第1章緒論1.1汽車轉向系統簡介每一輛汽車都需要轉向，所以需要汽車轉向系統來控制。在汽車的使用過程中通過轉向系統來保持車輛或者改變汽車的駕駛方向，協調轉向輪的轉角關系。轉向系統好壞的程度可以直接對汽車的轉向特性、穩定性和駕駛時的安穩程度產生影響，是汽車的一個十分重要的組成部分。在各類型轉向系統中，電動助力轉向（EPS）有著各種轉向系統所不具備的優點。和油泵一直在工作狀態中的液壓助力轉向系統相比，電動助力轉向（EPS）這種只有在車輛進行轉向才工作的類型無疑可以有效降低汽車的燃油消耗率。所以這里選用的是電動助力轉向（EPS)，因為電動助力轉向不僅能夠降低燃油消耗率、還能夠快速而準確的調節助力的大小，也能夠保持車輛的安全性和穩定性。1.2電動助力轉向系統國內外研究的狀況國外的人們對于汽車的研究很早，在國外最早研發電動助力轉向系統（EPS）是日本，首先將EPS系統在微型汽車上進行應用。鈴木公司在二十世紀八十年代將EPS系統安裝在了奧拓這款汽車中，引來了很大討論和反響。幾年之后，Honda公司也將電動助力轉向系統（EPS）研發了出來，同年將高級跑車AcuraNSX的助力系統也換成了EPS，從而使得該款汽車的全球市場中處于優勢地位[1]。看到了（EPS）的好處，美國、德國等國家的汽車公司坐不住了，紛紛開始加大力度的研究了各自的EPS并且成功的運用在了汽車之上，之這后剩下的國家開始了汽車電動助力轉向系統的研究。在各國的競爭之下，（EPS）也變得越來越受人們歡迎，市場迎來了繁榮的發展機會。與之相比，電動助力轉向系統在中國的發展就變得緩慢了起來，技術發展的起步慢，但是，自從國家對車輛的制造、環保的要求和行駛的安全性提出了很多的要求。許多的汽車廠商和高校開始了對電動助力轉向系統的研究。，但是由于我們國家起步晚，大多數對于電動助力轉向系統還處于摸索階段。相對于日本、美國、德國等發展較早的國家來說，我國對于電動助力轉向系統的研究很慢，但是也在慢慢追了上去。1.3電動助力轉向系統設計的目的和意義從世界上第一輛汽車研制成功以來已有很多年了，人們迫切需要汽車具備更多的功能來應對各種事件的發生，EPS系統也需要更市場，許多廠商都把EPS系統作為能夠增加更多的銷量，來吸引客戶購買。電動轉向系統(EPS),就是在機械轉向系統中,所用的能源是電池,動力是電動機帶來的,把轉向盤提供的轉速和轉矩以及車速作為輸入的信號,在經過電子控制裝置的控制,幫助人使用人力轉向,并獲得最佳轉向力特性的伺服系。EPS汽車轉向系統的性能會對車輛的操縱穩定性造成影響,能夠確保車輛的安全、減少交通事故發生的概率以及保護車輛乘坐人員的人身安全、使駕駛員在更加舒適的環境中駕駛車輛。第2章電動助力轉向系統的總體組成2.1電動助力轉向系統的結構和工作原理2.1.1電動助力轉向系統的結構電動助力轉向系統（EPS）根據傳統的機械式轉向系統的基礎上進行重新設計的，主要由轉向盤轉矩和轉角傳感器、車速傳感器、軸重傳感器、電子控制單元（ECU）、電動機、電磁離合器和減速機構等組成[2]。如圖2-12.1.2電動助力轉向系統的工作原理汽車才起動或者處于低速行駛的狀況時,駕駛員操縱轉向盤進行轉向,裝在轉向柱上面的轉矩傳感器將會連續檢測作用于轉向柱扭桿上面的扭矩,并將此信號和車速的信號同時輸入到電子控制器之中,處理器接收到輸入的信號然后開始進行運算處理,最后再確定助力扭矩的大小和方向從而來掌握電動機的電流和轉向,電動機經過離合器及減速機構將轉矩傳遞給牽引前輪轉向的橫拉桿,這樣就可以輔助駕駛員進行轉向。當車速達到并且超過一定的臨界值或者在行駛過程中出現了故障的時候,為了使車輛還在高速上保持住操縱的穩定性,EPS系統就會退出助力工作的模式,轉向系統將變換為手動轉向模式。不轉向的情況下,電動機不工作[3]。圖2-1電動助力轉向系統結構2.1.3電動助力轉向系統的類型EPS系統可分為轉向軸助力式、小齒輪助力式、齒條助力式三個基本類型（圖2-2）他們各自有著各自的優點。a）b)c)圖2-2EPS系統的類型轉向軸助力式：這種方式的布置在接近轉向盤的地方，會蝸輪蝸桿機構與轉向軸連接（圖2-2a）。他的控制單元大部分是安裝在車輛的主駕駛位下的。這種布置方案的系統可以將轉向器占領的空間減到最小的地步，成本比較低，方便布置。但是會影響到駕駛人員的舒服程度，只會應用到小型車輛上。齒輪助力式：這種方式布置在和轉向器的主動齒輪相連接的位置（圖2-2b），是從主動輪獲得助力。提供的轉向作用力比轉向軸助力式大，能夠降低噪聲。但是轉向軸卻需要單獨制作，加工的成本高。齒條助力式：這種布置方法和減速機構這些布置在齒條處（圖2-2c），并直接驅動齒條實現助力。這種方案的系統傳動能力大噪音低，能夠給駕駛員帶來舒適性比較適合用于前軸的負荷大的車輛。綜合上述的內容和所學的知識，采用齒條助力式來進行設計。2.2電動助力轉向系統的重要部件按照學習時可知，電動助力系統（EPS)是一種用使用電動機進行工作的系統。他由電動機、扭矩傳感器、電子控制單元和減速齒輪機構等一些裝置組成的。所以在對進行電動助力轉向系統的設計時，必須要了解其中的關鍵部分。2.2.1扭矩傳感器扭矩傳感器是用于檢測在轉向時轉向盤傳來的扭矩信號的大小和方向的裝置。如今大部分的汽車都是用成本較低、容易布置的扭桿式扭矩傳感器，可以在在轉向軸上的位置加一扭桿，通過扭桿檢測扭矩。也有一小部分采用的是體積小，精度高但是成本貴的非接觸式扭矩傳器[4]。本次設計采用的是扭桿式扭矩傳感器。2.2.2車速傳感器顧名思義車速傳感器就是用來檢測車速的：當輸入軸轉動開始時，磁性轉盤也會隨這輸入軸的轉動而轉動，固定在磁性轉盤附近的霍爾開關集成傳感器便可在每個小磁鐵通過處產生相應的一個脈沖，通過檢測單位時間內產生的脈沖數便可以獲取輸入軸的轉速，它能產生頻率與車速成比例的正弦脈沖，該信號經過里程表電路處理后變為方波信號,該方波信號一方面給車速里程表使用，另一方面通過導線送給EPS控制器，向EPS控制器提供車速信號。EPS根據車速信號提供相應的助力，一般低速時提供較大助力，以使轉向輕便；高速時減少助力，以提高路感和操作穩定性[5]。2.2.3電動機 電動機時電動助力轉向系統的重要部分之一，可以根據指令輸出轉矩，一般采用無刷永磁電動機，這種電機的效率十分的高，占用的空間也不是很大，最重要的是沒有激磁損耗。對EPS的性能能夠造成很大的影響[6]。這次選擇了無刷永磁式直流電機作為EPS系統的助力電機，轉向比起其他的就很輕便，而且可以實現正反轉功能[7]。2.2.4減速機構減速機構是很重要的一個機構，能夠降低電動機輸出軸的輸出的轉矩然后經過放大，放大后作用于轉向輸出軸[8]。在論文中，所選用的就是蝸輪蝸桿減速機構，它是與電動機及電磁離合器集成為一體的一個組成機構[9]。2.2.5電子控制單元電子控制單元（ECU）能夠接受扭矩傳感器和車速傳感器發出的信號，分析計算，最后發出控制電動機的動作的指令。除了這些，ECU還有安全保護和自我診斷的功能，能夠通過采集電動機的電流、發動機轉速這些信號來判斷系統是否發生故障，一旦被確定系統具有異常工作的行為，就能夠切斷電動助力；在這個時候ECU就能進行故障診斷分析，會在故障對應的地方亮起閃爍故障指示燈。第3章電動助力轉向系統的設計3.1車輛的基本參數本文選擇選取北京現代汽車進行討論，并設計轉向系統，原始數據如表3.1表3-1原始數據表3.2齒輪齒條式轉向器的設計3.2.1轉向系計算載荷的確定車輛的轉向系統性能的優劣直接影響著駕駛員的生命安全，因此對于車輛的轉向系統設計來說需要保證一定的可靠性與使用壽命。因此需要對車輛轉向系統中的各個部件的受力進行分析[10]。汽車在路面上的原地轉向阻力矩MR(N·mm)。Mf——輪胎和路面間的滑動摩擦因數；根據國家標準GB/T26987-2011，本次設計取f=0.7G1GP——輪胎氣壓，單位為MPa。本次設計取0.24Mpa。將相關參數代入式中得：M作用在轉向盤上的手力FhF?式中L2MRL2DSWIw——轉向器角傳動比，取15η+——轉向器正效率這里取0.9對于沒有轉向橫臂的齒輪齒條式傳動轉向機構來說，不計L1、L2故L將相關數值帶入公式得F計算車輛轉向梯形臂的長度L2:車輛輪輞直徑的計算：R轉向系統中轉向梯形臂的臂長計算：L取L2=160mm車輛輪胎直徑計算：RTR這里取R轉向橫拉桿直徑的確定：dσ=d取d初步估算主動齒輪軸的直徑：dτ所以取這些計算只能算是簡單的計算。3.2.2齒輪齒條轉向器的主要部件齒輪[11]：齒輪是一只切有齒形的軸。用齒輪軸的形式加工，這樣可以把軸和齒輪看成一個整體，可以保證轉向器變得很可靠。還能將來自地面的轉向扭矩承受住。齒條[12]：要求是齒條能夠在金屬殼體內前后平穩的滑動，用金屬板材料加工成有齒形的金屬條。轉向橫拉桿及其端部：1.橫拉桿2.鎖緊螺母3.外接頭殼體4.球頭銷5.六角開槽螺母6.球碗7.端蓋8.梯形臂9.開口銷圖3-1轉向橫拉桿外接頭轉向桿和梯形轉向桿系統之間著有許多的相似的地方。球銷將與齒條和螺紋相互連接。當這些球銷按照制造商的規格擰緊時，球銷上施加預緊力。在螺紋處轉向橫拉桿端部與外端聯接。這些端部與梯形轉向桿系的相似。側面螺母將橫拉桿外端與橫拉桿鎖緊（見圖3-2）。在對齒條進行加工時，可以將工裝設備安裝在導軌座與機架之間進行平滑連接，并且調整螺絲與殼體進行相連,調整螺絲的位置通過螺母來固定，其中調整螺絲與機架的導軌之間設有彈簧[13]。圖3-2所示為齒條間隙調整裝置。圖3-2齒條間隙調整裝置3.3齒輪齒條式轉向器的材料選擇3.3.1齒輪齒條式轉向器的設計要求大部分的齒輪齒條式轉向器選擇的齒輪是斜齒輪。在取值范圍為2-3mm之間選擇齒輪模數m，在5-7齒之間選擇主動小齒輪齒數z，壓力角α在20°左右，在9-15°這樣的區間內選擇齒輪斜齒角β。齒條齒數應根據方向盤達到最大偏轉角時相應齒條行程的值來確定。齒條壓力變速比的角度在12-35°之間。在這之后，還要仔細核對齒輪彎曲強度和齒輪接觸強度。選擇16MnCr5或15CrNi6材料用來制造主動小齒輪，用45鋼制造來制造齒條。為了減輕殼體質量，使用鋁合金壓鑄的方法來制造。3.3.2選擇齒輪齒條材料、熱處理方式及計算許用應力選擇材料及熱處理方式:齒輪：40齒條：45鋼調質處理229?286HBS確定許用應力:σσ計算σσσσσ當零件的應力循環次數N時，對零件的使用壽命系數ZNZ零件的許用應力計算：取Sσσ當零件的應力修正系數為Yσσ3.3.3計算齒輪的基本參數參考機械加工等書籍，仔細考慮精度要求、經濟性、加工的難易程度對汽車轉向器的齒輪傳動精度來確認，最后選擇了等級為7的加工精度[14]選擇齒輪的參數按當量齒數對齒輪模數m齒輪承受的軸轉矩：Tm=2.309mm對載荷系數K進行計算當Kavv在轉向其中，他的布置形式時對稱的，所以在這里取k=法向模數的修正：m圓整是標準值，所以取mn=33.3.4轉向器齒輪的幾何參數計算齒輪分度圓直徑d的計算d齒輪齒頂圓直徑da1的計算d齒輪齒根圓直徑dfd齒寬b的計算b=在齒輪完成動力傳遞的過程中，兩個相互嚙合的齒輪的齒距的數據是要保持一致的，就是pb1=pb2，因為這樣就可以得到pb1=πm齒輪齒條的頂高??齒輪齒條的根高?f2?齒輪法面齒距sn2s齒輪齒面的接觸疲勞強度的校核σ在上面的式子里面，ZE選擇齒輪的彈性材料系數；ZH為齒輪結點間的相互嚙合系數，取Ze=198.8MPa，得到：σH=198.8?2.45?0.8?齒根彎曲疲勞強度滿足要求。3.3.5齒輪齒條轉向器轉向橫拉桿的運動分析每當轉向盤從鎖點開始運動，最后到鎖點，每一只前輪大約轉動30°，所以前輪從左到右總共轉動的度數有60°左右。而每當轉向輪右轉30°，就相當于梯形臂或者轉向節從OC處繞圓心O轉至O時,把齒條左端點E到EA的之間的間距稱為lOD=OAcos30DC=OC?OD=160?138.564=21.436mmAD=OAsin30AACl圖3-3轉向橫拉桿的運動分析簡圖依照和上面一樣的方法就可以計算出轉向輪左轉約30°，轉向節就從OC處繞圓心O轉至OB處時,齒條的左端點E運動到EB的距離為DB=DA=80mmDC=BBl齒輪齒條嚙合長度應大lL取L=200mm3.3.6齒輪齒條傳動時的受力分析在實際工作中對齒輪齒條的受力進行分析的時候，因為齒輪和齒輪在相互摩擦時受力較小，就可以進行忽略。所以計算的時候可以把作用在節點p法線方向上的，力FN分解，分為徑向力Fr和分力F這兩種力。同時還可以把分力F再次進行分解，得到圓周力Ft和軸向力FFF式中：αβTd3.4齒輪軸的強度校核3.4.1軸的受力狀態分析當方向在垂直面向時：FF方向在水平面上時：F在水平面上，a?a的剖面左側和右側：M在垂直面上，a?a剖面左側：Ma?a剖面右側：M合成彎矩，a?a剖面左側：M這個時候齒輪軸a?a剖面的右側總力矩是：M齒輪軸所受的轉矩為：T=判斷危險剖面：通過分析計算，截面左側的合成彎矩和其他的相比比較大，扭矩為T，該截面的左側有很大可能是危險剖面。3.4.2軸的彎曲強度校核通過《機械設計》可以查到σαa-a截面左側Wσ3.4.3軸的疲勞強度安全系數校核查到：σφa截面左側W查到：Kσ通過表查到絕對尺寸系數ε軸經過磨削加工，查到系數β=1.0則：彎曲應力：σ應力幅：σ平均應力：切應力：ττ安全系數：（3.51）（3.52）（3.53）根據查到的安全系數s圖3-4齒輪軸校核分析圖3.5間隙調整彈簧的設計計算3.5.1材料的選擇通過上文的受力分析，本次設計的彈簧選擇的固定方式是兩端固定，應該滿足Fmax=205N時，λmax＜10mm，一根直徑φ=18mm的軸要能輕松的從彈簧中傳過去，外徑D≤30mm，自由高度H彈簧對材料無特殊要求，就選用C組碳素彈簧鋼絲。因彈簧的工作次數小于104，載荷性質屬II類，[τ3.5.2計算彈簧絲直徑d1選擇旋繞比C：通過查詢《機械設計手冊》可以得到C=42計算D按照D≤30mmD取D23計算彈簧絲直徑d4計算曲度系數KK=5計算彈簧絲的許用應力τ6計算彈簧絲直徑dd3.5.3計算彈簧圈數和彈簧的自由高度1工作圈數nn=2總圈數n各端絲圈取1：所以n3節距tT=所以t=π×204自由高度HH3.5.4對穩定性驗算高徑比b;b=滿足穩定性的要求。3.5.5檢查δ、δ鄰圈間隙δδ彈簧單圈的最大變形量：λ所以在最大載荷的作用下仍留有間隙δ1δ3.5.6幾何參數和結構尺寸的確定彈簧外徑D：D=彈簧內徑D1:Dτ彈簧的極限載荷F彈簧的安裝載荷Fmin：F彈簧剛度C安裝變形量λ安裝高度H工作高度HH2=極限高度H3：H第4章設計電動助力轉向系統減速機構4.1減速機構的分析減速機構在電動助動轉向系統之中不可或缺的重要機構之一，作用是把電機提供的動力進行減速、增加扭矩，最后提供給動力輔助單元，從而達到對車輛進行動力輔助的目的。因此，對于轉向器來說，減速機構在EPS系統之中起著至關重要的作用。在這些年來，有著琳瑯滿目的減速機構，大抵有著蝸輪蝸桿式、行星齒輪式和循環球螺母式三種主流的減速機構。而這次論文里，我選擇了蝸輪蝸桿式減速機構。蝸輪蝸桿減速機構，見圖4.1，有著兩大優點：（1）有著較大的傳動比。在車輛的動力傳動的過程中，傳動比大多數都是在i=5~80;而且有者傳動比輕輕松松就能達到300的手動機構的傳動、分度機構；但如果僅僅只做著傳遞運動，傳動比就能夠達到1000。和其他減速機構相比傳動比大、零件數目又少、結構緊湊的蝸輪蝸桿減速機構自然是首選。（2）蝸桿在傳動過程中蝸桿齒是連接不斷的螺旋齒，這種蝸輪就會緩緩進入嚙合狀態又慢慢退出嚙合狀態，因此同時嚙合的齒對數會比其他機構多，因此沖擊載荷相對就會比較小、傳動穩、噪音低。適合選擇。圖4-1減速機構4.2圓柱蝸桿傳動的主要參數和尺寸計算4.2.1選擇蝸輪蝸桿的材料在蝸桿傳動之中，傳遞的功率并沒有很大，速度也只是中等，蝸桿就能夠選用45號鋼；對蝸輪螺旋面進行淬火、調質處理，這樣可以將效率變得高一點，也能將耐磨性變得好一點。硬度為45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZcuSn10Pb，金屬模鑄造。因為這種材料的耐磨性很好，但是它的價格較高，用于滑動速度Vs=3m/s的重要傳動。為了節約貴重的有色金屬，只有齒圈會使用青銅來制造，鑄鐵HT150用來4.2.2蝸輪蝸桿的參數設計選用普通圓柱蝸桿閉式傳動（用于EPS系統中電機輸出到轉向軸），蝸桿轉速n1=1210r/min，扭矩T1=1760N·mm，傳動比i=30按照在GB10085?88上面的推薦，這里采用漸開線蝸桿（ZI）。傳動比i介于5~80之間，由表4.1可確定蝸桿頭數Z表4-1蝸桿頭數蝸輪齒數推薦值單頭蝸桿傳動的傳動比相比其他的比較大，但是效率會非常的低，發熱量也比其他的大，更容易變成自鎖。而且，蝸桿頭數一旦過多，會導致導程角變大，制造起來也非常不容易。蝸輪的齒數Z1=iZ2。為了保證傳動能夠平穩，在傳遞動力的過程中Z2應不少于28。如果過大，蝸輪尺寸、蝸桿的跨距也要相應的增大，蝸桿的剛度會變得低，影響嚙合精度。所以通常取28~80，一般來說是不會超過100的。所以取4.2.3蝸桿模數和分度圓直徑的確定蝸桿頭數Z1因載荷平穩載荷系數K=1.1—1.3之間取,所以K=1.2錫青銅制造的蝸輪，其δH表4-2錫青銅蝸輪許用接觸應力[]M2MM經查表4-3可知m=2.5q=11.2d表4-3普通圓柱蝸桿傳動的基本尺寸和參數4.2.4蝸桿與蝸輪的主要參數及幾何尺寸的確定（1）計算蝸桿分度圓直徑：ddd齒頂高：?齒根高：?頂隙：C=0.2m=0.24渦輪分度圓柱的導程角：r=arctan中心距：a=蝸桿齒寬：bb1b1b1=32 計算渦輪渦輪分度圓直徑：d齒頂圓直徑：d齒根圓直徑：d齒頂高：?齒根高：?渦輪齒寬：z≤≤b4.3渦輪齒根彎曲疲勞強度的校核δYBYa2δFYZ經過查表4-4可知，Y=2.52表4-4齒形系數及應力修正系數應力循環的次數：N=60壽命系數：K經過查表4-5查得[]=40MPa[]=[]KK表4-5蝸輪的基本許用彎曲應力[]δδδ計算得到的數據要比標準值小得多，所以設計的轉向軸的強度時符合要求的。第5章減速機構軸和軸承的設計及校核5.1轉向軸的設計與校核5.1.1轉向軸的設計根據本文的設計，加上材料學可知，實心圓軸的扭轉強度：τ可以得到軸的基本直徑的估計式：d式中：d?轉向軸的最小直徑計算，mm；τγT?轉向軸在動力傳遞時轉矩，N.mm；p?轉向軸工作時的實際傳遞功率，KW；n?轉向軸工作時的轉速，r/min；WTτTC—常數，此數值的實際大小與轉向軸的材料與實際承受載荷相關，具體數值詳見表5.1表5.1軸常用材料的C值i=30=nP在本次的設計中，按照轉向軸的實際工作中，將45鋼作為轉向軸的材料，進行加工的處理是正火處理，估計的直徑是d<100mmd表5.2軸的常用材料及主要力學根據本次的設計，根據裝配圖得出一共有是6段階梯式的軸組成的，軸徑軸長見表5.3表5.3軸徑軸長表第一軸段第二軸段第三軸段第四軸段第五軸段第六軸段軸徑202525262525軸長3816123812185.1.2轉向軸的校核FFF轉向軸承的支反力公式為：F將上面的計算結果代入公式得：FF截面C右側的彎矩：M截面C左側的彎矩：M計算對轉向軸的彎矩：轉向軸的支承反力：F在這個時候截面C處收到的彎矩為：M可以從數據中看出截面C處是危險截面，需要對其的強度進行校核：δ通過計算得到的數據要比標準數值小得多，所以設計的轉向軸的強度是符合要求的。5.2蝸桿軸的設計計算5.2.1確定蝸桿軸的主要參數在本次的文章中，是設計的蝸桿轉動裝置的減速器，材料用45鋼，正火處理，蝸桿軸的基本直徑估計為＜100mm，由表5.2查得=600mm查表5.1取C=118D=CP桿=因蝸桿齒根圓直徑d大于軸徑d故選用車制蝸桿d=算得的d是最小軸徑，原因是該處處開一鍵槽為了使強度得到保障，就把軸徑擴大了3%-7%。最后計算出d=6.715?1.19=8mm放軸承位置的軸徑確定為20，退刀槽徑是20，退刀槽長度為12.蝸桿齒寬確定為32。5.2.2蝸桿軸鍵的選擇選擇A型鍵公稱尺寸bδδ1在式子中T—設計鍵動力傳遞過程中的實際轉矩，N.mm；d—實際安裝鍵的轉向軸的直徑，mm；l—鍵與相關元件的接觸長度，mm；K—鍵與車輪輪轂的實際接觸高度，mm；在這里取K≈h/2。δp將相關參數代入計算公式中，可以求得鍵的實際尺寸：I=6,L=105.2.3蝸桿軸的校核FFF繪制軸承受力簡圖（圖a）;繪制垂直面彎矩圖（圖b）;軸承支反力：FF截面右側彎矩：MM繪制水平面彎矩圖（圖c）；軸承支反力：F截面C處的彎矩：M繪制合成彎矩圖（圖d）；MM繪制轉矩圖（圖e）；繪制當量彎矩圖（圖f）；轉矩產生的扭剪應力按照脈動循環變化，所以取值α=0.6，截面C處的當量彎矩為：M校核危險截面C的強度：σ所以強度式足夠的。圖5-1蝸桿軸的受力圖和彎矩圖5.3軸承的類型和計算校核5.3.1軸承的選擇根據本次的設計參數，選軸承為7204AC軸承5.3.2軸承的校核軸傳送的轉矩：T=1.76求得軸上力：FFF根據豎直方向力的平衡公式以及合力矩為0，可以求得：F?42FF表5-4角接觸軸承的內部軸向力F根據表5-4可得：70000AC軸承的內部軸向力F=0.63FFF計算軸向載荷FA1和因為F判斷出軸承2是壓緊端，軸承1是放松端。兩端軸承的軸承載荷：FF可以對系數X和系數Y進行計算：FFFA1FR1≤e時X1=1,Y1=0反而F由表5-5可知載荷系數f=1.3表5-5載荷系數fpp根據P2>P1所以取P=L所以設計的軸承滿足預期壽命要求。結論在車輛中，轉向系統是很重要的組成部分，是人們駕駛車輛的時候最主要的機構之一。是汽車在行駛過程中能否按照駕駛人員的想法或根據道路的情況改變或保持方向的系統。而電動助力轉向系統就是轉向系統中非常好用的一種，能夠讓駕駛員更加舒適且會降低駕駛造成的疲勞，降低交通事故的發生概率。本論文完成的主要內容如下：結合國內外電動助力轉向系統的發展情況，進行了分析，展望了國內電動助力轉向系統的發展情況。對電動助力轉向系統進行了分析，探討了其中的結構和工作原理，選擇了其中主要元件的型號，確定了其中的參數。對轉向器進行了簡單的選擇，計算和校核，使其具有一定的使用價值。選擇了齒輪齒條轉向器，對其中的齒輪齒條進行了設計還有間隙調整彈簧的校核。最后在設計過程中，因為自己掌握的只是還不夠扎實。可能忽略了一些基本的東西，使得本次的設計還不夠完美。這些就需要在今后的工作生活中繼續學習。這次的論文設計本身對我來說也是一種挑戰，在寫論文的過程中，使我在學校學習的知識變得扎實，讓我對助力轉向系統，有了充分的認識。這是人生中不可忘的一件事。參考文獻林逸，施國標，鄒常豐.電動助力轉向系統轉向性能的客觀評價[J].農業機械學報，2003，34（4）：4-7.雷瓊紅.汽車電動助力轉向系統（EPS）技術的現狀和發展趨勢分析[J].機械工程師，2009（9）：53-55王常友,董愛杰.汽車轉向系統的現狀及發展趨勢[J].北京汽車,2007(03):7-10.卓敏,許超.汽車電動助力轉向技術分析[J].機電工程技術,2002(05):17-18+27.李俊峰,尹芳莉,荊雄,郝詢.基于EPS中車速傳感器的模擬設計[J].機械工業標準化與質