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SAE TECHNICAL PAPER SERIES 2001-01-0479
Hydraulic Power Steering System Design
and Optimization Simulation
Tom Wong
Delphi Saginaw Steering Systems
Reprinted From: Steering and Suspension Technology Symposium 2001
(SP–1597)
SAE 2001 World Congress
Detroit, Michigan
March 5-8, 2001
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2001-01-0479
Hydraulic Power Steering System Design and
Optimization Simulation
Tom Wong
Delphi Saginaw Steering Systems Copyright @ 2001 Society of Automotive Engineers, Inc.
ABSTRACT
Hydraulic rack and pinion power steering system is a high This increases the differential pressure acting on the power bandwidth servo with stringent performance requirements piston and yields the desirable hydraulic power assist force. on accuracy, reliability, and cost. Design of such a system An optional speed sensitive steering controller modulates can be best achieved by using a validated and user friendly the fluid flow rate drawn by the RSV from the supply line, computer simulation program. Hydraulic integrated power using signals from wheel speed sensors and wheel torque steering ( HIPS ) program has been developed using basic sensor. The driver’s steering effort is increased by lowering concepts from science and engineering. HIPS provides a the hydraulic power assist during highway driving, hence design and test environment for the integrated steering and improving driver’s feel of the road during city and highway suspension system subjected to disturbance forces, which driving. The steering torque is obtained when the rack force may be induced by pump flow oscillations and tire loads. is applied to an off-center joint on the knuckle, which turns Two real-world automotive hydraulic steering systems are about the kingpin at the suspension strut, including a coil simulated with HIPS. The simulation results agree closely spring and damper assembly.
with the dynamometer test results. The application of HIPS
for design optimization is also demonstrated. The hydraulic power assist level, which is proportional to
the diverted amount of fluid flow rate from the supply line
INTRODUCTION by the RSV, is controlled by the relative angle between the
steering wheel and pinion angles. This valve relative angle, Figure 1 shows a hydraulic rack and pinion power steering which is also called valve error angle, is equal to the twist
system, which is a high bandwidth nonlinear servo capable angle of the torsion bar. The torsion bar is connected to the
of generating a rack force of 4,000 N for cars and 6,000 N steering wheel intermediate shaft and the pinion at its top for small trucks. About 80% of the rack force comes from and bottom ends respectively. Torsion bar stiffness yields hydraulic power assist and the remaining 20% comes from the driver’s steering effort, and is designed to let the driver driver’s effort. At on-center position of the steering wheel, to turn the steering wheel with ease, and at the same time, a vane pump, which is driven by the engine, circulates the to give a memory function for the RSV in order to reduce
fluid in a closed -loop hydraulic circuit which includes a the error angle towards zero, after the end of the driver’s
reservoir, vane pump with flow control and pressure relief, steering demand. Since the RSV is a servo valve, during
supply and return lines, and the rotary spool valve ( RSV ). on-center operation, it generates an opposing rack force to
The flow control valve which connects the discharge and power piston motion subjected to tire shock and vibration
inlet manifolds of the vane pump, regulates the pump flow loads.
rate into the supply line at 2.1 gpm for cars and 3.5 gpm
for small trucks, for engine speeds above 900 rpm. When Figure 2 shows a simplified schematic of the RSV and its
the steering wheel is turned by the driver, RSV diverts the valve profile curves for two operating conditions. In valve
supply line fluid flow to either side of the power piston for operating condition 1, occurring during parking, the valve
a right or left turn of the vehicle. At the same time, RSV error angle is large, and valve gain, which is proportional
passes an equal amount of fluid flow from the other side to the slope on the profile curve is high. As shown on the
of the power piston through the return line to the reservoir. related valve profile curve, any oscillatory rack motion
resulting from oscillatory pump flow rates induces a high Two real-world examples are studied with HIPS. Example 1 amplitude oscillatory pressure wave in the power cylinder is related to the front-end mechanical noise generated when of the steering gear. When this pressure wave excites the a car is driven at low speed on a bumpy road. Example 2 is structural modes at the support frame, steering shudder related to the steering wheel dither generated when a small occurs. Test results clearly show that the higher the slope truck with an unbalanced tire is driven at a certain speed on of the valve profile curve at the operating point, the more the highway.
the intensity of shudder. In valve operating condition 2
occurring during city and highway driving, any oscillatory MODELING
rack motion caused by tire shock and vibration loads will
be opposed by the hydraulic force resulting from the servo The most important requirement in modeling a system is the action of the rotary spool valve. This causes the formation complete understanding of the performance specifications, of oscillatory pressure waves in both power cylinders. But physical and operational characteristics of each component the valve gain is low, and hence this pressure wave may in the system. The hydraulic rack and pinion power steering not have sufficient intensity to generate shudder. system of an automotive vehicle consists of hydraulic fluid
lines, RSV, vane pump including flow control and pressure The steering system noise, vibration, and harshness(NVH) relief valves, power actuator, inner and outer tie rods, lower related problems occur from dynamic interaction between and upper control arms, suspension struts, front and rear roll the steering gear and suspension systems subjected to the stabilizers, disturbances such as engine torque pulsation and disturbances, such as engine torque pulsation, tire shock tire loads. A logical modularization of the integrated system and vibration loads. These NVH problems include: into steering gear and suspension component modules, and 1) Steering shudder; resulting from the excitation of the establishment of state variables with initial conditions in each fundamental frequency at the frame support by a fluid module, are determined to avoid integration blow-up and periodic flow force caused by the engine-driven vane achieve correct interpretation of simulation results. This is a pump. required method, since the integrated model of the real-world 2) Steering wheel nibble; resulting from the excitation of system under consideration consist of nonlinear components the fundamental frequency of the rack and pinion gear with discontinuous behavior. Figure 3 displays the modeling mechanism by a periodic rack force induced by brake architecture of the HIPS simulation program.
disk roughness, during braking at highway speeds. 1) Steering Gear Model.
3) Mechanical front-end noise; resulting from the dynamic Figure 4 shows the hydraulic power steering model which interaction between the rack and steering gear housing, consists of the following component models:
caused by tire shock and vibration loads generated by a) Closed-loop hydraulic circuit; including vane pump, tires riding on the bumps, stones, and pot holes on the flow control valve with pressure relief, tuned supply road during low speed driving. and return lines, cooler, reservoir, and RSV.
4) Steering wheel dither; caused by dynamic interaction b) Power actuator; including the steering wheel, torsion between the steering gear and front suspension struts bar, pinion gear, rack spring preload, power piston, subjected to a periodic vertical tire load induced by a tie rods, knuckle, tires, and housing.
tire high spot at a certain highway speed. c) Driver commands for applying steering angle, steering
rate, and engine rpm profiles.
Present solutions for steering system NVH problems d) Disturbances; including pump flow rate oscillations and mentioned above, are usually achieved by using tuned tire shock and vibration loads, which occur when driving hoses, shorter or longer hoses in the hydraulic lines, on a rough terrain or with tire high spots on a highway. passive and active dampers, and reducing the RSV gain.
Since, all of the above solutions are based on empirical The steering gear model is obtained by applying fundamental rules, their adaptation to new car platforms would be laws from fluid dynamics, heat transfer, and dynamics. The time consuming and expensive. But, these solutions may state variables are described by linear and nonlinear ordinary cause an increase in power losses, and a reduction in the ordinary differential equations, with discontinuous behavior steering system bandwidth. The steering system NVH and temperature-dependent parameters.
related problems are solved best, by using a validated 2) Suspension Model.
and user-friendly computer simulation program. The Figure 5 shows an 4-wheel independent suspension system hydraulic integrated power steering ( HIPS ) simulation consisting of the following component models:
program consists of two modules: Module 1 contains a) The sprung mass frame, with three degrees of freedom; the steering gear model, and Module 2 contains the heave, roll, and pitch.
suspension model. b) Four unsprung masses, each with heave motion.
c) Four suspension struts. Each strut consists of a c) Optimization Test.
coil spring and a nonlinear damper. Each strut is The system parameters representing torsion bar stiffness, connected between the movable end of the lower rack spring preload, and bushing stiffness at the housing control arm and a corner of the frame or the upper supports of the steering gear have been changed, one at control arm. Each control arm is pivoted about a a time, and corresponding simulation runs were carried rubber bushing connected to the frame. This gives out to obtain responses for XRK3MM and ZRK3MM. heave motion degree-of-freedom to the tire. Each The main goal of this study was to reduce the amplitude strut is tilted with respect to vertical direction, as of above responses, without degrading the steering feel defined by camber and caster angles, along the response, which is represented by the minimum error kingpin axis. angle between ANGSW and ANGPN responses shown d) Front-end and rear-end stabilizers; to maintain in Figure 10.
roll stability of the vehicle during cornering. 2) Steering Wheel Dither.
The hydraulic rack and pinion power steering system of SIMULATION a small truck, with 16 inch tires and independent front and
solid-axle rear suspensions, has been studied using HIPS. HIPS is developed using the CSSL-IV language. HIPS The following results have been obtained:
validation is accomplished by means of two real-world a) Transient Response.
NVH related steering problems. Example 1 is related to A small truck is driven at 80 mph on the highway. The mechanical front-end noise, which may occur when a right front tire, assumed to have a single high spot, is car is driven over a bump at low speed. Example 2 is applying a periodic displacement with an amplitude of related to steering wheel dither, which may occur when 2.85 mm and frequency of 14.2 Hz to the suspension
a small truck is driven at high speed on a highway. strut. The steering wheel is not held by the driver and
1) Mechanical Front-End Noise: is free to rotate. Figure 12 shows transient response The following simulation runs have been performed for the torsion bar torque, denoted by TTB. Figure 13 during the validation study: shows transient response for the hydraulic power assist a) Bump Test. pressure, denoted by DPPP. It can be observed that a The car is driven at a speed of 8 mph and its right single tire high spot during highway driving at a speed tire goes over a bump of 16 mm height. Figure 6 of 80 mph, yields steering dither at a beat frequency of displays right-side tie rod response, denoted by 1.5 Hz and carrier frequency of 14 Hz. This is shown FRTR, in comparison with dynamometer test data. by hand calculations as follows:
Right side is defined with respect to driver’s right 1. Simplify the steering gear model and determine the side in forward direction. Figure 7 shows left-side fundamental frequency, computed to be 11 Hz for the tie rod response, denoted by FLTR, in comparison steering wheel, which is free to rotate, and 9.25 Hz with dynamometer test data. Figures 8 and 9 show for the steering wheel, which is held by the driver. An the separation gap between rack and pinion gears, average fundamental frequency of 10 Hz is assumed. denoted by XRK3MM and ZRK3MM in forward 2. Simplify the rigid body motion of the unsprung mass and vertical directions respectively. The maximum consisting of the tire-wheel assembly, coil spring and amplitude and fundamental frequency values agree damper of the strut. The fundamental frequency of the with those of dynamometer test data as displayed simplified system is computed to be 9.4 Hz, assuming in Figures 6 through 9. Hand computations done that the friction is negligible.
on a 5 dof rigid-body model of the steering gear, 3. From rigid body dynamics, it is known that vibrations predict an approximate value of 17.8 Hz for the with beat frequencies may be generated if the forcing fundamental frequency. The measured value of frequency and the average fundamental frequency of the fundamental frequency is 15.4 Hz. system differs slightly. For example, let the average b) Parking Test. fundamental frequency of the system be 10 Hz. Since The steering wheel is rotated by the driver with a the forcing frequency is about 14 Hz, then the carrier sine wave command signal having an amplitude of and beat frequencies are computed to be 12 Hz and 360 degrees and frequency of 0.25 Hz. Figures 10 2 Hz respectively.
and 11 show that steering wheel command angle, b) Frequency Response.
denoted by ANGSW, is followed closely by pinion This task has been achieved in the following steps:
angle, denoted by ANGPN. In addition, the power 1. Perform transient response for each of the following piston differential pressure, denoted by DPPP, has cases defined by tire high spot frequency or vehicle correct amplitude and frequency. DPPP waveform speed:
does not show any sign of the steering shudder.
Vehicle Speed Tire High Spot Frequency 1. Design analysis cost reduction of 70%.
(mph) (Hz) 2. Testing cost reduction of 50%.
The above goals can be achieved with HIPS as demonstrated during the investigation of the two NVH problems discussed 50 8.8
60 10.6 REFERENCES
70 12.5
80 14.2 1. CSSL-IV User Guide and Reference Manual, Simulation 90 16.0 Services, Chatsworth, CA
2. Sahinkaya, Y., A Novel Steering Vibration Stabilizer, 1996 2. For a system variable of interest, such as TTB, SAE International Congress and Exposition, February,
compute the Fourier sine and cosine coefficients Detroit, MI
over a period, after transients die away and the
steady state conditions are attained, during the ABOUT THE AUTHOR
transient response simulation run for each of
the above cases.. Tom Wong has a BS in Mechanical Engineering from the 3. Obtain the root mean square (rms) value of TTB University of Michigan. Tom has twenty five years of design TTB for each tire high spot frequency or vehicle and development experience with Delphi Saginaw Steering highway speed. Figure 14 shows the frequency Systems. He has twenty US patents and is a member of the response with a resonance peak at 12.5 Hz. This GM&Delphi inventors hall of fame.
4. Obtain the power spectrum density (psd) value
of TTB by squaring its rms value and dividing
it by a frequency window for each of the cases
in Step 3. The frequency window is selected to
be twenty times smaller than the highest forcing
frequency, which is 16 Hz in this case. Figure 15
shows the TTB psd frequency spectrum , which
shows a maximum power level at 12.5 Hz. This
corresponds to a highway speed of 70 mph.
c) Optimization Test.
The torsion bar stiffness parameter, denoted by
KTB, was changed from 1.37 to 1.13 Nm/deg,
and a simulation run performed at a vehicle speed
of 80 mph had shown an anticipated reduction in
dither torque at the steering wheel. Since such a
change will also affect driver’s steering feel, it is
necessary to make additional simulation runs, as
shown in Figures 16 and 17, and easily quantify
the effects of such a change.
CONCLUSIONS
Hydraulic power steering system design optimization
can be achieved in a cost-effective manner by means of
a computer modeling and simulation program including
user-friendliness, modularity, flexibility, and a proven
track record in the solution of NVH related problems.
HIPS is designed to fulfill the following goals:
目录摘要2 第一章绪论3 1.1汽车转向系统概述3 1.2齿轮齿条式转向器概述9 1.3液压助力转向器概述10 1.4国内外发展情况12 1.5本课题研究的目的和意义12 1.6本文主要研究内容13 第二章汽车主要参数的选择14 2.1汽车主要尺寸的确定14 2.2汽车质量参数的确定16 2.3轮胎的选择17 第三章转向系设计概述18 3.1对转向系的要求18 3.2转向操纵机构18 3.3转向传动机构19 3.4转向器20 3.5转角及最小转弯半径20 第四章.转向系的主要性能参数22 4.1转向系的效率22 4.2传动比变化特性23 4.3转向器传动副的传动间隙△T25 4.4转向盘的总转动圈数26 第五章机械式转向器方案分析及设计26 5.1齿轮齿条式转向器26 5.2其他转向器28 5.3齿轮齿条式转向器布置和结构形式的选择29 5.4数据的确定29 5.5设计计算过程31 5.6齿轮轴的结构设计35 5.7轴承的选择35 5.8转向器的润滑方式和密封类型的选择35 5.动力转向机构设计36 5.1对动力转向机构的要求36 5.2动力转向机构布置方案36 5.3液压式动力转向机构的计算38 5.4动力转向的评价指标43
6. 转向传动机构设计45 6.1转向传动机构原理45 6.2转向传送机构的臂、杆与球销47 6.3转向横拉杆及其端部47 6.4杆件设计结果48 7.结论49 致谢49 摘要 本课题的题目是转向系的设计。以齿轮齿条转向器的设计为中心，一是汽车总体构架参数对汽车转向的影响；二是机械转向器的选择；三是齿轮和齿条的合理匹配，以满足转向器的正确传动比和强度要求；四是动力转向机构设计；五是梯形结构设计。因此本课题在考虑上述要求和因素的基础上研究利用转向盘的旋转带动传动机构的齿轮齿条转向轴转向，通过万向节带动转向齿轮轴旋转，转向齿轮轴与转向齿条啮合，从而促使转向齿条直线运动，实现转向。实现了转向器结构简单紧凑，轴向尺寸短，且零件数目少的优点又能增加助力，从而实现了汽车转向的稳定性和灵敏性。在本文中主要进行了转向器齿轮齿条的设计和对转向齿轮轴的校核，主要方法和理论采用汽车设计的经验参数和大学所学机械设计的课程内容进行设计，其结果满足强度要求，安全可靠。 关键词：转向系；机械型转向器；齿轮齿条；液压式助力转向器 Abstract The title of this topic is the design of steering system. Rack and pinion steering gear to the design as the center, one vehicle parameters on the overall framework of the impact of vehicle steering; Second, the choice of mechanical steering; third rack gear and a reasonable match to meet the correct steering gear ratio and strength requirements; Fourth, power steering mechanism design; Fifth, the structural design of trapezoidal. Therefore, taking into account the above issues and factors that require study, based on the steering wheel rotary drive transmission shaft of the steering rack and pinion steering, through the universal joint drive shaft rotation gear shift, steering rack and steering gear shaft meshing, thereby encouraging steering rack linear motion to achieve steering. Simple structure to achieve the steering tight, short axial dimension, and the number of parts can increase the advantages of less power in order to achieve the vehicle steering stability and sensitivity. In this article a major design steering rack and pinion steering gear shaft and the check, the main methods and theoretical experience in the use of automotive design parameters and the University of mechanical design school curriculum design and the results meet the strength
助力转向系统的保养及常识 助力转向，顾名思义，是协助驾驶员作汽车方向调整，为驾驶员减轻打方向盘的用力强度，当然，助力转向在汽车行驶的安全性、经济性上也一定的作用。 就目前汽车上配置的助力转向系统和我能看到的资料，大致可以分为三类：(1)一种是机械式液压动力转向系统；(2)一种是电子液压助力转向系统；(3)另外一种电动助力转向系统。 一、机械式液压动力转向系统 1机械式的液压动力转向系统一般由液压泵、油管、压力流量控制阀体、V型传动皮带、储油罐等部件构成。 2无论车是否转向，这套系统都要工作，而且在大转向车速较低时，需要液压泵输出更大的功率以获得比较大的助力。所以，也在一定程度上浪费了资源。可以回忆一下：开这样的车，尤其时低速转弯的时候，觉得方向比较沉，发动机也比较费力气。又由于液压泵的压力很大，也比较容易损害助力系统。 还有，机械式液压助力转向系统由液压泵及管路和油缸组成，为保持压力，不论是否需要转向助力，系统总要处于工作状态，能耗较高，这也是耗资源的一个原因所在。 一般经济型轿车使用机械液压助力系统的比较多。 二、电子液压助力转向系统 1主要构件：储油罐、助力转向控制单元、电动泵、转向机、助力转向传感器等，其中助力转向控制单元和电动泵是一个整体结构。
2工作原理：电子液压转向助力系统克服了传统的液压转向助力系统的缺点。它所采用的液压泵不再靠发动机皮带直接驱动，而是采用一个电动泵，它所有的工作的状态都是由电子控制单元根据车辆的行驶速度、转向角度等信号计算出的最理想状态。简单地说，在低速大转向时，电子控制单元驱动电子液压泵以高速运转输出较大功率，使驾驶员打方向省力；汽车在高速行驶时，液压控制单元驱动电子液压泵以较低的速度运转，在不至于影响高速打转向的需要同时，节省一部分发动机功率。 三、电动助力转向系统(EPS) 1英文全称是Electronic Power Steering，简称EPS，它利用电动机产生的动力协助驾车者进行动力转向。EPS的构成，不同的车尽管结构部件不一样，但大体是雷同。一般是由转矩(转向)传感器、电子控制单元、电动机、减速器、机械转向器、以及畜电池电源所构成。2主要工作原理：汽车在转向时，转矩(转向)传感器会“感觉”到转向盘的力矩和拟转动的方向，这些信号会通过数据总线发给电子控制单元，电控单元会根据传动力矩、拟转的方向等数据信号，向电动机控制器发出动作指令，从而电动机就会根据具体的需要输出相应大小的转动力矩，从而产生了助力转向。如果不转向，则本套系统就不工作，处于standby(休眠)状态等待调用。由于电动电动助力转向的工作特性，你会感觉到开这样的车，方向感更好，高速时更稳，俗话说方向不发飘。又由于它不转向时不工作，所以，也多少程度上节省了能源。一般高档轿车使用这样的助力转向系统的比较多。
汽车与交通学院 课程设计说明书 课程名称:汽车电控系统实习及课程设计 课程代码: 106010319 题目: 液压助力转向电控系统 年级/专业/班: 2013级车辆工程汽电(1)班 学生姓名: XX 学号: 开始时间: 2017 年 1 月 4 日 完成时间: 2017 年 1 月 10 日 课程设计成绩： 指导教师签名：年月日
目录 摘要 (3) 1 引言 (4) 1.1问题的提出 (4) 1.2国内外研究的现状 (4) 1.3任务与分析 (4) 1.3.1硬件需求 (4) 1.3.2软件需求 (4) 2 设计方案 (5) 2.1系统设计方案论证 (5) 2.1.1信号输入方案设计 (5) 2.1.2系统显示方案设计 (5) 2.1.3 信号输出的方案设计 (5) 2.2 总体设计方案框图 (6) 2.2.1 方案一设计框图 (6) 2.2.1 方案二设计框图 (7) 2.3最终方案确定 (7) 3系统硬件设计 (8) 3.1 AT89C51介绍 (8) 3.2 ADC0804芯片介绍 (11) 3.2.1 ADC0804芯片的时钟频率 (11) 3.2.1 ADC0804采集的信号处理 (11) 3.3 LCD1602液晶显示器 (12) 3.4L298电机驱动芯片 (12) 4 系统软件设计 (13) 4.1 主程序流程图 (13) 4.2 子程序流程图 (14)
4.2.2 ADC0804子流程图 (15) 4.2.2 PID控制算法子流程图 (16) 5. 系统调试过程 (17) 5.1 原题图和印制板图绘制和检测 (17) 5.1.1 在Protel99se绘制原理图 (17) 5.1.2 在Protell99se生成PCB图 (18) 5.1 keil程序调试 (19) 5.3 Proteus 仿真调试 (19) 结论 (23) 致谢 (24) 参考文献 (25) 附录原题图和印制板图 (26) C语言代码………………………………………………………………………
液压助力转向系统工作原理、故障诊断与排除 排除, 原理, 液压, 系统, 故障诊断 于树彬，刘建勋（济南鲍德汽车运输有限公司，山东济南 250101） 摘要：介绍了汽车液压助力转向系统的工作原理，并就助力系统易出现的转向沉重、前轮摆振、转向轻重不同、跑偏等故障的产生原因及排除方法进行了阐述。 1 前言 目前，已有许多汽车的转向系统带有液压助力，它使驾驶车辆转向时轻便灵活，更利于提高车辆的行驶安全性。为了使驾修人员更好地了解液压助力转向系统的性能，下面介绍其工作原理、故障诊断与排除方法。 2 液压助力转向系统的工作原理 液压助力转向系统主要由机械部分和液压助力装置两部分组成。机械部分由转向传动副、转向摇臂、纵拉杆总成、横拉杆总成、转向节臂、转向主销、转向节主销套、转向节压力轴承及转向节等组成。液压助力装置部分由液压助力器、贮油箱、转向油泵及管路等组成。液压助力转向按液流形式分为常流式和常压式两种，按分配阀的形式又可分为滑阀式和转阀两种。现以液压常流式转向为例介绍液压助力转向系统的工作原理。 如图1(a)所示，助力转向系统主要由油泵3、控制阀（滑阀7和阀体9）、螺杆螺母式转向器(11、12)及助力缸15等组成。 滑阀7同转向螺杆11连为一体，两端设有两个止推轴承。由于滑阀7的长度比阀体9的宽度稍大，所以两个止推轴承端面与阀体端面之间有轴向间隙h，使滑阀连同转向螺杆一起能在阀体内做轴向移动。回位弹簧10有一定的
预紧力，将两个反作用柱塞顶向阀体两端，滑阀两端的挡圈正好卡在两个反作用柱塞的外端，使滑阀在不转向时一直处于阀体的中间位置。滑阀上有两道油槽C、B，阀体的相应配合面上有三道油槽A、D、E。油泵3由发动机通过带或齿轮来驱动，压力油经油管流向控制阀，再经控制阀流向动力缸L、R腔。 汽车直线行驶时，如图1(a)所示，滑阀7在回位弹簧10和反作用阀8的作用下处于中间位置，动力缸15两端均与回油孔道连通，油泵输出的油液通过进油道量孔4进入阀体9的环槽A，然后分成两路：一路通过环槽B和D，另一路流过环槽C和E。由于滑阀7在中间位置，两路油液经回油孔道流回油箱，整个系统内油路相通，油压处于低压状态。
电动液压助力转向系统用BLDCM 工作原理及控制策略 文章编号：1001-3997（2010）03-0262-02 【摘要】电动液压助力转向系统（EHPS ）将传统液压助力转向系统（HPS ）中的液压泵改为由变成单 独的电机驱动，并根据不同车速和转向盘转速控制等级转速，从而提供可变的转向助力，同时在一定程度上节省了能源的消耗。对POLO 轿车装备的EHPS 系统的电流无刷电机工作原理进行深入分析，并针对该电机设计控制器及制定相应控制策略，实现对电机转速的控制。 关键词：电动液压助力转向；直流无刷电机；电机控制 【Abstract 】The Electro-hydraulic Power Steering System （EHPS ）drives a hydraulic pump with a sep －arate motor ，in contrast to the traditional Hydraulic Power Steering System （HPS ）doing so by the engine.In this way ，EHPS shall be able to provide alterable steering force according to different vehicle speeds and steering wheel ratatioanl speeds ，and to save energy in a more effective way.It mainly discusses the Basic Principle and Control Strategy of the Brushless Direct Current （BLDC ）Motor Used in the Electro-hydraulic Power Steering system from POLO ，and designs an ECU with control strategy to control the motor. Key words ：EHPS ；BLDC motor ；Motor control 1引言 传统的液压助力转向系统（HPS ）通过汽车发动机带动液压泵以提供转向助力，因此无论驾驶员是否进行转向操作，只要发动机在运转，HPS 都处于工作状态，造成了不必要的能源浪费。同时，转向助力大小不能随着车速的变化而改变，难以满足汽车低速行驶时的转向轻便感和高速行驶时转向稳定的要求。电动液压助力转向系统（EHPS ）将传统HPS 中由发动机驱动的液压泵改变成由一个单独的电机驱动，使得转向助力完全脱离发动机的束缚，并且EHPS 所有的工作的状态都是由电子控制单元根据车辆的行驶速度、转向角度等信号计算出的最理想状态，从而控制电机转速以驱动液压泵提供必要的流量，这样不但在一定程度上节省了能源消耗，也保证了驾驶员在不同车速下均能获得良好的转向手感。 早期EHPS 系统大多以直流有刷电机驱动液压泵，随着无刷电机控制技术的发展及应用的普及，目前安装EHPS 系统的微型轿车均采用无刷电机驱动液压泵，例如上海大众POLO 、一汽大众宝莱、北京神龙以及雷克萨斯、皇冠、Chevy Silverado 、GMC Sierra 轻度并联混合动力皮卡等。对于一些电动车及新能源汽车而言，则大多采用了大功率直流永磁电机驱动[1]。 分析了由TRW 公司提供直流无刷电机和转向盘转速传感器的POLO 车上EHPS 系统的电机工作原理，并设计了该电机的控制器及控制策略，从而对电机的转速进行控制。 2EHPS 直流无刷电机的结构及工作原理 对于本系统所用的无刷直流电机，其转子、定子的外观结构， 如图1所示。 图1电机结构 由图1可见，该电机的转子是外置的，另外电机定子总槽数为12个，转子含7块永磁体，即7对极，根据公式： 电角度＝极对数×360°总槽数 ，或者 电角度＝极对数×机械角度，可以计算出该直流无刷电机的电角度为210°，由该电角度可绘制出电机绕组的星形矢量图，如图2所示。 图2 绕组星型矢量图 210° 1 7 6 11 4 109 2 12 5 8 3 262
绪论 汽车故障诊断技术是随着汽车的发展从无到有逐渐发展起来的一门技术。国外的一些发达国家，早在二十世纪四五十年代就形成了以故障诊断和性能调试为主的单项检测技术。进入二十世纪六十年代，故障诊断与检测技术获得较大发展，各种理化、电器技术的大量应用，逐渐将单项检测技术联线建站，即汽车检测站，演变成为即能进行维修诊断，又能进行安全环保检测的综合检测技术。随着电子计算机的发展，二十世纪七十年代初出现了检测控制自动化、数据采集自动化、数据处理自动化、检测结果自动打印的现代综合故障检测技术，检测效率极高。进入二十世纪八十年代，发达国家的汽车故障诊断技术已达到广泛应用的阶段，在管理方面实现了“制度化”，在基础技术方面实现了“标准化”，在检测技术上向“智能化、自动化检测”方向发展，给交通安全、环境保护、节约能源、降低运输成本和提高运输能力等方面带来了明显的社会效益和经济效益。 我国的汽车诊断与检测技术起步较晚，在二十世纪六七十年代开始引进和研制汽车检测设备，进入二十世纪八十年代以后，随着国民经济的发展，特别是随着汽车制造业、公路交通运输业的发展和进口车辆的增多，我国的机动车保有量迅速增加，汽车诊断与检测技术成为国家“六五”重点推广项目，并视其为推进汽车维修现代化管理的一项重要技术措施。交通部门自1980年开始，有计划地在全国公路运输系统筹建汽车综合性能检测站，公安部门也在全国的中等以上城市建成的许多安全性能检测站。二十世纪九十年代初，除交通、公安两部门外，机械、石油、冶金、外贸等系统和部分大专院校，也建成了相当数量的汽车检测站。到了二十世纪九十年代末，我国汽车检测诊断技术已初具
规模，基本形成了全国性的汽车检测网。如今，除少数专用设备外，绝大部分检测设备都已实现了国产化，满足了国内需求。随着公路交通运输企业、汽车制造企业和整个国民经济的发展，我国的汽车故障诊断、检测、维修技术在本世纪必须获得更大的发展。 当然，随着汽车工业的不断发展，人们对汽车动力性、经济性、安全性、舒适性和环保性等方面的要求是越来越高的，汽车技术正在向电子化、自动化、智能化、方向发展，汽车技术的这一变化，必然引起汽车运用领域的相关产业和相关技术的根本性变革。了解汽车使用性能，正确合理使用汽车，以及正确选择汽车检测方法等已经变得越来越重要。同时，随着我国汽车保有量的增加，社会对汽车检测与维修人员的需求也在不断增加。
XXXX大学 毕业设计说明书 学生姓名：学号： 学院： 专业： 题目：某乘用车液压助力转向系统设计 指导教师：职称: 职称: 20**年12月5日
目录 绪论 (1) 1. 汽车转向系的类型和组成 (2) 1.1机械转向系 (3) 1.2动力转向系 (4) 1.3动力转向技术的发展 (6) 1.3.1液压动力转向 (6) 1.3.2电动动力转向 (8) 2.1转向系的功用与要求 (9) 2.2转向器方案分析 (10) 3 液压助力转向机构布置方案分析 (12) 3.1动力转向机构布置方案 (12) 3.2动力转向器结构形式的选择 (14) 3.3分配阀的结构方案 (15) 4液压系统方案分析 (16) 4.1常用转向液压系统工作原理 (16) 4.2系统设计工作原理 (17) 5 转向器输出力矩的确定 (19) 6 轴的设计计算及校核 (20) 6.1转向摇臂轴（即齿形齿扇轴）的设计计算 (20) 6.1.1材料的选择 (20) 6.1.2结构设计 (20) 6.1.3轴的设计计算 (20) 6.2螺杆轴设计计算及主要零件的校核 (24) 6.2.1材料选择 (24) 6.2.2结构设计 (25) 6.2.3轴的设计计算 (25) 6.2.4钢球与滚道之间的接触应力校核 (27) 7 齿轮齿条式液压动力转向机构设计 (29) 7.1 齿轮齿条式转向器结构分析 (29) 7.2 参考数据的确定 (35) 7.3 转向轮侧偏角计算 (36) 7.4 转向器参数选取 (37) 7.5 选择齿轮齿条材料 (39) 7.6 强度校核 (39) 7.7 齿轮齿条的基本参数如下表所示 (41) 7.8 齿轮轴的结构设计 (42) 结论 (43) 致谢 (44) 参考文献 (45)
本科毕业设计（论文）通过答辩 目录 绪论 (1) 1. 汽车转向系的类型和组成 (2) 1.1机械转向系 (3) 1.2动力转向系 (4) 1.3动力转向技术的发展 (6) 1.3.1液压动力转向 (6) 1.3.2电动动力转向 (8) 2.1转向系的功用与要求 (9) 2.2转向器方案分析 (10) 3 液压助力转向机构布置方案分析 (12) 3.1动力转向机构布置方案 (12) 3.2动力转向器结构形式的选择 (14) 3.3分配阀的结构方案 (15) 4液压系统方案分析 (16) 4.1常用转向液压系统工作原理 (16) 4.2系统设计工作原理 (17) 5 转向器输出力矩的确定 (19) 6 轴的设计计算及校核 (20) 6.1转向摇臂轴（即齿形齿扇轴）的设计计算 (20) 6.1.1材料的选择 (20) 6.1.2结构设计 (20) 6.1.3轴的设计计算 (20) 6.2螺杆轴设计计算及主要零件的校核 (24) 6.2.1材料选择 (24) 6.2.2结构设计 (25) 6.2.3轴的设计计算 (25) 6.2.4钢球与滚道之间的接触应力校核 (27) 7 齿轮齿条式液压动力转向机构设计 (29) 7.1 齿轮齿条式转向器结构分析 (29) 7.2 参考数据的确定 (35) 7.3 转向轮侧偏角计算 (36) 7.4 转向器参数选取 (37) 7.5 选择齿轮齿条材料 (39) 7.6 强度校核 (39) 7.7 齿轮齿条的基本参数如下表所示 (41) 7.8 齿轮轴的结构设计 (42) 结论 (43) 致谢 (44) (45) 参考文献
本科毕业设计（论文）通过答辩 绪论 改革开放以来，中国的汽车工业有着飞速的发展，据中国汽车工业协会统计，截至2006年10月底，轿车累计销量超过300万辆，达到304万辆，同比增长40%。2006年11月的北京车展，自主品牌：奇瑞、吉利、长城、中兴、众泰、比亚迪、双环、中顺、力帆、华普、长安、哈飞、华晨等自主品牌纷纷亮相，在国际汽车盛宴中崭露头角，无论从参展规模还是产品所展示的品质和技术含量上，都不得不令人折服，但和国外有着近百年发展历史的国外汽车工业相比，我们的自主品牌汽车在行车性能和舒适体验方面仍有差距。 汽车工业是国民经济的支柱产业，代表着一个国家的综合国力，汽车工业随着机械和电子技术的发展而不断前进。到今天，汽车已经不是单纯机械意义上的汽车了，它是机械、电子、材料等学科的综合产物。汽车转向系也随着汽车工业的发展历经了长时间的演变。 转向系统性能和整车及其它总成、系统的性能息息相关，在系统设计的每一个环节都需要考虑整车及其它总成的性能。首先，转向系统必须能够实现整车所要求的车轮转角，这为转向机构的设计及动力转向器匹配提出了基本要求。其次，转向机构和悬架系统必须有协调的运动学关系，这就对转向机构设计提出了附加的要求。这两项要求基本可以在系统设计层面进行分析解决，而和转向系统相关的行驶稳定性及行驶路感则必须在整车层面进行计算分析。 综上所述，随着我国汽车的发展，新的问题及要求不断涌现，在车辆设计与开发领域尚存在很多的问题需要研究和解决，如何使基础研究与产品设计实践紧密结合，将研究成果最大限度地应用于产品开发过程，不断提高汽车的性能水平是摆在汽车产品研究与开发人员面前的重要课题。 1
毕业论文（设计）题目：大卡车液压助力转向系统设计
大卡车液压助力转向系统设计 1 绪论 1.1问题的提出 随着国民经济连续多年的高速发展，尤其是国家对基础设施建设投入的逐年加大，使得大型汽车的生产在近年来呈现了爆发式发展。而大型载货汽车由于具有运输效率高、运输成本低的特点，逐渐成为公路运输的首选。2007年大型卡车市场为2.85万辆，中型卡车市场为17.5万辆，大型卡车占整体市场的比例为60%，大型载货汽车的生产与开发成为国内载货汽车生产厂家竞争的焦点。汽车技术的进步和人民生活水平的进一步提高，使载货汽车用户对车辆的性能水平要求越来越高，而越来越大的竞争压力使整车厂家的产品开发周期不断缩短。如何使车辆开发各个环节的设计方案都得到充分的分析与筛选，使其性能得到有效控制，以保障在限定的周期内开发出性能优越的汽车产品，已成为大型载货汽车产品研发部门所关注的重要课题。 由于汽车保有量的增加和社会生活汽车化而造成交通错综复杂，使转向盘的操作频率增大，这就要求减轻驾驶疲劳。在汽车向轻便灵活、容易驾驶的方向发展的同时，对动力转向系统的需求也提到日程上来。要求其成本低，性能方面能适应车速变化，实现变特性的动力转向器，并且可以与不同类型的大型汽车相适应、相匹配。 大型载货汽车和其它车辆相比具有一些显著的特点，为保障大型载货汽车良好的转向性能，必须对这些特点及由此引发的问题进行专门的研究。按照GB1589一2004“道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值”的要求，每侧单轮胎的车轴轴荷限值为7吨，6x4载货车的设计轴荷之和可达30吨，车长可达12m，铰接式列车的车长可至16.sm。同时，GB7258一2004“机动车运行安全技术条件”要求车辆必须能够通过外径25m内径10.6m 的通道。另外，载货汽车公路运输的高速化发展趋势也已是不争的事实，尤其国家于2004年5月开始的治理公路运输车辆超限超载专项工作的开展，使以提高行驶速度来带动运输效率的提高成为载货汽车设计的重要目标。高的运输速度对车辆的操纵性与稳定性提出了更高的要求。 为在法规允许的情况下尽可能提高车辆的运输能力，大型车的设计轴荷及外廓尺寸基本接近法规的限值。对于转向轴，7吨的轴荷使动力转向器成为必选的配置，如何合理匹配动力转向器，提高车辆的转向能力并保持操纵路感值得进行进一步的研究。国家 1
标题 转向系统设计与优化 摘要 汽车在行驶过程中，需要按照驾驶员的意志经常改变行驶方向，即所谓汽车转向。用来改变或保持汽车行驶方向的机构称为汽车转向系统。汽车转向系统的功能就是按照驾驶员的意愿控制汽车的行驶方向。汽车转向系统对汽车的行驶安全是至关重要的。因此需要对转向系统进行优化，从而使汽车操作起来更加方便、安全。本次设计是EPS电动转向系统，即电动助力转向系统。该系统是由一个机械系统和一个电控的电动马达结合在一起而形成的一个动力转向系统。EPS系统主要是由扭矩传感器、电动机、电磁离合器、减速机构和电子控制单元等组成。驾驶员在操纵方向盘进行转向时，转矩传感器检测到转向盘的转向以及转矩的大小，将电压信号输送到电子控制单元，电子控制单元根据转矩传感器检测到的转距电压信号、转动方向和车速信号等，向电动机控制器发出指令，使电动机输出相应大小和方向的转向助力转矩，从而产生辅助动力。汽车不转向时，电子控制单元不向电动机控制器发出指令，电动机不工作。该系统由电动助力机直接提供转向助力，省去了液压动力转向系统所必需的动力转向油泵、软管、液压油、传送带和装于发动机上的皮带轮，既节省能量，又保护了环境。另外，还具有调整简单、装配灵活以及在多种状况下都能提供转向助力的特点。因此，电动助力转向系统是汽车转向系统的发展方向。 关键词：机械系统，扭矩传感器，电动机，电磁离合器，减速机构，电子控制单元。 概述 汽车在行使过程中，需要经常改变行驶方向，即所谓的转向。这就需要有一套能够按照司机意志来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，它将司机转动方向盘的动作转变为车轮的偏转动作，这就是所谓的转向系统。转向系统是用来改变汽车的行使方向和保持汽车直线行使的机构，既要保持车辆沿直线
全液压转向系统常见故障原因分析 内容来源自网络 全液压转向系统具有转向灵活轻便、性能稳定、故障率低、布置方便等优点，广泛应用于装载机、压路机、挖掘机等各种轮式工程机械的转向系统。笔者根据多年的维修保养经验，对全液压转向系统常见的故障原因进行较为详细 全液压转向系统具有转向灵活轻便、性能稳定、故障率低、布置方便等优点，广泛应用于装载机、压路机、挖掘机等各种轮式工程机械的转向系统。笔者根据多年的维修保养经验，对全液压转向系统常见的故障原因进行较为详细的分析，并提出了相应的排除措施，希望能够对读者提供一些参考。 1 全液压转向系统转向沉重原因分析及排除措施 1.1 吸油不充分 1.1.1 油箱缺油或油箱油液不足 导致油泵吸不上油。检查油箱液面高度，添加足够的液压油。 1.1.2 油液粘度太大 选用液压油牌号不合适或环境温度太低，导致油泵吸油困难。更换合适的油液；采取措施提高液压油的温度。 1.1.3 滤清器堵塞 导致油泵吸不上油或油液循环不畅。清洗或更换滤芯。 1.1.4 进、出油管内孔堵塞
导致油泵吸油困难或吸不上油。清理进、出油管线。 1.1.5 回路中有空气 导致油泵吸空。排除回路中的空气。 1.1.6 油管接头泄露 紧固油管接头，确保密封良好。 1.2 油泵故障 1.2.1 油泵过度磨损，内部泄露严重。检查油泵工作情况，修理或更换油泵。 1.2.2 油泵驱动部分故障。驱动皮带打滑或驱动齿轮(键)磨损。检查油泵部分，调整皮带张紧度，修理或更换驱动齿轮(键)。 1.2.3 油泵联接部分故障。油泵连接螺栓松动或缺失，检查油泵联接部分，确保油泵连接牢固可靠。 1.3 人力转向单向阀故障 未装人力转向单向阀;单向阀钢珠与阀座密封不严;单向阀钢珠掉入阀套与阀体环槽之间;单向阀弹簧损坏。 以上原因都可导致动力转向时单向阀关闭不严，进出油口连通。检查并确保单向阀安装正确；检查油液是否清洁。清洗转向器；检查单向阀钢珠与阀座密封情况，密封不严时可通过研磨修复，然后换装新钢珠。 1.4 转向器安全阀故障 转向器安全阀调定压力太低;转向器安全阀弹簧损坏;转向器安全阀阀座密封不严;转向器安全阀阀体损坏。 以上原因都可导致转向器安全阀失灵，提前开启。检查安全阀调定压力，阀座密封情况，弹簧是否变形或失效，若弹簧弹力不足，可在弹簧与弹簧座之间增加垫片。 1.5 阀芯与阀套变形，导致两者卡死。 装机前往进油口加注少量液压油，转动阀芯应灵活，若有卡滞现象应进行研磨。有时，在拧紧转向器底部螺栓时用力不均匀，也会出现阀芯卡死现象，正确的方法是分2-3次间隔均匀拧紧螺栓。 1.6 转向机构故障 轮胎气压不足;转向节与主销配合过紧或缺油;转向节止推轴承缺油或损坏;前梁、车架变形造成前轮定位失准;纵、横拉杆球头连接调整过紧或缺油;主销后倾过大、主销内倾过大或前轮负外倾: 这些都可导致驾驶员向左或向右转动方向盘时，感到沉重费力，无回正感；当车
电动机械式液压助力转向系统 () 电动机械式助力转向系统 () 与传统液压助力转向机构在转向助力上有所区别。通过一个电动伺服马达而非通过一个液压驱动装置对驾驶员提供支持。只在转向时，此伺服马达才激活。因此，该伺服马达在直线行驶时不消耗功率。 电动机械式助力转向系统具有下列优点： -驻车时转向力较低 -集成式、视车速而定的转向助力（伺服转向助力系统） -转向时冲击较低以及方向盘旋转振动较低 -主动式方向盘复位 -节约燃油达 0.3 100 并因此降低 2 排放 -不需要液压油 电动机械式助力转向系统包含下列装备系列： 电动机械式助力转向系统 ()：12 伏特供电（和以前相同） 电动机械式助力转向系统 ()，配备一体化主动转向控制 () 和电动马达/变速箱特定组合：由发动机室内的外部起动接线柱进行 12 伏供电 电动机械式助力转向系统 ()，配备一体化主动转向控制 () 和电动马达/变速箱特定组合（重量集中在前桥）：由辅助电池、断路继电器和具有转换器的辅助电池充电装置进行 24 伏特供电 显示的为带主动转向控制的电动机械式助力转向系统 索引 说明 索引 说明 1 转向器 2 转向阻力矩传感器 3 控制单元 4 集成有马达位置传感器的伺服马达 5
单元 部件简短描述 将描述电动机械式助力转向系统的下列部件： 单元 单元由下列部件组成： -控制单元 -集成有马达位置传感器的伺服马达 控制单元是电动机械式助力转向系统的一部分。控制单元通过 2 个插头连接与车载网络连接。转向阻力矩传感器通过另一个插头连接与控制单元连接。 在控制单元中存储了多条用于伺服助力装置、主动式方向盘复位以及减震特性的特性线。根据输入端参数计算出的数值与相应的特性线一起得出必要的转向助力。 根据不同的装备系列，为单元提供不同的总线端 . 30。接线盒中的配电器为控制单元提供总线端 . 15N。 索引 说明 索引 说明 1 带伺服马达的装置 2 转向阻力矩传感器的插头连接，6 芯（使用 2 个线脚） 3 电源插头连接，2 芯 4 车载网络插头连接，6 芯 5 控制单元 带马达位置传感器的伺服马达 此伺服马达是一个无集流环的同步直流马达 (永久磁铁)。此伺服马达驱动减速器。于是伺服马达的功率传递到齿条上。 控制单元线路板上有 2 个马达位置传感器（冗余）。两个传感器利用霍尔效应原理工作（带凸极转子的霍尔传感器）。凸极转子固定在发动机轴上。马达位置传感器 1 可以获知伺服马
设施规划课程设计--液压转向器厂总平面布置设计
设施规划与物流分析课程设计 说明书 姓名： 学号： 指导教师： 开始时间： 结束时间： 成绩：
设施规划与物流分析课程设计任务书姓名：学号：年（班）级：地点：课程设计题目：液压转向器厂总平面布置设计 课程设计内容与要求： 1、液压转向器厂物流分析。 2、液压转向器厂作业单位相互关系分析。 3、作业单位位置相关图，相当于A3图样的坐标纸1张。 4、作业单位面积相关图，相当于A3图样的坐标纸1张。 5、液压转向器厂总平面布置图三套路，A3图样三张。 6、评价择优，选出最佳总平面布置图。
目录 一．概述 (1) 二．基本要素分析 (1) 1、液压转向器结构及有关参数 (1) 2、作业单位划分 (6) 3、液压转向器生产工艺过程 (7) 三．物流分析 (20) 1、产品工艺过程分析 (20) 2．物流强度分析 (27) 四．作业单位非物流相关分析 (31) 1.作业单位相互关系理由 (31) 2．作业单位相互关系等级 (31) 3. 作业单位相互关系 (32) 五．作业单位综合相关分析 (33) 1. 综合物流相关等级 (33) 2.作业单位综合接近程度 (37) 六．作业单位位置相关分析 (40) 1. 绘制作业单位位置相关图 (40) 七．作业单位面积相关分析 (42) 1.作业单位面积相关图 (42) 八．工厂总平面布置可行方案 (43) 九．评价方案并择优 (46) 十．总结 (47)
一．概述 当地现有一叉车修理厂，占地面积为16000m2，厂区南北长为200m，东西宽为80m，所处地理位置如图1所示。该厂职工人数300人，计划改建成年产量6000套液压转向器的生产厂，需要完成工厂总平面布置设计。 图-1 待建液压转向器厂厂区图 二．基本要素分析 1、液压转向器结构及有关参数 液压转向器的基本结构如图2所示，有22个零、组件构成，每个零、组件的名称、材料、单间重量及年需求量均列于表1中。
电动机械式液压助力转向系统 (EPS) 电动机械式助力转向系统 (EPS) 与传统液压助力转向机构在转向助力上有所区别。EPS 通过一个电动伺服马达而非通过一个液压驱动装置对驾驶员提供支持。只在转向时，此伺服马达才激活。因此，该伺服马达在直线行驶时不消耗功率。 电动机械式助力转向系统具有下列优点： - 驻车时转向力较低 - 集成式、视车速而定的转向助力（伺服转向助力系统） - 转向时冲击较低以及方向盘旋转振动较低 - 主动式方向盘复位 - 节约燃油达 0.3 l/100 km 并因此降低 CO 2 排放 - 不需要液压油 电动机械式助力转向系统包含下列装备系列： 电动机械式助力转向系统 (EPS)：12 伏特供电（和以前相同） 电动机械式助力转向系统 (EPS)，配备一体化主动转向控制 (AL) 和电动马达/变速箱特定组合：由发动机室内的外部起动接线柱进行 12 伏供电 电动机械式助力转向系统 (EPS)，配备一体化主动转向控制 (AL) 和电动马达/变速箱特定组合（重量集中在前桥）：由辅助电池、断路继电器和具有 DC/DC 转换器的辅助电池充电装置进行 24 伏特供电 显示的为带主动转向控制的电动机械式助力转向系统 索引 说明 索引 说明 1 转向器 2 转向阻力矩传感器
EPS 控制单元 4 集成有马达位置传感器的伺服马达 5 EPS 单元 部件简短描述 将描述电动机械式助力转向系统的下列部件： EPS 单元 EPS 单元由下列部件组成： - EPS 控制单元 - 集成有马达位置传感器的伺服马达 EPS 控制单元是电动机械式助力转向系统的一部分。EPS 控制单元通过 2 个插头连接与车载网络连接。转向阻力矩传感器通过另一个插头连接与 EPS 控制单元连接。 在 EPS 控制单元中存储了多条用于伺服助力装置、主动式方向盘复位以及减震特性的特性线。根据输入端参数计算出的数值与相应的特性线一起得出必要的转向助力。 根据不同的装备系列，为 EPS 单元提供不同的总线端 Kl. 30。接线盒中的配电器为 EPS 控制单元提供总线端 Kl. 15N。 索引 说明 索引 说明 1 带伺服马达的 EPS 装置 2 转向阻力矩传感器的插头连接，6 芯（使用 2 个线脚 Pin） 3 电源插头连接，2 芯 4 车载网络插头连接，6 芯
广东技术师范学院本科毕业设计 2 标准对车辆转弯能力的要求，给转向系统的设计提出了新的课题。对于长轴距的汽车，必须通过增加转向轮转角才能提高其转弯能力。对于载货车惯常采用的转向系统结构，大的转角设计很容易造成转向轮与周边部件干涉及转向机构卡死、左右转向不对称等后果。因此，必须建立转向系统设计计算的辅助分析方法，提高转向系统设计的能力和水平。 转向系统性能和整车及其它总成、系统的性能息息相关，在系统设计的每一个环节都需要考虑整车及其它总成的性能。首先，转向系统必须能够实现整车所要求的车轮转角，这为转向机构的设计及动力转向器匹配提出了基本要求。其次，转向机构和悬架系统必须有协调的运动学关系，这就对转向机构设计提出了附加的要求。这两项要求基本可以在系统设计层面进行分析解决，而和转向系统相关的行驶稳定性及行驶路感则必须在整车层面进行计算分析。 综上所述，随着我国大型载货汽车的发展，新的问题及要求不断涌现，在车辆设计与开发领域尚存在很多的问题需要研究和解决，如何使基础研究与产品设计实践紧密结合，将研究成果最大限度地应用于产品开发过程，不断提高大型载货汽车的性能水平是摆在汽车产品研究与开发人员面前的重要课题。 1.2汽车转向系的类型和组成 汽车在行驶过程中，需按驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即所谓汽车转向。就轮式汽车而言，实现汽车转向的方法是，驾驶员通过一套专设的机构，使汽车转向桥(一般是前桥)上的车轮(转向轮)相对于汽车纵轴线偏转一定角度。在汽车直线行驶时，往往转向轮也会受到路面例向干扰力的作用，自动偏转而改变行驶方向。此时，驾驶员也可以利用这套机构使转向轮向相反的方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方向。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，即称为汽车转向系。因此，汽车转向系的功用是，保证汽车能按驾驶员的意志而进行转向行驶。 汽车转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。机械式转向器由转向器、转向操纵机构和转向传动机构三大部分组成。按照转向器的不同形式可分为循环球式、齿轮齿条式、蜗杆曲柄指销式等转向器。不同的转向器有着不同的特点应用于不同的汽车上。其中小轿车上常用的是齿轮齿条式的转向器。在本文的后面分析中，就是以这种转向器来做分析的。动力式按照加力装置的不同可以分为液压助力式、气压助力式和电动助力式三种。气压助力式主要应用于一部分其前轴最大轴载质量为3一7t
电控液压助力转向(ECHPS)系统简介 ——反力控制式 反力控制式ECHPS系统是在传统液压助力转向 系统(HPS)的基础上增加一套反力控制装置而构成 的。该系统通过对转向控制阀的阀芯施加随车速而 变化的反作用力，使得转向操纵力矩必须克服施加 在阀芯上的反作用力而引起的转动阻力矩，才能使 阀芯和阀套产生相对转动而产生助力，见图1。目 前，产生反作用力的方式大都采用液压助力转向系 统中的液压力，也有通过电磁方式施加反作用力。 1．液压反力式ECHPS 系统 液压反力式ECHPS 系统是在传统HPS 系统的基础上增加一套液压反力装置而构成，见图2。液压反力装置由电磁阀和活塞等组成。活塞套在阀芯的上部，二者可轴向移动，但不能相对转动。活塞的下端及阀套的上端都加工有V 形槽，槽中放置有滚柱。活塞与转向器壳体上部形成反力腔，反力腔中装有弹簧。反力腔与转向器进油口的通道上安装有电磁阀，电磁阀受车速信号的控制。当车速较低时，电磁阀关死，反力装置不起作用。此时，系统的工作状态与传统HPS 系统相同。随着车速的提高，电磁阀逐渐开启，反作用腔中建立起一定的压力。此时，由于受弹簧力和液压力的共同作用，滚柱受到较大的轴向力，使得产生相同的阀芯和阀套间的相对转角所需的转向盘转矩较大，即转向助力减小。电磁阀开度越大，节流阻力越小，反作用腔中压力越高，产生相同的阀芯和阀套间的相对转角所需的转向盘转矩越大，转向助力越小。 由图2可知，在反作用腔与回油口的通道上安装有单向阀。当转动转向盘而使活塞相对阀芯向上运动时，反作用腔中压力进一步增加，此时单向阀开启，使反作用腔中压力不会超过设定值，也避免转向操纵过于沉重。 另外，反作用腔中的弹簧可提高转向盘中间位置路感。 图1 反力机构原理 1-阀芯；2-扭杆； 3-反力机构；4-阀套
汽车转向器液压助力系统设计------刘子轩-----开题报告
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中北大学信息商务学院 毕业设计开题报告 学生姓名：刘子轩学号：1301034118 系名：机械工程系 专业：车辆工程 设计题目：汽车转向器液压助力系统设计 指导教师:张翼 2017年3 月3日
毕业设计开题报告 1．文献综述： (1)选题背景 汽车的转向系统的性能是汽车的主要性能之一，转向系统的性能直接影响到汽车的操纵稳定性，它对于确保车辆的安全行驶、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要的作用。本次课题设计主要总数国内外转向系统的研究发展，介绍各转向系统的结构原理及其关键技术并提出汽车转向系的发展趋势，合理地设计转向系统，使汽车具有良好的操纵性能。这始终是设计人员的重要研究课题，在车辆高速化、驾驶人员非职业化、车流密集化的今天，针对更多不同水平的驾驶人群，汽车的易操纵性设计显得尤为重要。]1[电子控制动力转向系统(简称EPS),根据动力源不同又可分为液压式电子控制动力转向系统（液压式EPS，又作EHPS）和电动式电子控制动力转向系统（电动式EPS）。EHPS是在传统的液压动力转向系统的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装置构成的，电子控制单元根据检测到的车速信号，控制电磁阀的开度，使转向动力放大倍率实现连续可调，从而满足高、低速时的转向助力要求。]2[ (2)课题研究意义 随着汽车工业的飞速发展以及人们对于舒适、安全性能要求的不断提高，对转向器的安全性及操作稳定性的要求也进一步提高。本次设计通过分析转向器的功能要求，结合转向器的布置设计，比较各类型的转向器的优缺点设计一款转向器。根据一些指定的参数结合《汽车设计》和其他相关书籍中关于转向器的理论知识，给出优化设计的目标函数和设计变量的选择范围使设计出的转向器液压助力器符合使用要求。]3[作为汽车转向系统的一个重要组成部分，转向器对汽车的操纵稳定性和驾驶员的安全驾驶有这直接的影响。]4[特别是在车辆高速化，车流密集化的今天，汽车转向器的设计极为重要。通过对转向器的优化设计，使其达到汽车总体设计的要求，以达到对汽车的机构整体优化，更好地提高相应性能，达到更高水平。通过此次设计提高自身实习运用有关机械设计手册、查图表、画图规范等有关资料文献的能力，从而进一步培养自身识图、辩图，运算和编写技术文件等基本技能。通过汽车转向器液压助力系统的设计，培养理论联系实际