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哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計）
某乘用車齒條助力式轉向系統(tǒng)設計
摘 要
汽車電動助力轉向系統(tǒng)是一種新型的汽車動力轉向系統(tǒng)，是汽車領域的關鍵技術,具有節(jié)約燃料、有利于環(huán)境、可變力轉向、易實現(xiàn)產品模塊化等諸多優(yōu)點。本文以“某乘用車齒條助力式轉向系統(tǒng)設計”為研究課題，對該轉向系統(tǒng)進行了詳細的研究。
本文以某款乘用車的齒條助力式轉向系統(tǒng)為研究對象，首先分析了本課題研究的目的和意義，經過搜集大量資料并作分析后歸納出轉向系統(tǒng)的特點和國內外發(fā)展狀況。其次對其組成和工作原理進行了闡述，分析了電動助力轉向系統(tǒng)的工作原理和類型，并對其關鍵部件進行解釋說明，分析了其助力特性。然后重點進行了轉向系統(tǒng)的結構參數(shù)設計計算，確定了轉向系計算載荷，分析了轉向系統(tǒng)的設計要求，并對關鍵部件進行了結構設計。接著對轉向梯形進行了優(yōu)化設計,給出了優(yōu)化結果,并做了分析驗證。最后對每個部件進行了三維實體建模，并對關鍵受力部件轉向節(jié)進行了有限元分析，繪制了轉向傳動系統(tǒng)、轉向操縱系統(tǒng)及主要零部件的工程圖。
主要方法和理論采用汽車設計的經驗參數(shù)和大學所學機械設計的課程內容進行設計，并做了歸納和總結。
關鍵詞：轉向系統(tǒng)；電動助力轉向系統(tǒng)；齒輪齒條轉向器; 優(yōu)化設計
Design of a Passenger Car With Rack Power steering System
Abstract
Automotive electric power steering system is a new type of vehicle power steering system, it is the key technology in the automobile field, which can save fuel. It is beneficial to the environment, the variable power steering, easy to achieve modular products etc. In this paper, system of a passenger vehicle rack power steering as the research subject, the steering system is studied in detail.
In this paper, a passenger car rack power steering system is regarded as the research object, first it analyzes the purpose and significance of this research and summarizes the steering system characteristics and development status in domestic and abroad through data collection and analysis . Secondly it analyzes the working principle and the type system, and make explanation of its key component, and analyzes its characteristic. Then we calculated the structure parameters of the system design of steering, the steering system load calculation, analysis to the system design requirements, and the key components of the structural design. Then the optimization design of steering trapezoid, give out the optimization results, and make analysis and verification. At the end of each components of the three-dimensional entity modeling, and the key parts of the steering knuckleis analyzed by finite element analysis, draw the steering system, the steering system, and the main components of the engineering drawings.
The main method and theory with experience in automotive design parameters and the university curriculum design of mechanical design, and make a sum up .
Key Words：Steering System ,Electric Power Steering , Rack and pinion steering, Optimization
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第 1 章 緒論 1
1.1 本課題研究的目的和意義 1
1.1.1 轉向系統(tǒng)簡介 1
1.1.2 轉向系統(tǒng)的設計要求 1
1.1.3 研究的目的和意義 2
1.2 國內外研究現(xiàn)狀概述 2
1.2.1 EPS與其他系統(tǒng)比較 2
1.2.2 EPS的特點 3
1.2.3 國外研究現(xiàn)狀 4
1.2.4 國內外研究現(xiàn)狀 4
1.3 本文主要研究內容 5
1.4 本章小結 5
第 2 章 電動助力轉向系統(tǒng)的總體組成 6
2.1 電動助力轉向系統(tǒng)的機理及類型 6
2.1.1 電動助力轉向系統(tǒng)的機理 6
2.1.2 電動助力轉向系統(tǒng)的類型 7
2.2 電動助力轉向系統(tǒng)的關鍵部件 9
2.3 電動助力轉向的助力特性 10
2.4 本章小結 10
第 3 章 齒條助力轉向系統(tǒng)結構參數(shù)設計 11
3.1 設計目標車輛主要參數(shù) 11
3.2 轉向系統(tǒng)結構參數(shù)設計 11
3.2.1 對動力轉向機構的要求 11
3.2.2 齒輪齒條轉向器形式的選擇 11
3.2.3 轉向系計算載荷的確定 12
3.3 轉向系統(tǒng)設計要求 14
3.4 EPS主要部件的設計 15
3.4.1 齒條的設計 15
3.4.2 齒輪軸的設計 18
3.4.3 轉向橫拉桿及其端部的設計 19
3.4.4 齒條調整裝置的設計 19
3.5 本章小結 20
第 4 章 轉向梯形的優(yōu)化設計 21
4.1 轉向梯形數(shù)學模型推導 21
4.1.1 理想的左右轉向輪轉角關系 21
4.1.2 實際的左右轉向輪轉角關系 22
4.2 優(yōu)化目標函數(shù)和約束條件的確定 24
4.2.1 優(yōu)化目標函數(shù)的確定 24
4.2.2 優(yōu)化約束條件的確定 24
4.3 優(yōu)化結果及驗證 25
4.4 本章小結 27
第 5 章 三維實體建模和有限元分析 28
5.1 三維實體建模 28
5.2 轉向節(jié)有限元分析 29
5.2.1 轉向節(jié)受力分析 29
5.2.2 轉向節(jié)有限元模型的建立 30
5.2.3 仿真分析 30
5.3 本章小結 33
結論 34
致 謝 35
參考文獻 36
- IV -
哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計）
第 1 章 緒論
1.1 本課題研究的目的和意義
電動助力轉向系統(tǒng)具有節(jié)能、環(huán)保、安全、操縱輕便等優(yōu)點，隨著科技的發(fā)展和人們生活水平及環(huán)保意識的提高，汽車轉向助力肯定會向更輕便、更節(jié)能、更安全的方向發(fā)展，而本課題正是沿著這個方向對汽車的電動助力轉向系統(tǒng)進行了研究。電動助力轉向系統(tǒng)能提供比其更安全、更舒適的轉向操控性和節(jié)能效果，與其他轉向系統(tǒng)相比具有明顯的優(yōu)勢。
轉向性能的優(yōu)劣是衡量乘用車安全性的重要依據，也是制約乘用車技術發(fā)展的因素之一。其中，汽車在行駛狀態(tài)下轉向輪共振、轉向盤擺動，轉向輪碰到障礙物后傳給轉向盤的反沖力大等現(xiàn)象，是乘用車常存在的問題。
本文對齒條助力式轉向系統(tǒng)進行了深入的研究，旨在嘗試通過對齒條助力式轉向系統(tǒng)的設計，彌補常規(guī)轉向系統(tǒng)在結構和性能上的不足，達到更好的轉向效果。
1.1.1 轉向系統(tǒng)簡介
汽車轉向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。它由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構組成。
轉向系統(tǒng)作為汽車的一個重要組成部分，其性能的好壞將直接影響到汽車的轉向特性、穩(wěn)定性和行駛安全性。目前汽車轉向技術主要有七大類：手動轉向技術（MS）、液壓助力轉向技術（HPS）、電控液壓助力轉向技術（ECHPS）、電動助力轉向技術（EPS）、四輪轉向技術（4WS）、主動前輪轉向技術（AFS）和線控轉向技術（SBW）。轉向系統(tǒng)市場上以HPS、ECHPS、EPS應用為主。電動助力轉向具有節(jié)約燃料、有利于環(huán)境、可變力轉向、易實現(xiàn)產品模塊化等優(yōu)點，是一項緊扣當今汽車發(fā)展主題的新技術，它是目前國內轉向技術的研究熱點[1]。
1.1.2 轉向系統(tǒng)的設計要求
(1) 汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。
(2) 汽車轉向行駛后，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。
(3) 汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪都不得產生共振，轉向盤沒有擺動。
(4) 轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產生的擺動應最小。
(5) 保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。
(6) 操縱輕便。
(7) 轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。
(8) 轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。
(9) 在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。
(10)進行運動校核，保證轉向輪與轉向盤轉動方向一致[2]。
1.1.3 研究的目的和意義
汽車的轉向性能是衡量汽車主動安全性能的重要標準之一，是汽車安全行駛的重要保障，直接受轉向系統(tǒng)性能的影響。因此，轉向系統(tǒng)的設計在整車設計中顯得非常重要。另外，如何設置轉向系參數(shù)進行整車匹配，使其達到最佳轉向性能，是一項非常重要的任務。
通過調研與設計的過程，掌握產品的基本設計思路及設計過程，可以鞏固汽車構造與理論知識，加深對汽車轉向安全性的理解，提高通過理論知識解決實際問題的能力。
1.2 國內外研究現(xiàn)狀概述
1.2.1 EPS與其他系統(tǒng)比較
對于電動助力轉向機構(EPS)，電動機僅在汽車轉向時才工作并消耗蓄電池能量；而對于常流式液壓動力轉向機構，因液壓泵處于長期工作狀態(tài)和內泄漏等原因要消耗較多的能量。兩者比較，電動助力轉向的燃料消耗率僅為液壓動力轉向的16%～20%[3]。
液壓動力轉向機構的工作介質是油，任何部位出現(xiàn)漏油，油壓將建立不起來，不僅失去助力效能，并對環(huán)境造成污染。當發(fā)動機出現(xiàn)故障停止工作時，液壓泵也不工作，結果也會喪失助力效能，這就降低了工作可靠性。電動助力轉向機構不存在漏油的問題，只要蓄電池內有電提供給電動助力轉向機構，就能有助力作用，所以工作可靠。若液壓動力轉向機構的油路進入空氣或者貯油罐油面過低，工作時將產生較大噪聲，在排除氣體之前會影響助力效果；而電動助力轉向僅在電動機工作時有輕微的噪聲[4]。
電動助力轉向與液壓動力轉向比較，轉動轉向盤時僅需克服轉向器的摩擦阻力，不存在回位彈簧阻力和反映路感的油壓阻力。電動助力轉向還有整體結構緊湊、部件少、占用的空間尺寸小、質量比液壓動力轉向約輕20%~25%以及汽車上容易布置等優(yōu)點。
1.2.2 EPS的特點
(1）EPS節(jié)能環(huán)保。
由于發(fā)動機運轉時，液壓泵始終處于工作狀態(tài)，液壓轉向系統(tǒng)使整個發(fā)動機燃油消耗量增加了3%~5%,而EPS以蓄電池為能源，以電機為動力元件，可獨立于發(fā)動機工作，EPS幾乎不直接消耗發(fā)動機燃油。EPS不存在液壓動力轉向系統(tǒng)的燃油泄漏問題，EPS通過電子控制，對環(huán)境幾乎沒有污染。
(2）EPS裝配方便。
EPS的主要部件可以集成在一起，易于布置，與液壓動力轉向相比減少了許多原件，沒有液壓系統(tǒng)所需要的油泵、油管、壓力流量控制閥、儲油罐等，原件數(shù)目少，裝配方便，節(jié)約時間。
(3）EPS效率高。
液壓動力轉向系統(tǒng)效率一般在60%~70%，而EPS得效率較高，可高達90%以上。
(4）EPS路感好。
傳統(tǒng)純液壓動力轉向系大多采用固定放大倍數(shù)，工作驅動力大，但卻不能實現(xiàn)汽車在各種車速下駕駛時的輕便性和路感。而EPS系統(tǒng)的滯后性可以通過EPS控制器的軟件加以補償，是汽車在各種速度下都能得到滿意的轉向助力。
(5）EPS回正性好。
EPS系統(tǒng)結構簡單，不僅操作簡便，還可以通過調整EPS控制器的軟件，得到最佳的回正性，從而改善汽車的操縱穩(wěn)定性和舒適性。
(6）動力性。
EPS系統(tǒng)可隨車速的高低主動分配轉向力，不直接消耗發(fā)動機功率，只在轉向時才起助力作用，保障發(fā)動機充足動力。（不像HPS液壓系統(tǒng)，即使在不轉向時，油泵也一直運轉處于工作狀態(tài)，降低了使用壽命）
1.2.3 國外研究現(xiàn)狀
因為微型轎車上狹小的發(fā)動機艙空間給液壓助力轉向系統(tǒng)的安裝帶來了很大的麻煩，而EPS原件比較少，重量輕，裝配方便，比較適合在微型轎車上安裝。因此在國外，EPS系統(tǒng)首先是在微型轎車上發(fā)展起來的。
上世紀80年代初期，日本鈴木公司首次在其Cervo轎車上安裝了EPS系統(tǒng)，隨后還應用在其Alto車上。此后，EPS在日本得到迅速發(fā)展。出于節(jié)能環(huán)保的考慮，歐、美等國的汽車公司也相繼對EPS進行了開發(fā)和研究。雖然比日本晚了十年時間，但是歐美國家的開發(fā)力度比較大，所選擇的產品類型也有所不同。日本起初選擇了技術相對成熟的有刷電機。
有刷電機比較成熟，在汽車上的應用較廣，比如雨刷、車窗等部分，稍作改進就適應了EPS的要求，因此研發(fā)周期較短，上世紀80年代末期就開始產業(yè)化，主要裝配在微型車上。而歐美則選擇了難度較大的無刷電機，但是電子控制系統(tǒng)比較復雜，延長了研發(fā)周期。直到90年代中期歐美才開始量產。從長遠發(fā)展看，有刷電機存在一定弊端，比如電機產生的噪聲較難克服，磨損較嚴重，存在電磁干擾等問題。因此，日本現(xiàn)在國內裝配的EPS也逐漸轉向無刷電機了[5]。
1.2.4 國內外研究現(xiàn)狀
我國汽車電子行業(yè)的總體發(fā)展相對滯后，但是，隨著汽車對環(huán)保、節(jié)能和安全性要求的進一步提高，代表著現(xiàn)代汽車轉向系統(tǒng)的發(fā)展方向的EPS電動助力轉向系統(tǒng)已被我國列為高新科技產業(yè)項目之一，國內各大院校、科研機構和企業(yè)在進行EPS技術的研究，也有少數(shù)供應商能批量提供轉向軸式的EPS系統(tǒng)。但總的來講目前國內EPS技術還不成熟；供應商所提供的EPS系統(tǒng)還未達到產品級的要求，且類型單一，還不能滿足整車廠需要。據悉，自主品牌研發(fā)的EPS系統(tǒng)離產業(yè)化就差整車廠批量裝車認可這一臺階了，相信很快就可以實現(xiàn)量產。EPS系統(tǒng)是未來動力轉向系統(tǒng)的一個發(fā)展趨勢[6]。
在我國汽車使用的轉向器中，上世紀解放汽車和東風汽車使用蝸桿曲柄指銷式轉向器轉向器，現(xiàn)在解放汽車和東風汽車也已經開始使用循環(huán)球式轉向器，其它汽車大都使用齒輪齒條式轉向器和循環(huán)球式轉向器。由于齒輪齒條式轉向器在小型車上具有很多其他轉向器無可替代的優(yōu)點，我國也在大量生產齒輪齒條式轉向器并在小型貨車及家庭轎車使用中得到飛速發(fā)展。例如我國第一汽車集團公司在中日合作的項目上使用的就是齒輪齒條式轉向器。還有其他本田、奧迪、桑塔納、夏利等轎車，以及南京依維柯、柳州五菱等小型貨車，均使用的是齒輪齒條式轉向器。雖然國內齒輪齒條式轉向器有一定發(fā)展，但生產效率低，成本高。只有專業(yè)化設計，流水線生產，才能提高生產效率，降低生產成本，在國內外市場上占有一席之地。
1.3 本文主要研究內容
本文選取某一乘用車汽車車型為主體研究對象，通過齒條助力式轉向系統(tǒng)的設計，使其能夠應用該設計對象中。同時，為該轉向系統(tǒng)設計減速機構，使其具有較好的轉向特性，使該車轉向特性更加安全可靠。主要研究內容包括：
（1）對轉向系統(tǒng)進行設計計算，對轉向系方案進行選擇，確定轉向系的主要參數(shù)， 設計齒輪齒條轉向器和轉向梯形。
（2）對轉向梯形進行優(yōu)化設計，對轉向梯形數(shù)學模型進行推導，分析理想的左右轉向輪轉角關系和實際的左右轉向輪轉角的關系，對優(yōu)化目標函數(shù)和約束條件進行確定，最后對優(yōu)化結果進行分析。
（3）用CATIA建立齒條助力式轉向系統(tǒng)完整的三維實體模型。
（4）基于有限元分析軟件ANSYS對轉向系統(tǒng)進行建模和計算分析,并通過假設改進方案對比,找到進一步優(yōu)化方法。
（5）繪制齒條助力式轉向系統(tǒng)完整的工程圖,包括轉向傳動機構轉配圖、轉向操縱機構轉配圖及重要部件零件圖。
1.4 本章小結
本章對轉向系統(tǒng)做了介紹，分析了轉向系統(tǒng)的設計要求，闡述了EPS的特點和發(fā)展現(xiàn)狀，并將電動助力轉向系統(tǒng)和其他轉向系統(tǒng)進行了分析比較，還重點分析了本課題的研究內容和技術方案。最后分析和說明了對電動助力轉向系統(tǒng)研究的意義。
第 2 章 電動助力轉向系統(tǒng)的總體組成
2.1 電動助力轉向系統(tǒng)的機理及類型
近年來，電動助力轉向機構在乘用車上得到應用，并有良好的發(fā)展前景。電動助力轉向機構，除去應當滿足對液壓式動力轉向機構的一些相似要求以外，同時還應當滿足：具有故障自診斷和報警功能；有良好的抗振動和抗干擾能力等；當?shù)孛媾c車輪之間有反向沖擊力作用時，電動助力轉向機構應迅速反應，制止轉向盤轉動；在過載使用條件下有過載保護功能等。
2.1.1 電動助力轉向系統(tǒng)的機理
電動助力轉向機構由機械轉向器與電動助力部分相結合構成。電動助力部分包括電動機、電池、傳感器、控制器（ECU）、線束、減速機構和電磁離合器等。電動助力轉向機構示意圖如圖2-1所示
圖2-1 電動助力轉向機構示意圖
目前用于乘用車的電動助力轉向機構的轉向器，均采用齒輪齒條式轉向器。其功能除用來傳遞來自轉向盤的力矩與運動以外，還有增扭、降速作用。轉向過程中，電動機將來自蓄電池的電能轉變?yōu)闄C械能向轉向系輸出而構成轉向助力矩，并完成助力作用。與電動機連接的減速機構有蝸輪蝸桿、滾珠螺桿螺母或行星齒輪機構等，其作用也是降速、增扭。裝在減速機構附近的離合器（通常為電磁離合器）是為了保證電動助力轉向機構只在預先設定的行駛速度范圍內工作。在車速達到某一設定值時，離合器分離，并暫時停止電動機的助力作用。與此同時，轉向機構也暫時轉為機械式轉向機構。當電動機發(fā)生故障時，離合器也自動分離。離合器分離后再行轉向時，可不必因帶動電動機而消耗駕駛員體力。
汽車以較高車速轉向行駛，作用在轉向盤上的力矩將減小，以至于達到無需助力的程度，此時可設定：達到此車速時，電磁離合器停止工作。還有，在電動機停止工作以后，電磁離合器在控制器的控制下也要分離或者自動分離。此后，再進行轉向將不存在助力作用，直至電動機恢復工作為止。
電動助力轉向機構的工作原理如下：
當駕駛員對轉向盤施力并轉動轉向盤時，位于轉向盤下方與轉向軸連接的轉矩傳感器將經扭桿彈簧連接在一起的上、下轉向軸的相對轉動角位移信號轉變?yōu)殡娦盘杺髦量刂破?，在同一時刻車速信號也傳至控制器。根據以上兩信號，控制器確定電動機的旋轉方向和助力轉矩的大小。之后，控制器將輸出的數(shù)字量經D/A轉換器，轉換為模擬量，并將其輸入電流控制電路。電流控制電路將來自微機的電流命令值同電動機電流的實際值進行比較后生成一個差值信號，同時將此信號送往電動機驅動電路，該電路驅動電動機，并向電動機提供控制電流，完成助力轉向作用[8]。
2.1.2 電動助力轉向系統(tǒng)的類型
EPS系統(tǒng)依據電動機布置位置的不同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。EPS系統(tǒng)的類型如圖2-2所示。
(1) 轉向軸助力式 轉向軸助力式電動助力轉向機構的電動機布置在靠近轉向盤下方，并經蝸輪蝸桿機構與轉向軸連接（圖2-2a）。這種布置方案的特點是：
由于轉向軸助力式電動助力轉向的電動機布置在駕駛室內，所以有良好的工作條件；因電動機輸出的助力轉矩經過減速機構增大后傳給轉向軸，所以電動機輸出的助力轉矩相對小些，電動機尺寸也小，這又有利于在車上布置和減輕質量；電動機、轉矩傳感器、減速機構、電磁離合器等裝為一體是結構緊湊，上述部件又與轉向器分開，故拆裝與維修工作容易進行；轉向器仍然可以采用通用的典型結構齒輪齒條式轉向器；電動機距駕駛員和轉向盤近，電動機的工作噪聲和振動直接影響駕駛員；轉向軸等零件也要承受來自電動機輸出的助力轉矩的作用，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。
a) 轉向軸助力式 b) 齒輪助力式 c） 齒條助力式
圖2-2 EPS系統(tǒng)的類型
（2）齒輪助力式 齒輪助力式電動助力轉向機構的電動機布置在與轉向器主動齒輪相連接的位置（圖2-2b），并通過驅動主動齒輪實現(xiàn)助力。這種布置方案的特點是：
電動機布置在地板下方、轉向器上部，工作條件比較差對密封要求較高；電動機的助力轉矩基于與轉向軸助力式相同的原因可以小些，因而電動機尺寸小，同時轉矩傳感器、減速機構等的結構緊湊、尺寸也小，這將有利于在整車上的布置和減小質量；轉向軸等位于轉向器主動齒輪以上的零部件，不承受電動機輸出的助力轉矩的作用，故尺寸可以小些；電動機距駕駛員遠些，它的動作噪聲對駕駛員影響不大，但震動仍然會傳到轉向盤；電動機、轉矩傳感器、電磁離合器、減速機構等與轉向器主動齒輪裝在一個總成內，拆裝時會因相互影響而出現(xiàn)一定的困難；轉向器與典型的轉向器不能通用，需要單獨設計、制造。
(3)齒條助力式 齒條助力式電動助力轉向機構的電動機與減速機構等布置在齒條處（圖2-2c），并直接驅動齒條實現(xiàn)助力。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轉向盤至地板這段空間，因而有利于轉向軸的布置，駕駛員腿部的動作不會受到它們的干擾；轉向軸直至轉向器主動齒輪均不承受來自電動機的助力轉矩作用，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矩只經過減速機構增扭，沒有經過轉向器增扭，因而必須增大電動機輸出的助力轉矩才能有良好的助力效果，隨之而來的是電動機尺寸增大、質量增加；轉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[9]。
2.2 電動助力轉向系統(tǒng)的關鍵部件
EPS主要由扭矩傳感器、車速傳感器、電動機、減速機構和電子控制單元ECU組成。
(1) 扭矩傳感器 扭矩傳感器檢測扭轉桿扭轉變形，并將其轉變?yōu)殡娮有盘柌⑤敵鲋岭娮涌刂茊卧请妱又D向系統(tǒng)的關鍵部件之一。扭距傳感器由分相器單元、分相器單元及扭桿組成。轉子部分的分相器單元固定于轉向主軸，轉子部分的分相器單元固定于轉向傳動軸。扭轉桿扭轉后，使兩個分相器單元產生一個相對角度，電子控制單元根據兩個分相器的相對位置決定對EPS電動機提供多少電壓。
(2)車速傳感器 車速傳感器的功能是測量汽車的行駛速度。目前，轎車EPS控制器一般都從整車CAN總線中提取車速信號。
(3)電動機 電動機由轉角傳感器、定子及轉子組成。將電動機和減速機構布置在齒條處，并直接驅動齒條實現(xiàn)助力。通過轉角傳感器檢測電動機的旋轉角度防止扭矩波動。
(4)減速機構 減速機構采用滾珠式減速齒輪機構，將其固定在電動機的轉子上。電動機的轉動傳到減速機構，經過滾珠及蝸桿傳到齒條軸上。滾珠在機構內部經過導向進行循環(huán)。
(5)電子控制單元 電子控制單元（ECU）的功能是依據扭矩傳感器和車速傳感器的信號，進行分析和計算后，發(fā)出指令，控制電動機的動作。此外，ECU還有安全保護和自我診斷的功能，ECU通過采集電動機的電流、發(fā)動機轉速等信號判斷系統(tǒng)工作是否正常，一旦系統(tǒng)工作異常，電動助力被切斷；同時ECU將進行故障診斷分析，故障指示燈亮，并以故障所對應的模式閃爍[10]。
2.3 電動助力轉向的助力特性
電動助力轉向的助力特性由軟件設定。通常將助力特性曲線設計成隨著汽車行駛速度的變化而變化，并將這種助力特性稱之為車速感應型。圖2-3示出的車速感應型助力特性曲線表明，助力既是作用到轉向盤上的力矩的函數(shù)，同時也是車速的函數(shù)。
當車速時，相當于汽車在原地轉向，助力特性曲線的位置居其他各條曲線之上，助力強度達到最大。隨著車速不斷升高，助力特性曲線的位置也逐漸降低，直至車速達到最高車速為止，此時的助力強度已為最小，而路感強度達到最大[6]。
電動助力轉向系統(tǒng)的車速感應型助力特性如圖2-3所示。
圖2-3 車速感應型助力特性
2.4 本章小結
本章主要是介紹了電動助力轉向機構的組成、工作原理，以及對電動助力轉向的三種布置形式進行了分析對比。并對電動助力轉向系統(tǒng)各主要部件的結構及工作過程和助力特性進行了分析。
第 3 章 齒條助力轉向系統(tǒng)結構參數(shù)設計
3.1 設計目標車輛主要參數(shù)
在對整車轉向系統(tǒng)分析之前，首先根據本田雅閣汽車參數(shù)，整理出目標車輛的整車參數(shù)，如表3-1所示。
表 3 1 整車主要參數(shù)
序號
參數(shù)名稱
數(shù)值
序號
參數(shù)名稱
數(shù)值
1
總質量（kg）
2090
5
輪胎
215/60R16
2
輪距（mm）
1590
6
輪胎壓力（MPa）
0.18
3
軸距（mm）
2800
7
最小轉彎半徑（mm）
5700
4
方向盤直徑（mm）
350
8
轉向軸負荷（N）
7650
3.2 轉向系統(tǒng)結構參數(shù)設計
3.2.1 對動力轉向機構的要求
（1）運動學上應保持轉向輪轉角和駕駛員轉動轉向盤的轉角之間保持一定的比例關系。
（2）隨著轉向輪阻力的增大（或減小），作用在轉向盤上的手力必須增大（或減小），稱之為“路感”。
（3）當作用在轉向盤上的切向力時（因汽車形式不同而異），動力轉向器就開始工作。
（4）轉向后，轉向盤應自動回正，并使汽車保持在穩(wěn)定的直線行駛狀態(tài)。
（5）工作靈敏。
（6）動力轉向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)操縱車輪轉向[11]。
3.2.2 齒輪齒條轉向器形式的選擇
齒輪齒條轉向器最主要的優(yōu)點是：結構簡單、價格低廉、質量輕、剛性好、使用可靠；傳動效率高達90%；根據輸入齒輪位置和輸出特點不同，齒輪齒條式轉向器有四種形式[10]。齒輪齒條式轉向器的四種類型如圖3-1所示：中間輸入，兩端輸出（圖3-1a）；側面輸入，兩端輸出（圖3-1b）；側面輸入，中間輸出（圖3-1c）；側面輸入，一端輸出圖（圖3-1d）。
圖3-1 齒輪齒條式轉向器的四種形式
3.2.3 轉向系計算載荷的確定
為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的主要因素有轉向軸的負荷、路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。
精確地計算出這些力是困難的。為此用足夠精確的半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩。
N?mm
式中 f ——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)；
——轉向軸負荷；
P——輪胎氣壓。
作用在轉向盤上的手力為：
=122.2N
式中 ——轉向搖臂長，單位為mm；
——原地轉向阻力矩；
——轉向節(jié)臂長；
——為轉向盤直徑；
——轉向器角傳動比；
——轉向器正效率。
因齒輪齒條式轉向傳動機構無轉向搖臂，故 、不代入數(shù)值。對給定的汽車，用上式計算出來的作用力是最大值。因此，可以用此值作為計算載荷。梯形臂長度的計算：
輪輞直徑 =16in=406.4mm
梯形臂長度
=152.6mm
取=150mm
輪胎直徑
=540.3mm
取=540mm
轉向橫拉桿直徑
；=216MPa；=347.2 N·m
12.534mm
取=15mm
初步估算主動齒輪軸的直徑：
26.928mm
取=30mm
上述的計算只是初步對所研究的轉向系載荷的確定。轉向傳動機構初選參數(shù)如表3-2所示。
表3 2 轉向傳動機構初選參數(shù)
序號
參數(shù)名稱
數(shù)值
序號
參數(shù)名稱
數(shù)值
1
阻力矩（N·mm）
340805.1
5
輪胎直徑（mm）
540
2
轉向盤手力（N）
122.2
6
橫拉桿直徑（mm）
15
3
輪輞直徑（mm）
406.4
7
齒輪軸直徑(mm)
30
4
梯形臂長度（mm）
150
8
轉向器角傳動比
18
3.3 轉向系統(tǒng)設計要求
（1）轉向傳動比 當轉向盤從鎖點向鎖點轉動，每只前輪大約從其正前方開始轉動30°，因而前輪從左到右總共轉動大約60°。若傳動比是1:1，轉向盤旋轉1°，前輪將轉向1°，轉向盤向任一方向轉動30°將使其前輪從鎖點轉向鎖點。這種傳動比過于小，因而轉向盤最輕微的運動將會使車輛突然改變方向。轉向角傳動比必須使前輪轉動同樣角度時需要更大的轉向盤轉角。對乘用車，推薦轉向器角傳動比在17～25范圍內選取；對商用車，在23～32范圍內選取，這里選傳動比為18:1。即在這樣的傳動比下，轉向盤每轉動18°，前輪轉向1°。
（2）齒輪齒條式轉向器的設計要求 齒輪齒條式轉向器的齒輪多數(shù)采用斜齒圓柱齒輪。齒輪模數(shù)取值范圍多在2～3mm之間。主動小齒輪齒數(shù)多數(shù)在5～7個齒范圍變化，壓力角取20°，齒輪螺旋角取值范圍多為9°～15°。齒條齒數(shù)應根據轉向輪達到最大偏轉角時，相應的齒條移動行程應達到的值來確定。變速比的齒條壓力角，對現(xiàn)有結構在12°～35°范圍內變化。此外，設計時應驗算齒輪的抗彎強度和接觸強度[12]。
（3）EPS系統(tǒng)齒輪齒條轉向器的安裝 齒輪齒條式轉向器可安在前橫梁上或發(fā)動機后部的前圍板上。橡膠隔振套包在轉向器外，并固定在橫梁上或前圍板上。齒輪齒條轉向器的正確安裝高度，使轉向橫拉桿和懸架下擺臂可平行安置。齒輪齒條式轉向系統(tǒng)中磨擦點的數(shù)目減少了，因此這種系統(tǒng)輕便緊湊。大多數(shù)承載式車身的前輪驅動汽車用齒輪齒條式轉向機構。由于齒條直接連著梯形臂，這種轉向機構可提供好的路感[13]。
（4）主動小齒輪選用16MnCr5或15CrNi6材料制造，而齒條常采用45鋼制造。為減輕質量，殼體用鋁合金壓鑄[14]。
3.4 EPS主要部件的設計
3.4.1 齒條的設計
齒條是在金屬殼體內來回滑動的，加工有齒形的金屬條。轉向器殼體是安裝在前橫梁或前圍板的固定位置上的。齒條代替梯形轉向桿系的搖桿和轉向搖臂，并保證轉向橫拉桿在適當?shù)母叨纫允顾麄兣c懸架下擺臂平行。齒條可以比作是梯形轉向桿系的轉向直拉桿。導向座將齒條支持在轉向器殼體上。齒條的橫向運動拉動或推動轉向橫拉桿，使前輪轉向。
1、齒輪軸和齒條的設計計算
(1) 選擇材料及熱處理方式
小齒輪選用16MnCr5，滲碳淬火，齒面硬度56-62HRC
齒條選用45鋼，表面淬火，齒面硬度52-56HRC
(2) 確定許用應力
a) 確定和
MPa MPa
MPa MPa
b) 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)、。
=
式中 ——齒輪轉速（r/min）；
——齒輪轉一周，同一側齒面嚙合的次數(shù)；
——齒輪的工作壽命（h）；
c) 計算許用應力
取,
(3-9)
=1920MPa =1620MPa
應力修正系數(shù)
(3-10)
(3-11)
MPa MPa
2、初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸
(1) 選擇齒輪類型
根據齒輪傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合傳動方案。
(2) 選擇齒輪傳動精度等級。
選用7級精度
(3) 初選參數(shù)
初選=1.4 =0.8
按當量齒數(shù)
(4) 初步計算齒輪模數(shù)
轉矩
=35000 N?mm
閉式硬齒面?zhèn)鲃?，按齒根彎曲疲勞強度設計。
(3-12)
=2.208mm
(5) 確定載荷系數(shù)
(3-13)
m/s
則
(6) 修正法向模數(shù)
(3-14)
圓整為標準值 取=3mm
3、確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸
(1) 分度圓直徑
(3-15)
=19.23mm
(2) 齒頂圓直徑
(3-16)
mm
(3) 齒根圓直徑
(3-17)
=12.98mm
(4) 齒寬
mm
因為相互嚙合齒輪的基圓齒距必須相等，即。
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
(3-18)
mm
(6) 齒條齒根高
(3-19)
=3.725mm
(7) 法面齒距
(3-20)
mm
4、校核齒面接觸疲勞強度
(3-21)
=1653.6MPa<
所以齒面接觸疲勞強度滿足要求[15]。
齒條的尺寸設計參數(shù)如表3-3所示。
表3-3 齒條的尺寸設計參數(shù)
序號
項目
尺寸參數(shù)(mm)
1
總長
730
2
直徑
25
3
齒數(shù)
20
4
法向模數(shù)
3
3.4.2 齒輪軸的設計
齒輪是一只切有齒形的軸。它安裝在轉向器殼體上并使其齒與齒條上的齒相嚙合。齒輪齒條上的齒可以是直齒也可以是斜齒。齒輪軸上端與轉向柱內的轉向軸相連。因此，轉向盤的旋轉使齒條橫向移動以操縱前輪。齒輪軸由安裝在轉向器殼體上的球軸承支承[16]。
齒輪軸的尺寸設計參數(shù)如表3-4所示。
表3-4 齒輪軸的尺寸設計參數(shù)
序號
項目
尺寸參數(shù)(mm)
1
總長
120
2
齒寬
35
3
齒數(shù)
7
4
法向模數(shù)
3
5
螺旋角
14°
6
螺旋方向
左旋
3.4.3 轉向橫拉桿及其端部的設計
轉向橫拉桿與梯形轉向桿系的相似。球頭銷通過螺紋與齒條連接。當這些球頭銷依制造廠的規(guī)范擰緊時，在球頭銷上就作用了一個預載荷。防塵套夾在轉向器兩側的殼體和轉向橫拉桿上，這些防塵套阻止雜物進入球銷及齒條中[18]。
轉向橫拉桿端部與外端用螺紋聯(lián)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[19]。
橫拉桿的接頭位于橫拉桿的兩端,主要作用是傳遞扭矩,使梯形臂轉動。零件有一個螺紋孔，主要作用是連接橫拉桿。還有一個內螺紋孔，主要作用是連接梯形臂。
轉向橫拉桿及接頭的尺寸設計參數(shù)如表3-3所示。
表3-5 轉向橫拉桿及接頭的尺寸設計參數(shù)
序號
項目
尺寸參數(shù)（mm）
1
橫拉桿總長
340
2
橫拉桿直徑
15
3
螺紋長度
50
4
外接頭總長
251
5
球頭銷總長
62
6
球頭銷螺紋公稱直徑
M101
7
外接頭螺紋工程直徑
M121.5
3.4.4 齒條調整裝置的設計
齒條導向座安裝在齒條光滑的一面。齒條導向座和與殼體螺紋連接的調節(jié)螺塞之間連有一個彈簧。彈簧在齒輪與齒條的配合中有非常大的作用，此調節(jié)螺塞由鎖緊螺母固定。齒條導向座的調節(jié)使齒輪、齒條間有一定預緊力，此預緊力會影響轉向沖擊、噪聲及反饋[20]。
齒條調整裝置的設計包括齒條導向座、殼體、彈簧、調節(jié)螺塞和鎖緊螺母的設計，在設計過程中注意它們之間的配合。
齒條調整裝置的尺寸設計參數(shù)如表3-6所示。
表3-6 齒條調整裝置的尺寸設計參數(shù)
序號
項目
尺寸參數(shù)（mm）
1
導向座外徑
45
2
導向座高度
40
3
螺塞螺紋公稱直徑
M352
4
螺塞高度
20
5
鎖止螺母高度
5
6
彈簧總圈數(shù)
5.25
7
彈簧節(jié)距
3
8
彈簧外徑
20
9
彈簧工作高度
31.58
3.5 本章小結
本章是電動助力轉向系統(tǒng)的設計，主要內容如下：
(1) 對電動助力轉向系統(tǒng)中的齒輪齒條轉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向系參數(shù)，對主要元件進行結構設計。
(2) 根據已知條件，對電動助力轉向系統(tǒng)中的齒輪齒條式轉向器進行了齒輪軸和齒條的設計計算
第 4 章 轉向梯形的優(yōu)化設計
4.1 轉向梯形數(shù)學模型推導
4.1.1 理想的左右轉向輪轉角關系
汽車轉向示意圖如圖4-1所示。
v
a
b
b
a
B
1.1 L
1.2 R
圖4-1汽車轉向示意圖
為了避免在汽車轉向時產生的路面對汽車行駛的附加阻力和輪胎磨損過快，要求轉向系統(tǒng)即可能保證在汽車轉向時，所有的車輪均作純滾動。顯然，這只有在所有車輪的軸線都相交于一點時方能實現(xiàn)。此交點被稱為轉向中心。如圖4-1所示，汽車左轉彎時，內側轉向輪轉角應大于外側車輪的轉角。當車輪被視為絕對剛體的假設條件下，左右轉向輪轉角和應滿足Ackermann轉向幾何學要求，如式4-1所示。
式中 ——內側轉向輪轉角；
——外側轉向輪轉角；
B－兩側主銷軸線與地面相交點之間的距離；
L－汽車前后軸距；
R－轉彎半徑。
根據式4-1可得理想的右輪轉角，如式4-2所示。
同理，當汽車右轉向時，Ackermann轉角關系如式4-3所示。
根據式4-3可得理想的右輪轉角，如式4-4所示。
4.1.2 實際的左右轉向輪轉角關系
圖4-2是一種含有驅動滑塊的常用斷開式轉向梯形機構。齒輪齒條轉向機構將方向盤的旋轉運動轉化成齒條（滑塊）的直線運動，繼而驅動轉向梯形機構實現(xiàn)左右前輪轉向。斷開式轉向梯形機構如圖4-2所示。
圖中：——轉向機齒條左右球鉸中心的距離；
——左右橫拉桿的長度；
——左右轉向節(jié)臂的長度；
——車輪中心至轉向主銷的距離；
——轉向齒條從中心位置向左的位移量；
——轉向齒條從中心位置向左的位移量；
——轉向齒條左右球鉸中心連線與左右轉向主銷中心連線之偏距；
——直線行駛時，轉向齒條左球鉸中心和左轉向主銷的水平距離；
——轉向節(jié)臂與汽車縱軸線的夾角。
圖4-2 由齒輪齒條轉向機驅動的斷開式轉向梯形機構
運用余弦定理和三角函數(shù)變換公式，經推導可得：
A點的坐標值為：
式中 ，，
——表示轉向齒條左球鉸中心和左轉向主銷中心的實際距離
當A點位于O點的左側——即時：
當A點位于O點的右側——即時
當D點位于O點的左側——即時：
當D點位于O點的右側——即時：
4.2 優(yōu)化目標函數(shù)和約束條件的確定
4.2.1 優(yōu)化目標函數(shù)的確定
由于現(xiàn)有的轉向梯形機構并不能夠完全滿足Ackermann轉向幾何學要求，實際上只能在一定的車輪轉角范圍內，使兩側車輪偏轉角的關系大體上接近于理想關系。同時，Matlab軟件中提供了非線性規(guī)劃的相關優(yōu)化函數(shù)，因此，本著最大限度地逼近理想的阿克曼轉角的原則，我們采用離散化方法，給出了優(yōu)化設計目標函數(shù)為：
式中 ——右側轉向輪的實際轉角；
——右側轉向輪的理想轉角；
——取值次數(shù)。
4.2.2 優(yōu)化約束條件的確定
對于一般汽車，其方向盤最大行程大約為（約三圈），轎車的轉向系統(tǒng)傳動比大約為，轉向輪最大轉角約為。依據該轎車設計要求，其轉向輪最大轉角設計為左右，而齒條的行程為mm。由于橫拉桿和轉向節(jié)臂之間主要是傳遞力的作用關系，因此，在傳動過程中，兩桿之間應該盡可能地保持小的壓力角，以保證兩桿間壓力角在規(guī)定的范圍內。
根據該輪邊驅動電動車的布置尺寸和上述設計基本要求，確定各優(yōu)化變量的取值范圍為：
原車轉向梯形尺寸設為設計變量的初值：
4.3 優(yōu)化結果及驗證
利用非線性最小二乘法對該轉向梯形進行優(yōu)化，優(yōu)化結果如下：
車輛優(yōu)化前后的理想和實際的汽車內外車輪轉角的關系曲線分別如圖4-3a和4-3b所示。
從圖中可以看出，對于原轉向梯形機構，當左輪轉角超出 （負號表示右轉彎）范圍后，實際轉角與理想值即已產生偏差，左側車輪轉角為 時的偏差已達 ，而在最大轉角處的偏差為 ，相對誤差為2.83%；
而優(yōu)化后的轉向梯形機構，當左側車輪轉角在 范圍內變化時，實際值與理想值能夠很好地相吻合，只有在較大轉角時，二者之間才產生了微小偏差，當左側車輪轉角達到最大時（約），右側車輪的實際轉角與理想轉角之間的差值為，相對誤差為2.76%。在轉向輪轉角范圍內，選取30個點，計算優(yōu)化目標函數(shù)值，對于原轉向梯形機構，其函數(shù)值為0.0042，而優(yōu)化后下降為0.0021。
從優(yōu)化前后理想和實際的汽車內外車輪的轉角關系可以看出，優(yōu)化取得很好的效果。優(yōu)化后實際轉角與理想值已盡可能地縮小,尤其在小轉角范圍內優(yōu)化效果明顯。
以下從優(yōu)化后的轉向梯形的轉向節(jié)臂與轉向橫拉桿之間的壓力角的變化來近一步驗證分析優(yōu)化的效果。
由于壓力角影響著轉向過程中的動力傳遞效率，優(yōu)化后的轉向梯形的轉向節(jié)臂與轉向橫拉桿之間的壓力角 的變化曲線如圖4-4所示。
從圖中可以看出，該壓力角在車輪轉角的大部分變化范圍內都保持較小值，即較高的傳動效率，只有當左側（或右側）車輪達到或者接近于左轉（或右轉）時的極限轉角時，壓力角才比較大，由于汽車進行極限轉向的頻率比較低。
因此，優(yōu)化結果可行。
(a)
（b）
圖4-3 汽車內外側車輪轉角關系
圖4-4壓力角變化曲線
4.4 本章小結
本章介紹了與齒輪齒條式轉向器配用的轉向傳動機構的優(yōu)化設計，介紹了該轉向機構的優(yōu)化設計方法，給出了優(yōu)化結果，并進行了驗證分析。
第 5 章 三維實體建模和有限元分析
5.1 三維實體建模
本設計根據以上轉向傳動方案的選取和尺寸結構的計算，繪制了齒條助力式轉向系統(tǒng)三維圖，如圖5-1至5-3所示。
圖5-1 轉向系統(tǒng)總裝配圖
圖5-2 轉向傳動機構
圖5-3 轉向操縱機構
5.2 轉向節(jié)有限元分析
轉向節(jié)是汽車車橋上的重要部件之一，它承受轉向輪的負載以及路面?zhèn)鬟f來的沖擊，同時還傳遞來自轉向器的轉向力實現(xiàn)對汽車行駛方向的控制，因此對其在強度、抗沖擊性、疲勞強度以及可靠性方面都有很高的要求，對轉向節(jié)零部件進行強度分析十分必要。
5.2.1 轉向節(jié)受力分析
根據汽車設計手冊，對轉向節(jié)的受力按照3種危險工況進行計算分析，即：緊急制動工況、側滑工況和越過不平路面工況。由文獻[2]可知，轉向節(jié)的基本受力情況有3種，即：車輪受垂直力、車輪受側向力和車輪受縱向力。根據車輛行駛過程中轉向節(jié)的受力分析可得：緊急制動工況即為垂直力和縱向力共同作用的組合工況；側滑工況即為垂直力和側向力共同作用的組合工況；越過不平路面工況即為垂直力單獨作用的工況。根據3種基本受力極限工況下車輪上的動載荷值進行計算，即：
最大垂直動載荷 （5-1）
式中：——動載系數(shù)；
——前輪靜載荷；
最大側向載荷： （5-2）
式中 ——道路附著系數(shù)；
最大縱向載荷： （5-3）
式中 ——汽車制動時的重量分配系數(shù)，本文取為1.4。
5.2.2 轉向節(jié)有限元模型的建立
本文采用CATIA軟件建立了幾何模型,建立模型后將其導入ANSYS軟件中。對轉向節(jié)劃分網格,建立的有限元分析模型如圖5-4所示：
圖5-4 有限元分析模型
轉向節(jié)的材料為40Cr，其彈性模量E=196GPa，泊松比 ，屈服極限MPa，取安全系數(shù)n=2，則許用應力=394MPa。由于40Cr屬于塑性材料，故在進行強度計算時，采用屈服極限作為該材料的極限應力。根據轉向節(jié)實際使用狀態(tài)進行約束添加。對轉向節(jié)的上下兩個主銷孔進行加載約束，轉向節(jié)加力點為車輪中心位置。
5.2.3 仿真分析
本文所研究車型參數(shù)如表5-1所示，根據以上分析對模型進行加載，本文給出越過不平路面工況、緊急制動工況和側滑工況三種危險工況下的分析結果。
（1）汽車在越過不平路面工況下的轉向節(jié)的變形圖和應力圖分別如圖5-5和5-6所示。
表5-1整車基本性能參數(shù)表
序號
整車參數(shù)
數(shù)值
1
整車質量/kg
2090
2
軸距/mm
2800
3
輪距/mm
1590(前)
4
前軸軸荷（滿載）/kg
765
5
輪胎型號
215/60R16(前)
6
動載系數(shù)
2.0
7
道路附著系數(shù)
0.8
圖5-5 越過不平路面工況下的變形圖
圖5-6 越過不平路面工況下的應力圖
轉向節(jié)在越過不平路面的工況下進行的有限元分析的結果表明，轉向節(jié)的變形量很小，在正?，F(xiàn)行范圍內。轉向節(jié)的應力小于許用應力394MPa，所以轉向節(jié)的結構設計在此危險工況下符合要求。
（2）汽車在緊急制動工況下的轉向節(jié)的變形圖和應力圖分別如圖5-7和5-8所示。
圖5-7 緊急制動工況下的位移圖
圖5-8 緊急制動工況下的應力圖
轉向節(jié)在緊急制動的工況下進行的有限元分析的結果表明，轉向節(jié)的變形量很小，在正常變形范圍內。轉向節(jié)的應力小于許用應力394MPa。所以轉向節(jié)的結構設計在此危險工況下符合要求。
（3）汽車在側滑工況下的轉向節(jié)的變形圖和應力圖分別如圖5-9和5-10所示。
轉向節(jié)在緊急制動的工況下進行的有限元分析的結果表明，轉向節(jié)的變形量很小，在正