本科毕业设计-汽车电动助力转向系统设计.doc

济南大学毕业设计

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 机自0708
学 生 刘 雷
学 号 20070403109
指导教师 门 秀 花

二〇一 一年五月 二十九 日
26

1 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，确保汽车的行驶安全。

2 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。

3 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）
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）；
P——轮胎气压，单位为（取p=0.179）。
可解得
（3.2）
（2）计算方向盘上的手力Fh
有公式 （3.3）
式中 ——转向摇臂长, 单位为mm；
——原地转向阻力矩, 单位为N·mm（=627826.2）
——转向节臂长, 单位为mm；
——为转向盘直径,单位为mm（=400mm）；
Iw——转向器角传动比（iw=15）；
η+——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、不代入数值。
可解得 （3.4）
（3）计算梯形臂长度
轮辋直径= 16in=16×25.4=406.4mm
梯形臂长度 =×0.8/2= 406.4×0.8/2=162.6mm,取=160mm
（4）计算轮胎的直径RT
=406.4+0.55×205=518.75mm （3.5）
取=520mm
（5）计算转向横拉杆直径
有公式 （3.6）
由 =; 可解得
（3.7）
取=15mm
（6）初步估算主动齿轮轴的直径
（3.8）
=140MPa
取=18mm
3.3.2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=3mm
2.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=60mm
齿数=7mm 法向模数=3mm
螺旋角=14° 螺旋方向：左旋
3. 转向横拉杆及其端部

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=281mm
横拉杆直径=15mm
螺纹长度=60mm
外接头总长=120mm
球头销总长=62mm
球头销螺纹公称直径=M10×1mm
外接头螺纹公称直径=M12×1.5mm
内接头总长=65.3mm
内接头螺纹公称直径=M16×1.5mm
4.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。

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=40mm
导向座高度=29mm
弹簧总圈数=6.43mm
弹簧节距=7.92mm
弹簧外径=29mm
弹簧工作高度=34.59mm
螺塞螺纹公称直径=M44×2mm
螺塞高度=28mm
锁止螺塞高度=10mm
转向器壳体总长/高=615/146.5mm
转向器壳体内/外径=40/56mm
5.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2～3mm之间。主动小齿轮齿数大多数处于5～7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9°～15°。齿条齿数可根据当转向轮达到最大偏转角时，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）
（3.10）
a)确定和

b) 应力循环次数N的计算，寿命系数、的确定。
（3.11）

c) 许用应力的计算
取 则有
= （3.12）
= （3.13）
应力修正系数 则
= （3.14）
= （3.15）
2. 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， =0.89
按当量齿数 ，
(4) 齿轮模数的初步计算
有转矩 290.7×0.16=46.51=46510
根据闭式硬齿面传动，可按齿根弯曲疲劳强度设计。
可得
（3.16）
=
=2.396
(5) 载荷系数的确定
取 =1，由
, （3.17）
/100=0.00124,=1；对称布置，取=1.06；
取=1.3
则有 =1×1×1.06×1.3=1.378
(6) 法向模数的修正
=2.396×=2.383 （3.18）
取标准值 =3
3.确定齿轮传动的主要参数及几何尺寸
(1) 分度圆直径
==24.73 （3.19）
(2) 齿顶圆直径
=24.73+2 （3.20）
=24.73+2×3(1+0)=30.73
(3) 齿根圆直径
=24.73-2 （3.21）
=24.73-2×3×1.25=17.23
(4) 齿宽
=0.8×24.73=19.784 （3.22）
由于相互啮合齿轮的基圆齿距须相等，即。
而有齿轮法面基圆齿距为
齿条法面基圆齿距为
所以取齿条法向模数=3
(5) 齿条齿顶高
=3×(1+0)=3 （3.23）
(6) 齿条齿根高
=3(1+0.25-0)=3.75 （3.24）
(7) 法面齿距
=4.7 （3.25）
4. 齿面接触疲劳强度的校核
（3.26）
取 =189.8
=2.45
=0.8，==0.985
所以
=189.8×2.45×0.8×0.985×
=1677.6
3.3.4 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。如图3.5所示。

图3.5转向横拉杆的运动分析简图
30°=160×cos30°=138.564
=160-138.564=21.436
30°=80

==339.3 （3.27）
=339.3-80=259.32
=340-259.32=80.7
同理，可计算转向轮向左转过30°，转向节从绕圆心转到时，齿条左端点E移动到的距离
=80
=339.3 （3.28）
=80+339.3-340=79.3
齿轮齿条啮合长度取值应大于
即 =80.7+79.3=160
则取L=200
3.3.5 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。
=2×46510/24.73=3761.42 （3.29）
=1410.96 （3.30）
=937.83N （3.31）
3.3.6 齿轮轴的强度校核
1.轴的受力分析
(1) 画轴的受力简图。
(2) 计算支承反力
垂直面上
（3.32）
（3.33）
水平面上
（3.34）
(3) 画弯矩图
在水平面上，a-a剖面的左侧、右侧
（3.35）
在垂直面上，a-a剖面的左侧
（3.36）
a-a剖面的右侧
（3.37）
合成弯矩，a-a剖面的左侧
（3.38）
a-a剖面的右侧
（3.39）
(4) 画转矩图
转矩 =3761×24.73/2=46636.4 （3.30）
2.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，，
=60/100=0.6。
a-a截面左侧
（3.31）
（3.32）
4.轴的疲劳强度安全系数校核
查得, ,；
。
a-a截面左侧
（3.33）
查得；由表查得绝对尺寸系数
轴经磨削加工，查得质量系数β=1.0。则
弯曲应力 （3.34）
应力幅
平均应力
切应力 （3.35）
（3.36）
安全系数
（3.37）
（3.38）
（3.39）
查得许用安全系数[S]=1.3～1.5，显然S>[S]，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<10mm,弹簧的工作次数总量小于，要求弹簧中间能很容易的穿过直径大小为φ18mm的轴；弹簧的固定方式为两端固定；弹簧外径为；弹簧自由高度为。
(1) 选择材料
根据弹簧的工作环境可知弹簧对材料没有特别的要求，所以可以采用C组碳素弹簧钢丝。弹簧工作的次数总量小于，因此其载荷性质属于Ⅱ类，。
(2) 计算弹簧丝直径
选择旋绕比 取=4
估 按30mm、16mm,取
初算弹簧丝直径 =6
计算曲度系数 =1.404 （3.40）
计算弹簧丝的许用切应力 =0.45=0.45×1700=765
计算弹簧丝直径 （3.41）
==5.150
(3) 计算弹簧圈数和弹簧的自由高度
工作圈数 （3.42）
==4.43
总圈数 各端死圈取1，故
节距 , （3.43）
则,取
自由高度 （3.44）
=4.43×7.92+1.5×5=42.59
(4) 稳定性验算
高径比 b=H0/D2=42.59/20=2.1295<5.3
满足稳定性要求。
(5) 检查δ及δ1
邻圈间隙 δ=t-d=7.92-5=2.92mm
弹簧单圈的最大变形量 λmax/n=8/4.43=1.81mm
故在最大载荷作用下仍留有间隙δ1,
δ1=2.92-1.81=1.11>0.1d
(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
τs=1.25[τ]=1.25×765=956.25MPa
弹簧的极限载荷
Flim==3.14×52×956.25/(8×4×1.4)=1670N （3.45）
弹簧的安装载荷
Fmin=0.9Fmax=0.9×1411=1269.9N
弹簧刚度 Cs=Gd/(8C3n)=80000×5/(8×43×4.43)=176.35N/mm
安装变形量 λmin=Fmin/Cs=1269.9/176.35=7.20mm
最大变形量 λmax=Fmax/Cs=1411/176.35=8.00mm
极限变形量 λlim=Flim/Cs=1670/176.35=9.47mm
安装高度 H1=H0-λmin=42.59-7.20=35.39mm
工作高度 H2=H0-λmax=42.59-8=34.59mm
极限高度 H3=H0-λlim=42.59-9.47=33.12mm
3.3.8 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L′h=12000h
1.初步计算当量动负荷
=0.665>e
X=0.56,暂选一近似中间值Y=1.5。另查表得fp=1.2
P′=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×705.5+1.5×468.9)=1318.12N
2.计算轴承应有的基本额定动负荷C′r
查表得,ft=1,又ε=3
C′r= （3.46）
3.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=6.65KN
4.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1.6
2) 计算当量动载荷
Pr=fp(XFR+YFA)=1.2×(0.56×1411×43/75+1.6×469)=1444N （3.47）
3) 验算6204轴承的寿命
Lh= >12000h （3.48）
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
σp= [σp]=120Mpa （3.49）
所以有
（3.50）
式中 T——传递的转矩，单位为N·mm；
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，K≈h/2,单位为mm；
[σp]——许用挤压应力，单位为MPa。
选用A型键 公称尺寸b×h=6×6
根据具体情，键的接触长度l应该大于15mm,则L≥15+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GB1095-79

4 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。[8]
4.2.2 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
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。

图4.3 继电器控制电路

5 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的电动助力转向控制，实现预期的设计目的。当然，这次设计是否合理，还需要在实践中不断的验证改进。
当然再先进的技术也有它自身的不足之处，此设计当然也不能例外，还存在很多尚未解决的问题，这些问题只有在生产实践中逐步去解决。与实践相结合才能更好的发现问题解决问题，毕竟每一个设计都要经过实践的考验。
由此，我只能下一个初步的或是不很确切的结论：本次设计是可以使汽车的操控更加灵活、方便的，是一个比较成功比较先进汽车电动助力转向系统设计。

参 考 文 献
[1] 赖宋红,熊四昌,袁月峰. 汽车电动助力转向器的控制器研制[J] .自动化仪表.2009.4
[2] 廖抒华,王金波,张宝霞,段守焱. 电动助力转向硬件在环试验台的研究[J].上海汽车.2010.4
[3] 方勤,唐厚君. 带有故障诊断功能的电动助力转向控制器设计[J].测控技术.2008.4
[4] 张永辉,黄飞. 汽车电动助力转向控制研究[J].山东交通学院学报.2009.3
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