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本文以現(xiàn)有常規(guī)的主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)裝置為參考設(shè)計(jì)基礎(chǔ)，借鑒現(xiàn)今優(yōu)秀的主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的原理和市場在售汽車的相關(guān)數(shù)據(jù)，重新對齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器以及相匹配的主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機(jī)械部分進(jìn)行詳細(xì)的設(shè)計(jì)，并對設(shè)計(jì)中重要部件進(jìn)行強(qiáng)度的校核。設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容包括：轎車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主參數(shù)的確定，齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)，雙行星排主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器的設(shè)計(jì)。其中主動(dòng)轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)是設(shè)計(jì)中的難點(diǎn)，它是采用兩列行星齒輪機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)疊加的主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制，最后分別運(yùn)用Auto CAD和PRO/E軟件進(jìn)行二維工程圖紙和三維實(shí)體的繪制。 關(guān)鍵詞：主動(dòng)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)綜述 2 1.2轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的功能 2 1.3主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特點(diǎn) 3 1.4主動(dòng)轉(zhuǎn)向研究現(xiàn)狀 4 1.4.1 國外研究現(xiàn)狀 4 1.4.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 5 1.5本章小結(jié) 5 2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 6 2.1轉(zhuǎn)向盤的直徑 6 2.2轉(zhuǎn)向盤回轉(zhuǎn)的總?cè)?shù) 6 2.3轉(zhuǎn)向系的效率 6 2.4轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比 7 2.4.1轉(zhuǎn)向時(shí)加在轉(zhuǎn)向盤上的力 7 2.4.2小齒輪最大轉(zhuǎn)矩 8 2.4.3轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比 8 2.4.4轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比 9 2.5 本章小結(jié) 9 3 主動(dòng)轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 10 3.1齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)計(jì)算 10 3.1.1齒輪齒條結(jié)構(gòu)的幾何設(shè)計(jì) 10 3.1.2齒輪齒條設(shè)計(jì)及校核 11 3.2主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器幾何結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 16 3.3主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 18 3.4主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪可行性設(shè)計(jì) 24 3.5主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器蝸輪蝸桿設(shè)計(jì)計(jì)算 28 3.5.1蝸輪蝸桿傳動(dòng)比的確定 28 3.5.2蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)計(jì)算 30 4 主動(dòng)轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)三維模型繪制 35 4.1執(zhí)行機(jī)構(gòu)三維建模 35 4.2本章小節(jié) 36 結(jié) 論 37 致 謝 38 參考文獻(xiàn) 39 附 錄 41 50 1 緒 論 1 緒 論 從18世紀(jì)60年代，法國人N.J在紐芬蘭制成了世界上第一輛蒸汽機(jī)驅(qū)動(dòng)的三輛汽車到現(xiàn)在，從整個(gè)汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展歷史我們可以看到，汽車的主動(dòng)轉(zhuǎn)向技術(shù)已漸漸成為今后車輛轉(zhuǎn)向技術(shù)發(fā)展的主要趨勢[1]。 最早的汽車上使用的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為機(jī)械式轉(zhuǎn)向，到后來發(fā)展到現(xiàn)在常用在實(shí)車上的液壓方式的助力轉(zhuǎn)向方式、以及基于電動(dòng)電機(jī)傳動(dòng)理論的助力轉(zhuǎn)向形式，另外還包含未在實(shí)車上進(jìn)行應(yīng)用的線控轉(zhuǎn)向方式?；谝陨蠋追N助力轉(zhuǎn)向方式，逐漸發(fā)展起來一種主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向技術(shù)是通過對汽車前輪轉(zhuǎn)向角的調(diào)節(jié)，改變前輪轉(zhuǎn)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(shù)道路行駛和在強(qiáng)側(cè)風(fēng)或路面不平時(shí)，車輛不需要制動(dòng)系統(tǒng)以及車輛驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)參與，僅通過主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)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(dòng)轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)還可針對具體的情況，對駕駛員的轉(zhuǎn)向誤操作進(jìn)行適當(dāng)?shù)男拚齕2,3]。 轎車主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)繼續(xù)沿用了傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的基礎(chǔ)的機(jī)械構(gòu)件，包括方向盤、轉(zhuǎn)向中間軸、齒輪和齒條嚙合的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)以等相關(guān)的機(jī)構(gòu)。獨(dú)創(chuàng)的方面在于在傳統(tǒng)的方向盤之后的結(jié)構(gòu)中，增加了一種新的轉(zhuǎn)向控制器，即轎車的主動(dòng)轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)，該機(jī)械結(jié)構(gòu)包含著一套雙排行星齒輪構(gòu)件結(jié)構(gòu)。由于存在伺服控制電機(jī)的存在，該機(jī)構(gòu)能更加方便地與其他類型的控制系統(tǒng)進(jìn)行集成控制，為后來的汽車在轉(zhuǎn)彎方面的集成系統(tǒng)理論原理控制奠定了良好的基礎(chǔ)[4]。 1.1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)綜述 下面介紹三種基礎(chǔ)的機(jī)械轉(zhuǎn)向器形式。 1、蝸桿轉(zhuǎn)向器 曲柄銷的轉(zhuǎn)向裝置是由一個(gè)蝸桿傳動(dòng)的。該蝸桿具有梯形形式的螺紋，并在曲柄上設(shè)置一個(gè)手指銷，曲柄和轉(zhuǎn)向搖臂軸被零件所連接成到一個(gè)整體中。轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向輪通過錐形螺旋蝸桿嵌在周圍的電弧運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)向臂軸側(cè)的旋轉(zhuǎn)手指側(cè)槽。這種轉(zhuǎn)向裝置通常用在一個(gè)需要較大轉(zhuǎn)向動(dòng)力來實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向的卡車上面。 2、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 這種轉(zhuǎn)向裝置是通過增加一組齒輪機(jī)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向盤的減速，然后將使轉(zhuǎn)向盤的圓周運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變變?yōu)槲佪單仐U的不同方向的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，再通過其他一些較為復(fù)雜的機(jī)械方式進(jìn)行轉(zhuǎn)換運(yùn)動(dòng)形式，最后轉(zhuǎn)換成為直線運(yùn)動(dòng)，最后由執(zhí)行的橫拉桿進(jìn)行最終的轉(zhuǎn)向控制。這種機(jī)構(gòu)比較古老，目前大部分的現(xiàn)有的轎車已經(jīng)不再繼續(xù)的使用。目前較新的機(jī)構(gòu)是閉式絲杠形式，因此這種機(jī)構(gòu)才被命名為滾珠循環(huán)球式。 3、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 它是最普通的轉(zhuǎn)向裝置之一?；窘Y(jié)構(gòu)是一對小齒輪和一個(gè)機(jī)架所組成的，這是與彼此嚙合。當(dāng)我們將欲轉(zhuǎn)向軸所連接的小齒輪進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的時(shí)候，與他相嚙合的另一根齒條便轉(zhuǎn)化為直線的運(yùn)動(dòng)。齒條連接轉(zhuǎn)向設(shè)置的橫拉轉(zhuǎn)向桿，進(jìn)而帶動(dòng)汽車的前方轉(zhuǎn)向輪進(jìn)行轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)。所以，這是一種最簡單的轉(zhuǎn)向器 [14,18]。 1.2轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的功能 轎車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是將駕駛員的轉(zhuǎn)向操作轉(zhuǎn)化為對轉(zhuǎn)向輪的控制上，其功能是將轉(zhuǎn)向盤所接受到的的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)檗D(zhuǎn)向拉桿的水平運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)轎車的轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向。 1.3主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特點(diǎn) 自從第一臺的汽車的發(fā)明到現(xiàn)在，轉(zhuǎn)向盤的驅(qū)動(dòng)裝置通常是固定連接在一起的的，轉(zhuǎn)向盤和前輪之間的轉(zhuǎn)向角度的比例總是一成不變的。如果汽車轉(zhuǎn)向方式采用于直接轉(zhuǎn)向方式，駕駛者在低速狀態(tài)下通過比較急的彎道時(shí)就需要旋轉(zhuǎn)方向盤很大的大角度來保證轉(zhuǎn)彎的正確性，但在汽車高速行駛的過程中，轉(zhuǎn)向盤的微妙的動(dòng)作就會(huì)和明顯的影響到駕駛的穩(wěn)定性；因此，傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)必須權(quán)衡安全性和舒適性[21,22,23]。 本文設(shè)計(jì)的一種包含有雙行星齒輪機(jī)構(gòu)的主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，主要包括一左一右兩側(cè)的行星齒輪、還有一個(gè)公共動(dòng)力傳動(dòng)的行星齒輪、用于輸入轉(zhuǎn)向動(dòng)力的轉(zhuǎn)向輪左側(cè)的驅(qū)動(dòng)太陽齒輪，轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)向盤輸入是通過行星齒輪傳動(dòng)的行星齒輪副右側(cè)，而右側(cè)的行星齒輪具有2個(gè)轉(zhuǎn)向舒適度的自由度，一個(gè)是轉(zhuǎn)向輪角度的行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，另一個(gè)是由伺服電機(jī)疊加轉(zhuǎn)角輸入。汽車以高速狀態(tài)行駛在路上時(shí)，由伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)的大齒圈的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與轉(zhuǎn)向盤所轉(zhuǎn)動(dòng)方向恰好相反，器轉(zhuǎn)向與轉(zhuǎn)向盤運(yùn)動(dòng)相互疊加后減少了了實(shí)際的轉(zhuǎn)向角度，汽車的轉(zhuǎn)向執(zhí)行過程會(huì)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(jié)構(gòu)簡圖如圖1-1所示： 圖1-1 主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 1-齒輪齒條機(jī)構(gòu) 2-聯(lián)軸器 3-伺服控制電機(jī) 4-主動(dòng)轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu) 表1-1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)初始參數(shù)表 參數(shù)名稱 具體參數(shù)值 傳動(dòng)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(fēng)阻系數(shù) 0.28 整車裝備質(zhì)量 1500㎏ 承載質(zhì)量 350㎏ 前后配重 49.7%，50.3% 最高時(shí)速 240㎞/h 轉(zhuǎn)向盤極限位置轉(zhuǎn)動(dòng)總?cè)?shù) 3.5 最小轉(zhuǎn)彎直徑 11m 轉(zhuǎn)向盤直徑 380㎜ 1.4主動(dòng)轉(zhuǎn)向研究現(xiàn)狀 1.4.1 國外研究現(xiàn)狀 自主動(dòng)轉(zhuǎn)向的概念提出以來，這么多年以來，國外的一些機(jī)構(gòu)和學(xué)者對主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及其控制做了許許多多的研究，并且很多學(xué)者都取得了豐碩的成果。 Yoshiki Kawaguchi設(shè)計(jì)了一種新型的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方式，它是基于無源自適應(yīng)非線性控制器，，提高了對汽車轉(zhuǎn)向輪的非線性影響。 Fukao.T.等同時(shí)考慮了汽車輪胎滑移率、側(cè)偏角與輪胎側(cè)偏力之間的相互關(guān)系以及各種不同的路面附著系數(shù)的可知性，并基于參考模型，開發(fā)了一種非線性自適應(yīng)控制的主動(dòng)轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向車輛的側(cè)向力和橫擺力矩的關(guān)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(zhuǎn)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(jìn)行分析研究，同時(shí)考慮了R接橫擺力矩和側(cè)向力，在此基礎(chǔ)上并進(jìn)行了聯(lián)合控制。結(jié)果驗(yàn)證了該控制對車輛操縱穩(wěn)定性的影響。 1.4.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 相對于國外學(xué)者所開展的研究，國內(nèi)的機(jī)構(gòu)在對該系統(tǒng)及其轉(zhuǎn)向控制理論的研究也逐漸蓬勃開展。 同濟(jì)大學(xué)余卓平教授，對系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和工作原理都進(jìn)行了大量的研究，分析了系統(tǒng)的角速度相互關(guān)系，功能，并對系統(tǒng)的其它功能進(jìn)行了分析，驗(yàn)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(jié)構(gòu)相關(guān)的控制理論進(jìn)行的進(jìn)一步研究的。在對雙控制模型的性能進(jìn)行深入分析的基礎(chǔ)上，提出了協(xié)調(diào)控制理論，并在一些典型的道路條件下進(jìn)行了相應(yīng)的實(shí)驗(yàn)結(jié)果，最后驗(yàn)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(xué)王啟東研究系統(tǒng)和主動(dòng)前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)威脅可調(diào)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(jié) 本章是簡單的綜述了如今傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向器及新興的主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特點(diǎn)及現(xiàn)今國內(nèi)外的主要研究趨勢，并且對主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的國內(nèi)外現(xiàn)狀進(jìn)行敘述，并詳細(xì)確定了本次設(shè)計(jì)的參考性數(shù)據(jù)，為本文接下來幾個(gè)部分的設(shè)計(jì)打好基礎(chǔ)。 2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 2.1轉(zhuǎn)向盤的直徑 根據(jù)車輛型號的可以選擇380至550毫米的直徑。 取 =380mm。 2.2轉(zhuǎn)向盤極限位置轉(zhuǎn)動(dòng)總?cè)?shù) 轉(zhuǎn)向盤的圈數(shù)在與轉(zhuǎn)向角的工作時(shí)，還與所需的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角有關(guān)。對于重型卡車和汽車，由于轉(zhuǎn)向燈的數(shù)量不同，方向盤和相應(yīng)的線圈總數(shù)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤上被作用的功率； ——轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率； ——作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。 對于蝸桿和螺旋式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，軸承所造成的摩擦損失可以不計(jì)，： （2-4） （2-5） 式中：——蝸桿或螺桿的導(dǎo)程角，12°； ——摩擦角，； ——摩擦系數(shù)，取=0.04； 則： =arctan0.04 =83.45﹪ 2.4轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比 2.4.1轉(zhuǎn)向時(shí)加在轉(zhuǎn)向盤上的力 150～200N。 作用于方向盤上的手力 = （2-6） 式中： ——轉(zhuǎn)向阻力矩； ——主銷偏移矩； ： =415442.46 N·mm 式中： ——，取0.7； ——轉(zhuǎn)向阻力矩，N·mm； ——轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷，N，； ——汽車的滿載質(zhì)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(zhuǎn)向搖臂長； ——轉(zhuǎn)向節(jié)臂得長度，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比 ；比值大約在0.85～1.10之間，近似認(rèn)為1； ——為轉(zhuǎn)向盤直徑，=380 mm； ——為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比, =18； ——為轉(zhuǎn)向器正效率, =83.45%； 2.4.2小齒輪最大轉(zhuǎn)矩 在車輛低速或停止?fàn)顟B(tài)下，控制器不工作，此時(shí)同于機(jī)械式齒輪齒條機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)向器模式，轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向齒輪是由剛性結(jié)構(gòu)相連接。 則齒輪轉(zhuǎn)矩 =·=28.96 N·m 2.4.3轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比 （2-7） 式中：——轉(zhuǎn)向軸的轉(zhuǎn)角增量，rad； ——齒條位移增量，mm； ，旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比 ，取=18。 2.5 本章小結(jié) 本章主要內(nèi)容是，確定了基本的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)參數(shù)，對后面齒輪齒條，行星傳動(dòng)以及蝸輪蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)提供參數(shù)支撐。 3 主動(dòng)轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 3 主動(dòng)轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 3.1齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì) 3.1.1齒輪齒條結(jié)構(gòu)的幾何設(shè)計(jì) 主動(dòng)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(dòng)齒輪＜ 變位系數(shù) =；=1， 則 =0.412。 取=12°。 壓力角20°。 轉(zhuǎn)向盤最大轉(zhuǎn)角 ×1.75×360°=315° 齒條齒數(shù)待定。 主動(dòng)小齒輪選用20CrMnTi，調(diào)質(zhì)，硬度≥58HRC 。 齒條選用45#鋼，調(diào)質(zhì)。 殼體采用鋁合金鑄造。 齒輪精度初選8級。 法向齒頂高系數(shù)1。 齒輪法向頂隙系數(shù)0.25。 3.1.2齒輪齒條設(shè)計(jì)及校核 轉(zhuǎn)向器按齒輪設(shè)計(jì)，按接觸強(qiáng)度校核。 1、選取齒輪材料及熱處理 56HRC，主動(dòng)小齒輪取60HRC， ，淬火。 2、齒輪最大轉(zhuǎn)矩 =28.96 Nm 3、初取載荷系數(shù) 斜齒輪硬齒面，=1.6～1.8，初取=1.7。 4、選取齒寬系數(shù)及 取=0.6。 由式 = （3-1） 得對于齒條Z→∞，→∞則≈0。 5、 及螺旋角系數(shù) 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(shù)，,齒形系數(shù)及應(yīng)力修正系數(shù) 取=10 ，待定。 由 = （3-3） 得當(dāng)量齒數(shù) =10.7 由于齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)=17，采用變位， 取變位系數(shù) =0.412。 =2.45，=2.063 =1.65，=1.97 7、確定許用彎曲疲勞應(yīng)力[] 得 =450 MPa×0.7=315MPa =430 MPa×0.7=301MPa （雙向運(yùn)轉(zhuǎn)，數(shù)值×0.7） 由式 []= （3-4） 設(shè)計(jì)時(shí)要求齒輪失效的概率小于百分之一，因此選取取=1.25； 為應(yīng)力修正系數(shù)，取=2.0 假定齒輪工作壽命為5年（300天/year），單班（8小時(shí)）； 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60nγ； n為轉(zhuǎn)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(yīng)力 ==0.008267 ==0.008703 9、確定齒輪模數(shù) 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(shù) 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(shù)，取=1.1。 11、定載荷系數(shù) （1）動(dòng)載系數(shù) 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(shù) （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(jì)算； 12、驗(yàn)算齒根疲勞強(qiáng)度 用準(zhǔn)確值代入式 ≥2.88 mm 仍取=3 ㎜，齒根疲勞強(qiáng)度足夠。 =3 mm 13、驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 彈性系數(shù)，查得=189.8。 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，查得=2.4。 由式 = （3-6） 得 =0.89 螺旋角系數(shù) ==0.99 許用接觸疲勞應(yīng)力[] []= （3-7） 式中：——接觸疲勞壽命系數(shù)，查得=0.98； ——安全系數(shù)，失效概率＜1/100，取=1； 得 =1560 MPa，=1540 MPa； []=1529 MPa，[]=1509 MPa； 14、驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度 =，μ→∞則→1； 故 =189.8×2.45×0.89×0.99×=1492 Mpa≤[]＝1509 MPa 由于＜[]，故接觸強(qiáng)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(dòng)轉(zhuǎn)向控制器幾何結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(jī)帶動(dòng)的 蝸桿2組成渦輪蝸桿傳動(dòng)。 該系統(tǒng)中活動(dòng)構(gòu)件為=6；高副數(shù)目為=5；低副數(shù)目為=5，則系統(tǒng)機(jī)構(gòu)的自由度為 =3-2-=3×6-2×5-5=3 設(shè)轉(zhuǎn)速方向向左： = 式中，方向向左時(shí)取“－”，反之則取“+”。 其中，；。 當(dāng)=0時(shí)，=； 當(dāng)=0時(shí)，=，此時(shí)，轉(zhuǎn)向角度由電機(jī)控制。 由于行星輪執(zhí)行機(jī)構(gòu)左右為完全對稱，故只需要設(shè)計(jì)一組即可。 3.3主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 齒輪采用斜齒圓柱齒輪， =10°， 初取模數(shù)=2 mm。 齒數(shù)＞=17。 初取主動(dòng)太陽齒數(shù)=18；行星輪齒數(shù)=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(zhuǎn)矩 計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （3-12） 式中：——為輸入軸轉(zhuǎn)矩； ——為行星輪數(shù)目； ——為齒數(shù)比； 且 == （3-13） 式中為內(nèi)傳動(dòng)比，=（ b為大齒圈）。 初設(shè)太陽輪的齒數(shù)=17；行星輪齒數(shù)=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(shù) ==45 從而得出 =1.05 取行星輪數(shù)目 =4 則 =4.53 N?M 為輸入軸轉(zhuǎn)矩， =28.96 N?M 4、初取載荷系數(shù) =1.6～1.8范圍內(nèi)，取=1.7 5、選取齒寬系數(shù)及 取=0.5。 由式 = （3-14） 得 =0.4 6、初取重合度系數(shù)及螺旋角系數(shù) 初設(shè)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(shù)及應(yīng)力修正系數(shù) 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(yīng)力[] 得 =460 MPa×0.7=322MPa =420 MPa×0.7=294MPa 由式 []= （3-16） 式中：——為應(yīng)力修正系數(shù)，=2.0； ——為彎曲疲勞應(yīng)力壽命系數(shù)； 接觸應(yīng)力變化總次數(shù) =60nγ 式中：γ—— ； ——為轉(zhuǎn)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(jì)算得 彎曲疲勞壽命系數(shù)，取=0.95 ，=0.98。 最小安全系數(shù)，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(yīng)力確定模數(shù) = =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(shù) 32.5 mm 取整數(shù) =32 mm（便于計(jì)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(shí)際中心距 ，=32.5mm 則 =32.8 ㎜ 取整數(shù)=33 mm 則 =18°40′12″ 11、定載荷系數(shù) （1）使用系數(shù) 查表 =1.1 （2）動(dòng)載系數(shù) 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(shù) 硬齒面，非對稱布置，取=0.5，=1.06。 （4）齒向載荷分布系數(shù) 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(jì)算； 12、驗(yàn)算齒根疲勞強(qiáng)度 用準(zhǔn)確值代入式（1）（=0.62，=0.91） 得 ≥0.97 mm 仍取=2 mm，齒根疲勞強(qiáng)度足夠。 13、驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 （1）彈性系數(shù)，查得，=189.8。 （2）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，查得，=2.11。 （3）重合度系數(shù)，因< 1 故 ==0.91 （4）螺旋角系數(shù) ==0.97 14、許用接觸疲勞應(yīng)力[] 根據(jù)公式 []= （3-21） 式中：——接觸疲勞壽命系數(shù)，查得=0.95； 失效概率＜1/100, 取=1。 得 =1550 MPa，=1500 MPa； [] =1472 MPa ，[]=1500 MPa； 15、驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度 按式 = （3-22） ==1360MPa≤[] 由于＜[]（取兩齒材料較弱者進(jìn)行比較），故接觸強(qiáng)度足夠。 3.4主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪可行性設(shè)計(jì) 應(yīng)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(yīng)于個(gè)齒，中心角為，所以 = （3-27） （3-28） =16 ，太陽輪轉(zhuǎn)過故可 整除。 對于變位齒輪傳動(dòng)有 2>2 （3-29） 即 > （3-30） 式中： ==4； 變位齒輪中心距變動(dòng)系數(shù) （3-31） 則 =0.68 齒高變動(dòng)系數(shù) ⊿ （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(dòng)轉(zhuǎn)向控制器蝸輪蝸桿設(shè)計(jì)計(jì)算 3.5.1蝸輪蝸桿傳動(dòng)比的確定 為了保證蝸桿傳動(dòng)比的正確性，因此，對驅(qū)動(dòng)電機(jī)的轉(zhuǎn)向角進(jìn)行估算，對轉(zhuǎn)向盤的速度進(jìn)行研究。 假定方向盤轉(zhuǎn)速為零，則轉(zhuǎn)向角由驅(qū)動(dòng)電機(jī)控制，如果此時(shí)主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器滿足變速率的變化范圍，所描述的前幾章，轉(zhuǎn)向盤的轉(zhuǎn)速為零，即時(shí)，驅(qū)動(dòng)電機(jī)轉(zhuǎn)速為，太陽輪輸出轉(zhuǎn)速為，由式 = （3-35） 設(shè)蝸輪轉(zhuǎn)速為，則應(yīng)有 （3-36） 故 = （3-37） 在理想狀況下，最小轉(zhuǎn)彎半徑與外輪角度的關(guān)系為： = （3-38） 假設(shè)齒輪為不發(fā)生變形的剛體，內(nèi)轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角與外轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角的關(guān)系式為： （3-39） 式中：——兩側(cè)主銷軸線與地面相交點(diǎn)之間的距離； ——汽車軸距[11]； 車型各項(xiàng)參數(shù)值： 軸距 L=2700 mm ；輪距（前）=1500 mm ；最小轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)速為1r/s;方向盤回轉(zhuǎn)總?cè)?shù)為3.5圈的情況下，方向盤由中間位置轉(zhuǎn)至左右極限位置時(shí)歷時(shí)1.75s。 則可認(rèn)為角速度為： =(°/s)=22.98(°/s) 主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器輸出角速度即為齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)輸入角速度，則它與轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度之比即為齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)傳動(dòng)比，=18， 即 ； 求得 =413.64(°/s) =68.94 r/min 則蝸輪轉(zhuǎn)速 （3-40） 已知機(jī)構(gòu)中18；46 r/min=26.97 r/min 一般工況下，電機(jī)轉(zhuǎn)速為480 r/min。 當(dāng)=480 r/min時(shí) 由式 = （3-41） 知 ==17.79 查表，取蝸輪蝸桿傳動(dòng)比為 =19.5 3.5.2蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)計(jì)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(shù)=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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩為=28.96 N?M。 當(dāng)方向盤轉(zhuǎn)速為零時(shí)，考慮在同樣的工況下，則蝸輪的轉(zhuǎn)矩應(yīng)為==28.96 N?M。 4、確定載荷系數(shù) 查取，工作情況系數(shù)=1。 初設(shè)蝸輪圓周速度≤3m/s，取動(dòng)載荷系數(shù)=1 =1； 故 ==1； 5、確定蝸輪許用接觸應(yīng)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(yīng)力計(jì)算 由式 (3-43) 取=0.4，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊得=2.7。 查得彈性系數(shù)=155。 將各參數(shù)代入上式得 =69.22 mm 由式 （3-44） 得 =0.4×69.22㎜=28 mm =2.67 mm 選?。?3mm；=28 mm；=9.3。 7、計(jì)算圓周速度與滑動(dòng)速度 = （3-45） m/s =0.04 m/s 蝸桿分度圓導(dǎo)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(dòng)效率計(jì)算 =0.23 m/s時(shí)，當(dāng)量摩擦角=3°37′。 據(jù)式（2-4）嚙合效率 則 =0.73 9、蝸桿傳動(dòng)主要尺寸計(jì)算 中心距 （3-48） =72.5mm 分度圓直徑， =28 mm；= =0.38與初設(shè)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(qiáng)度驗(yàn)算 由式 ≤ （3-49） 蝸輪當(dāng)量齒數(shù) （3-50） =37.74 選取蝸輪齒形系數(shù)=1.81。 螺旋角系數(shù) =0.93 故 = MPa =18.19 MPa 確定許用彎曲應(yīng)力； 蝸輪材料為，雙側(cè)工作，離心鑄造，取=58 MPa； 則 ＜ 符合強(qiáng)度要求，可用。 11、熱平衡計(jì)算 由式 （3-51） 取表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) 按下式估算殼體散熱面積 = =0.089㎡ 故 ℃ KW ＞（60～70）℃ 主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器并不是一直都滿負(fù)荷工作，其真正的工作條件不如設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)惡劣，通風(fēng)散熱條件良好，因此本次不再進(jìn)行熱平衡計(jì)算。 3.6本章小結(jié) 在本章中，根據(jù)前幾章的數(shù)據(jù)和前幾章的檢驗(yàn)，設(shè)計(jì)了整個(gè)主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的機(jī)械部分，包括控制器系統(tǒng)的幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)，行星傳動(dòng)設(shè)計(jì)，并對行星齒輪的可行性進(jìn)行了詳細(xì)的分析，還包括蝸輪蝸桿設(shè)計(jì)，并進(jìn)行強(qiáng)度校核。 4 主動(dòng)轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)三維模型繪制 4 主動(dòng)轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)三維模型繪制 4.1執(zhí)行機(jī)構(gòu)三維建模 圖4-1主動(dòng)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)總體模型 圖4-2主動(dòng)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)齒輪齒條模型 圖4-3主動(dòng)轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)模型 圖4-4主動(dòng)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)剖視模型 圖4-5主動(dòng)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)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(dòng)轉(zhuǎn)向裝置的設(shè)計(jì)進(jìn)行裝配以及干涉分析，證明了設(shè)計(jì)的正確性。 結(jié) 論 結(jié) 論 本設(shè)計(jì)是根據(jù)行駛工況，調(diào)整車輛的轉(zhuǎn)向比，從而增加或減少前輪轉(zhuǎn)向角。在低速時(shí)，電機(jī)的作用方向與方向盤方向相同，而轉(zhuǎn)向盤的比例增大，可減小驅(qū)動(dòng)力的要求。在高速行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)方向與轉(zhuǎn)向盤方向相反，從而減小前輪轉(zhuǎn)向角的轉(zhuǎn)向角，轉(zhuǎn)向盤比減小，轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性提高。。在低轉(zhuǎn)速時(shí)傳動(dòng)比為20:1時(shí)，在高速時(shí)，運(yùn)用結(jié)合傳統(tǒng)的齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器以及動(dòng)轉(zhuǎn)向功能的主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，傳動(dòng)比為10：1。 主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)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?fàn)顟B(tài)下時(shí)，方向盤止點(diǎn)間的操作比常規(guī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的三圈多減少到了改進(jìn)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(xiàn) 致 謝 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)涉及的全部內(nèi)容是在指導(dǎo)老師***教授的悉心指導(dǎo)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(shè)計(jì)中得到了很好的鍛煉。同時(shí)也為我講解了不少難題，在此特別感謝。*老師淵博的學(xué)識、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度、平易近人的作風(fēng)和認(rèn)真負(fù)責(zé)的工作態(tài)度讓我們受益非淺。從*老師處我們學(xué)到了許多的專業(yè)知識和相關(guān)的設(shè)計(jì)方法。在此，謹(jǐn)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(dǎo)。 在這次的設(shè)計(jì)過程中也得到了*老師的指導(dǎo)。當(dāng)然還有本院其他老師的指導(dǎo)。在此我向各位給予我指導(dǎo)的老師表示忠心的感謝和致敬。 最后還要感謝的，也是最應(yīng)該感謝的是****************學(xué)院，學(xué)院讓我們有這么好的學(xué)習(xí)條件。通過四年的學(xué)習(xí)，讓我們成為有用之才；也是學(xué)院給我們了這次畢業(yè)設(shè)計(jì)機(jī)會(huì)，讓我們在走上工作崗位之前好好的鍛煉一下 參考文獻(xiàn) [1] 蔣勵(lì)，余卓平，高曉杰．寶馬主動(dòng)轉(zhuǎn)向技術(shù)概述[J]．汽車技術(shù)，2006．4 [2] 王望予主編．汽車設(shè)計(jì)，第四版[M]． 北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2005 [3] 陳家瑞主編．汽車構(gòu)造[M]． 北京:人民交通出版社，2002．3 [4] 劉惟信主編．汽車設(shè)計(jì)[M]． 北京:清華大學(xué)出版社，2006 [5] 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊編委會(huì)．機(jī)械設(shè)計(jì)手冊，第3卷[M]． 北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2004．8 [6] 李秀珍主編．機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)[M]． 北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2005．1 [7] 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