汽车电动助力转向系统设计说明书

毕 业 设 计题 目 汽车电动助力转向系统设计 学 院 机械工程学院 专 业 机械工程及自动化 班 级 学 生 学 号 指导教师 二 年五月 二十九 日1目录目录 .11 前 言 .21.1 选题背景和意义 .22 EPS 系统工作原理及特点 .32.1 EPS 系统的工作原理 .32.2 EPS 系统的特点 .33 EPS 系统转向器的设计 .53.1 转向器的选取 .53.2 齿轮齿条式转向器的工作原理 .53.3 齿轮齿条式转向器的设计和计算 .53.3.1 确定转向系计算载荷 .53.3.2 齿轮齿条式转向器重要零件的初步设计 .73.3.3 齿条和齿轮轴的设计计算 .113.3.4 齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析 .143.3.5 齿轮齿条传动受力分析 .153.3.6 齿轮轴的强度校核 .153.3.7 间隙调整弹簧的设计计算 .183.3.8 齿轮轴轴承的校核 .203.3.9 键的计算 .214 EPS 系统控制单元的设计 .224.1 ECU 工作原理 .224.2 控制单元硬件的选择 .224.3 控制单元主要电路设计 .225 结 论 .25参 考 文 献 .2621 前 言汽车转向系统是实现对汽车的准确操控，保证汽车驾驶安全的关键。因此，对电动助力转向系统的设计，必须保证其安全可靠。这就要求设计者对汽车转向原理充分的了解，并具有扎实的机械设计理论知识。1.1 选题背景和意义转向系统作为汽车的非常重要的组成部分是决定汽车行驶安全的关键。如何设计汽车的转向系统，让汽车操纵起来更加灵活方便，一直都是各汽车公司和研发单位的重要研究项目。特别是在车辆速度越来越快、驾驶人员非职业化、车流越来越密集的今天。如今面对驾驶层次不同的人群，如何使汽车的转向系统更人性化就显得特别重要。汽车电动助力转向系统已经经历了机械式转向系统、液压式转向系统、电控液压式转向系统等阶段。随着转向系统的发展、电子控制技术的不断成熟以及制造成本的不断降低，EPS 越来越引起人们的关注，而且电动助力转向系统具有传统转向系统无法比拟的优点，因此，电动助力转向系统快速应用到了实用领域，并在逐步的取代传统转向系统1.2 国内外研究现状1953 年，通用汽车公司率先给别克轿车装配了液压动力转向系统，液压动力转向系统使汽车发生了巨大的转变，之后几十年不断的技术革新使液压动力转向系统不断的发展并迅速完善，后来电控式液压助力转向系统也被开发成功。1999 年奔驰与西门子公司联合投入巨资研发电动助力转向系统，之后 EPS 进入了飞速发展的阶段。在国外，EPS 系统经过多年的研发已经逐步发展成熟，而在国内绝大部分的汽车上仍在使用机械式或液压式转向系统，EPS 的研发仍很不成熟，尚处于起步阶段。经过多年的发展，电动助力转向系统最初只能装配到前轴负荷较小微型轿车上，经过多年的发展，前轴负荷较大的商用客车、大型轿车、货车也已逐步采用了 EPS系统，EPS 系统的助力形式也在不断发展，从低速、转向柱助力型向全速、齿条助力型转化。EPS 具有节能、环保等许多优点，因此，EPS 取代 HPS 将是今后汽车转向系统发展的趋势。1.3 主要设计工作本文是对汽车电动助力转向系统进行设计，重点设计转向器及其控制系统。本次设计旨在提高汽车转向系统的性能，使得汽车具有更好的操控性能，确保汽车的3行驶安全。42 EPS 系统工作原理及特点2.1 EPS 系统的工作原理电动助力转向系统的发展是以传统机械式转向系统为基础的。驾驶员可以靠电动机产生的动力更好的进行转向操作，电动助力转向系统主要由信号传感装置(包括扭矩传感器、转角传感器和车速传感器)，转向助力机构 (电机、离合器、减速传动机构)及电子控制装置三大部分构成。 汽车点火启动后， ECU 通电开启并对 EPS 系统进行自我检测，自我检测通过之后，继电器和离合器闭合，EPS 系统便开始工作，方向盘转动时，通过转向轴上的转角传感器以及扭矩传感器把测得的方向盘转过的角位移和作用在方向盘上的力矩传递给 ECU，ECU 根据这些个信号并结合车速等一系列信息，控制电机产生正确的助力，使得汽车在最佳控制状态：汽车处于低速时，使转向力减小，确保汽车灵活、轻便的转向，汽车处于高速时，增加适当的阻尼控制，确保方向盘操作起来稳重、可靠。其结构示意图如下。图 2.1 EPS 系统结构图2.2 EPS 系统的特点汽车助力转向系统从最初的机械式、液压式到后来的电控液压式，再到现在的电动助力式，经过这多个阶段的发展，已经逐步解决了最初结构复杂、耗能多、不易操控等缺点。尤其是电动助力转向系统，更能使汽车具有良好的操控性能。同传统的转向系统相比，EPS 系统具有许多无可比拟的优点：耗能量少；以电力作能源，绿色无污染，同时消除了噪声污染；转向跟随性强，抗干扰能力强，系统反应快，无迟滞；回正性能增强，电机的动作由软件控制，能够及时在最大限度5内调整设计参数使其获得最好的回正性能；操纵稳定性高，系统能使车轮自动调整回正；该系统结构简单，体积小，易安装，制造成本低。63 EPS 系统转向器的设计3.1 转向器的选取与其它形式的转向器相比，齿轮齿条式转向器具有结构简单、紧凑，转向器的质量较小，传动效率高，可自动消除齿间间隙，体积小，制造成本低等许多优点。所以本设计中选用齿轮齿条式转向器。齿轮齿条式转向器一转向齿轮和齿条组成，齿轮与转向轴一体，齿条与转向横拉杆一体。3.2 齿轮齿条式转向器的工作原理当汽车方向盘转动时，带动与转向轴连在一起的齿轮转动，在齿轮的带动下，与齿轮啮合的齿条来回运动，转向器齿条的动作,通过转向器齿条端头和转向拉杆端头,传递到转向节臂上,从而使车轮转动。3.3 齿轮齿条式转向器的设计和计算3.3.1 确定转向系计算载荷为了确保汽车行驶安全，组成转向系的各个零件需要有足够的强度。要验算转向系各零件的强度，首先要确定作用在各个零件上的力。影响这些力的因素主要有转向轴的负荷、路面的阻力以及轮胎气压等。想要精确地计算出这些力非常困难。因此可以用足够精确的半经验公式来计算。（1）计算原地转向阻力矩 MR（3.1）pf31G式中 f轮胎与路面间的滑动摩擦因数（取 f=0.7） ；转向轴负荷，单位为 N（ =10902.5N） ； 1G1P轮胎气压，单位为 （取 p=0.179 ） 。MPaPa可解得m6278.0.1953.7pf31 RM（3.2）（2）计算方向盘上的手力 Fh7有公式 （3.3）iDLMWSRhF21式中 转向摇臂长, 单位为 mm；1原地转向阻力矩, 单位为 Nmm（ =627826.2 ）R RMmN转向节臂长, 单位为 mm；2L为转向盘直径,单位为 mm（ =400mm） ；SWDSWDIw转向器角传动比（iw=15） ； +转向器正效率（ =90%） 。因为齿轮齿条式转向传动机构没有转向摇臂和转向节臂，所以 、 不代入1L2数值。可解得 （3.4）NFiDLMWSRh 7.290%15320.67821 （3）计算梯形臂长度 2轮辋直径 = 16in=1625.4=406.4mmLW梯形臂长度 = 0.8/2= 406.40.8/2=162.6mm,取 =160mm2R2L（4）计算轮胎的直径 RT=406.4+0.55205=518.75mm （3.5）05.LWT取 =520mm（5）计算转向横拉杆直径有公式 4aMdR（3.6）由 = ; 可解得a2LmNMPaR83.627;16（3.7）dR 81.401.044取 =15mmmin（6）初步估算主动齿轮轴的直径8mMnd 9.10146.72906max16 233 （3.8）=140MPa取 =18mmmind3.3.2 齿轮齿条式转向器重要零件的初步设计1.齿条齿条是加工有齿形的金属条，能在金属壳体内来回滑动。齿条横向运动推动或拉动转向横拉杆，使得前轮转向，如图 3.1 所示。图 3.1 齿条齿条尺寸参数设计：总长 L=767mm 直径 =30mm齿数 =20mm 法向模数 =3mm2Z2Mn2.齿轮齿轮实际是一个切有齿形的轴，齿轮与齿条上的齿相互啮合。齿轮齿条上的齿既可以是直齿也可以是斜齿。齿轮轴与转向轴相连。因此，转向盘的旋转可以使齿条横向移动来操纵前轮。斜齿的弯曲可以增加参与啮合的啮合齿轮的齿数。相对于直齿，斜齿运转更加平稳，而且能传递更大的动力。齿轮轴尺寸参数设计：总长 L=198mm 齿宽 =60mm1B齿数 =7mm 法向模数 =3mm1ZMn螺旋角 =14 螺旋方向：左旋3. 转向横拉杆及其端部9图 3.2 转向横拉杆外接头1.横拉杆 2.锁紧螺母 3.外接头壳体 4.球头销 5.六角开槽螺母 6.球碗 7.端盖 8.梯形臂 9.开口销如图 3.2 所示，转向横拉杆及接头的尺寸参数设计：横拉杆总长 =281mmaL横拉杆直径 =15mm螺纹长度 =60mmM外接头总长 =120mmWL球头销总长 =62mmQX球头销螺纹公称直径 =M101mmqxd外接头螺纹公称直径 =M121.5mmw内接头总长 =65.3mmNL内接头螺纹公称直径 =M161.5mmnd4.齿条间隙调整装置设计在齿条光滑的一面安装着一个齿条导向座。调节螺塞 3 与壳体螺纹连接，齿条导向座 1 与调节螺塞 3 间有一弹簧 2。调节螺塞 3 由锁紧螺母 4 固定。通过齿条导向座的调节可以使齿轮、齿条间存在一定的预紧力，此预紧力能够影响转向冲击、噪声以及反馈。10图 3.2 齿条间隙调整装置齿条调整装置的尺寸参数设计：导向座外径 =40mmL导向座高度 =29mm1B弹簧总圈数 =6.43mmn弹簧节距 =7.92mmt弹簧外径 =29mmD弹簧工作高度 =34.59mm2H螺塞螺纹公称直径 =M442mmSd螺塞高度 =28mmS锁止螺塞高度 =10mmH转向器壳体总长/高 =615/146.5mmkL/转向器壳体内/外径 =40/56mmwn5.转向传动比设计当方向盘从一个锁点转向另一个锁点时，每只前轮约从其正前方开始转动 30，因此，前轮从左到右转动共计大约 60。假如传动比是 1:1，当方向盘旋转 1，前轮也将转向 1，方向盘向任一个方向转动 30将会使得前轮从一个锁点转向另一个锁点。这样的传动比太小，因为方向盘的一个很轻微的运动将会使车辆突然大幅度改变方向。转向角传动比的存在必须能够使前轮转过一定角度时让方向盘需要转过更11大的角度。15:1 的传动比是较为合理的。在这样的传动比下，每当方向盘转动 15，前轮会转向 1。计算传动比时，可以将方向盘从一个锁点到另一个锁点的过程中转过的角度除以同一时刻前轮转过的角度。6. EPS 系统中齿轮齿条转向器的安装 齿轮齿条式转向器可以安装在发动机后部的前围板上或前横梁上，如图 3.4 所示。转向器外包有橡胶隔振套，橡胶隔振套固定在前围板上或横梁上。对于齿轮齿条式转向器的正确安装高度，应使转向横拉杆与悬架下摆臂平行安装。齿轮齿条式转向系统更加轻便紧凑，因为系统中磨擦点的数目减少了。齿轮齿条式转向机构普遍应用于承载式车身前轮驱动的汽车上。因为齿条与梯形臂直接连接，所以这种转向机构能够供好更好的路感。图 3.4 转向器的安装位置转向器和支承托架之间安装有大的橡胶隔振垫，这些橡胶隔振衬垫能有效减少路面的噪声、振动通过转向器传递到底盘和车厢。转向器安装在正确位置对于确保转向横拉杆和悬架下摆臂的平行有很重要的作用。因此，为确保转向器能一直处在正确的位置，在转向器安装位置处，前围板应做加固。7. 齿轮齿条式转向器的设计要求 齿轮齿条式转向器的齿轮一般采用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数的取值范围大多处于 23mm 之间。主动小齿轮齿数大多数处于 57 个齿的范围变化内，压力角为20，齿轮螺旋角的取值范围一般为 915。齿条齿数可根据当转向轮达到最大偏12转角时，齿条移动行程可达到的值来确定。此外，设计时还要验算齿轮的接触强度和抗弯强度。为减轻质量，壳体一般采用铝合金压铸。主动小齿轮用 15CrNi6 或 16MnCr5 材料制造，而齿条制造材料为 45 钢。3.3.3 齿条和齿轮轴的设计计算1.齿轮材料、热处理方式的选择及许用应力的计算(1) 选择材料和热处理方式小齿轮选用 16MnCr5 采用渗碳淬火，齿面硬度 56-62HRC；大齿轮选用 45 钢 采用表面淬火，齿面硬度 56-56HRC。(2)许用应力的确定（3.9）HminNlSZ（3.10）FinTlYFa)确定 和limHliF MPaH150lim32liF41limPa752lib) 应力循环次数 N 的计算，寿命系数 、 的确定。NZY（3.11）2711 106.3081560Ntan 2.N1Nc) 许用应力的计算取 则有 1minHS4.1minFS=（3.12）HinNl1ZMPa198032.50=（3.13）min2l2S76.13应力修正系数 则2STY=（3.14）FminN1STl1FMPa14.607.245=（3.15）Fin2STli2F.3.372. 齿轮基本参数以及主要尺寸的初步确定(1) 齿轮类型的选择由齿轮传动的工作条件确定传动方案为斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条相啮合。(2) 齿轮传动精度等级的选择选用 7 级精度(3) 初选参数初选参数为 ， ， =8 ， =20， =0.8， =0.7， 4.1tK11Z2dY=0.89Y按当量齿数 ，76.84cos/s/33ZV .51FSY(4) 齿轮模数 的初步计算nm有转矩 290.70.16=46.51 =465101TmN根据闭式硬齿面传动，可按齿根弯曲疲劳强度设计。可得 321cosFSdtnt YZTK（3.16）= 3214.60758.089.4cos465.2=2.396 m(5) 载荷系数 的确定K取 =1，由A, （3.17）smnztt /015.cos10614/100=0.00124, =1；对称布置，取 =1.06；1vZVKK取 =1.3则有 =111.061.3=1.378VA(6) 法向模数的修正=2.396 =2.383 （3.18）3tntKm34.178取标准值 =3n3.确定齿轮传动的主要参数及几何尺寸(1) 分度圆直径 d= =24.73 （3.19）cos11zmn483m(2) 齿顶圆直径 1ad=24.73+2 （3.20） hada21Xnhan=24.73+23(1+0)=30.73 m(3) 齿根圆直径 fd=24.73-2 （3.21）ffh21XnChan=24.73-231.25=17.23(4) 齿宽 b=0.824.73=19.784 （3.22）1dbm由于相互啮合齿轮的基圆齿距须相等，即 。21bP而有齿轮法面基圆齿距为 1cosnbmP齿条法面基圆齿距为 22所以取齿条法向模数 =3n(5) 齿条齿顶高 2ha=3(1+0)=3 （3.23）Xnhmanm(6) 齿条齿根高 2f15=3(1+0.25-0)=3.75 （3.24）XnChmanf 2 m(7) 法面齿距 2nS=4.7 （3.25）nnSta2/24. 齿面接触疲劳强度的校核（3.26）12HEHubdKTZ取 =189.8EZMPa=2.45H=0.8， = =0.985cos所以=189.82.450.80.985H 124.73206518MPa=1677.6 2HMPa3.3.4 齿轮齿条转向器转向横拉杆的运动分析 当方向盘从一个锁点转向另一个锁点，每只前轮大约从正前方开始转动的角度为 30，因此每只前轮从左到右大约总共转动的角度为 60。当转向轮向右转过 30，即梯形臂或转向节从 绕圆心 转到 时，齿条的左端点 移动到 的距离为OCOAEA。如图 3.5 所示。1l16图 3.5 转向横拉杆的运动分析简图30=160cos30=138.564cosOADm=160-138.564=21.436C30=80in BEA340ADC= =339.3 （3.27）2E 26.1m=339.3-80=259.32CA=340-259.32=80.7l1同理，可计算转向轮向左转过 30，转向节从 绕圆心 转到 时，齿条左OOB端点 E 移动到 的距离B2l=80 DAmBC=339.3 （3.28）222436.10BEB m=80+339.3-340=79.3Cl2齿轮齿条啮合长度取值应大于 21l即 =80.7+79.3=16021lLm则取 L=200 m3.3.5 齿轮齿条传动受力分析如果略去齿面间的摩擦力，那么作用于节点 P 上的法向力 Fn 则可分解为径向力 Fr 和分力 F，分力 F 又可以分解为圆周力 Ft 和轴向力 Fa。=246510/24.73=3761.42 （3.29）1/2dTtN=1410.96 14cos/20tan4.3761cosantr N（3.30）=937.83N t.taF（3.31）3.3.6 齿轮轴的强度校核1.轴的受力分析17(1) 画轴的受力简图。(2) 计算支承反力垂直面上（3.32）NldFlarRAV 85784.12934212 （3.33）RAVrRBV61水平面上（3.34）NFFtRBHA5.18023761(3) 画弯矩图在水平面上，a-a 剖面的左侧、右侧（3.35）mlMRAHaH 5.7395.180在垂直面上，a-a 剖面的左侧（3.36）NlFVa 41a-a 剖面的右侧（3.37）mlRBa 21683952合成弯矩，a-a 剖面的左侧（3.38）NMaVHa 054.72a-a 剖面的右侧（3.39）maa 7682145.392(4) 画转矩图转矩 =376124.73/2=46636.4 （3.30）/1dFTt N2.判断危险剖面显然，a-a 截面的左侧合成弯矩最大、扭矩为 T，则该截面左侧最可能是危险剖面。3.轴的弯扭合成强度校核由机械设计 3查得 ， ，MPab601Pab10=60/100=0.6。b/0118a-a 截面左侧（3.31）3338.1427.mdW.58.14.60856)(22 MPaTMe（3.32）4.轴的疲劳强度安全系数校核查得 , , ；PaB650MPa301a15。.,2.0a-a 截面左侧（3.33）336.298.14216mWdT查得 ；由表查得绝对尺寸系数7.,10.2K轴经磨削加工，查得质量系数 =1.0。则，89弯曲应力 MPaWMb3.548.1406（3.34）应力幅 MPaba3.54平均应力 0m切应力 MPaWT7.156.2943（3.35）MPaTma9.72.15（3.36）安全系数39.20.35491.021 maKS（3.37）1915.0.978.01251 maKS（3.38）3.215.039.22S（3.39）查得许用安全系数S=1.3 1.5，显然 SS，故 a-a 剖面安全。图 3.5 齿轮轴校核分析图3.3.7 间隙调整弹簧的设计计算要求设计一个圆柱形载荷平稳的压缩螺旋弹簧，当 =1411N 时，要有maxF0.1d(6) 几何参数和结构尺寸的确定 弹簧外径 D=D2+d=24+5=29mm弹簧内径 D1=D2-d=24-5=19mm(7) 弹簧工作图s=1.25=1.25765=956.25MPa弹簧的极限载荷Flim= =3.1452956.25/(841.4)=1670N （3.45）CKds82弹簧的安装载荷Fmin=0.9Fmax=0.91411=1269.9N弹簧刚度 Cs=Gd/(8C3n)=800005/(8434.43)=176.35N/mm安装变形量 min=Fmin/Cs=1269.9/176.35=7.20mm最大变形量 max=Fmax/Cs=1411/176.35=8.00mm极限变形量 lim=Flim/Cs=1670/176.35=9.47mm安装高度 H1=H0-min=42.59-7.20=35.39mm工作高度 H2=H0-max=42.59-8=34.59mm极限高度 H3=H0-lim=42.59-9.47=33.12mm3.3.8 齿轮轴轴承的校核校核 3024 圆锥滚子轴承，轴承的间距是 75mm，轴承转速为 n=15r/min，预期寿命为 Lh=12000h1.初步计算当量动负荷=0.665e96.140837RAFX=0.56,暂选一近似中间值 Y=1.5。另查表得 fp=1.2P=fp(XFR+YFA)=1.2(0.56705.5+1.5468.9)=1318.12N2.计算轴承应有的基本额定动负荷 Cr查表得,ft=1, 又 =3Cr=（3.46）LnfPhtr 6.291310562.13806223.初选轴承型号查机械工程及自动化简明设计手册,选择 6204 轴承,Cr=12.8KN ，其基本额定静负荷 Cor=6.65KN4.验算并确定轴承型号1) FA/Cor=469/6650=0.071,e 为 0.27,轴向载荷系数 Y 应为 1.62) 计算当量动载荷Pr=fp(XFR+YFA)=1.2(0.56141143/75+1.6469)=1444N （3.47）3) 验算 6204 轴承的寿命Lh= 12000h （3.48） hPCfnrt 739114280567167结果高于预期的寿命，能够满足要求。选择的上轴承是比下轴承稍大的型号 6205,也能够满足要求。3.3.9 键的计算因为 p= p=120Mpa （3.49）2pdlkT所以有 （3.50）mpKl 92.1032465式中 T传递的转矩，单位为 Nmm；d轴的直径，单位为 mm；l键的接触长度，单位为 mm；K键与轮毂接触高度，Kh/2,单位为 mm；p许用挤压应力，单位为 MPa。选用 A 型键 公称尺寸 bh=66根据具体情，键的接触长度 l 应该大于 15mm,则 L15+6=21mm圆头普通平键(A 型) 的尺寸参考 GB1096-79键和键槽的断面尺寸参考 GB1095-79234 EPS 系统控制单元的设计4.1 ECU 工作原理系统的控制核心为 PIC16F877 单片机，。整个系统由车载 12V 蓄电池供电，当ECU 工作的时侯，转角、扭矩、温度、车速等一系列传感器把采集到的信号经由输入接口电路处理后送到单片机相应的端口, 单片机则可根据系统的助力特性以及相应的算法对这些数据加以分析处理,从而确定助力电流的方向和大小，并可通过单片机的 PWM 口发出脉冲指令和相应的换向控制端口发出换向指令，通过 H 桥电路和驱动电路控制直流电动机工作。在电动机的驱动电路上设置有电流传感器，这个传感器把检测到的电机实际工作电流通过电流探测电路反馈回单片机，单片机则可以根据相应的控制算法对电机实现闭环控制。例如 EPS 系统工作出现异常,单片机将驱动 EPS 灯打开进行报警提示，同时会断开离合器、继电器，退出电动助力工作模式，转为人工手动助力模式 8。4.2 控制单元硬件的选择4.2.1 单片机的选择本文采用的是 PIC16F877 单片机，该款机型是美国 Microchip 公司生产的 8 位RISC 结构的单片机，具有高速数据处理的特性(执行速度可达 120ns)，PIC16F877内部自带看门狗定时器、具有 256Bytes 的 EEPROM、8k 空间的 FLASH 存储器、8路 10 位 AD 转换功能、2 个脉宽调制 CCP 模块、在线烧录调试（ ISP）功能，宽电压工作，可靠性高。PIC16F877 有 8 级深度的硬件堆栈， RAM 区的每个 Byte 位都可以寻址，有 4 条专用的位操作指令和 2 条移位指令。 84.2.2 直流电动机的选择无刷直流电机构造比较简单，运行比较可靠，而且运行时不产生火花，噪音低，另外在控制方面及制造成本方面也很有优势，所以本文采用无刷直流电机。4.2.3 扭矩、转角传感器的选择本文选用意大利 BI 公司研发的扭矩、位置复合传感器，该传感器在提供扭矩信号的同时还能提供方向盘的位置信号，有利于阻尼逻辑的开发和回正。4.3 控制单元主要电路设计4.3.1 电机驱动电路设计24电动机的驱动电路主要由 FET 桥式电路、FET 基极驱动电路、电机驱动线路上的电流传感器和继电器组成，如图 4.1 所示。图 4.1 电机驱动电路4.3.2 电机电流采样电路设计系统进行电流采样有两方面用途，一是为电动机提供保护；二是通过电流传感器反馈电枢电流的信号，以便对电枢电流进行闭环控制，其电路图如图 4.2 所示。图 4.2 电机电流采样电路4.3.3 继电器控制电路设计CPU 的控制信号从 CPU 的端口 PSP0 输出后，开关管 Q1 导通并驱动功率三极管 Q12，使继电器通电并闭合节点，继电器节点闭合后可给电机、离合器供电。CPU 输出的高低电平信号分别控制继电 器的合开操作，如图 4.3 所示。25图 4.3 继电器控制电路265 结 论本次设计能够提高汽车的可操控性及行驶的安全性，在如今车流越来越密集，驾驶人员水平高低不一的情况下具有非常重要的意义，符合当前汽车转向系统发展的趋势。本文中重点对 EPS 系统的转向器及控制部分进行了设计，能够有效的完成对汽车