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SAE World Congress and Exhibition， 2004.8.3–2004.11.3 ［2］J.Ackermann,T.Bünte,D.Odenthal.Advantages of active steering for vehicle dynamics control［J］.Mocm，1999 ［3］蔣勵，余卓平，高曉杰.寶馬主動轉向技術概述［J］.《汽車技術》，2006.4 ［4］袁希文，文桂林，周兵，伍新. 基于主動前輪獨立轉向系統(tǒng)的車輛穩(wěn)定性控制研究［J］.中國機械工程，2005 ［5］饒振綱.《行星齒輪傳動設計》［M］.北京：化學工業(yè)出版社，2003 ［6］機械設計手冊編委會.《機械設計手冊》［M］.北京：化學工業(yè)出版社，2007.11 ［7］汽車工程手冊編委會.《汽車工程手冊·設計篇》［M］.北京：人民交通出版社，2001.6 4．進度安排 2015.11.09-2015.11.16：上報選題申請，下達畢業(yè)設計（論文）任務書； 2015.11.17-2015.11.23：完成英文文獻翻譯，并上交英文文獻翻譯； 2015.11.24-2015.12.11：完成文獻綜述、開題報告； 2015.12.14-2015.12.18：完成開題論證； 2015.12.19-2016.01.20：完成并提交畢業(yè)論文初稿； 2016.01.21-2016.03.15：完成并提交畢業(yè)論文二稿； 2016.03.16-2015.04.08：完成并提交畢業(yè)論文終稿； 2016.04.09-2016.04.12：畢業(yè)設計資料審核； 2016.04.13-2016.04.14：第一批畢業(yè)論文答辯申請； 2016.04.15-2016.04.22：第一批畢業(yè)論文審核與評閱； 2016.04.27-2016.04.29：第一批畢業(yè)論文答辯； 2016.04.30-2016.05.05：第二批畢業(yè)論文答辯申請； 2016.05.06-2016.05.13：第二批畢業(yè)論文審核與評閱； 2016.05.18-2016.05.20：第二批畢業(yè)論文答辯； 2016.05.21-2016.05.22：第三批畢業(yè)論文答辯申請； 2016.05.23-2016.05.29：第三批畢業(yè)論文審核與評閱； 2016.05.30-2016.05.31：第三批畢業(yè)論文答辯； 指導教師（簽字） 年 月 日 教研室主任審核意見： 教研室主任（簽字） 年 月 日 畢 業(yè) 設 計（論 文） 設計（論文）題目：轎車前輪主動轉向執(zhí)行機構的設計 學 院 名 稱： 機械工程學院 專 業(yè)： 車輛工程 班 級： 車輛121班 姓 名： ****** 學 號： ******* 指 導 教 師： ****** 職 稱： ****** 定稿日期 ： 2016 年 1 月 20 日 誠 信 承 諾 我謹在此承諾：本人所寫的畢業(yè)論文《轎車前輪主動轉向執(zhí)行機構的設計》均系本人獨立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了注釋，若有不實，后果由本人承擔。 承諾人（簽名）： 年 月 日 中文摘要 摘 要 轎車前輪主動轉向系統(tǒng)可以在任何速度下都能確保為車輛提供較為理想的操控效果，主動轉向裝置不僅能滿足車輛在低速狀態(tài)下大轉角的需求，而且可以在轎車高速行駛狀態(tài)下得到較高的安全性能，提高了司機在駕駛汽車時候的靈活性安全性，而且相比于傳統(tǒng)的轎車機械轉向器，主動轉向系統(tǒng)有著更加可靠、安全，故障率更低的完美優(yōu)勢。 本文以現(xiàn)有常規(guī)的主動轉向系統(tǒng)裝置為參考設計基礎，借鑒現(xiàn)今優(yōu)秀的主動轉向系統(tǒng)的原理和市場在售汽車的相關數據，重新對齒輪齒條式轉向器以及相匹配的主動轉向系統(tǒng)機械部分進行詳細的設計，并對設計中重要部件進行強度的校核。設計的主要內容包括：轎車轉向系統(tǒng)主參數的確定，齒輪齒條轉向器的設計，雙行星排主動轉向控制器的設計。其中主動轉向器的設計是設計中的難點，它是采用兩列行星齒輪機構來實現(xiàn)疊加的主動轉向控制，最后分別運用Auto CAD和PRO/E軟件進行二維工程圖紙和三維實體的繪制。 關鍵詞：主動轉向控制；前輪；齒輪齒條；行星齒輪 Ⅰ 英文摘要 ABSTRACT Active steering system can ensure vehicles in any speed can provide the ideal steering control, while strengthening the cars in the safety of high-speed condition, improved driver when driving a car the flexibility and comfort, and compared with conventional methods, active steering system more reliable, failure to even lower． This design is based on the front-wheel existing active steering system, reference information of advanced active steering system and related data of some cars, redesign the theory of steering system with gear and rack and matching active steering system structure scheme of mechanical part． Design of the main content includes: the main steering system of parameters, the design of steering gear rack, active steering the controller design, including active steering is the difficulty in the design, use the stars to implement active steering gear control, finally I use Auto CAD and PRO/E software for the 2D & 3Ddrawings． Key Words：active steering; front wheel; Rack and pinion; planetary gear II 目 錄 目 錄 1 緒 論 1 1.1轉向系統(tǒng)綜述 2 1.2轉向系統(tǒng)的功能 2 1.3主動轉向系統(tǒng)特點 3 1.4主動轉向研究現(xiàn)狀 4 1.4.1 國外研究現(xiàn)狀 4 1.4.2 國內研究現(xiàn)狀 5 1.5本章小結 5 2 轉向系統(tǒng)主要參數的確定 6 2.1轉向盤的直徑 6 2.2轉向盤回轉的總圈數 6 2.3轉向系的效率 6 2.4轉向系的傳動比 7 2.4.1轉向時加在轉向盤上的力 7 2.4.2小齒輪最大轉矩 8 2.4.3轉向系的角傳動比 8 2.4.4轉向器的角傳動比 9 2.5 本章小結 9 3 主動轉向執(zhí)行機構的設計 10 3.1齒輪齒條式轉向器的設計計算 10 3.1.1齒輪齒條結構的幾何設計 10 3.1.2齒輪齒條設計及校核 11 3.2主動轉向控制器幾何結構設計 16 3.3主動轉向控制器行星齒輪設計計算 18 3.4主動轉向控制器行星齒輪可行性設計 24 3.5主動轉向控制器蝸輪蝸桿設計計算 28 3.5.1蝸輪蝸桿傳動比的確定 28 3.5.2蝸輪蝸桿的設計計算 30 4 主動轉向執(zhí)行機構三維模型繪制 35 4.1執(zhí)行機構三維建模 35 4.2本章小節(jié) 36 結 論 37 致 謝 38 參考文獻 39 附 錄 41 50 1 緒 論 1 緒 論 從18世紀60年代，法國人N.J在紐芬蘭制成了世界上第一輛蒸汽機驅動的三輛汽車到現(xiàn)在，從整個汽車轉向系統(tǒng)的發(fā)展歷史我們可以看到，汽車的主動轉向技術已漸漸成為今后車輛轉向技術發(fā)展的主要趨勢[1]。 最早的汽車上使用的轉向系統(tǒng)為機械式轉向，到后來發(fā)展到現(xiàn)在常用在實車上的液壓方式的助力轉向方式、以及基于電動電機傳動理論的助力轉向形式，另外還包含未在實車上進行應用的線控轉向方式?；谝陨蠋追N助力轉向方式，逐漸發(fā)展起來一種主動轉向系統(tǒng)。主動前輪轉向技術是通過對汽車前輪轉向角的調節(jié)，改變前輪轉向的作用力和力矩分布，從而提高車輛的操縱穩(wěn)定性，這樣，特別是在特殊的粘合系數道路行駛和在強側風或路面不平時，車輛不需要制動系統(tǒng)以及車輛驅動系統(tǒng)參與，僅通過主動前輪轉向執(zhí)行裝置的介入就能較好的改善車輛的操控性和穩(wěn)定性，另外主動轉向控制系統(tǒng)還可針對具體的情況，對駕駛員的轉向誤操作進行適當的修正[2,3]。 轎車主動轉向系統(tǒng)繼續(xù)沿用了傳統(tǒng)轉向系統(tǒng)中的基礎的機械構件，包括方向盤、轉向中間軸、齒輪和齒條嚙合的轉向機構以等相關的機構。獨創(chuàng)的方面在于在傳統(tǒng)的方向盤之后的結構中，增加了一種新的轉向控制器，即轎車的主動轉向執(zhí)行機構，該機械結構包含著一套雙排行星齒輪構件結構。由于存在伺服控制電機的存在，該機構能更加方便地與其他類型的控制系統(tǒng)進行集成控制，為后來的汽車在轉彎方面的集成系統(tǒng)理論原理控制奠定了良好的基礎[4]。 1.1轉向系統(tǒng)綜述 下面介紹三種基礎的機械轉向器形式。 1、蝸桿轉向器 曲柄銷的轉向裝置是由一個蝸桿傳動的。該蝸桿具有梯形形式的螺紋，并在曲柄上設置一個手指銷，曲柄和轉向搖臂軸被零件所連接成到一個整體中。轉向時，轉向輪通過錐形螺旋蝸桿嵌在周圍的電弧運動的轉向臂軸側的旋轉手指側槽。這種轉向裝置通常用在一個需要較大轉向動力來實現(xiàn)轉向的卡車上面。 2、循環(huán)球式轉向器 這種轉向裝置是通過增加一組齒輪機構，實現(xiàn)轉向盤的減速，然后將使轉向盤的圓周運動轉變變?yōu)槲佪單仐U的不同方向的旋轉運動，再通過其他一些較為復雜的機械方式進行轉換運動形式，最后轉換成為直線運動，最后由執(zhí)行的橫拉桿進行最終的轉向控制。這種機構比較古老，目前大部分的現(xiàn)有的轎車已經不再繼續(xù)的使用。目前較新的機構是閉式絲杠形式，因此這種機構才被命名為滾珠循環(huán)球式。 3、齒輪齒條式轉向器 它是最普通的轉向裝置之一?；窘Y構是一對小齒輪和一個機架所組成的，這是與彼此嚙合。當我們將欲轉向軸所連接的小齒輪進行旋轉運動的時候，與他相嚙合的另一根齒條便轉化為直線的運動。齒條連接轉向設置的橫拉轉向桿，進而帶動汽車的前方轉向輪進行轉向運動。所以，這是一種最簡單的轉向器 [14,18]。 1.2轉向系統(tǒng)的功能 轎車轉向系統(tǒng)是將駕駛員的轉向操作轉化為對轉向輪的控制上，其功能是將轉向盤所接受到的的旋轉運動轉變?yōu)檗D向拉桿的水平運動，實現(xiàn)轎車的轉向輪的轉向。 1.3主動轉向系統(tǒng)特點 自從第一臺的汽車的發(fā)明到現(xiàn)在，轉向盤的驅動裝置通常是固定連接在一起的的，轉向盤和前輪之間的轉向角度的比例總是一成不變的。如果汽車轉向方式采用于直接轉向方式，駕駛者在低速狀態(tài)下通過比較急的彎道時就需要旋轉方向盤很大的大角度來保證轉彎的正確性，但在汽車高速行駛的過程中，轉向盤的微妙的動作就會和明顯的影響到駕駛的穩(wěn)定性；因此，傳統(tǒng)的轉向系統(tǒng)必須權衡安全性和舒適性[21,22,23]。 本文設計的一種包含有雙行星齒輪機構的主動轉向系統(tǒng)，主要包括一左一右兩側的行星齒輪、還有一個公共動力傳動的行星齒輪、用于輸入轉向動力的轉向輪左側的驅動太陽齒輪，轉向盤上的轉向盤輸入是通過行星齒輪傳動的行星齒輪副右側，而右側的行星齒輪具有2個轉向舒適度的自由度，一個是轉向輪角度的行星傳動機構，另一個是由伺服電機疊加轉角輸入。汽車以高速狀態(tài)行駛在路上時，由伺服電機驅動的大齒圈的轉動方向與轉向盤所轉動方向恰好相反，器轉向與轉向盤運動相互疊加后減少了了實際的轉向角度，汽車的轉向執(zhí)行過程會變得更加間接和沉穩(wěn)，大大的提高了汽車在高速狀態(tài)行使下的行駛穩(wěn)定性能和安全性能。 系統(tǒng)結構簡圖如圖1-1所示： 圖1-1 主動轉向系統(tǒng) 1-齒輪齒條機構 2-聯(lián)軸器 3-伺服控制電機 4-主動轉向執(zhí)行機構 表1-1轉向系統(tǒng)初始參數表 參數名稱 具體參數值 傳動比 低速狀態(tài)10:1；高速狀態(tài)20:1 輪胎型號 245/45 R17W 軸距 2700㎜ 風阻系數 0.28 整車裝備質量 1500㎏ 承載質量 350㎏ 前后配重 49.7%，50.3% 最高時速 240㎞/h 轉向盤極限位置轉動總圈數 3.5 最小轉彎直徑 11m 轉向盤直徑 380㎜ 1.4主動轉向研究現(xiàn)狀 1.4.1 國外研究現(xiàn)狀 自主動轉向的概念提出以來，這么多年以來，國外的一些機構和學者對主動轉向系統(tǒng)及其控制做了許許多多的研究，并且很多學者都取得了豐碩的成果。 Yoshiki Kawaguchi設計了一種新型的轉向系統(tǒng)方式，它是基于無源自適應非線性控制器，，提高了對汽車轉向輪的非線性影響。 Fukao.T.等同時考慮了汽車輪胎滑移率、側偏角與輪胎側偏力之間的相互關系以及各種不同的路面附著系數的可知性，并基于參考模型，開發(fā)了一種非線性自適應控制的主動轉向系統(tǒng)，并證明了其有效性。 BingZheng 等人基于橫擺角速度反饋控制，探索轉向車輛的側向力和橫擺力矩的關系，建立理想的橫擺角速度和偏航力矩，證明該控制改善了車輛的轉向穩(wěn)定性，但并沒有考慮車輛行駛狀態(tài)。 Mokhiamar 等人通過對二自由度車輛模型進行分析研究，同時考慮了R接橫擺力矩和側向力，在此基礎上并進行了聯(lián)合控制。結果驗證了該控制對車輛操縱穩(wěn)定性的影響。 1.4.2 國內研究現(xiàn)狀 相對于國外學者所開展的研究，國內的機構在對該系統(tǒng)及其轉向控制理論的研究也逐漸蓬勃開展。 同濟大學余卓平教授，對系統(tǒng)的結構和工作原理都進行了大量的研究，分析了系統(tǒng)的角速度相互關系，功能，并對系統(tǒng)的其它功能進行了分析，驗證了系統(tǒng)對車輛操縱穩(wěn)定性的影響。 高曉杰在其論文中明確的提出了AFS與DYC的聯(lián)合控制的策略，這些都是基于滑模結構相關的控制理論進行的進一步研究的。在對雙控制模型的性能進行深入分析的基礎上，提出了協(xié)調控制理論，并在一些典型的道路條件下進行了相應的實驗結果，最后驗證了所提出的控制策略的有效性是優(yōu)越的。 合肥工業(yè)大學王啟東研究系統(tǒng)和主動前輪轉向系統(tǒng)威脅可調控制器，其威脅控制能充分發(fā)揮系統(tǒng)的作用，以及最小系統(tǒng)干擾。 1.5本章小結 本章是簡單的綜述了如今傳統(tǒng)轉向器及新興的主動轉向系統(tǒng)的特點及現(xiàn)今國內外的主要研究趨勢，并且對主動轉向系統(tǒng)的國內外現(xiàn)狀進行敘述，并詳細確定了本次設計的參考性數據，為本文接下來幾個部分的設計打好基礎。 2 轉向系統(tǒng)主要參數的確定 2 轉向系統(tǒng)主要參數的確定 2.1轉向盤的直徑 根據車輛型號的可以選擇380至550毫米的直徑。 取 =380mm。 2.2轉向盤極限位置轉動總圈數 轉向盤的圈數在與轉向角的工作時，還與所需的轉向盤轉角有關。對于重型卡車和汽車，由于轉向燈的數量不同，方向盤和相應的線圈總數有不同的要求。重型載貨汽車少于6圈，對于小型車少于3.6圈 [2]。 取3.5圈。 2.3轉向系的效率 ， 即 （2-1） 和逆效率。 正效率 （2-2） 逆效率 （2-3） 式中：——轉向盤上被作用的功率； ——轉向器中的摩擦功率； ——作用在轉向搖臂軸上的功率。 對于蝸桿和螺旋式轉向機構，軸承所造成的摩擦損失可以不計，： （2-4） （2-5） 式中：——蝸桿或螺桿的導程角，12°； ——摩擦角，； ——摩擦系數，取=0.04； 則： =arctan0.04 =83.45﹪ 2.4轉向系的傳動比 2.4.1轉向時加在轉向盤上的力 150～200N。 作用于方向盤上的手力 = （2-6） 式中： ——轉向阻力矩； ——主銷偏移矩； ： =415442.46 N·mm 式中： ——，取0.7； ——轉向阻力矩，N·mm； ——轉向軸負荷，N，； ——汽車的滿載質量 =(1500+5×80) ㎏=1900㎏； ——取值49.7﹪。 1900×9.8×49.7﹪=9254.14N ——輪胎氣壓，MPa；取2.5bar，即0.25MPa。 則： ==152.4N 式中： ——為轉向搖臂長； ——轉向節(jié)臂得長度，轉向傳動比 ；比值大約在0.85～1.10之間，近似認為1； ——為轉向盤直徑，=380 mm； ——為轉向器角傳動比, =18； ——為轉向器正效率, =83.45%； 2.4.2小齒輪最大轉矩 在車輛低速或停止狀態(tài)下，控制器不工作，此時同于機械式齒輪齒條機構轉向器模式，轉向盤與轉向齒輪是由剛性結構相連接。 則齒輪轉矩 =·=28.96 N·m 2.4.3轉向系的角傳動比 轉向系的角傳動比 （2-7） 式中：——轉向軸的轉角增量，rad； ——齒條位移增量，mm； ，旋轉角度為： （2-8） 式中：——齒輪分度圓的半徑，； ——齒輪分度圓的直徑； （2-9） 2.4.4轉向器的角傳動比 ，取=18。 2.5 本章小結 本章主要內容是，確定了基本的轉向系統(tǒng)參數，對后面齒輪齒條，行星傳動以及蝸輪蝸桿傳動設計提供參數支撐。 3 主動轉向執(zhí)行機構的設計 3 主動轉向執(zhí)行機構的設計 3.1齒輪齒條轉向器的設計 3.1.1齒輪齒條結構的幾何設計 主動小齒輪采用斜齒面圓柱齒輪， 在2～3mm之間取值， 取 =3mm(GB/T1357—1987)。 取=10。 =17，若主動齒輪＜ 變位系數 =；=1， 則 =0.412。 取=12°。 壓力角20°。 轉向盤最大轉角 ×1.75×360°=315° 齒條齒數待定。 主動小齒輪選用20CrMnTi，調質，硬度≥58HRC 。 齒條選用45#鋼，調質。 殼體采用鋁合金鑄造。 齒輪精度初選8級。 法向齒頂高系數1。 齒輪法向頂隙系數0.25。 3.1.2齒輪齒條設計及校核 轉向器按齒輪設計，按接觸強度校核。 1、選取齒輪材料及熱處理 56HRC，主動小齒輪取60HRC， ，淬火。 2、齒輪最大轉矩 =28.96 Nm 3、初取載荷系數 斜齒輪硬齒面，=1.6～1.8，初取=1.7。 4、選取齒寬系數及 取=0.6。 由式 = （3-1） 得對于齒條Z→∞，→∞則≈0。 5、 及螺旋角系數 初取螺旋角 =12°，=1.8。 由式 =0.25+ （3-2） 得 =0.67 =0.91 初取 =0.91 =0.67 6、齒數，,齒形系數及應力修正系數 取=10 ，待定。 由 = （3-3） 得當量齒數 =10.7 由于齒輪不發(fā)生根切的最小齒數=17，采用變位， 取變位系數 =0.412。 =2.45，=2.063 =1.65，=1.97 7、確定許用彎曲疲勞應力[] 得 =450 MPa×0.7=315MPa =430 MPa×0.7=301MPa （雙向運轉，數值×0.7） 由式 []= （3-4） 設計時要求齒輪失效的概率小于百分之一，因此選取取=1.25； 為應力修正系數，取=2.0 假定齒輪工作壽命為5年（300天/year），單班（8小時）； 應力循環(huán)次數=60nγ； n為轉速；為齒輪工作壽命則γ=1；n取大致為 1.75/2 r/s=0.875 r/s。 則 =60×52.5×1×12000≈3.87× 取 =0.97 于是 []= =489 MPa []= =467 MPa 8、按齒根彎曲疲勞應力 ==0.008267 ==0.008703 9、確定齒輪模數 由式 ≥ （3-5） 代入上面兩式(1)(2)兩者最大值 ≥2.76 mm 取 =3 mm 10、確定主要參數 分度圓直徑 ==30.67 mm 齒寬 =·=0.6×30.67 mm =18.4 mm 取 =24 ㎜，=+5～10 mm，=30 mm 使用系數，取=1.1。 11、定載荷系數 （1）動載系數 齒輪圓周速度 ν==0.05 m/s 齒輪精度取為9級。 =1.03 （2）齒向載荷分布系數 （9級精度，淬火鋼）： 由式 ==1.45+0.325=1.78 端面重合度 =[1.88-3.2(+)] ,→∞ =1.48×cos12° =1.45 縱向重合度 =tanβ=×tan12°=0.325 從而 =1.42，=1.08 則 ==1.1×1.03×1.08 ×1.42=1.74 得 ＞ 需重新計算； 12、驗算齒根疲勞強度 用準確值代入式 ≥2.88 mm 仍取=3 ㎜，齒根疲勞強度足夠。 =3 mm 13、驗算齒面接觸疲勞強度 彈性系數，查得=189.8。 節(jié)點區(qū)域系數，查得=2.4。 由式 = （3-6） 得 =0.89 螺旋角系數 ==0.99 許用接觸疲勞應力[] []= （3-7） 式中：——接觸疲勞壽命系數，查得=0.98； ——安全系數，失效概率＜1/100，取=1； 得 =1560 MPa，=1540 MPa； []=1529 MPa，[]=1509 MPa； 14、驗算齒面接觸強度 =，μ→∞則→1； 故 =189.8×2.45×0.89×0.99×=1492 Mpa≤[]＝1509 MPa 由于＜[]，故接觸強度足夠。 。 故對于齒條行程 = （3-8） = （3-9） 對于齒條，理論上 ≥；（=，=π） （3-10） ≥1.75×2× 則 ≥3.5 因此，=36。 齒條長 ≥ （3-11） 即 ≥=340 mm 3.2主動轉向控制器幾何結構設計 控制器由兩組行星齒輪系統(tǒng)組成，如圖3-1所示： 圖3-1 控制器簡圖 ；外齒與電機帶動的 蝸桿2組成渦輪蝸桿傳動。 該系統(tǒng)中活動構件為=6；高副數目為=5；低副數目為=5，則系統(tǒng)機構的自由度為 =3-2-=3×6-2×5-5=3 設轉速方向向左： = 式中，方向向左時取“－”，反之則取“+”。 其中，；。 當=0時，=； 當=0時，=，此時，轉向角度由電機控制。 由于行星輪執(zhí)行機構左右為完全對稱，故只需要設計一組即可。 3.3主動轉向控制器行星齒輪設計計算 齒輪采用斜齒圓柱齒輪， =10°， 初取模數=2 mm。 齒數＞=17。 初取主動太陽齒數=18；行星輪齒數=14。 1、選取齒輪材料及熱處理方法 20，滲碳淬火。 2、齒面硬度 太陽輪 60～63HRC 行星輪 58～63HRC 3、太陽輪轉矩 計算轉矩 （3-12） 式中：——為輸入軸轉矩； ——為行星輪數目； ——為齒數比； 且 == （3-13） 式中為內傳動比，=（ b為大齒圈）。 初設太陽輪的齒數=17；行星輪齒數=14。 對于太陽輪分度圓直徑 =36.5 mm 行星輪 =28.4mm 則大齒圈分度圓直徑 =+2=28.4+2×20.3=91.3 mm 于是齒數 ==45 從而得出 =1.05 取行星輪數目 =4 則 =4.53 N?M 為輸入軸轉矩， =28.96 N?M 4、初取載荷系數 =1.6～1.8范圍內，取=1.7 5、選取齒寬系數及 取=0.5。 由式 = （3-14） 得 =0.4 6、初取重合度系數及螺旋角系數 初設螺旋角 =10°，=1.8 由式 =0.25+ （3-15） 得 =0.67 得 =0.93 7、齒形修正系數及應力修正系數 由 =Z/ 得 =19；=15 由于＜=17，故，變位， =2.67，=2.95 =1.58，=1.64 8、確定許用彎曲疲勞應力[] 得 =460 MPa×0.7=322MPa =420 MPa×0.7=294MPa 由式 []= （3-16） 式中：——為應力修正系數，=2.0； ——為彎曲疲勞應力壽命系數； 接觸應力變化總次數 =60nγ 式中：γ—— ； ——為轉速，取大致為1r/s； ——為齒輪工作壽命； ， 則 =60nγ=60×60×3×12000=1.296× =60×12×2×12000=1.728× 可由 計算得 彎曲疲勞壽命系數，取=0.95 ，=0.98。 最小安全系數，失效概率低于1/100，=1.25； 可得 []=489 MPa，[]=446 MPa 9、按齒根彎曲疲勞極限應力確定模數 = =0.009531 （1） ==0.009818 （2） 由式 ≥ （3-17） 得 ≥1.60 mm 取=1.5 mm。 10、確定主要參數 32.5 mm 取整數 =32 mm（便于計算） 由 （3-18） 得 =12.8 mm，取=12 mm。 一般 =+5～10 mm ，=； 則 =18 mm 對于變位齒輪 =0 ，=0.41 由式 （3-19） 查表=21°40′ 其行星齒輪的實際中心距 ，=32.5mm 則 =32.8 ㎜ 取整數=33 mm 則 =18°40′12″ 11、定載荷系數 （1）使用系數 查表 =1.1 （2）動載系數 齒輪圓周速度 ν==0.071 m/s 齒輪精度取為9級。 查表 =1.03 （3）齒向載荷分布系數 硬齒面，非對稱布置，取=0.5，=1.06。 （4）齒向載荷分布系數 齒輪材料為8級精度，淬火鋼。 由式 = （3-20） 端面重合度 =[1.88-3.2(+)]cosβ, =1.46×cos18.67° =1.39 縱向重合度 =tanβ= ×tan18.67°=0.944 得 =1.5 于是 ==1.1×1.03×1.06 ×1.5=1.8 ＞ 需重新計算； 12、驗算齒根疲勞強度 用準確值代入式（1）（=0.62，=0.91） 得 ≥0.97 mm 仍取=2 mm，齒根疲勞強度足夠。 13、驗算齒面接觸疲勞強度 （1）彈性系數，查得，=189.8。 （2）節(jié)點區(qū)域系數，查得，=2.11。 （3）重合度系數，因< 1 故 ==0.91 （4）螺旋角系數 ==0.97 14、許用接觸疲勞應力[] 根據公式 []= （3-21） 式中：——接觸疲勞壽命系數，查得=0.95； 失效概率＜1/100, 取=1。 得 =1550 MPa，=1500 MPa； [] =1472 MPa ，[]=1500 MPa； 15、驗算齒面接觸強度 按式 = （3-22） ==1360MPa≤[] 由于＜[]（取兩齒材料較弱者進行比較），故接觸強度足夠。 3.4主動轉向控制器行星齒輪可行性設計 應等于輪3和輪2的中心距，即=， 得 （3-23） 式中：——為齒輪節(jié)圓半徑。 對于變位齒輪（斜齒） = （3-24） 節(jié)圓直徑 （4-14） 式中：——為嚙合角。 前面已求得 =25°40′ 則 =39.6mm 30.8mm 101.2mm 于是 =35.2 mm 符合同心條件。 由于 ==1+ （3-25） 則 = （3-26） 要求對應于個齒，中心角為，所以 = （3-27） （3-28） =16 ，太陽輪轉過故可 整除。 對于變位齒輪傳動有 2>2 （3-29） 即 > （3-30） 式中： ==4； 變位齒輪中心距變動系數 （3-31） 則 =0.68 齒高變動系數 ⊿ （3-32） 且， 故 ⊿0.08 齒頂高 （3-33） 故 =（1+0.41-0.08）×2 =2.66 mm 齒頂圓直徑 （3-34） =28.4+2.66×2 =33.72 mm 于是 2= =（36.5+33.72）sin45° =49.66mm > =33.72 mm 即 > 滿足鄰接條件[10]。 3.5主動轉向控制器蝸輪蝸桿設計計算 3.5.1蝸輪蝸桿傳動比的確定 為了保證蝸桿傳動比的正確性，因此，對驅動電機的轉向角進行估算，對轉向盤的速度進行研究。 假定方向盤轉速為零，則轉向角由驅動電機控制，如果此時主動轉向控制器滿足變速率的變化范圍，所描述的前幾章，轉向盤的轉速為零，即時，驅動電機轉速為，太陽輪輸出轉速為，由式 = （3-35） 設蝸輪轉速為，則應有 （3-36） 故 = （3-37） 在理想狀況下，最小轉彎半徑與外輪角度的關系為： = （3-38） 假設齒輪為不發(fā)生變形的剛體，內轉向輪偏轉角與外轉向輪偏轉角的關系式為： （3-39） 式中：——兩側主銷軸線與地面相交點之間的距離； ——汽車軸距[11]； 車型各項參數值： 軸距 L=2700 mm ；輪距（前）=1500 mm ；最小轉彎半徑 =11/2=5.5 m 于是，代入（4-19）式可求得 sin= =0.491 =29.4° 則可求得 =40.2° 考慮到駕駛員的轉向盤轉速為1r/s;方向盤回轉總圈數為3.5圈的情況下，方向盤由中間位置轉至左右極限位置時歷時1.75s。 則可認為角速度為： =(°/s)=22.98(°/s) 主動轉向控制器輸出角速度即為齒輪齒條轉向機輸入角速度，則它與轉向輪偏轉角速度之比即為齒輪齒條轉向機傳動比，=18， 即 ； 求得 =413.64(°/s) =68.94 r/min 則蝸輪轉速 （3-40） 已知機構中18；46 r/min=26.97 r/min 一般工況下，電機轉速為480 r/min。 當=480 r/min時 由式 = （3-41） 知 ==17.79 查表，取蝸輪蝸桿傳動比為 =19.5 3.5.2蝸輪蝸桿的設計計算 1、選擇材料 蝸桿選用40表面滲碳，表面硬度（45-55）HRC，蝸輪選用砂型鑄造，MPa；=140MPa。 2、確定，， 確定蝸桿頭數=2； 則由式 = （3-42） 得 =19.5×2=39 ==19.2×26.97 r/min=517 r/min 3、確定蝸輪轉矩 最惡劣工況下，駕駛員需克服地面最大阻力矩施加在方向盤上的最大轉矩為=28.96 N?M。 當方向盤轉速為零時，考慮在同樣的工況下，則蝸輪的轉矩應為==28.96 N?M。 4、確定載荷系數 查取，工作情況系數=1。 初設蝸輪圓周速度≤3m/s，取動載荷系數=1 =1； 故 ==1； 5、確定蝸輪許用接觸應力[] 查得蝸輪材料，離心鑄造，蝸桿齒面硬度＞45HRC,得[]為261MPa；＜300 MPa，[]=261MPa。 6、接觸疲勞應力計算 由式 (3-43) 取=0.4，查機械設計手冊得=2.7。 查得彈性系數=155。 將各參數代入上式得 =69.22 mm 由式 （3-44） 得 =0.4×69.22㎜=28 mm =2.67 mm 選取：=3mm；=28 mm；=9.3。 7、計算圓周速度與滑動速度 = （3-45） m/s =0.04 m/s 蝸桿分度圓導程角 （3-46） =10°7′29″ 由公式 = （3-47） =m/s =0.23 m/s 由于＜3 m/s，故選取=1可用；＜12 m/s，蝸輪材料選用20CrMnTi。 8、傳動效率計算 =0.23 m/s時，當量摩擦角=3°37′。 據式（2-4）嚙合效率 則 =0.73 9、蝸桿傳動主要尺寸計算 中心距 （3-48） =72.5mm 分度圓直徑， =28 mm；= =0.38與初設基本相符； ==3×39 mm =117 mm 蝸桿頂圓直徑；蝸輪喉圓直徑 ==28+2×3=33 mm =117+2×3=123mm 10、彎曲疲勞強度驗算 由式 ≤ （3-49） 蝸輪當量齒數 （3-50） =37.74 選取蝸輪齒形系數=1.81。 螺旋角系數 =0.93 故 = MPa =18.19 MPa 確定許用彎曲應力； 蝸輪材料為，雙側工作，離心鑄造，取=58 MPa； 則 ＜ 符合強度要求，可用。 11、熱平衡計算 由式 （3-51） 取表面?zhèn)鳠嵯禂? 按下式估算殼體散熱面積 = =0.089㎡ 故 ℃ KW ＞（60～70）℃ 主動轉向控制器并不是一直都滿負荷工作，其真正的工作條件不如設計計算時惡劣，通風散熱條件良好，因此本次不再進行熱平衡計算。 3.6本章小結 在本章中，根據前幾章的數據和前幾章的檢驗，設計了整個主動轉向系統(tǒng)的機械部分，包括控制器系統(tǒng)的幾何結構參數的設計，行星傳動設計，并對行星齒輪的可行性進行了詳細的分析，還包括蝸輪蝸桿設計，并進行強度校核。 4 主動轉向執(zhí)行機構三維模型繪制 4 主動轉向執(zhí)行機構三維模型繪制 4.1執(zhí)行機構三維建模 圖4-1主動轉向機構總體模型 圖4-2主動轉向機構齒輪齒條模型 圖4-3主動轉向執(zhí)行機構模型 圖4-4主動轉向機構剖視模型 圖4-5主動轉向機構傳動機構模型 4.2本章小節(jié) 本章通過PRO/E軟件的建模，對汽車前輪主動轉向裝置的設計進行裝配以及干涉分析，證明了設計的正確性。 結 論 結 論 本設計是根據行駛工況，調整車輛的轉向比，從而增加或減少前輪轉向角。在低速時，電機的作用方向與方向盤方向相同，而轉向盤的比例增大，可減小驅動力的要求。在高速行駛時，發(fā)動機的運轉方向與轉向盤方向相反，從而減小前輪轉向角的轉向角，轉向盤比減小，轉向穩(wěn)定性提高。。在低轉速時傳動比為20:1時，在高速時，運用結合傳統(tǒng)的齒輪齒條式轉向器以及動轉向功能的主動轉向系統(tǒng)，傳動比為10：1。 主動轉向系統(tǒng)的設計目的在于，能夠確保駕駛員最佳的駕乘舒適性，在車輛處于靜止狀態(tài)下時，方向盤止點間的操作比常規(guī)轉向系統(tǒng)的三圈多減少到了改進后的不足兩圈。因此，它可以更方便地操作的方向盤上的按鈕。。保證車輛的穩(wěn)定性，為駕駛員提供舒適安全的駕駛環(huán)境。 參考文獻 致 謝 本次畢業(yè)設計涉及的全部內容是在指導老師***教授的悉心指導下完成的。感謝**師給我提供了良好的課題條件，讓我從這次設計中得到了很好的鍛煉。同時也為我講解了不少難題，在此特別感謝。*老師淵博的學識、嚴謹的治學態(tài)度、平易近人的作風和認真負責的工作態(tài)度讓我們受益非淺。從*老師處我們學到了許多的專業(yè)知識和相關的設計方法。在此，謹向恩師表示最真誠的感謝。感謝他在百忙中給予我們的指導。 在這次的設計過程中也得到了*老師的指導。當然還有本院其他老師的指導。在此我向各位給予我指導的老師表示忠心的感謝和致敬。 最后還要感謝的，也是最應該感謝的是****************學院，學院讓我們有這么好的學習條件。通過四年的學習，讓我們成為有用之才；也是學院給我們了這次畢業(yè)設計機會，讓我們在走上工作崗位之前好好的鍛煉一下 參考文獻 [1] 蔣勵，余卓平，高曉杰．寶馬主動轉向技術概述[J]．汽車技術，2006．4 [2] 王望予主編．汽車設計，第四版[M]． 北京:機械工業(yè)出版社，2005 [3] 陳家瑞主編．汽車構造[M]． 北京:人民交通出版社，2002．3 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