轎車前輪主動轉向系統(tǒng)機械結構設計[齒輪齒條轉向]

轎車前輪主動轉向系統(tǒng)機械結構設計[齒輪齒條轉向],齒輪齒條轉向,轎車,前輪,主動,轉向,系統(tǒng),機械,結構設計,齒輪,齒條 SY-025-BY-2 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 郭天辰 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛07-3班 指導教師姓名 田芳 職稱 實驗員 從事 專業(yè) 汽車運用技術 是否外聘 □是□否 題目名稱 轎車前輪主動轉向系統(tǒng)機械結構設計 一、設計（論文）目的、意義 主動轉向系統(tǒng)保留了傳統(tǒng)轉向系統(tǒng)中的機械構件，包括轉向盤、轉向柱、齒輪齒條轉向機以及轉向橫拉桿等。其最大特點就是在轉向盤和齒輪齒條轉向機之間的轉向柱上集成了一套雙行星齒輪機構，用于向轉向輪提供疊加轉向角。主動轉向系統(tǒng)通過一組雙行星齒輪機構實現(xiàn)了獨立于駕駛員的轉向疊加功能，完美地解決了低速時轉向靈活輕便與高速時保持方向穩(wěn)定性的矛盾，并在此基礎上通過轉向干預來防止極限工況下車輛轉向過多的趨勢，進一步提高了車輛的穩(wěn)定性。同時，該系統(tǒng)能方便地與其他動力學控制系統(tǒng)進行集成控制，為今后汽車底盤一體化控制奠定了良好的基礎。 本設計是通過合理整合已有的設計，閱讀大量文獻，掌握機械設計的基本步驟和要求，以及傳統(tǒng)機械制圖的步驟和規(guī)則，掌握制動器總成的相關設計方法，以及進一步扎實汽車設計基本知識，學會用CAD進行基本二維制圖，同時提高分析問題和解決問題的能力。 二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法） 對轎車前輪主動轉向系統(tǒng)的機械結構及工作原理進行分析，并根據(jù)選定的技術參數(shù)進行主動轉向系統(tǒng)機械結構進行設計。設計主要內容包括轉向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定，齒輪齒條式轉向器的設計，主動轉向控制器的設計，同時進行必要的運動分析和強度校核。 要求：1、查閱相關資料，學習使用相關軟件。 2、計算參數(shù)，設計結構，利用計算機輔助設計軟件繪圖。 3、編寫設計說明書。說明書內容完整，格式規(guī)范。 4、結構設計合理，圖面清晰。 三、設計（論文）完成后應提交的成果 1．設計說明書一份。說明書字數(shù)：15000字以上。 2．圖紙：折合0號圖3張。 四、設計（論文）進度安排 （1）調研、查閱參考資料，了解轉向器的功能、主要結構。撰寫開題報告。 第2周（3月1日～3月11日） （2）開題。第2周（3月11日） （3）分析并確定轉向器的具體結構形式，主要零部件及相互位置關系。根據(jù)給定的設計參數(shù)，按照有關的設計要求和順序進行具體結構尺寸參數(shù)計算及其他有關參數(shù)的選配，針對給定的設計參數(shù)優(yōu)選轉向器的總體方案。第3周（3月12日～3月20日） （4）進行轉向器零部件的設計計算。第4～5周（3月21日～4月2日） （5）完成部分設計圖紙，折合0# 圖紙1張，完成說明書初稿。第6周～8周（4月3日～4月22日） （6）中期檢查。第8周（4月22日） （7）完成轉向器裝配圖、主要零件圖，完成設計說明書 第9~13周（4月23日～5月27日） （8）設計及說明書初稿提交。第13周（5月27日） （9）畢業(yè)設計審核、修改。 第14～16周（5月28日～6月17日） （10）畢業(yè)設計答辯。 第17周（6月18日～6月 20日） 五、主要參考資料 ? [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 [4] 劉惟信主編.汽車設計[M]. 北京:清華大學出版社,2006 [5] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊,第3卷[M]. 北京:機械工業(yè)出版社,2004.8 [6] 李秀珍主編.機械設計基礎[M]. 北京:機械工業(yè)出版,2005.1 [7] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊,齒輪傳動[M]. 北京:機械工業(yè)出版社,2007.3 [8] 陳曉南,楊培林主編.機械設計基礎[M]. 北京:科學出版社,2007.2 [9] 張策主編,機械原理與機械設計[M]. 北京:機械工業(yè)出版社,2004.9 [10] 饒振鋼編著.行星傳動機構設計[M]. 北京:國防工業(yè)出版社,1994.6 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 本科學生畢業(yè)論文 轎車前輪主動轉向系統(tǒng)機械結構設計 院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程B07-3班 學生姓名： 郭天辰 指導教師： 田 芳 職 稱： 實驗師 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of the Mechanical Institutions of the Front-Wheel Active Steering System Candidate：Guo Tianchen Specialty：Construction Machinery Class：Vehicle engineering B07-3 Supervisor：Tian Fang Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 畢業(yè)設計（論文）開題報告 設計（論文）題目:轎車前輪主動轉向系統(tǒng)機械結構設計 院 系 名 稱:汽車與交通工程學院 專 業(yè) 班 級: 車輛工程07-3 學 生 姓 名: 郭天辰 導 師 姓 名: 田芳 開 題 時 間: 2011-03-02 指導委員會審查意見： 簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）開題報告 學生姓名 郭天辰 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛07-3班 指導教師姓名 田芳 職稱 實驗員 從事 專業(yè) 汽車運用技術 是否外聘 □是□否 題目名稱 轎車前輪主動轉向系統(tǒng)機械結構設計 一、課題研究現(xiàn)狀、選題目的和意義 汽車上用來改變或恢復其行駛方向的專設機構稱為汽車轉向系統(tǒng)。汽車的轉向系統(tǒng)是用來改變汽車行駛方向和保持汽車直線行駛的機構，轉向操縱機構主要由轉向盤、轉向軸、轉向管柱等組成。轉向器將轉向盤的轉動變?yōu)檗D向搖臂的擺動或齒條軸的直線往復運動，并對轉向操縱力進行放大的機構。轉向器一般固定在汽車車架或車身上，轉向操縱力通過轉向器后一般還會改變傳動方向。在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系，機械轉向系依靠駕駛員的手力轉動轉向盤，經(jīng)轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。轉向器屬于汽車系統(tǒng)中的關鍵部件，它在汽車系統(tǒng)中占有重要位置，因而它的發(fā)展同時也反映了汽車工業(yè)的發(fā)展，它的規(guī)模和質量也成為了衡量汽車工業(yè)發(fā)展水平的重要標志之一。 作為汽車的一個重要組成部分，汽車轉向系統(tǒng)是決定汽車主動安全性的關鍵總成，如何設計汽車的轉向特性，使汽車具有良好的操縱性能，始終是各汽車生產(chǎn)廠家和科研機構的重要研究課題。特別是在車輛高速化、駕駛人員非職業(yè)化、車流密集化的今天，針對更多不同水平的駕駛人群，汽車的操縱設計顯得尤為重要。 前輪主動轉向系統(tǒng)與其控制技術的有機結合有效的提高了汽車行駛的安全性和穩(wěn)定性，極大地提高了汽車的使用性能，二者相輔相成，缺一不可。本次設計主要是通過對主動轉向特性的分析，熟悉主動轉向系統(tǒng)控制器的工作原理，設計轎車前輪主動轉向系統(tǒng)機械結構，并對其部分零件進行有效性的校核，完成轉向系統(tǒng)的機械部分的設計。 自從汽車發(fā)明以來，駕駛轉向的傳動裝置通常都是固定的，方向盤與前輪的轉向角度比始終一成不變。如果采用直接轉向，駕駛者在過急彎時就不需要大幅轉動方向盤，但是在高速行駛時，方向盤細微的動作都將會影響到行駛穩(wěn)定性；反過來說，轉向系統(tǒng)越是間接，車輛在高速公路上的行駛穩(wěn)定性就越高，但是必須犧牲過彎時的操控性。所以，傳統(tǒng)的轉向系統(tǒng)都必須在安全性與舒適性之間做出權衡。 而主動轉向系統(tǒng)保留了傳統(tǒng)轉向系統(tǒng)中的機械構件，包括轉向盤、轉向柱、齒輪齒條轉向機以及轉向橫拉桿等。其最大特點就是在轉向盤和齒輪齒條轉向機之間的轉向柱上集成了一套雙行星齒輪機構，用于向轉向輪提供疊加轉向角。主動轉向系統(tǒng)通過一組雙行星齒輪機構實現(xiàn)了獨立于駕駛員的轉向疊加功能，完美地解決了低速時轉向靈活輕便與高速時保持方向穩(wěn)定性的矛盾，并在此基礎上通過轉向干預來防止極限工況下車輛轉向過多的趨勢，進一步提高了車輛的穩(wěn)定性。同時，該系統(tǒng)能方便地與其他動力學控制系統(tǒng)進行集成控制，為今后汽車底盤一體化控制奠定了良好的基礎。 主動轉向系統(tǒng)的的雙行星齒輪機構包括左右左右兩副行星齒輪機構，公用一個行星架進行動力傳遞，左側的主動太陽輪與轉向盤相連，將轉向盤上輸入的轉向角經(jīng)由行星架傳遞給右側的行星齒輪副，而右側的行星齒輪具有兩個轉向舒服自由度，一個是行星架傳遞的轉向盤轉角，另一個是由伺服電機疊加轉角輸入。右側的太陽輪作為輸出軸，其輸出的轉向角度是由轉向盤轉向角度與伺服電動驅動的行星架轉動方向與轉向盤相同，增加了后者的實際轉向角度，高速時，伺服電動機電機驅動的行星架與轉向盤轉向相反，疊加后減少了實際的轉向角度，轉向過程變得更為間接，提高了汽車的穩(wěn)定性和安全性。轉動車輪所用的力量，并不是由電動機決定，而是由獨立的轉向助力系統(tǒng)與傳統(tǒng)的轉向裝置一同決定的。主動式轉向系統(tǒng)的其他組成部件還包括判定當前駕駛條件和駕駛者指令的獨立控制單元和多個傳感器。 主動前輪轉向系統(tǒng)隨著汽車技術的發(fā)展受到國內外的重視，同濟大學和北京科技大學都對主動前輪轉向系統(tǒng)有著深入的研究，隨著汽車技術的發(fā)展和人們對于汽車安全性能要求的提高，會有更多的技術運用到主動前輪轉向系統(tǒng)當中來。在國外，上世紀60年代就已經(jīng)開始了對主動轉向系統(tǒng)的研究，而近幾年這項技術才從理論階段應用于實車上。比較典型的就是德國寶馬公司和ZF公司開發(fā)的一套主動前輪系統(tǒng)，此系統(tǒng)已經(jīng)裝備于部分寶馬3系和5系車之上。寶馬的轉向系統(tǒng)主要是主動轉向控制器通過對駕駛員輸入的方向盤轉角的疊加/減的控制實現(xiàn)轉向傳動比的改變的。低速時，電動馬達的作用與駕駛者轉動方向盤的方向一致，可以減少對轉向力的需求。一直行駛至中速狀態(tài)之前，它將提供比傳統(tǒng)轎車更直接的轉向傳動比，轉向操作保持輕松省力。在高速時電動馬達的運轉方向與駕駛者轉動方向盤方向相反，這就減少了前輪轉向角度，使轉向更直接。此系統(tǒng)完美地解決了汽車低速轉向輕便與高速轉向穩(wěn)重的矛盾，有效地抑制側向干擾，提高了整車穩(wěn)定性。 此套主動轉向系統(tǒng)可以根據(jù)車速變化而不斷改變轉向系統(tǒng)中主動齒輪與被動齒條的傳動比。通常一般轎車的轉向傳動比是16:1和18:1之間，例如50km/h時，當轉動方向盤10度時，前輪即可轉動1度，而普通轎車需要轉動16-18度才能讓前輪轉動1度。反之，在高速時，例如，當車速達到200km/h時，帶有主動轉向系統(tǒng)的汽車轉動方向盤20度才能讓前輪轉動1度。 除了可變傳動比設計外，穩(wěn)定性控制功能是寶馬主動轉向系統(tǒng)最大的特點。危險工況下該系統(tǒng)通過獨立于駕駛員的轉向干預來穩(wěn)定車輛，通過主動改變駕駛員給定的轉向盤轉角使得車輛響應盡可能與理想的車輛響應特性相一致。主動轉向系統(tǒng)還有很重要的一點就是更安全，這一點主要體現(xiàn)在車輛高速行駛中的突然轉向。例如在公路上高速行駛時突然變線以超越另一輛車然后回到車道時，或者高速行駛中突然發(fā)現(xiàn)前方有障礙物需要急轉彎時，很容易出現(xiàn)轉向不足或者轉向過度，車輛將偏離自己預定的方向，可能失去控制。在這種情況下，通常寶馬車系的主動轉向系統(tǒng)通過干預制動過程控制車輛的穩(wěn)定，行車速度將大幅度降低，增加能量的損耗。而主動式轉向系統(tǒng)從轉向一開始就會判斷轉向后出現(xiàn)的情況，通過電子控制的機械調控器自動修正轉向角度，干預降低偏航情況的發(fā)生。而此系統(tǒng)不必像在其他車輛中那樣干預駕駛，保證車輛行駛的平穩(wěn)性。 本設計通過整合已有的的設計，通過努力，閱讀大量的文獻，掌握轉向系統(tǒng)機械部分設計的基本步驟和要求，以及制圖的步驟和規(guī)則，掌握轉向系統(tǒng)機械部分的相關設計方法，以及進一步更扎實汽車設計基本知識，學會使用CAD進行基本二維制圖，同時提高分析問題和解決問題的能力。轉向系統(tǒng)機械部分的設計有利于提高汽車的整體性能，同時提高我們綜合運用知識的能力和技能。通過課題的設計，積累相關理論知識，通過設計還可以系統(tǒng)的培養(yǎng)工程文化素養(yǎng)，有利于未來的發(fā)展。 二、設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題 設計的基本內容： 1.現(xiàn)代汽車轉向系統(tǒng)簡述。蝸桿滾輪式，蝸桿指銷式，齒輪齒條式等。 2.轉向系統(tǒng)機械部分的結構特點。 3.主動轉向系統(tǒng)的現(xiàn)狀及優(yōu)點。主動轉向系統(tǒng)機械部分基本結構，工作原理等。 4.轉向操縱機構和轉向器的計算設計。轉向器的結構選擇等。 5.主動轉向系統(tǒng)機械結構主要性能參數(shù)的計算。轉向系統(tǒng)的效率，轉向系統(tǒng)的傳動比，剛度等 6.進行相關零件的校核。 7.根據(jù)計算結果，繪制CAD二維圖紙。 擬解決的主要問題： 1.轉向系機械結構形式的選擇。 2.主要性能參數(shù)初選。 3.主動轉向系統(tǒng)機械結構主要性能參數(shù)計算。 4.相關零件的強度校核。 三、技術路線（研究方法） 轉向器結構選擇 基礎數(shù)據(jù)計算 主要參數(shù)選擇 校核 編寫說明書并繪制CAD二維圖紙 根據(jù)題目查閱相關資料 否 轉向系統(tǒng)的效率 轉向系統(tǒng)的傳動率與傳動比 轉向系統(tǒng)的剛度 齒輪齒條式轉向器的設計 轉向操縱機構設計計算 主動轉向系統(tǒng)設計 四、進度安排 1）調研、查閱參考資料，了解轉向器的功能、主要結構。撰寫開題報告。 第2周（3月1日～3月11日） （2）開題。第2周（3月11日） （3）分析并確定轉向器的具體結構形式，主要零部件及相互位置關系。根據(jù)給定的設計參數(shù)，按照有關的設計要求和順序進行具體結構尺寸參數(shù)計算及其他有關參數(shù)的選配，針對給定的設計參數(shù)優(yōu)選轉向器的總體方案。第3周（3月12日～3月20日） （4）進行轉向器零部件的設計計算。第4～5周（3月21日～4月2日） （5）完成部分設計圖紙，折合0# 圖紙1張，完成說明書初稿。第6周～8周（4月3日～4月22日） （6）中期檢查。第8周（4月22日） （7）完成轉向器裝配圖、主要零件圖，完成設計說明書 第9~13周（4月23日～5月27日） （8）設計及說明書初稿提交。第13周（5月27日） （9）畢業(yè)設計審核、修改。 第14～16周（5月28日～6月17日） （10）畢業(yè)設計答辯。 第17周（6月18日～6月 20日） 五、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 [4] 劉惟信主編.汽車設計[M]. 北京:清華大學出版社,2006 [5] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊,第3卷[M]. 北京:機械工業(yè)出版社,2004.8 [6] 李秀珍主編.機械設計基礎[M]. 北京:機械工業(yè)出版,2005.1 [7] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊,齒輪傳動[M]. 北京:機械工業(yè)出版社,2007.3 [8] 陳曉南,楊培林主編.機械設計基礎[M]. 北京:科學出版社,2007.2 [9] 張策主編,機械原理與機械設計[M]. 北京:機械工業(yè)出版社,2004.9 [10] 饒振鋼編著.行星傳動機構設計[M]. 北京:國防工業(yè)出版社,1994.6 六、備注 指導教師意見： 簽字： 年 月 日 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 轎車前輪主動轉向系統(tǒng)可以確保車輛在任何速度下都能提供理想的轉向操控，同時加強了轎車在高速行駛狀態(tài)下的安全性，提高了駕駛員在駕駛汽車時候的靈活性和舒適性,而且相比于傳統(tǒng)的轉向器，主動轉向系統(tǒng)更加可靠，故障率更低。 本設計以現(xiàn)有主動轉向系統(tǒng)裝置為基礎，參考先進的主動轉向系統(tǒng)的設計原理和已有汽車的相關數(shù)據(jù)，重新設計齒輪齒條式轉向器及相匹配的主動轉向系統(tǒng)機械部分的結構方案，并對相關的部分進行強度校核。設計的主要內容包括：轉向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定，齒輪齒條轉向器的設計，主動轉向控制器的設計，其中主動轉向是設計中的難點，采用星星齒輪機構來實現(xiàn)主動轉向的控制，最后運用Auto CAD軟件進行二維圖紙的繪制。 關鍵詞：轉向器；主動轉向；前輪；機械設計；行星齒輪 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 software for the 2D drawings Key words: redirector; active steering; front wheel; mechanical design; planetary gear II 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 主動轉向系統(tǒng)保留了傳統(tǒng)轉向系統(tǒng)中的機械構件，包括轉向盤、轉向柱、齒輪齒條轉向機以及轉向橫拉桿等。其最大特點就是在轉向盤和齒輪齒條轉向機之間的轉向柱上集成了一套雙行星齒輪機構，用于向轉向輪提供疊加轉向角。主動轉向系統(tǒng)通過一組雙行星齒輪機構實現(xiàn)了獨立于駕駛員的轉向疊加功能，完美地解決了低速時轉向靈活輕便與高速時保持方向穩(wěn)定性的矛盾，并在此基礎上通過轉向干預來防止極限工況下車輛轉向過多的趨勢，進一步提高了車輛的穩(wěn)定性。同時，該系統(tǒng)能方便地與其他動力學控制系統(tǒng)進行集成控制，為今后汽車底盤一體化控制奠定了良好的基礎。 與常規(guī)轉向系統(tǒng)的顯著差別在于，主動轉向系統(tǒng)不僅能夠對轉向力矩進行調節(jié)，而且還可以對轉向角度進行調整，使其與當前的車速達到完美匹配。其中的總轉角等于駕駛員轉向盤轉角和伺服電機轉角之和。低速時，伺服電機驅動的行星架轉動方向與轉向盤轉動相同，疊加后增加了實際的轉向角度，可以減少轉向力的需求。高速時，伺服電機驅動的行星架轉動方向與轉向盤轉動相反，疊加后減少了實際的轉向角度，轉向過程會變得更為間接，提高了汽車的穩(wěn)定性和安全性。 1.1轉向系統(tǒng)綜述 1、蝸桿曲柄銷式轉向器 　　它是以蝸桿為主動件，曲柄銷為從動件的轉向器。蝸桿具有梯形螺紋，手指狀的錐形指銷用軸承支承在曲柄上，曲柄與轉向搖臂軸制成一體。轉向時，通過轉向盤轉動蝸桿、嵌于蝸桿螺旋槽中的錐形指銷一邊自轉，一邊繞轉向搖臂軸做圓弧運動，從而帶動曲柄和轉向垂臂擺動，再通過轉向傳動機構使轉向輪偏轉。這種轉向器通常用于轉向力較大的載貨汽車上。 2、循環(huán)球式轉向器 　　循環(huán)球式：這種轉向裝置是由齒輪機構將來自轉向盤的旋轉力進行減速，使轉向盤的旋轉運動變?yōu)闇u輪蝸桿的旋轉運動，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾珠螺桿的旋轉運動變?yōu)橹本€運動，螺母再與扇形齒輪嚙合，直線運動再次變?yōu)樾D運動，使連桿臂搖動，連桿臂再使連動拉桿和橫拉桿做直線運動，改變車輪的方向。 這是一種古典的機構，現(xiàn)代轎車已大多不再使用，但又被最新方式的助力轉向裝置所應用。它的原理相當于利用了螺母與螺栓在旋轉過程中產(chǎn)生的相對移動，而在螺紋與螺紋之間夾入了鋼球以減小阻力，所有鋼球在一個首尾相連的封閉的螺旋曲線內循環(huán)滾動，循環(huán)球式故而得名。 3、齒輪齒條式轉向器 　　它是一種最常見的轉向器。其基本結構是一對相互嚙合的小齒輪和齒條。轉向軸帶動小齒輪旋轉時，齒條便做直線運動。有時，靠齒條來直接帶動橫拉桿，就可使轉向輪轉向。所以，這是一種最簡單的轉向器。它的優(yōu)點是結構簡單，成本低廉，轉向靈敏，體積小，可以直接帶動橫拉桿。在汽車上得到廣泛應用。 1.2主動轉向系統(tǒng)特點 自從汽車發(fā)明以來，駕駛轉向的傳動裝置通常都是固定的，方向盤與前輪的轉向角度比始終一成不變。如果采用直接轉向，駕駛者在過急彎時就不需要大幅轉動方向盤，但是在高速行駛時，方向盤細微的動作都將會影響到行駛穩(wěn)定性；反過來說，轉向系統(tǒng)越是間接，車輛在高速公路上的行駛穩(wěn)定性就越高，但是必須犧牲過彎時的操控性。所以，傳統(tǒng)的轉向系統(tǒng)都必須在安全性與舒適性之間做出權衡。 而主動轉向系統(tǒng)保留了傳統(tǒng)轉向系統(tǒng)中的機械構件，包括轉向盤、轉向柱、齒輪齒條轉向機以及轉向橫拉桿等。其最大特點就是在轉向盤和齒輪齒條轉向機之間的轉向柱上集成了一套雙行星齒輪機構，用于向轉向輪提供疊加轉向角。主動轉向系統(tǒng)通過一組雙行星齒輪機構實現(xiàn)了獨立于駕駛員的轉向疊加功能，完美地解決了低速時轉向靈活輕便與高速時保持方向穩(wěn)定性的矛盾，并在此基礎上通過轉向干預來防止極限工況下車輛轉向過多的趨勢，進一步提高了車輛的穩(wěn)定性。同時，該系統(tǒng)能方便地與其他動力學控制系統(tǒng)進行集成控制，為今后汽車底盤一體化控制奠定了良好的基礎。 主動轉向系統(tǒng)的的雙行星齒輪機構包括左右左右兩副行星齒輪機構，公用一個行星架進行動力傳遞，左側的主動太陽輪與轉向盤相連，將轉向盤上輸入的轉向角經(jīng)由行星架傳遞給右側的行星齒輪副，而右側的行星齒輪具有兩個轉向舒服自由度，一個是行星架傳遞的轉向盤轉角，另一個是由伺服電機疊加轉角輸入。右側的太陽輪作為輸出軸，其輸出的轉向角度是由轉向盤轉向角度與伺服電動驅動的行星架轉動方向與轉向盤相同，增加了后者的實際轉向角度，高速時，伺服電動機電機驅動的行星架與轉向盤轉向相反，疊加后減少了實際的轉向角度，轉向過程變得更為間接，提高了汽車的穩(wěn)定性和安全性。轉動車輪所用的力量，并不是由電動機決定，而是由獨立的轉向助力系統(tǒng)與傳統(tǒng)的轉向裝置一同決定的。主動式轉向系統(tǒng)的其他組成部件還包括判定當前駕駛條件和駕駛者指令的獨立控制單元和多個傳感器。 主動轉向系統(tǒng)的整體結構如圖1-1所示： 圖1-1 主動轉向系統(tǒng) 表1-1 主動轉向系統(tǒng)設計基礎參數(shù)表 參數(shù)名稱 具體參數(shù)值 傳動比 靜止狀態(tài)10:1；高速狀態(tài)20:1 輪胎型號 245/45 R17W 軸距 2890㎜ 風阻系數(shù) 0.28 整車裝備質量 1673㎏ 承載質量 382㎏ 前后配重 49.7%，50.3% 最高時速 250㎞/h 轉向盤回轉總圈數(shù) 3.5圈 最小轉彎直徑 11.5m 轉向盤直徑 379㎜ 1.3本章小結 本章是對傳統(tǒng)轉向器及主動轉向系統(tǒng)的綜述，了解主動轉向系統(tǒng)的發(fā)展現(xiàn)狀和特點并確定參考數(shù)據(jù)。為后面的設計奠定基礎。 第2章 轉向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 2.1轉向盤的直徑 轉向盤的直徑根據(jù)車型的大小可在380～550㎜的標準系列內選取。 取=379mm。 2.2轉向盤回轉的總圈數(shù) 轉向盤轉動的總圈數(shù)與轉向系的角傳動比以及所要求的轉向輪最大轉角有關，對貨車和轎車的轉向盤轉動總圈數(shù)有不同的要求。不裝動力轉向的重型汽車的轉向盤轉動的總圈數(shù)一般不宜超過7圈，而對于轎車不應超過3.6圈[2]。 取3.5圈。 2.3轉向系的效率 轉向系的效率由轉向器的效率和傳動機構的效率決定，即 （2-1） 轉向器的效率有正效率和逆效率兩種。 正效率 （2-2） 逆效率 （2-3） 式中：——作用在轉向盤上的功率； ——轉向器中的摩擦功率； ——作用在轉向搖臂軸上的功率。 對于蝸桿類和螺桿類轉向器，如果只考慮嚙合副的摩擦損失，忽略軸承和其他地方的摩擦損失，其效率可以用下面的公式計算： （2-4） （2-5） 式中：——蝸桿或螺桿的導程角，12°； ——摩擦角，； ——摩擦系數(shù)，取=0.04（查得淬火鋼對淬火鋼的摩擦副摩擦系數(shù)=0.03～0.05，選取=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 為了使轉向系操縱輕便，轉向時加在轉向盤上的切向力，對轎車不應大于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； 可用下列公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩 =481680 N·mm 式中： ——輪胎和路面間的滑動摩擦系數(shù)，一般取0.7； ——轉向阻力矩，N·mm； ——轉向軸負荷，N，； ——汽車的滿載質量 =(1673+382) ㎏=2055㎏； ——汽車的轉向軸載荷分配系數(shù)，轉向軸為前軸，前軸載荷分配系數(shù)為49.7﹪。 2055×9.8×49.7﹪=10213.35N ——輪胎氣壓，MPa；取2.5bar，即0.255MPa。 則：==162.1N 式中： ——為轉向搖臂長； ——為轉向節(jié)臂長，現(xiàn)代汽車結構中，轉向傳動機構角傳動比；比值大約在0.85～1.10之間，近似認為1； ——為轉向盤直徑，=379 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 靜止狀態(tài)下，主動轉向控制器不工作，此時工作狀況相當于傳統(tǒng)齒輪齒條轉向器，轉向盤與齒輪剛性連接。 則齒輪轉矩 =·=30.8 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； 對于定傳動比的轉向器，其角轉動比可表示為： （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 乘用車的轉向器的角傳動比在17～25的范圍內選取，一般傳統(tǒng)齒輪齒條轉向器角傳動比為18，取=18。 2.5 本章小結 本章主要根據(jù)以選擇的數(shù)據(jù)，確定基本的轉向系統(tǒng)參數(shù)，其中包括轉向盤的直徑 轉向盤回轉的總圈數(shù) 轉向系的效率，轉向系的傳動比。 第3章 齒輪齒條式轉向器的設計計算 3.1齒輪齒條結構的幾何設計 主動小齒輪采用斜齒圓柱小齒輪，采用變位齒輪。 法向模數(shù)在2～3mm之間取值，取2mm(GB/T1357—1987)。 齒數(shù)多在5～8之間取值，取=6。 由于避免根切的最小齒數(shù)為=17；主動齒輪＜只能采用變位齒輪方案 變位系數(shù) =；=1，則=0.529。 齒輪螺旋角多在9°～15°之間取值，取=12°。 壓力角即法向齒形角取標準值20°。 轉向盤最大轉角×1.75×360°=315°。 齒條齒數(shù)待定。 主動小齒輪選用156材料制造，硬度≥58HRC 。 齒條選用45鋼制造，均采用淬火處理。 殼體為減輕質量采用鋁合金壓鑄。 齒輪精度初選8級。 法向齒頂高系數(shù)取標準值1。 法向頂隙系數(shù)取標準值0.25。 3.2齒輪齒條設計及校核 轉向器內齒輪工作視為閉式傳動失效形式主要為輪齒的折斷，因此按彎曲強度設計，按接觸強度校核。 1、選取齒輪材料及熱處理 對于汽車齒輪采用硬齒面設計，表面硬度均應≥56HRC，主動小齒輪取60HRC，淬火處理；齒條采用45鋼，表面硬度取58HRC，淬火]。 2、齒輪最大轉矩 =30.8 Nm 3、初取載荷系數(shù) 載荷有中等沖擊，斜齒輪硬齒面，=1.6～1.8范圍內，初取=1.7。 4、選取齒寬系數(shù)及 齒輪相對軸承非對稱布置，取=0.6。 由式 = （3-1） 得對于齒條Z→∞（待定），→∞則≈0。 5、初取重合度系數(shù)及螺旋角系數(shù) 初取螺旋角β=12°，=1.8。 由式 =0.25+ （3-2） 得 =0.67 =0.91 初取 =0.91 =0.67 6、初取齒數(shù)，,齒形系數(shù)及應力修正系數(shù) 取=8 ，待定。 由 = （3-3） 得當量齒數(shù) =8.5 由于避免根切的最小齒數(shù)=17，故采用變位齒輪傳動，取變位系數(shù)=0.529。 =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(shù)值×0.7） 由式 []= （3-4） 齒輪失效概率≤1/100采用一般可靠度設計，取=1.25；為應力修正系數(shù)，取=2.0假定齒輪工作壽命為5年（300天/年），單班（8h）；應力循環(huán)次數(shù)=60nγ；γ為每轉一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；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 （1） ==0.008703 （2） 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 ≥2.43 mm 取 =2.5 mm 10、確定主要參數(shù) 分度圓直徑 ==20.45 mm 齒寬 =·=0.6×20.45 mm =12.27 mm 取 =20 ㎜，=+5～10 mm，=30 mm 使用系數(shù)，取=1.1。 11、定載荷系數(shù) （1）動載系數(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(+)]cosβ,→∞ =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 ≥2.48 mm 仍取=2.5 ㎜，齒根疲勞強度足夠。 =2.5 mm 13、驗算齒面接觸疲勞強度 彈性系數(shù)，查得=189.8。 節(jié)點區(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＜[]（取兩齒材料較弱者進行比較），故接觸強度足夠。 對于方向盤從中間位置到向左或向右轉向輪極限位置回轉總圈數(shù)為1.75圈。 故對于齒條行程 =1.75×2×π （3-7） = （3-8） 對于齒條，理論上 ≥；（=，=π） （3-9） ≥1.75×2× 則 ≥3.5 因此，=28。 齒條長 ≥ （3-10） 即 ≥=225 mm 3.3 本章小結 為了配合主動轉向系統(tǒng)的機械部分，本章通過對轉向系統(tǒng)常規(guī)數(shù)據(jù)的選擇，設計齒輪齒條機，并對相關的零件進行了強度校核。保證使用強度。 第4章 主動轉向控制器的設計計算 4.1主動轉向控制器幾何結構設計 控制器由一個行星齒輪組組成，簡圖如圖4-1所示： 圖4-1 控制器簡圖 對于左邊的主動太陽輪為1，行星輪為a(初設行星齒輪數(shù)目為=4)；大齒圈c固定在轉向柱上，系桿H；右邊太陽輪為3，齒圈b內齒與行星輪a嚙合；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(shù)目為=5；低副數(shù)目為=5，則系統(tǒng)機構的自由度為 =3-2-=3×6-2×5-5=3 其中包括電機方向的輸入和方向盤方向的輸入及太陽輪的輸出。 通過計算，最終從太陽輪輸出的轉速為和的疊加。設轉速方向向左： = 式中，方向向左時取“－”，反之則取“+”。 其中，；。 當=0時，=，即電機未工作時，輸出即為方向盤的輸入； 當=0時，=，此時，轉向角度由電機控制。 對行星齒輪組進行設計，左右為對稱結構，設計一組即可，選擇對左邊行星輪系進行設計。 4.2主動轉向控制器行星齒輪設計計算 參考普通圓柱齒輪設計方案，轉向控制器采用閉式硬齒面設計方案，失效形式主要為輪齒的折斷，因此按彎曲強度設計，接觸強度校核。 齒輪采用斜齒圓柱齒輪傳動，初設螺旋角=10°，在8°～15°范圍內選。 初取模數(shù)=2 mm。 為了盡量不使用變位齒輪，行星輪和主動太陽輪齒數(shù)＞=17。 初取主動太陽齒數(shù)=14；行星輪齒數(shù)=10。 1、選取齒輪材料及熱處理方法 采用硬齒面，大小齒輪均采用合金滲碳鋼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 根據(jù)行星齒輪機構設計，行星輪齒數(shù)小于太陽輪時即<則， 計算轉矩 （4-1） 式中：——為輸入軸轉矩； ——為行星輪數(shù)目； ——為齒數(shù)比； 且 == （4-2） 式中為內傳動比，=（ b為大齒圈）。 對于主動轉向控制器，為使其結構尺寸不至于過大，且加工方便簡單，初設主動太陽輪齒數(shù)=14；行星輪齒數(shù)=10。 對于太陽輪分度圓直徑 =28.4 mm 行星輪 =20.3 mm 則大齒圈分度圓直徑 =+2=28.4+2×20.3=69 mm 于是齒數(shù) ==34 從而得出 =1.4 取行星輪數(shù)目 =4 則 =4.81 N?M 為輸入軸轉矩，即為方向盤轉矩 =30.8 N?M 4、初取載荷系數(shù) =1.6～1.8范圍內，取=1.7 5、選取齒寬系數(shù)及 齒輪相對軸承非對稱布置，取=0.5。 由式 = （4-3） 得 =0.4 6、初取重合度系數(shù)及螺旋角系數(shù) 初設螺旋角 =10°，=1.8 由式 =0.25+ （4-4） 得 =0.67 得 =0.93 7、齒形修正系數(shù)及應力修正系數(shù) 由 =Z/ 得 =15；=10 由于Z＜=17，兩者均采用變位齒輪， 取 =2.75，=2.55 =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 （由于齒輪雙向運轉，故乘以系數(shù)0.7） 由式 []= （4-5） 式中：——為應力修正系數(shù)，=2.0； ——為彎曲疲勞應力壽命系數(shù)； 接觸應力變化總次數(shù) =60nγ 式中：γ——為每轉一圈，同一齒面嚙合次數(shù)； ——為轉速，取大致為1r/s； ——為齒輪工作壽命； 假定齒輪工作壽命為5年，（每年300個工作日）單班制（8h）， 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(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力確定模數(shù) ==0.008885 （1） ==0.009377 （2） 由式 ≥ （4-6） 代入上面兩式（1）（2）兩者最大值 得 ≥1.00 mm 取=1.5 mm。 10、確定主要參數(shù) =18.28 mm 取整數(shù) =19 mm（便于計算） 由 （4-7） 得 =7.6 mm，取=8 mm。 一般 =+5～10 mm ，=； 則 =13 mm 對于變位齒輪 =0.18 ，=0.41 由式 （4-8） 查表=25°40′ 其行星齒輪的實際中心距 ，=18.28 mm 則 =19.05 ㎜ 取整數(shù)=19 mm 則 =18°40′12″ 11、定載荷系數(shù) （1）使用系數(shù) 查表 =1.1 （2）動載系數(shù) 齒輪圓周速度 ν==0.067 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9級精度，淬火鋼。 由式 = （4-9） 端面重合度 =[1.88-3.2(+)]cosβ, =1.33×cos18.67° =1.26 縱向重合度 =tanβ=×tan18.67°=0.753 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=2.5 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(shù)，查得，=189.8。 （2）節(jié)點區(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、許用接觸疲勞應力[] 根據(jù)公式 []= （4-10） 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、驗算齒面接觸強度 按式 = （4-11） ==1360MPa≤[] 由于＜[]（取兩齒材料較弱者進行比較），故接觸強度足夠。 4．3主動轉向控制器行星齒輪可行性設計 主動轉向控制器行星齒輪必須滿足同心條件即要求行星輪系的三個基本構件得回轉軸必須在同一軸線上，對于所研究的行星輪系1和2的中心距應等于輪3和輪2的中心距，即=， 得 （4-12） 式中：——為齒輪節(jié)圓半徑。 對于變位齒輪（斜齒） = （4-13） 節(jié)圓直徑 （4-14）式中：——為嚙合角。 前面已求得 =25°40′ 則 =23.11 mm mm mm 于是 =19.81 mm 符合同心條件。 行星齒輪結構還必須滿足裝配條件，現(xiàn)假設為均勻分布的行星輪數(shù)，則相鄰的兩個行星齒輪和所夾的中心角為，現(xiàn)將第一個行星齒輪在位置Ⅰ裝入，當裝好后，太陽輪1與3的輪齒之間的相對位置已通過行星齒輪產(chǎn)生了聯(lián)系。為了在相隔處裝入第二個行星齒輪，設輪3固定，系桿沿逆時針方向轉過=達到位置Ⅱ，計算這時太陽輪1轉過角度。 由于 ==1+ （4-15） 則 = （4-16） 要求角所對弧是其齒距的整數(shù)倍，即要求太陽輪1正好轉過整數(shù)個齒，設對應于個齒，因每個齒距所對的的中心角為，所以 = （4-17） （4-18） =12 裝入第二個行星齒輪后，將系桿轉過，太陽輪1會相應地轉過故可 裝入第三個行星輪。依次類推直至裝入第個行星輪。 所以，這種行星輪的裝配條件是，兩太陽輪齒數(shù)和能被行星輪數(shù)整除。 行星輪數(shù)量選擇不當，還會造成相鄰兩行星輪齒廓發(fā)生干涉而無法裝入，應使兩行星輪中心距大于兩行星輪齒頂圓半徑之和，即>,從而滿足裝配條件。 對于變位齒輪傳動有 2>2 （4-19） 即 > （4-20） 式中： ==4； 變位齒輪中心距變動系數(shù) （4-21） 則 =0.51 齒高變動系數(shù) ⊿ （4-22） 且， 故 ⊿0.08 齒頂高 （4-23）故 =（1+0.41-0.08）×1.5 =1.995 mm 齒頂圓直徑 （4-24） =15.83+1.995×2 =19.82 mm 于是 2= =（22.17+15.83）sin45° =26.87 mm > =19.82 mm 即 > 滿足鄰接條件[10]。 由于大齒圈工作條件不如主動齒輪與行星齒輪嚙合惡劣，當采用同種材料，同樣的熱處理方法時，主動齒輪與行星齒輪嚙合滿足設計要求時，其肯定也同樣符合要求，故此處略去其校核步驟。 4.4主動轉向控制器蝸輪蝸桿設計計算 4.4.1蝸輪蝸桿傳動比的確定 為保證蝸輪蝸桿有合適的傳動比，從而匹配驅動電機，需估算轉向輪偏轉角速度。 假設方向盤轉速為零時，此時轉向角度由驅動電機控制，若在此時主動轉向控制器滿足可變化傳動比的變化范圍要求，由前面章節(jié)所述，方向盤轉速為零時，即時，驅動電機轉速為，太陽輪輸出轉速為，由式 = （4-25） 設蝸輪轉速為，則應有 （4-26） 故 = （4-27） 在理想狀況下，最小轉彎半徑與轉向輪外輪最大偏轉角度的關系為： = （4-28） 在車輪為絕對剛體的假設條件下，內轉向輪偏轉角與外轉向輪偏轉角的關系式為： （4-29） 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(shù)值： 軸距 L=2890 mm ；輪距（前）=1560 mm ；最小轉彎半徑 =11.5/2=5.75 m 于是，代入（4-19）式可求得 sin=75 . 5 890 . 2 =0.5026 =30.01° 則可由（4-20）式求得 =40.2° 考慮到駕駛員的操縱能力將方向盤轉速取為1r/s;方向盤回轉總圈數(shù)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。 則可粗略認為轉向輪最大偏轉角速度為： =(°/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(°/s) 則蝸輪轉速 （4-30） 已知機構中； 故 r/min=28.39 r/min 取電機最大轉速位250 r/min，一般工況下，電機轉速為200 r/min。 當=200 r/min時 由式 = （4-31） 知 ==16 取蝸輪蝸桿傳動比為 =18 4.4.2蝸輪蝸桿的設計計算 1、選擇材料 蝸桿選用40表面淬火，表面硬度（45-55）HRC，蝸輪選用砂型鑄造，MPa；=140MPa。 2。、確定，， 由表19-3確定蝸桿頭數(shù)=2； 則由式 = （4-32） 得 =18×2=36 ==18×11.73 r/min=211 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=30.8 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==30.8 N?M。 4、確定載荷系數(shù) 查取，工作情況系數(shù)=1。 初設蝸輪圓周速度≤3m/s，取動載荷系數(shù)=1；因載荷平穩(wěn)取齒向載荷分布系數(shù)=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 (4-33) 取=0.45，得=2.7。 查得彈性系數(shù)=155。 將各參數(shù)代入上式得 =42.9 mm 由式 （4-34） 得 =0.4×42.9㎜=17.2 mm =1.91 mm 選?。?2 mm；=22.4 mm；=11.2。 7、計算圓周速度與滑動速度 = （4-35） m/s =0.04 m/s 蝸桿分度圓導程角 （4-36） =10°7′29″ 由公式 = （4-37） =m/s =0.23 m/s 由于＜3 m/s，故選取=1可用；＜12 m/s，蝸輪材料選取砂型鑄造可用。 8、傳動效率計算 =0.23 m/s時，當量摩擦角=3°37′。 據(jù)式（2-4）嚙合效率 則 =0.73 9、蝸桿傳動主要尺寸計算 中心距 （4-38） =47.2 mm 分度圓直徑， =22.4 mm；==0.47與初設基本相符； ==2×36 mm =72 mm 蝸桿頂圓直徑；蝸輪喉圓直徑 =㎜=26.4 mm =㎜=76 mm 10、彎曲疲勞強度驗算 由式 ≤ （4-39） 蝸輪當量齒數(shù) （4-40） =37.74 選取蝸輪齒形系數(shù)=1.81。 螺旋角系數(shù) =0.93 故 =MPa =21.19 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 （4-41） 控制器通風條件適中，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）℃ 可采用其他冷卻散熱措施，加強冷卻。 考慮到主動轉向控制器為間歇工作，工作條件不如計算時惡劣，通風散熱良好，因此可考慮將熱平衡計算略去不計。 4.5本章小結 本章根據(jù)前面各章所得數(shù)據(jù)及校核情況，設計整個主動轉向器的機械部分，其中包括主動轉向控制器幾何結構設計，主動轉向控制器行星齒輪設計，主動轉向控制器行星齒輪可行性設計及主動轉向控制器蝸輪蝸桿設計。并進行強度校核。 結 論 本設計是依據(jù)駕駛條件，調節(jié)車輛轉向傳動比，從而增加或減小前輪的轉向角度。在低速時，電動機的作用與駕駛者轉動轉向盤的方向一致，轉向傳動比增大，可以減少駕駛者對轉向力的需求。在高速時，電動機的運轉方向與駕駛者轉動轉向盤方向相反，這減少了前輪的轉向角度，轉向傳動比減小，轉向穩(wěn)定性提高。傳動比低速時10：1，高速時為20：1，結合傳統(tǒng)齒輪齒條式轉向器，兩者組合即為具有主動轉向功能的主動轉向系統(tǒng)。 主動轉向系統(tǒng)能夠確保最佳的駕乘舒適性，在車輛靜止狀態(tài)下，方向盤止點間的操作比常規(guī)轉向系統(tǒng)的三圈多減少到了不足兩圈。因此可以更加方便地操作方向盤上的按鈕。保證了車輛的穩(wěn)定性，給駕駛員提供舒適，安全的駕駛環(huán)境。 參考文獻 [1] 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