，使得在行驶中反馈增强，而悬架和转向系统的摆振阻尼较小(轮胎的侧偏增大）时，一旦受到力的干扰或冲击，就会发生摆振。车速越高，摆振的幅度和摆振可能性也就越大。1）受迫摆振：由于一种周期性的干扰力，迫使转向轮产生摆振。其干扰力的频率总是与车轮的转动频率相同。当车速达到某个数值，干扰力的频率与转向轮系统的自振频率相等时，就会产生共振现象。当车速提高或降低后，破坏了共振的条件，摆振减弱以至消失。受迫摆振产生的原因：1)车轮的动平衡不良，胎面园跳超限。2)制动器调整不良，致使车轮转动时受阻，或制动鼓平衡不良。3)轮毂与轮辋同轴度超限。自激摆振产生的原因：1)转向机构连接部位松旷（转向机构各配合副过松或间隙过大，尤其是传动机构中各球节的松动，会使转向机构的阻尼作用减低，导致汽车前轮摇摆加剧．从而引起转向盘抖动。）2)前轮定位不正确（主销后倾角变大、内倾角变化变小是转向轮稳定性被破坏的主要原因。使用中发生改变的主要是由于前铀弯曲、车架变形、钢板弹簧错位等）（车速提高，主销后倾角应减少，由于弹性轮胎的侧偏特性，使一定的能量经地面与轮胎的相互作用而输入前桥转向系统，成为一定量的负阻尼而使系统的阻尼下降，形成系统阻尼不稳定状态，从而使转向系统内产生自激振动。即车速提高，前轮定位参数的设计参数应提高。）3转向沉重产生的原因：1）转向器主、从动轴轴承装配过紧。2)转向器啮合传动副啮合过紧或润滑不当。3)横、纵拉杆球头销装配过紧或接头处缺油。4)转向节主销与衬套配合过紧或缺油。5)转向盘铀或套管弯曲，相互磨擦或卡住，转向器传动轴十字轴承咬死。6)转向装置和前轮定位特别是前束调整不当或前轮胎气压不足，前桥或车架弯曲变形。4单边转向不足产生的原因：1）转向垂臂在转向垂臂轴上位置装配不当或直拉杆弯曲变形。2)有一边前轮转向角限位螺钉过长。3)前钢板弹簧骑马螺栓松动或中心螺栓折断。
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