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539 352履带拖拉机－单级最终传动装置设计（有cad原图+中英文翻译） 352 履带 拖拉机 最终传动 装置 设计 cad 原图 中英文 翻译

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最终传动装置设计摘要履带式拖拉机能够正常行驶，拖拉机驱动轮需要足够的驱动力。这就需要一套能够增加传动系的传动比的专署机构。它将进一步降低驱动轮转速，从而提高驱动轮的转矩，这就是所谓的最终传动。同时履带式拖拉机的最终传动还用来提高后桥的离地间隙。所以最终传动要有适当的传动比；保证后桥处有足够的离地间隙；齿轮要具有较高的支承刚度；靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。外置式外啮合圆柱齿轮最终传动，使最终传动成为一个独立部件，便于拆装和维修。这种结构的主、从动齿轮在壳体内的支持可以布置成简支梁式，对提高支撑刚度有利。主动轮的啮合条件降低了轮齿上的载荷，提高了承载能力，但结构复杂。最终传动的传动比较大，齿轮和轴受载严重，径向尺寸受到轮辋尺寸和离地间隙的限制而不能太大。为了在结构紧凑的情况下，保证齿轮有足够的强度，外啮合圆锥齿轮的最终传动常常采用较大的齿宽和较少的齿数。为了保持齿轮的良好啮合，必须保证两齿轮轴中心线的平行度。关键词：主动齿轮，最终传动，直齿，保护板 TGHE FINAL DRIVES DESINABSTRACT Track type tractor can be normal to drive, the tractor drives a demand to drive the dint enough . This need a set of canning increase to spread to move is of spread the exclusive organization that move compare. It will further lower to drive the rotation soon, from but the exaltation drives a the round turns to be apart from, this is so-called of end spread to move .At the same time track type tractor of end spread to move to still use to leave a cleft after increasing to the bridge.Outside install outside the place type matches the cylinder wheel gear the end spreading moves, making end spreading moved to become an independent parts, easy to dismantle to pack with maintain. This kind of structural lord, from move the wheel gear to can arrange in the hull support in a beam type, prop up to the exaltation just the degree is beneficial .Install of the active round matches the term lowers a ascends of is increases by dint, loading ability, but the construction sophisticates.It is end to spread to spread to move dynamically bigger, the wheel gear suffers to carry with stalk seriously, the path is left by a size with toward size the restrict of a ground of clefts but cant be too big. For the sake of under the situation that construction tightly packed, guarantee to wheel gear contain enough strength, the outside match the cone wheel gear end to spread to move to usually adopt the bigger breadth with the number of the less.KEY WORD：Drive gear wheel , The final drive, Spur gear，Guard符 号 说 明C 基本额定动载荷Co 基本额定静载荷 Fr 径向力Fa 轴向力Ft 圆周力 Ka 使用系数 Kv 动载系数 KF 齿向载荷分布系数 KF 齿间载荷分布系数KH 齿向载荷分布系数KH 齿间载荷分布系数Lh 轴承寿命n 转速 Y 抗弯强度重合度系数 Y 抗弯强度螺旋角系数 Y 抗弯强度重合、螺旋角系数 Zh 节点区域系数ZE 材料的弹性系数 Z 接触强度重合度系数Z 接触强度螺旋角系数Z 重合、螺旋角系数Zn 接触疲劳寿命系数 Zx 接触强度尺寸系数 目 录第一章 前言. .1第二章 传动系统概述.2第三章 最终传动概述.33.1 最终传动装置的功用和要求. .33.2 最终传动的分类、结构分析及评价.33.2.1 外啮合圆柱齿轮最终传动. .33.2.2 内啮合圆柱齿轮最终传动.43.2.3 行星齿轮最终传动.43.3 最终传动的传动方案及结构简图.4第四章 总体设计.64.1机械式传动系统总传动比及各部件传动比的确定.64.1.1 传动系的总传动比.64.1.2 总传动比在各部件间的分配.7第五章 最终传动装置设计.85.1 最终传动装置主要参数的选择.85.2 最终传动装置强度校核.95.2.1 齿轮强度校核. 95.2.2 轴承寿命校核. .185.2.3 轴强度校核.205.2.4 螺栓强度校核.22第六章 结论. .26参考文献.27致谢. .28 第一章 前 言拖拉机的主要任务是用来拖带农机具进行各种田间作业（如翻地、播种、中耕等）；也可作为其他农业机械（如脱谷机、扬场机等）的动力；另外拖带拖车可进行运输作业。为适应农业生产中各项作业的需要，拖拉机分有履带式和轮式两种。履带式拖拉机的特点是行走部分与地面的接触面积大，压强小，对土壤压实的作用小，而且不易打滑，可以在湿度较大的土壤上进行作业。一般履带式拖拉机的离地间隙小而功率大，适用于大面积的翻地、播种等主要农业作业。如东方红54和75拖拉机。拖拉机基本上是由发动机、传动装置、车架和行走装置、操纵装置、工作装置和电气设备等六部分组成。传动装置的功用是将发动机的动力传递给行走装置或其他工作装置；在驾驶员的操纵下，使拖拉机起步，停车；改变牵引力或行进方向，它包括离合器、变速箱、中央传动和最终传动等。本毕业设计说明书，主要讲述了最终传动的选择设计和方案分析。对最终传动的分类和工作原理进行了深入的对比和分析，选出最优方案来进行设计，选择合适的机构和零件。这次设计是在以往所学基础和专业课程的基础上设计的，经过对比其他车型同类装置的设计方案，有选择的借鉴或创新来进行设计。由于本书编写时间仓促，编者水平有限，难免有漏洞，诚恳的希望老师和同学批评指正。第二章 动系概述传动系使拖拉机底盘的重要组成部分。它的具体任务是：增扭减速、变扭变速、切断动力和平顺接合动力、改变动力旋转方向、改变动力旋转平面等。拖拉机的传动系由机械式和液压式两大类，目前普遍采用机械式传动系。轮式拖拉机的传动系组成，它包括离合器、变速箱、中央传动、最终传动四个部分。通常将中央传动、最终传动和位于同一壳体内的差速器合称为后桥。离合器接合时，发动机动力便从离合器经变速箱的挂档齿轮副传给中央传动，然后由中央传动大锥齿轮将动力经差速器分配给两边的最终传动，最后传给驱动轮。离合器分离时，动力就切断。履带拖拉机的传动系组成，其传动线路与轮式拖拉机基本相同。主要差别在于后桥中没有差速器，而在中央传动与最终传动之间装有左、右两个转向机构。如下图所示：图2-1 拖拉机传动系统示意图根据传动系的功用、生产和使用等方面的情况，对它提出下列基本要求：1. 零件要有足够的强度和刚度；2. 零件工作表面要有足够的耐磨性，需要润滑的表面要保证良好润滑；3. 要有较高的传动效率，尽可能减小传动损失；4. 结构尽可能简单，操作、装拆和维修要方便。第三章 最终传动概述最终传动是传动系中最后一级增扭减速机构。通常它的传动比比较大，以减轻变速箱、中央传动等传动件的受力，减小它们的结构尺寸。最终传动大多采用直齿圆柱齿轮，材料多数采用22CrMnMo和18CrMnTi。在传动型式上用得较多的是外啮合齿轮式传动，也有采用行星齿轮式传动的。3.1最终传动的功用和要求最终传动的主要任务是再进一步增扭减速。为了满足拖拉机的工作要求，所需要的传动比是很大的。例如拖拉机作农田耕作时，需将发动机的扭矩增大数十倍，乃至一百倍，即使作高速运输作业，也需将发动机的转速降低二十多倍。显然，仅仅靠变速箱和中央传动来实现这样大的传动比是不够合理的。实际上一般拖拉机的传动系都实行多级增扭减速，即变速箱、中央传动和最终传动都分担着增扭减速的任务，整个传动系的传动比等于三者传动比的乘积。也有个别拖拉机不设最终传动，这样就必须增加变速箱和中央传动的传动比，以满足增扭减速的要求。对最终传动的要求是：要有适当的传动比；保证后桥处有足够的离地间隙；齿轮要具有较高的支承刚度，以保证在全齿宽上较好的啮合；靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。3.2最终传动的分类、结构分析及评价最终传动按其传动形式分为：外啮合圆柱齿轮最终传动内啮合圆柱齿轮最终传动行星齿轮最终传动。3.2.1外啮合圆柱齿轮最终传动按其结构布置分为外置式和内置式两种。外置式的左、右最终传动各自安装在靠近驱动轮的单独壳体内，使最终传动成为一个独立部件，便于拆装和维修。这种结构的主、从动齿轮在壳体内的支承可以布置成简支梁式，对提高支撑刚度有利。主动齿轮的啮合条件降低了轮齿上的载荷，提高了承载能力，但结构复杂。内置式的左、右最终传动和中央传动、差速器共同布置在后桥壳内。这种结构节省了最终传动的单独壳体。农艺离地间隙取决于轮胎半径和半轴壳半径。道路离地间隙一般比较小。取决于轮胎半径和最终传动从动齿轮的半径。制动器布置在左、右最终传动主动轴外侧，位于壳体之外，保养、维修方便。从动齿轮轴审查壳体外较长，便于将驱动轮在轴上移动进行轮距调整。内置式从动齿轮多为悬臂支承，刚度较简支梁差。为了提高支承刚度以提高齿轮寿命，可改用简支梁方案。3.2.2内啮合圆柱齿轮最终传动某些轮式拖拉机在设计时，要求较高的地隙和较大的传动比。在轮辋直径较小，布置不下外啮合圆柱齿轮，而采用行星传动不能抬高地隙的情况下，可以采用内啮合圆柱齿轮传动。由于内啮合小齿轮只能采用悬臂结构，刚度差，较难保证轮齿在全齿宽上很好地啮合。所以这种最终传动只在个别小型拖拉机上采用。3.2.3行星齿轮最终传动行星齿轮最终传动结构紧凑，能获得较大传动比，但不能用来提高离地间隙。其结构布置有靠近车轮的、靠近后桥壳体的和无专设驱动轴的三种。行星齿轮最终传动结构比较紧凑，它可在较小的外廓尺寸下获得较大的传动比，又因它有三个行星齿轮沿圆周均布同时传力，故轮齿上所受的作用力较小，工作寿命较长。此外，行星齿轮机构的主动轴和从动轴可以在同一轴线上，这样可以降低拖拉机的重心，提高拖拉机的稳定性。这种传动型式适用于把最终传动布置在靠近驱动轮的位置。但行星齿轮机构的齿轮数较多，故制造成本较高。3.3 最终传动的传动方案及机构简图本次设计的352履带式拖拉机主要用来进行田间耕种，工作条件恶劣。参照国内外拖拉机最终传动装置的基本参数：表3-1国内外拖拉机型号及设计参数由上分析本次设计选择外置式外啮合圆柱齿轮传动，其结构简单且便于维修。机构简图如下图3-1外置式外啮合圆柱齿轮传动机构简图图3-1中1为驱动轮，2为主动齿轮，3为从动齿轮。第四章 总体设计由任务书可知：发动机标定转速neb2000 r/min，标定功率Peb=25.8Kw则其标定转矩为Teb9550Peb/neb=955025.8/2000Nm=123.195Nm4.1机械式传动系统总传动比及各部件传动比的确定4.1.1传动系的总传动比传动系的总传动比是根据拖拉机的工作速度和发动机的标定转速来确定。拖拉机某挡（j挡）的总传动比ij按下式计算： （4-1）式中：neb发动机标定转速（r/min） rd 驱动轮动力半径（m） vij拖拉机某挡(j挡)理论工作速度(km/h)驱动轮节圆直径Dq(mm): （4-2）式中：节距t125mm，齿数z12。结果：Dq482.96mm则rd241.5mm，neb2000 r/min，vi12 km/h，vi510km/h所以总传动比ij18.291.454.1.2 总传动比在各部件间的分配传动系的总传动比ij一般是由变速器传动比ibj、中央传动传动比iz、最终传动传动比im组成。其一般表达式为：ij=ibjizim根据相关设计手册及工作经验。变速器的传动比可以按下式初算：0.6ibjvimax/vimin即ibj的范围是0.65外啮合圆柱齿轮最终传动的传动比im6.5中央传动锥齿轮的传动比iz可由下式确定： （4-3）分配各部件的传动比：im4.62 iz=3.01 ibj=16.25第五章 最终传动设计5.1 最终传动装置主要参数的选择最终传动的传动比较大，齿轮和轴受载严重，径向尺寸受到轮辋尺寸和离地间隙的限制而不能太大。为了在结构紧凑的情况下，保证齿轮有足够的强度，外啮合圆柱齿轮的最终传动常常采用较大的齿宽b和较少的齿数z1。通常主动齿轮齿数z1等于12-15，个别少到9。齿宽b和模数m之比一般为8-10。为了保证大齿轮的齿宽能全部参加啮合及提高小齿轮的弯曲承载能力，小齿轮的齿宽一般略大于大齿轮。齿宽不宜过大，否则在支承刚度不足的情况下，往往造成齿轮因局部偏载而损坏。所以，齿轮的支承刚度对齿轮的寿命影响极大。为了保持齿轮的良好啮合，必须保证两齿轮轴心线的平行度。除了从加工、安装各个环节采取措施外，另一方面就是提高支承刚度，避免本来平行的轴线，受载后因支承变形而变成不平行。具体措施是：1） 改善支承刚度：将悬臂支承改为简支梁支承；采用刚度较大的滚子轴承代替球轴承；轴承直接安装载壳体上，避免安装在和壳体有径向间隙的中间零件上。2） 提高两齿轮轴线平行度：设计时应尽量使四个轴承孔在同一壳体上，便于在一次镗孔中完成加工；对于履带拖拉机，由于驱动轮受力严重，冲击频繁，这些力如传给最终传动壳体，易于导致壳体（尤其是壳体和后桥联接处）损坏。因此，一般常见结构是使驱动轮和齿轮上的力通过轴承经过不转动的后轴，传给后桥壳体。这就是最终传动壳体只有局部承受小齿轮上的力，大部分壳体只起到防护罩作用。现有的一些拖拉机，此轴的刚度仍属不够，常因履带卡入石块或土石方作业负荷过大而变形，影响齿轮啮合。另外在这种结构中，两轴的相对位置受多个加工、安装环节的尺寸链的影响，轴线的平行度不易达到高要求；为了既保证齿轮轴线的平行度，又能改善履带拖拉机最终传动壳体的受力状况，可将最终传动壳体的下部和后桥壳体相联，以加强刚度。这种结构是以油封座的外圆定位，装入传动箱壳体，用螺栓把最终传动壳体和传动箱固定在一起。除从提高最终传动刚度方面改善齿轮的啮合状态来提高承载能力外，还可以通过合理设计齿轮来提高齿轮副本身的承载能力。在拖拉机上，提高齿轮副承载能力的常用方法有：通过齿轮变位，降低小齿轮在单对齿啮合区内界点的接触应力，从而提高其承载能力。一般小齿轮采用较大的正的径向变位系数X1，从动齿轮的变位系数为X2，X1X2，啮合角一般为2022；采用大啮合角的角变位，啮合角增大到2426，以提高单对齿的承载能力。试验和实践表明，这样做能有效地提高最终传动外啮合圆柱齿轮的寿命。但啮合角的增大受齿顶变尖，重合度降低和噪声增加的限制。有些拖拉机的最终传动齿轮是采用高度变位的，即X1X2，当X1很大时，大齿轮削弱较大，容易损坏。新设计的拖拉机已很少采用这种变位方法。最终传动产生局部偏载的另一个主要原因时大齿轮直径较大，淬火后要保证其尺寸精度是困难的。改善办法是小齿轮采用鼓形齿，以消除啮合中偏载的一种方法。鼓形齿的最终传动中的应用，可避免载荷集中在一端，对减少轮齿的变形和应力极为有利，试验表明，可使齿轮因偏载而引起的过高的局部弯曲应力明显降低。根据前面对最终传动装置传动比的分配，结合国内外拖拉机的设计参数。本次设计的主要参数为模数(法面模数) Mn=5.5，齿轮1齿数 z1=13，齿轮1变位系数 x1=0.560，齿轮1齿宽 b1=67mm，齿轮2齿数 z2=60，齿轮2变位系数 x2=-0.327，齿轮2齿宽 b2=58mm，标准中心距 A0=200.75000mm，实际中心距 A=202.00262mm，齿数比 U=4.61538。5.2 最终传动装置强度校核零件设计出来必须满足强度要求，无论是齿轮还是轴都要分析其受力情况。当无法满足强度要求时要及时更换零件。5.2.1 齿轮强度校核名义计算载荷可按下述两方面去计算，取其中较小者。1) 按发动机的标定转矩换算到被计算的零件上去。换算时要考虑发动机至该零件的传动比和传动效率： (5-1)代入数据可得主动齿轮的名义计算载荷： 按驱动轮附着转距计算，也要考虑传动比和传动效率： (5-2)式中：驱动轮胎数或履带数；单条履带承载量；驱动轮动力半径；分别从被计算零件到驱动轴之间的传动比和传动效率；附着系数，履带为0.83。代入数据可得主动齿轮的名义计算载荷T1： T1235000.830.2415/(4.620.980.5) =619.8 Nm则从动齿轮的名义计算载荷T2：T22806.2 NmF2t2T2/d222806200/330N17007.27NF2rF2tcos20sin205466N齿轮的损坏形式有：齿轮折断、齿面疲劳剥落、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。各种变速装置包括此最终传动装置其齿轮的适用条件是相似的，材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。因此可以用一些简化的计算公式一样可以进行齿轮的强度计算。齿轮弯曲强度简化计算公式： （53）其中为弯曲应力（MPa）；为圆周力（N）；为计算载荷（Nmm）；d表5-1 设计齿轮参数及计算公式尺寸和参数名称计算公式模数m5.5齿数z及齿数和zz1=13 , z2=60 , z=73齿形角（）20渐开线函数invinvtan-齿顶高系数ha*和顶隙系数c*ha*=1.00，c*=0.25理论中心距 A0(mm)A0=m(z1z2)/2啮合角arccos（z1z2）mcos2中心距变动系数yy（AA0）/m反变位系数z1z22inv-invtan（coscos-1）变位系数和XsumXsum=y变位系数xx1x2Xsum齿顶高ha（mm）ha（ha*x）m全齿高h（mm）h（2ha*+C*）m分度圆直径d（mm）dmz齿顶圆直径da（mm）dad2ha齿根圆直径df（mm）dfda2h基圆直径dp（mm）dpAzz齿距（周节）p（mm）Pm分度圆弧齿厚s（mm）s（22xtan）m齿顶圆压力角aaarccos（db/da ）公法线长度W（mm）Wmcos（k0.5）zinv2xmsin为节圆直径（mm）；为应力集中系数，可近似取1.65；为摩擦力影响系数，主从动齿轮在啮合点上摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮1.1，从动齿轮0.9；b为齿宽（mm）；t为端面齿距（mm），tm，m为模数；y为齿形系数。齿轮接触应力计算公式： （5-4）其中为齿轮的接触应力；F为齿面上的法向力；E为弹性模量（MPa）；b为齿宽（mm）； 为主、从动齿轮节点处的曲率半径。下面列出计算结果：设计参数传递功率 P=7.85(kW)传递转矩 T=757.17(Nm)齿轮1转速 n1=99(r/min)齿轮2转速 n2=21.43(r/min)传动比 i=4.62原动机载荷特性 SF=中等振动工作机载荷特性 WF=强烈振动布置与结构结构形式 ConS=闭式齿轮1布置形式 ConS1=对称布置齿轮2布置形式 ConS2=对称布置材料及热处理齿面啮合类型 GFace=硬齿面热处理质量级别 Q=ME齿轮1材料及热处理 Met1=20CrMnTi齿轮1硬度取值范围 HBSP1=5662齿轮1硬度 HBS1=59齿轮1材料类别 MetN1=0齿轮1极限应力类别 MetType1=13齿轮2材料及热处理 Met2=20CrMnTi齿轮2硬度取值范围 HBSP2=5662齿轮2硬度 HBS2=59齿轮2材料类别 MetN2=0齿轮2极限应力类别 MetType2=13齿轮精度齿轮1第组精度 JD11=7齿轮1第组精度 JD12=7齿轮1第组精度 JD13=7齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L齿轮2第组精度 JD21=7齿轮2第组精度 JD22=7齿轮2第组精度 JD23=7齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L齿轮基本参数模数(法面模数) Mn=5.5(2)端面模数 Mt=5.50000螺旋角 =0.00000(度)基圆柱螺旋角 b=0.0000000(度)齿轮1齿数 Z1=13齿轮1变位系数 X1=0.560齿轮1齿宽 B1=67(mm)齿轮1齿宽系数 d1=0.937齿轮2齿数 Z2=60齿轮2变位系数 X2=-0.327齿轮2齿宽 B2=58(mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.176总变位系数 Xsum=0.233标准中心距 A0=200.75000(mm)实际中心距 A=202.00262(mm)齿数比 U=4.61538端面重合度 =1.41948纵向重合度 =0.00000总重合度 =1.41948齿轮1分度圆直径 d1=71.50000(mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=88.60225(mm)齿轮1齿根圆直径 df1=63.91000(mm)齿轮1齿顶高 ha1=8.55112(mm)齿轮1齿根高 hf1=3.79500(mm)齿轮1全齿高 h1=12.34612(mm)齿轮1齿顶压力角 at1=40.684513(度)齿轮2分度圆直径 d2=330.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=337.34525(mm)齿轮2齿根圆直径 df2=312.65300(mm)齿轮2齿顶高 ha2=3.67262(mm)齿轮2齿根高 hf2=8.67350(mm)齿轮2全齿高 h2=12.34612(mm)齿轮2齿顶压力角 at2=23.185930(度)齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=10.83906(mm)齿轮1分度圆弦齿高 hh1=8.96430(mm)齿轮1固定弦齿厚 sch1=9.60855(mm)齿轮1固定弦齿高 hch1=6.80237(mm)齿轮1公法线跨齿数 K1=3齿轮1公法线长度 Wk1=43.70005(mm)齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=7.32982(mm)齿轮2分度圆弦齿高 hh2=3.71333(mm)齿轮2固定弦齿厚 sch2=6.47271(mm)齿轮2固定弦齿高 hch2=2.49459(mm)齿轮2公法线跨齿数 K2=7齿轮2公法线长度 Wk2=108.93028(mm)齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)端面齿顶高系数 ha*t=1.00000端面顶隙系数 c*t=0.25000端面压力角 *t=20.0000000(度)检查项目参数齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.04662齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04127齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.02972齿轮1齿距极限偏差 fpt()1=0.01805齿轮1齿形公差 ff1=0.01439齿轮1一齿切向综合公差 fi1=0.01947齿轮1一齿径向综合公差 fi1=0齿轮1齿向公差 F1=0.01653齿轮1切向综合公差 Fi1=0.06102齿轮1径向综合公差 Fi1=0.05778齿轮1基节极限偏差 fpb()1=0.01696齿轮1螺旋线波度公差 ff1=0.01947齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx()1=0.01653齿轮1齿向公差 Fb1=0.01653齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01653齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00827齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.07221齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.28884齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.08982齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.06031齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.04156齿轮2齿距极限偏差 fpt()2=0.02024齿轮2齿形公差 ff2=0.01762齿轮2齿切向综合公差 fi2=0.02272齿轮2齿径向综合公差 fi2=0齿轮2齿向公差 F2=0.00630齿轮2切向综合公差 Fi2=0.10745齿轮2径向综合公差 Fi2=0.08443齿轮2基节极限偏差 fpb()2=0.01902齿轮2螺旋线波度公差 ff2=0.02272齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx()2=0.00630齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.08095齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.32380中心距极限偏差 fa()=0.03283强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 Hlim1=1384.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值 FE1=868.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值 H1=1745.2(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 F1=827.9(MPa)齿轮2接触强度极限应力 Hlim2=1384.0(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值 FE2=868.0(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值 H2=1745.2(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值 F2=827.9(MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.00弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40接触强度计算应力 H=1584.5(MPa)接触疲劳强度校核 HH=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 F1=460.5(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 F2=168.3(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核 F1F1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核 F2F2=满足强度校核相关系数齿形做特殊处理 Zps=特殊处理齿面经表面硬化 Zas=表面硬化齿形 Zp=一般润滑油粘度 V50=120(mm2/s)有一定量点馈 Us=不允许小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m)载荷类型 Wtype=双向转动齿轮齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m (Ra2.6m)刀具基本轮廓尺寸 圆周力 Ft=21179.580(N)齿轮线速度 V=0.371(m/s)使用系数 Ka=2.000动载系数 Kv=1.003齿向载荷分布系数 KH=1.000综合变形对载荷分布的影响 Ks=1.000安装精度对载荷分布的影响 Km=0.000齿间载荷分布系数 KH=1.100节点区域系数 Zh=2.432材料的弹性系数 ZE=189.800接触强度重合度系数 Z=0.927接触强度螺旋角系数 Z=1.000重合、螺旋角系数 Z=0.927接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000工作硬化系数 Zw=1.00000接触强度尺寸系数 Zx=1.00000齿向载荷分布系数 KF=1.000齿间载荷分布系数 KF=1.100抗弯强度重合度系数 Y=0.778抗弯强度螺旋角系数 Y=1.000抗弯强度重合、螺旋角系数 Y=0.778寿命系数 Yn=1.34202齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000齿根表面状况系数 Yrr=1.00000尺寸系数 Yx=0.99500齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.04035齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.65457齿轮2复合齿形系数 Yfs2=1.47670齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.545555.2.2 轴承寿命校核轴承的寿命的计算公式： （5-5）式中L10的单位为106r。为指数。对于球轴承，3；对于滚子轴承，3.3333。实际计算时，用小时数表示寿命比较方便。此时，上式可以写成： （5-6）其中n代表转速（单位为r/min）。C为轴承的基本额定动载荷，P为实际载荷。滚动轴承的基本额定动载荷时在一定的条件下确定的，如载荷条件为：向心轴承仅承受经向载荷Fr，推力球轴承仅承受纯轴向载荷Fa。实际上，轴承在许多场合，常常同时承受经向载荷Fr和轴向载荷Fa。因此，在进行轴承寿命计算时，必须把实际载荷转换为确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷，用字母P表示。这个当量动载荷，对于以承受经向载荷为主的轴承，称为经向当量动载荷，常用Pr表示；对于以承受轴向载荷为主的轴承，称为轴向当量动载荷，常用Pa表示。当量动载荷的一般计算公式： （5-7）式中，X、Y分别为经向动载系数和轴向动载系数。对于只能承受纯经向载荷Fr的轴承 （5-8）对于只能承受轴向载荷Fa的轴承 （5-9）按上式计算出来的只能算是理论数值。实际上，在许多支承中还会出现一些附加载荷，如冲击力、不平衡作用力、惯性力以及轴挠曲或者轴承座变形产生的附加力等等。这些理论上很难精确计算。为了计及这些影响，在对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数。式子就为： （5-10） （5-11） （5-12）本最终传动装置轴承承受轴向力作用，所以采用的是圆锥滚子轴承。下面列出计算结果：设计参数径向力 Fr=5466.03 (N)轴向力 Fa=14477.95 (N)圆周力 Ft=17007.27 (N)轴颈直径 d1=70 (mm)转速 n=21.43 (r/min)要求寿命 Lh=4500 (h)作用点距离 L=120 (mm)Fr与轴承1距离 L1=0 (mm)Fr与轴心线距离 La=165 (mm)温度系数 ft=1润滑方式 Grease=油润滑选择轴承型号轴承类型 BType=圆锥滚子轴承轴承型号 BCode=32014轴承内径 d=70 (mm)轴承外径 D=150 (mm)轴承宽度 B=35 (mm)基本额定动载荷 C=188000 (N)基本额定静载荷 Co=230000 (N)极限转速(油) nlimy=3400 (r/min)计算轴承受力轴承1径向支反力 Fr1=17864.06 (N)轴承1轴向支反力 Fa1=14477.95 (N)轴承2径向支反力 Fr2=0 (N)轴承2轴向支反力 Fa2=14477.95 (N)计算当量动载荷当量动载荷 P1=21436.87 (N)当量动载荷 P2=21436.87 (N)校核轴承寿命轴承工作温度 T120 ()轴承寿命 L10=1390 (106 转)轴承寿命 Lh=68102 (h)验算结果 合格5.2.3 轴校核最终传动装置在工作时，由于齿轮上有圆周力、经向力的作用，其轴要承受转矩和弯矩。要求轴应该有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏力齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声都有不利影响。因此，在设计轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。主动轴的校核：图5-1 主动轴受力简图 所以： 所以 所以 弯矩： 所以应力 符合要求。5.2.4 螺栓强度校核如图所示，转矩T作用在连接接合面内，在转矩T作用下，底板将绕通过螺栓组对称中心O并与接合面垂直的轴线转动。为了一起转动，可以采用普通螺栓联接，也可以采用铰制孔用螺栓联接。其传力方式和受轴向载荷的螺栓组联接相同。采用普通螺栓联接时，靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T。假设各螺栓的预紧力相同，即各螺栓的预紧力都是。则各螺栓产生的摩擦力相等，并假设此摩擦力集中在螺栓中心处。为阻止接合面发生相对转动，各摩擦力应与各该螺栓的轴线到螺栓组对称中心O的连线相垂直。根据作用在底板上的力矩平衡及联接强度的条件，应有 （5-13）由上式可得各螺栓所需的预紧力为 （5-14）式中：接合面的摩擦系数，见表24； 第i个螺栓的轴线到螺栓组对称中心O的距离； 螺栓数目； 防滑系数，。表52 联接接合面的摩擦系数被联接件接合面的表面状态摩擦系数钢或铸铁零件干燥的加工表面0.100.16有油的加工表面0.060.10钢结构件轧制表面，钢丝刷清理浮锈0.300.35涂富锌漆0.350.40喷砂处理0.450.55铸铁对砖料、混凝土或木材干燥表面0.400.45本校核的螺栓的布置图为下图5-2所示图5-2 螺栓布置受力简图四个螺栓圆周布置，离螺栓组对称中心的距离相同，另外由表23，取。所以 即 式中T为传递的转矩， 所以 紧螺栓联接装配时，螺母需要拧紧，在拧紧力矩作用下，螺栓除受预紧力的拉伸应力作用下，还受螺纹摩擦力矩扭转而产生的转切应力，使螺栓处于拉伸与扭转的复合应力状态下。因此，进行仅承受预紧力的紧螺栓强度计算时，应综合考虑拉伸应力和扭转应力的作用。螺栓危险截面的拉伸应力为螺栓危险截面的扭转切应力为 由于螺栓材料时塑性的，故可以根据第四强度理论，求出螺栓预紧状态下的计算应力为 （515）由此可见，对于M10M16的普通螺纹的钢制紧螺栓联接，在拧紧时虽是同时承受拉伸和扭转的联合作用，但在计算时可以只按拉伸强度计算，并将所受的拉力增大30来考虑扭矩的影响。螺栓危险截面的拉伸强度条件根据式（513）和（515）可写为 （5-16）所以由 其中。得：所以 符合要求。最终传动装置得有关设计已经计算完毕，包括传动设计计算和校核计算。第六章 结 论此次毕业设计是在我们掌握了相关基础课程如：理论力学、材料力学、机械原理、机械设计及专业课程如：汽车构造、汽车理论、汽车设计的后所做的一次综合性的设计，不仅是对我们大学四年所学知识的一个检验，更是一次实战练兵。使我们对所学的一些基本理论得到了培养，并且使我们更加理解本专业的一些原理、设计方法和思路，为我们以后在自己专业领域内的发展奠定了基础。在本次设计中，我设计的是单级最终传动装置。最终传动要有适当的传动比，以进一步减速增扭。同时保证后桥处有足够的离地间隙。齿轮要具有较高的支承刚度，以保证在全齿宽上较好的啮合。另外靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。通过认真准确的计算，本次设计的最终传动装置符合任务书的要求，满足工作条件，同时达到强度要求。最终传动很长时间没有新的方案出现。在以后的设计和运用中将要广泛的应用新技术新知识。这次设计到现在基本是结束了，但是对于拖拉机传动系统的认识还有待提高，由于过去的理论中缺乏这方面知识的培养，所以对于很多机构的原理认识不是很透彻，这就给设计本身带来了困难，所以设计的最终传动系统可能在某些方面有漏洞和不足，但是它是对我自身能力的一种锻炼，从中得到理论知识以外的实践经验，觉得毕业设计收获颇丰。参考文献1 毕大宁.重型汽车的动力转向M.人民交通出版社，19892 吴宗泽.机械设计实用手册M.北京：化学工业出版社，19913 蔡春源.机械设计设计手册M.冶金工业出版社，19964 吉林工业大学汽车教研室.汽车设计M.机械工业出版社，1983 P404-4425 王望予.汽车设计（第四版）M.机械工业出版社.6 陈家瑞.汽车构造（第二版）M.机械工业出版社，2005 P169-178 P244-2767 寇东海.汽车前桥、转向系的保养与修理M.人民交通出版社，19898 林家让.汽车构造（底盘篇）M.电子工业出版社，2004 P122-1409 赵学敏.汽车底盘构造与维修M.国防工业出版社，2003 P219-35610 齐晓杰.汽车液压与气压传动M.机械工业出版社，P55-7811 秦四成编著.工程机械设计M.北京：科学出版社.200312 濮良贵.机械设计（第七版）M.高等教育出版社13 国产汽车概览M.中国物资出版社14 东风EQ1090E型载货汽车备件目录M.中国二汽，199115 天津牌TJ360自卸汽车使用说明书M.天津二汽，197216 黄河JN162载货汽车使用说明书M.济南汽车制造厂17 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册设计篇M.北京18 越野汽车底盘构造M.中国人民解放军运输技术学校，198719 徐达，陆锦荣主编.专用汽车工作装置原理与设计计算(修订版) M.北京理工大学出版社，2002致 谢时光转瞬而过，四年大学的学生生活亦将结束，我的毕业设计也终于完成。回想其中艰辛，历历在目，一种感激之情一直回荡在我心间。此次设计是在高工陈凤涛导师的精心指导下完成了，导师尽心尽责的指导我们的毕业设计，从始至终对大家进行帮助，真是倾注了很多的心血。这里我向陈老师表示衷心的感谢和深深的敬意！您给我们提供了运用知识接触实际的平台，您让我们都去发挥自己的潜力去克服困难，由衷感谢！同时还要感谢学院张文春、李忠利、郭志军等老师，在做设计的过程中我遇到问题向他们请教时，虽然不是本组学生，但都会给我认真解答。最后要感谢宋健华、孙小雷等同组设计的同学以及车辆032班的同窗们在生活和学习上对我的帮助和支持，使我度过了一段充实快乐的大学生活。再次感谢所有关心帮助我的老师同学们，愿大家在以后的生活中幸福快乐！转向系统转向系统是驾驶员按自己的意愿操纵汽车或者卡车，通过转动前轮在路面上实现左右转动。转向系统有两种形式，机械式和动力式。1. 动力转向系统动力转向系统中增加了一对重要的机构齿轮齿条机构和循环球机构。2.泵叶片泵为转向系统提供液压动力（见下面的图表），泵是由汽车的发动机通过皮带传动的动力而运动的。泵的内腔中有一组可旋转的叶片当叶片快速旋转时，他们从低压口内吸入液压油同时从高压口排出。油泵提供的流量与汽车的发动机转速有关。在发动机不转的时候叶片泵必须提供足够的油液。结果，当发动机以快速运转时泵必须提供更多的液压油。泵里有卸压装置来实现泵里压力不是太高，尤其在发动机高速运转时油液的进出很多时。3. 滑阀驾驶员通过操纵动力转向系统来实现车轮的转向（仅仅当开始转动时）。当 驾驶员没有施加压力时，转向系统是不工作的。滑阀时驾驶员在操纵中有路感。旋转的关键是转向轴。转向轴是一个金属杆，当对它施加扭矩时开始运动。当驾驶员旋转方向盘时，转向轴传递扭矩到车轮，使车轮旋转。驾驶员为了使车轮旋转的角度增大就需要有更大的扭矩。 转向阀关键是一根扭力杆。 扭力杆是细金属杆，在传递扭矩是运动。 扭力杆的顶端被连接到方向盘，而且它的底部被连接到齿轮或蜗杆上( 转轮子) ，因此，它传递的力矩跟驾驶员操纵方向盘所施加的扭矩相等。为了是车轮的转动角度增大就需要增加扭矩。从输入轴输入的扭矩部分进入伺服阀。并且它连接到扭力杆的最底端。扭力杆的底端连接到伺服阀的外部。 在其他的汽车转向中扭力杆也从转向传动装置输出, 连接到其他的转向齿轮或蜗杆上。当扭力杆旋转时它是从伺服阀的内部向外部传递动力。 由于伺服阀的内部也连接在转向轴 ( 或直接到方向盘) ，在伺服阀的内部和外部之间的力矩大小以来于驾驶员作用于方向盘多少转力矩。 在伺服阀中的转动方向来自于方向盘的转动。当方向盘没有被旋转的时候,两边的液体是相通的内部压力相当。但是当它从一个位置旋转到另一个位置时，内部两端的压力将会改变。动力转向系统是高效地传递动力。让我们看一看我们在以后怎样提高转动效率就需要我们来看看最近中她的一些发展前景。 4. 未来的动力转向系统由于大多数汽车的动力转向泵是一直使液体流动，这就浪费了动力。 浪费动力的同时就是浪费燃料。你所能期待就仅仅是去改善燃料的使用经济性。一种大家梦想的是电控或电磁控制的转向系统。 这些系统会完全地除去方向盘和传动轴之间的机械连结,用一个纯电子的控制系统来更换它。 本质上，方向盘会像你能为你的家买计算机玩游戏的那一个一样工作。它将包含告诉驾驶员如何去操纵转向轮，而且动力装置可以提供给驾驶员反馈感觉到转向器在如何的运动。 这些感应器的输出会用来控制一个自动化的转向系统。这将在转向桥和动力装置间留下足够的空间。 它也会减轻汽车的震动。通用汽车已经介绍一辆概念汽车,Hy-wire是转向系统的代号。 GM Hy 的最令人兴奋的事物之一是汽车的电控系统能使汽车在没有机械系统的条件下改变方向，它的整套设施流程都是由计算机软件来控制的。在将来的电控汽车中，你将会很有可能能够完全地通过按下电控按钮来控制汽车转向，就像今天大家能调节汽车座位的位置一样简单。 它也可能按照每个人的爱好来装配合适的电控装置来协助驾驶员的操作。在过去五十年中，汽车转向系统没有多大的改变。 但是在未来十年中，我们将看到高效迅捷安全的转向系统安装在汽车上。 本田汽车选用的是可变齿厚的齿轮电力转向装置，它明显要好于液压动力转向系统。一个典型的液压动力转向系统，即使不需要转向时发动机也是在一直运转的。因为当需要转向时没有多余的动力来传递动力，在运动时就需要电力来提供额外的动力能源来达到转向的目的。电力转向系统比机械式转向系统更简单，操作更可靠。 电力转向系统也被设计提供好道路感觉和反馈。电控动力转向系统统部份舍弃本田 S2000 转向系统。简单高效的转向系统更多的参考底盘的设计。带竿全部被装在隔壁上的高度, 而且经由掌舵引导轮子在每个前面上的联编中止高视阔步。 当改良安全的时候，选择是为了达到转向系统安全可靠的性能 选择电力转向系统。系统为了更简单的操作，更容易反映驾驶员的意图，而且路感强类，整体的转向比是16：1，同时3.32的转向被固定。EPS 操作系统 其操作系统除了以下的几点其他都与液压动力转向系统相同：电力传感器的应用代替了阀体的功能；电控系统代替了液压系统；一每个EPS系统是添加的.机械式的机构车架经常安装在转向轴的上部，位于发动机的周围，而且需要把他安装在车架的中心位置。在高处装备的好处是为了减轻零部件之间的干涉。连接杆是铝制物，而且他们正好被安装在连接杆位置下边的合适位置。电控机构EPS控制系统经常安装在车架的里边，并且在转向器的下边。 它通过车辆的输入速度传感器接受反馈信息，并且资讯科技接受来自车辆的输入速度传感器，而且速度传感器通过传动轴来传递信息。转力矩传感器跟S2000系统是一样的。转向轴的扭矩经由一根扭力杆传递到齿轮。扭矩传递跟传动比是成一定比例的，它对应与转向盘的输入扭矩。 在扭力杆上的一个大头针答应感应器核心的一个对角线的水沟, 移动上边的按纽, 和旋转的方向之外 ，它依赖与扭矩的大小。 芯片的核心控制两者的数量 , 和运动的方向。使用这数据, EPS控制系统决定转向系统的扭矩和方向。然后提供信息来驱动发动机的运动。助力系统不仅有利于车辆的转向行驶，而且有很好的路感。转力矩传感器转力矩感应器是控制转向盘方向而且是得到路面反馈的一个装置。转力矩感应器的测知区段有两个磁铁和一个核心 (滑动器) 。 转向输入桥和转向齿轮经由一根扭力杆连接。 滑动器在一定程度上与转向一起预订齿轮它连同齿轮一起转齿轮但是能垂直地移动。 转向主销被安装在转向桥和转向节之间的部分，通过转动实现车轮的转动。当道路反馈很低的时候,转向输入桥，齿轮和滑动器不需要滑动器的垂直运动就一起运动。当道路反馈很高的时候,扭力杆旋转而引起在输入桥和齿轮之间的一种转向的不同角度齿轮。 换句话说，驾驶员的旋转角度用主销控制，而且滑动器不一致, 和转向主销的上下移动有关。转向系 转向系必须提供精确的转向控制，同时也必须是司机轻松操纵方向盘。卡车的转向系统既有手动操作又有动力协助。使用液压和气压协助机构的动力协助装置使转向更容易。 转向系除了对车辆控制有着重要的作用以外，还与前悬架。车桥和轮胎等装置有着密切的关系。不适合的转向调节会带来定位和轮胎安装的问题。前悬架，车桥和轮胎的问题可能会影响到汽车的转向和操作。 转向系的主要组成部分有转向盘，转向柱管，转向器，转向摇臂，转向直拉杆，转向节臂，转向横拉杆装置。球头接头 这种球接由一个铸铁的铁球和与其相联的螺柱组成。凹壳包住了球。球状螺柱的旋转为各种转向的连接提供了自由运动。当前轴弯曲时，多种转向的连接满足了轴向和径向的相对移动。球状螺柱安装在每个转向节臂的末端并且联接了牵引接口和转向节臂。转向横拉杆装置 转向节臂或操纵杆控制着驾驶员的转向节的运动，同时也有办法反向改变传动，就是乘客侧的转向节。通过使用转向横拉杆装置连接两个转向节，并使他们工作和谐。THE STEERING SYSTEM The steering system enables the driver to guide the automobile or wheeled tractor down the road and turn right or left, as desired, by turning wheels， There are two types of steering systems. These are manual and power.1. Power SteeringThere are a couple of key components in power steering in addition to the rack-and-pinion or recalculating-ball mechanism. 2. PumpThe hydraulic power for the steering is provided by a rotary-vane pump (see diagram below). This pump is driven by the cars engine via a belt and pulley. It contains a set of retractable vanes that spin inside an oval chamber. As the vanes spin, they pull hydraulic fluid from the return line at low pressure and force it into the outlet at high pressure. The amount of flow provided by the pump depends on the cars engine speed. The pump must be designed to provide adequate flow when the engine is idling. As a result, the pump moves much more fluid than necessary when the engine is running at faster speeds. The pump contains a pressure-relief valve to make sure that the pressure does not get too high, especially at high engine speeds when so much fluid is being pumped. 3. Rotary ValveA power-steering system should assist the driver only when he is exerting force on the steering wheel (such as when starting a turn). When the driver is not exerting force (such as when driving in a straight line), the system shouldnt provide any assist. The device that senses the force on the steering wheel is called the rotary valve. The key to the rotary valve is a torsion bar. The torsion bar is a thin rod of metal that twists when torque is applied to it. The top of the bar is connected to the steering wheel, and the bottom of the bar is connected to the pinion or worm gear (which turns the wheels), so the amount of torque in the torsion bar is equal to the amount of torque the driver is using to turn the wheels. The more torque the driver uses to turn the wheels, the more the bar twists. The input from the steering shaft forms the inner part of a spool-valve assembly. It also connects to the top end of the torsion bar. The bottom of the torsion bar connects to the outer part of the spool valve. The torsion bar also turns the output of the steering gear, connecting to either the pinion gear or the worm gear depending on which type of steering the car has. As the bar twists, it rotates the inside of the spool valve relative to the outside. Since the inner part of the spool valve is also connected to the steering shaft (and therefore to the steering wheel), the amount of rotation between the inner and outer parts of the spool valve depends on how much torque the driver applies to the steering wheel. Animation showing what happens inside the rotary valve when you first start to turn the steering wheel When the steering wheel is not being turned, both hydraulic lines provide the same amount of pressure to the steering gear. But if the spool valve is turned one way or the other, ports open up to provide high-pressure fluid to the appropriate line. It turns out that this type of power-steering system is pretty inefficient. Lets take a look at some advances well see in coming years that will help improve efficiency. 4. The Future of Power SteeringSince the power-steering pump on most cars today runs constantly, pumping fluid all the time, it wastes horsepower. This wasted power translates into wasted fuel. You can expect to see several innovations that will improve fuel economy. One of the coolest ideas on the drawing board is the steer-by-wire or drive-by-wire system. These systems would completely eliminate the mechanical connection between the steering wheel and the steering, replacing it with a purely electronic control system. Essentially, the steering wheel would work like the one you can buy for your home computer to play games. It would contain sensors that tell the car what the driver is doing with the wheel, and have some motors in it to provide the driver with feedback on what the car is doing. The output of these sensors would be used to control a motorized steering system. This would free up space in the engine compartment by eliminating the steering shaft. It would also reduce vibration inside the car. General Motors has introduced a concept car, the Hy-wire, that features this type of driving system. One of the most exciting things about the drive-by-wire system in the GM Hy-wire is that you can fine-tune vehicle handling without changing anything in the cars mechanical components - all it takes to adjust the steering is some new computer software. In future drive-by-wire vehicles, you will most likely be able to configure the controls exactly to your liking by pressing a few buttons, just like you might adjust the seat position in a car today. It would also be possible in this sort of system to store distinct control preferences for each driver in the family. In the past fifty years, car steering systems havent changed much. But in the next decade, well see advances in car steering that will result in more efficient cars and a more comfortable ride. 5.The Honda Insight uses a variable-assist rack and pinion electric power steering (EPS) system rather than a typical hydraulic power steering system.A typical hydraulic power steering system is continually placing a small load on the engine, even when no steering assist is required. Because the EPS system only needs to draw electric power when steering assist is required, no extra energy is needed when cruising, improving fuel efficiency.Electric power steering (EPS) is mechanically simpler than a hydraulic system, meaning that it should be more reliable. The EPS system is also designed to provide good road feel and responsiveness. The Insights EPS system shares parts with the Honda S2000 steering system.The systems compactness and simplicity offer more design freedom in terms of placement within the chassis. The steering rack, electric drive and forged-aluminum tie rods are all mounted high on the bulkhead, and steer the wheels via steering links on each front suspension strut. This location was chosen in order to achieve a more compact engine compartment, while improving safety.The system is also smoother operating, more responsive to driver input, and has minimal steering kickback. The overall steering ratio is 16.4 to 1, and 3.32 turns lock-to-lock.EPS OperationThe operating principle of the EPS is basically the same as hydraulic power steering except for the following: A torque sensor is used in place of the valve body unit An electric assist motor is used in place of the hydraulic power cylinder An EPS control unit is added Mechanical ConstructionThe rack is unusual in that it is mounted high on the rear engine bulkhead, and that the tie rods engage the rack in the center. The high mount location is used for crash safety, as it keeps these components out of the Insights crumple zone.The tie rods are aluminum, and they connect to an ackerman arm that is mounted to the struts just below the spring seat.The EPS control unit is mounted inside the car on the right side bulkhead, underneath the dash. It receives input from the vehicle speed sensor and torque sensor mounted on the steering pinion shaft.The torque sensor is identical in construction to the unit on the S2000. The pinion shaft engages the pinion gear via a torsion bar, which twists slightly when there is a high amount of steering resistance. The amount of twist is in proportion to both the amount of resistance to wheel turning, and to the steering force applied. A pin on the torsion bar engages a diagonal slot in the sensor core, which moves up or down depending on the amount of torsion bar twist