畢業(yè)論文終稿-汽車轎車前輪主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計[購買贈送配套CAD圖紙 論文答辯優(yōu)秀]

《畢業(yè)論文終稿-汽車轎車前輪主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計[購買贈送配套CAD圖紙 論文答辯優(yōu)秀]》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)論文終稿-汽車轎車前輪主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計[購買贈送配套CAD圖紙 論文答辯優(yōu)秀]（60頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖紙預(yù)覽請見文檔前面的插圖，原稿更清晰，可編輯畢 業(yè) 設(shè) 計（論 文）設(shè)計（論文）題目：轎車前輪主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計 學(xué) 院 名 稱： 機(jī)械工程學(xué)院 專 業(yè)： 車輛工程 班 級： 車輛 121 班 姓 名： ****** 學(xué) 號： ******* 指 導(dǎo) 教 師： ****** 職 稱： ****** 摘 要轎車前輪主動轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向裝置不僅能滿足車輛在低速狀態(tài)下大轉(zhuǎn)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(jī)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(jī)械轉(zhuǎn)向器，主動轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)裝置為參考設(shè)計基礎(chǔ)，借鑒現(xiàn)今優(yōu)秀的主動轉(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轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機(jī)械部分進(jìn)行詳細(xì)的設(shè)計，并對設(shè)計中重要部件進(jìn)行強(qiáng)度的校核。設(shè)需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖紙預(yù)覽請見文檔前面的插圖，原稿更清晰，可編輯計的主要內(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，雙行星排主動轉(zhuǎn)向控制器的設(shè)計。其中主動轉(zhuǎn)向器的設(shè)計是設(shè)計中的難點，它是采用兩列行星齒輪機(jī)構(gòu)來實現(xiàn)疊加的主動轉(zhuǎn)向控制，最后分別運用 Auto CAD 和 PRO/E 軟件進(jìn)行二維工程圖紙和三維實體的繪制。關(guān)鍵詞：主動轉(zhuǎn)向控制；前輪；齒輪齒條；行星齒輪英文摘要IIABSTRACTActive 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目 錄IV目 錄1 緒 論 .....................................................................................................11.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)綜述 ................................................................................................21.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的功能 ............................................................................................21.3 主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特點 ........................................................................................31.4 主動轉(zhuǎn)向研究現(xiàn)狀 ........................................................................................41.4.1 國外研究現(xiàn)狀 ......................................................................................................41.4.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 ......................................................................................................51.5 本章小結(jié) ........................................................................................................52 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 ...................................................................62.1 轉(zhuǎn)向盤的直徑 ................................................................................................62.2 轉(zhuǎn)向盤回轉(zhuǎn)的總?cè)?shù) ....................................................................................62.3 轉(zhuǎn)向系的效率 ................................................................................................62.4 轉(zhuǎn)向系的傳動比 ............................................................................................72.4.1 轉(zhuǎn)向時加在轉(zhuǎn)向盤上的力 ...................................................................................72.4.2 小齒輪最大轉(zhuǎn)矩 ...................................................................................................82.4.3 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 ...............................................................................................82.4.4 轉(zhuǎn)向器的角傳動比 ...............................................................................................92.5 本章小結(jié) .......................................................................................................93 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計 .................................................................103.1 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算 ..................................................................103.1.1 齒輪齒條結(jié)構(gòu)的幾何設(shè)計 .................................................................................103.1.2 齒輪齒條設(shè)計及校核 .........................................................................................113.2 主動轉(zhuǎn)向控制器幾何結(jié)構(gòu)設(shè)計 ..................................................................163.3 主動轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪設(shè)計計算 ..........................................................183.4 主動轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪可行性設(shè)計 ......................................................243.5 主動轉(zhuǎn)向控制器蝸輪蝸桿設(shè)計計算 ..........................................................283.5.1 蝸輪蝸桿傳動比的確定 .....................................................................................283.5.2 蝸輪蝸桿的設(shè)計計算 .........................................................................................304 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)三維模型繪制 .....................................................354.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)三維建模 ......................................................................................354.2 本章小節(jié) ......................................................................................................36目 錄V結(jié) 論 .......................................................................................................37致 謝 .......................................................................................................38參考文獻(xiàn) .................................................................................................39附 錄 .......................................................................................................41目 錄VI目 錄VII目 錄VIII目 錄IX誠 信 承 諾我謹(jǐn)在此承諾：本人所寫的畢業(yè)論文《轎車前輪主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)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(dān)。目 錄X承諾人（簽名）： 年 月 日1 緒 論11 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)動的三輛汽車到現(xiàn)在，從整個汽車轉(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)在常用在實車上的液壓方式的助力轉(zhuǎn)向方式、以及基于電動電機(jī)傳動理論的助力轉(zhuǎn)向形式，另外還包含未在實車上進(jìn)行應(yīng)用的線控轉(zhuǎn)向方式。基于以上幾種助力轉(zhuǎn)向方式，逐漸發(fā)展起來一種主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。主動前輪轉(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，車輛不需要制動系統(tǒng)以及車輛驅(qū)動系統(tǒng)參與，僅通過主動前輪轉(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?[2,3]。轎車主動轉(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 蝸 桿 傳 動 的 。 該 蝸 桿 具 有 梯 形 形 式 的 螺 紋 ， 并在 曲 柄 上 設(shè) 置 一 個 手 指 銷 ， 曲 柄 和 轉(zhuǎn) 向 搖 臂 軸 被 零 件 所 連 接 成 到 一 個 整 體 中 。轉(zhuǎn) 向 時 ， 轉(zhuǎn) 向 輪 通 過 錐 形 螺 旋 蝸 桿 嵌 在 周 圍 的 電 弧 運 動 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 需 要 較 大 轉(zhuǎn) 向 動 力 來 實 現(xiàn) 轉(zhuǎn) 向 的 卡 車 上 面 。2、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器1 緒 論2這 種 轉(zhuǎn) 向 裝 置 是 通 過 增 加 一 組 齒 輪 機(jī) 構(gòu) ， 實 現(xiàn) 轉(zhuǎn) 向 盤 的 減 速 ， 然 后 將 使 轉(zhuǎn) 向盤 的 圓 周 運 動 轉(zhuǎn) 變 變 為 蝸 輪 蝸 桿 的 不 同 方 向 的 旋 轉(zhuǎn) 運 動 ， 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 動 形 式 ， 最 后 轉(zhuǎn) 換 成 為 直 線 運 動 ， 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。基本結(jié)構(gòu)是一對小齒輪和一個機(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)運動的時候，與他相嚙合的另一根齒條便轉(zhuǎn)化為直線的運動。齒條連接轉(zhuǎn)向設(shè)置的橫拉轉(zhuǎn)向桿，進(jìn)而帶動汽車的前方轉(zhuǎn)向輪進(jìn)行轉(zhuǎn)向運動。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)運動轉(zhuǎn)變?yōu)檗D(zhuǎn)向拉桿的水平運動，實現(xiàn)轎車的轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向。1.3 主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特點自從第一臺的汽車的發(fā)明到現(xiàn)在，轉(zhuǎn)向盤的驅(qū)動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)向盤的微妙的動作就會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)計的一種包含有雙行星齒輪機(jī)構(gòu)的主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，主要包括一左一右兩側(cè)的行星齒輪、還有一個公共動力傳動的行星齒輪、用于輸入轉(zhuǎn)向動力的轉(zhuǎn)向輪左側(cè)的驅(qū)動太陽齒輪，轉(zhuǎn)向盤上的轉(zhuǎn)向盤輸入是通過行星齒輪傳動的行星齒輪副右側(cè)，而右側(cè)的行星齒輪具有 2 個轉(zhuǎn)向舒適度的自由度，一個是轉(zhuǎn)向輪角度的行星傳動機(jī)構(gòu)，另一個是由伺服電機(jī)疊加轉(zhuǎn)角輸入。汽車以高速狀態(tài)行駛在路上時，由伺服電機(jī)驅(qū)動的大齒圈的轉(zhuǎn)動方向與轉(zhuǎn)向盤所轉(zhuǎn)動方向恰好相反，器轉(zhuǎn)向與轉(zhuǎn)向盤運動相互疊加后減少了了實際的轉(zhuǎn)向角度，汽車的轉(zhuǎn)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。1 緒 論3系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖如圖 1-1 所示：圖 1-1 主動轉(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%最高時速 240㎞/h轉(zhuǎn)向盤極限位置轉(zhuǎn)動總?cè)?shù) 3.5最小轉(zhuǎn)彎直徑 11m轉(zhuǎn)向盤直徑 380㎜1 緒 論41.4 主動轉(zhuǎn)向研究現(xiàn)狀1.4.1 國外研究現(xiàn)狀自主動轉(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)的實驗結(jié)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(xué)王啟東研究系統(tǒng)和主動前輪轉(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 緒 論51.5 本章小結(jié)本章是簡單的綜述了如今傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向器及新興的主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特點及現(xiàn)今國內(nèi)外的主要研究趨勢，并且對主動轉(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)計的參考性數(shù)據(jù)，為本文接下來幾個部分的設(shè)計打好基礎(chǔ)。2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定62 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。zD2.2 轉(zhuǎn)向盤極限位置轉(zhuǎn)動總?cè)?shù)轉(zhuǎn)向盤的圈數(shù)在與轉(zhuǎn)向角的工作時，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0轉(zhuǎn) 向 系 統(tǒng) 的 效 率 取 決 于 轉(zhuǎn) 向 機(jī) 構(gòu) 的 效 率 和 傳 動 機(jī) 構(gòu) 的 效 率?????0（2-1）??和逆效率 ?。轉(zhuǎn) 向 器 的 效 率 有 正 效 率正效率12P?? （2-2）逆效率32P??? （2-3）式中： 1P——轉(zhuǎn)向盤上被作用的功率；2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定72P——轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；3——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)， 軸承所造成的如 果 僅 僅 考 慮 嚙 合 副 的 摩 擦 損 失 ，摩擦損失可以不計， ： 并 通 過 以 下 公 式 計 算 出 軸 承 的 效 率????????0tan（2-4）0t?? （2-5）式中： 0?——蝸桿或螺桿的導(dǎo)程角， ???12°；?——摩擦角， farctn??；f——摩擦系數(shù)，取 =0.04；則： =arctan0.04????04.arctn12ttan0?????　???=83.45﹪2.4 轉(zhuǎn)向系的傳動比2.4.1 轉(zhuǎn)向時加在轉(zhuǎn)向盤上的力150～200N 。對 轎 車 來 說 ， 駕 駛 員 加 在 轉(zhuǎn) 向 盤 上 的 切 向 力 ， 應(yīng) 小 于作用于方向盤上的手力 hF=（2-6）12?rzwLMDih式中： rM——轉(zhuǎn)向阻力矩；a——主銷偏移矩； rM：在 瀝 青 路 面 或 者 混 凝 土 路 面 上 ， 原 地 轉(zhuǎn) 向 阻 力 矩pGfr31?=415442.46 N·mm2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定8式中： f—— ，取 0.7；輪 胎 和 路 面 間 的 滑 動 摩 擦 系 數(shù)rM——轉(zhuǎn)向阻力矩，N·mm；1G——轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷，N， gcmG載?1；載m——汽車的滿載質(zhì)量 載 =(1500+5×80) ㎏=1900㎏；c——取值 49.7﹪。?11900×9.8×49.7﹪=9254.14Np——輪胎氣壓，MPa；取 2.5bar，即 0.25MPa。則： hF= =152.4N12?rzwLMDi式中：1L——為轉(zhuǎn)向搖臂長；2——轉(zhuǎn)向節(jié)臂得長度，轉(zhuǎn)向傳動比 ?'wi；比值大約在L210.85～1.10 之間，近似認(rèn)為 'i1；——為轉(zhuǎn)向盤直徑， =380 mm；zDzDwi——為轉(zhuǎn)向器角傳動比, wi=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 1T= 2hF· wD=28.96 N·m2.4.3 轉(zhuǎn)向系的角傳動比轉(zhuǎn)向系的角傳動比 sdi????0（2-7）2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定9式中： ??——轉(zhuǎn)向軸的轉(zhuǎn)角增量，rad；s——齒條位移增量，mm；，旋轉(zhuǎn)角度為：對 于 轉(zhuǎn) 向 的 恒 定 傳 動 比 的 轉(zhuǎn) 向 器 ri120???（2-8）式中： r——齒輪分度圓的半徑， 1d；1d——齒輪分度圓的直徑； 102dri???（2-9）2.4.4 轉(zhuǎn)向器的角傳動比，取 ?i=18。乘 用 車 的 轉(zhuǎn) 向 器 的 角 傳 動 比 在 17～ 25的 范 圍 內(nèi) 選 取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，行星傳動以及蝸輪蝸桿傳動設(shè)計提供參數(shù)支撐。 3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計103 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計3.1 齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的設(shè)計3.1.1 齒輪齒條結(jié)構(gòu)的幾何設(shè)計主動小齒輪采用斜齒面圓柱齒輪，nm在 2～3mm 之間取值，法 向 模 數(shù)取 =3mm(GB/T1357—1987)。取 1Z=10。minZ=17，若主動齒輪 Z＜ min 由 于 齒 輪 設(shè) 計 避 免 根 切 的 最 小 齒 數(shù) 為只 能 采 用 變 位 齒 輪 方 案變位系數(shù) min?= inha??； ?ah=1，則 in=0.412。取 ?=12°。壓力角 ?n?20°。轉(zhuǎn)向盤最大轉(zhuǎn)角 ??21×1.75×360°=315°齒條齒數(shù)待定。主動小齒輪選用 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) ?*anh1。齒輪法向頂隙系數(shù) c0.25。3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計113.1.2 齒輪齒條設(shè)計及校核轉(zhuǎn)向器按齒輪設(shè)計，按接觸強(qiáng)度校核。1、選取齒輪材料及熱處理56HRC，主動對 于 傳 動 齒 輪 采 用 硬 齒 面 設(shè) 計 ， 其 表 面 熱 處 理 后 硬 度 均 應(yīng) ?小齒輪取 60HRC， ，淬火。調(diào) 質(zhì) 處 理 ； 齒 條 材 料 采 用 45鋼 ， 表 面 硬 度 取 58HRC2、齒輪最大轉(zhuǎn)矩 1T=28.96 N?m3、初取載荷系數(shù) 'K斜齒輪硬齒面， '=1.6～1.8，初取 'K=1.7。4、選取齒寬系數(shù) d?及 a取 d?=0.6。由式 a?= 12??d （3-1）得對于齒條 Z→∞， ?→∞則 d≈0。5、 '?Y及螺旋角系數(shù) '?Y初 取 重 合 度 系 數(shù)初取螺旋角 =12°， a=1.8。?由式 '?Y=0.25+ 75.0 （3-2）得 '?=0.67'?Y=0.91初取 '=0.91 '?=0.676、齒數(shù) 1Z， 2,齒形系數(shù) FaY及應(yīng)力修正系數(shù) SaY3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計12取 1Z=10 ， 2待定。由 vZ= （3-3）3cos?得當(dāng)量齒數(shù) 1v=10.7由于齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù) minZ=17，采用變位， in*inha???取變位系數(shù) =0.412。min1FaY=2.45， 2Fa=2.0631Sa=1.65， 2Sa=1.977、確定許用彎曲疲勞應(yīng)力[ F?]得 1lim=450 MPa×0.7=315MPa2liF?=430 MPa×0.7=301MPa（雙向運轉(zhuǎn)，數(shù)值×0.7）由式 [ 1F?]= NSTYmin1l （3-4）設(shè)計時要求齒輪失效的概率小于百分之一，因此選取取 minFS=1.25；STY為應(yīng)力修正系數(shù)，取 STY=2.0假定齒輪工作壽命為 5 年（300 天/year） ，單班（8 小時） ；應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60nγ hL； n 為轉(zhuǎn)速； hL為齒輪工作壽命則 γ=1；n 取大致為 1.75/2 r/s=0.875 r/s。3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計13則 N=60×52.5×1×12000≈3.87× 710取 NY=0.97于是 [ 1F?]= 97.025.4? =489 MPa[ ]= ..3 =467 MPa8、按齒根彎曲疲勞應(yīng)力 ][1FSaY?= 48965.2?=0.008267][2FSa= 67.03.=0.0087039、確定齒輪模數(shù)由式 nm≥ )][(cos20321FaSdYZKTY???? （3-5）代入上面兩式(1)(2)兩者最大值 n≥2.76 mm取 n=3 mm10、確定主要參數(shù)分度圓直徑 d= ?cos1Zmn=30.67 mm齒寬 b= d?· 1=0.6×30.67 mm =18.4 mm取 2=24 ㎜， 1=b+5～10 mm， 1b=30 mm使用系數(shù) AK，取 =1.1。11、定載荷系數(shù)3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計14（1）動載系數(shù) vK齒輪圓周速度 ν= 601nd?=0.05 m/s齒輪精度取為 9 級。vK=1.03（2）齒向載荷分布系數(shù) ?（9 級精度，淬火鋼）：由式 ?= ??a=1.45+0.325=1.78端面重合度 a=[1.88-3.2( 1Z+ 2)] , 2Z→∞cos?=1.48×cos12°=1.45縱向重合度 ??= ??1Zdtanβ= ×tan12°=0.3250.634?從而 ?K=1.42， ?=1.08則 = Av??=1.1×1.03×1.08 ×1.42=1.74得 ＞ ' 需重新計算 nm；12、驗算齒根疲勞強(qiáng)度用準(zhǔn)確值代入式 n≥2.88 mm仍取 nm=3 ㎜ ，齒根疲勞強(qiáng)度足夠。nm=3 mm 3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計1513、驗算齒面接觸疲勞強(qiáng)度彈性系數(shù)，查得 EZ=189.8 。MPa節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查得 H=2.4。由式 ?Z= ?????)1(34d （3-6）得 ?=0.89螺旋角系數(shù) ?Z ?Z= cos=0.99許用接觸疲勞應(yīng)力[ ?][ H]= NSminl （3-7）式中： NZ——接觸疲勞壽命系數(shù)，查得 Z=0.98；——安全系數(shù)，失效概率＜1/100，取 minHS=1；HS得 1limH?=1560 MPa， 2li?=1540 MPa；[ 1]=1529 MPa，[ 2H]=1509 MPa；14、驗算齒面接觸強(qiáng)度H?= EZ???12?bdKT，μ→∞則 ?1?→1；故 H?=189.8×2.45×0.89×0.99× 2345.0182?=1492 Mpa≤[ H?]＝1509 MPa由于 ＜[ 2]，故接觸強(qiáng)度足夠。。對 于 方 向 盤 從 中 間 平 衡 位 置 到 兩 側(cè) 所 轉(zhuǎn) 動 的 極 限 位 置 回 轉(zhuǎn) 總 圈 數(shù) 為 1.75圈3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計16故對于齒條行程 'l= （3-8）11752?.d?1= ?cosZmn （3-9）對于齒條，理論上 tp2Z≥ 'l；（ tp= ?cosn， p=π nm） （3-10）2Z≥1.75×2× ??cos1td則 2Z≥3.5 1 因此， min2Z=36。齒條長 l≥ min2Ztp （3-11）即 l≥ in2?cos=340 mm 3.2 主動轉(zhuǎn)向控制器幾何結(jié)構(gòu)設(shè)計控制器由兩組行星齒輪系統(tǒng)組成，如圖 3-1 所示：3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計17圖 3-1 控制器簡圖對 于 左 邊 的 主 動 太 陽 輪 為 1， 行 星 輪 為 a初 設(shè) 行 星 齒 輪 數(shù) 目( )為 =4； 大 齒 圈；外齒與c固 定 在 轉(zhuǎn) 向 柱 上 ， 系 桿 H； 右 邊 太 陽 輪 為 3， 齒 圈 b內(nèi) 齒 與 行 星 輪 a嚙 合電機(jī)帶動的蝸桿 2 組成渦輪蝸桿傳動。該系統(tǒng)中活動構(gòu)件為 n=6；高副數(shù)目為 HP=5；低副數(shù)目為 LP=5，則系統(tǒng)機(jī)構(gòu)的自由度為 F=3 -2 L- =3×6-2×5-5=3設(shè)轉(zhuǎn)速 2n方向向左：3n= 13212 nZZcbb????式中， 2n方向向左時取“－” ，反之則取“+”。 其中， 31Z?； 2bc。當(dāng) 2=0 時， = 1；3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計18當(dāng) 1n=0 時， 3= 21nZb?，此時，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)計一組即可。 3.3 主動轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪設(shè)計計算齒輪采用斜齒圓柱齒輪， ?=10°，初取模數(shù) nm=2 mm。齒數(shù) Z＞ i=17。初取主動太陽齒數(shù) 1Z=18；行星輪齒數(shù) =14。aZ1、選取齒輪材料及熱處理方法20 inrTMC，滲碳淬火。采 用 硬 齒 面 ， 大 小 齒 輪 均 采 用 合 金 滲 碳 鋼2、齒面硬度太陽輪 60～63HRC行星輪 58～63HRC3、太陽輪轉(zhuǎn)矩 1T計算轉(zhuǎn)矩 ?panT?1（3-12）式中： aT——為輸入軸轉(zhuǎn)矩；pn——為行星輪數(shù)目；?——為齒數(shù)比；且 ?= gaZ= 12?p （3-13）3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計19式中 p為內(nèi)傳動比， p= abZ（ b 為大齒圈） 。初設(shè)太陽輪的齒數(shù) 1=17；行星輪齒數(shù) aZ=14。對于太陽輪分度圓直徑 ?cos11mdn?=36.5 mm 行星輪 =28.4mmsnaaZ則大齒圈分度圓直徑 cd= 1+2 a=28.4+2×20.3=91.3 mm于是齒數(shù) ncmZ?os?= aZ21?=45從而得出 ?=1.05取行星輪數(shù)目 pn=4則 4.61aT?=4.53 N?MaT為輸入軸轉(zhuǎn)矩， a=28.96 N?M4、初取載荷系數(shù) K? K?=1.6～1.8 范圍內(nèi)，取 K?=1.75、選取齒寬系數(shù) d?及 a取 d?=0.5。 由式 a?= d?12? （3-14）得 a=0.46、初取重合度系數(shù) ?Y?及螺旋角系數(shù) ?Y?3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計20初設(shè)螺旋角 ?=10°， a?=1.8由式 ?Y?=0.25+ 75.0 （3-15）得 =0.67得 ??=0.937、齒形修正系數(shù) FaY及應(yīng)力修正系數(shù) SaY由 vZ=Z/ 3cos得 1=19； 2v=15由于 2vZ＜ min=17，故，變位， min*inZha??? 41.0,8.21FaY=2.67， Fa=2.951S=1.58， 2S=1.648、確定許用彎曲疲勞應(yīng)力[ F?]得 1lim=460 MPa×0.7=322MPa 2liF=420 MPa×0.7=294MPa由式 [ 1F?]= NSTYmin1l（3-16）式中： STY——為應(yīng)力修正系數(shù)， ST=2.0；N——為彎曲疲勞應(yīng)力壽命系數(shù)；接觸應(yīng)力變化總次數(shù) N=60nγ hL式中：γ—— ；轉(zhuǎn) 一 圈 ， 同 一 齒 面 嚙 合 次 數(shù)n——為轉(zhuǎn)速， n取大致為 1r/s；hL——為齒輪工作壽命；3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計21，假 定 齒 輪 工 作 壽 命 為 5年 ， （ 每 年 0個 工 作 日 ） 單 班 制 （ 8小 時 ）則 1N=60nγ hL=60×60×3×12000=1.296×10a=60×12×2×12000=1.728× 7可由 1312131 )(;nZnZnaH????? 計算得 15a彎曲疲勞壽命系數(shù)，取 1NY=0.95 ， N=0.98。最小安全系數(shù)，失效概率低于 1/100， minFS=1.25；可得 [ 1?]=489 MPa，[ 2F?]=446 MPa9、按齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力確定模數(shù) n][2FSaY==0.009531 （1）.9584?][2FSaY?= .16=0.009818 （2）.67由式nm≥ )][(cos0321FaSdYZKTY???? （3-17） 得 n≥1.60 mm取 m=1.5 mm。10、確定主要參數(shù) 11().5(140)()22cos2cosnaaZd???????32.5 mm 取整數(shù) a=32 mm（便于計算）由 /ab?? （3-18）3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計22得 1b=12.8 mm，取 1b=12 mm。一般 a= +5～10 mm ， 1b= ；則 a=18 mm對于變位齒輪 1x=0 ， 2=0.41由式 12()tanxinvivZ????? （3-19）查表 ?=21°40′其行星齒輪的實際中心距 cosa???， a=32.5mm則 ?=32.8 ㎜ 取整數(shù) ?=33 mm則 ?=18°40′12″11、定載荷系數(shù) K （1）使用系數(shù) A 查表 =1.1（2）動載系數(shù) v齒輪圓周速度 ν= 601nd?=0.071 m/s齒輪精度取為 9 級。查表 vK=1.03（3）齒向載荷分布系數(shù) ?硬齒面，非對稱布置，取 d?=0.5， ?K=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 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計23?= ??a （3-20）端面重合度 a=[1.88-3.2( 1Z+ 2)]cosβ,=1.46×cos18.67°=1.39縱向重合度 ??= ??1Zdtanβ=×tan18.67°=0.944.05834?得 K?=1.5于是 = Av?=1.1×1.03×1.06 ×1.5=1.8K＞ ' 需重新計算 nm；12、驗算齒根疲勞強(qiáng)度用準(zhǔn)確值代入式（1） （ Y?=0.62， ?=0.91）得 n≥0.97 mm 仍取 nm=2 mm，齒根疲勞強(qiáng)度足夠。13、驗算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 （1）彈性系數(shù)，查得， EZ=189.8 。MPa（2）節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查得， H=2.11。（3）重合度系數(shù) ?，因 ?2 )2ahr? （3-29）即 )sin((21kr> ahr2 （3-30）式中： k= pn=4；變位齒輪中心距變動系數(shù) )1cos(21???????Zmay（3-31）則 =0.68-s.???????840567齒高變動系數(shù) ⊿ yxy???21 （3-32）且 18.0?x， 41.2x故 ⊿ y0.08齒頂高 myxha?????)(* （3-33）故 a=（1+0.41-0.08）×2=2.66 mm齒頂圓直徑 aahd2??（3-34）a=28.4+2.66×2=33.72 mm3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計27于是 2 )sin((1kr??= )4180sin()21?d?=（36.5+33.72 ）sin45°=49.66mm > ad =33.72 mm即 )sin((21kZ??> myxha????)(2*滿足鄰接條件 [10]。3.5 主動轉(zhuǎn)向控制器蝸輪蝸桿設(shè)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(qū)動電機(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)動電機(jī)控制，如果此時主動轉(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 01?n時，驅(qū)動電機(jī)轉(zhuǎn)速為 2n，太陽輪輸出轉(zhuǎn)速為 3n，由式3= 231Zb? （3-35）設(shè)蝸輪轉(zhuǎn)速為 wn，則應(yīng)有 212Zinbw?（3-36）故 3n= wbZ2 （3-37）在理想狀況下，最小轉(zhuǎn)彎半徑 minR與外輪角度的關(guān)系為：i= axs?L （3-38）3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計28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：LB???cott （3-39）式中： B——兩側(cè)主銷軸線與地面相交點之間的距離；L——汽車軸距 [11]；車型各項參數(shù)值：軸距 L=2700 mm ；輪距（前） =1500 mm ；最小轉(zhuǎn)彎半徑 minR=11/2=5.5 m于是，代入（4-19）式可求得sin max?= =0.491ax=29.4° 則 max?可求得max?=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)至左右極限位置時歷時 1.75s。則可認(rèn)為角速度為：out?= 75.1240(°/s)=22.98(°/s)主動轉(zhuǎn)向控制器輸出角速度 3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 out?之比即為齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)傳動比， oi=18，即 183?outi?；求得 3=413.64(°/s)3n=68.94 r/min3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計29則蝸輪轉(zhuǎn)速 32nZbw?（3-40）已知機(jī)構(gòu)中 143?Z18； 42cb46r/min=26.97 r/min.869??wn一般工況下，電機(jī)轉(zhuǎn)速為 480 r/min。當(dāng) 2n=480 r/min 時由式 3n= wi? （3-41）知 i= w2=17.79查表，取蝸輪蝸桿傳動比為 i=19.53.5.2 蝸輪蝸桿的設(shè)計計算1、選擇材料蝸桿選用 40 rC表面滲碳，表面硬度（45-55）HRC，蝸輪選用 10PZCuSn砂型鑄造， 20?b?MPa； s?=140MPa。2、確定 wZ， 2， n確定蝸桿頭數(shù) =2；則由式 wZ= 2i? （3-42）得 =19.5×2=392n= wi?=19.2×26.97 r/min=517 r/min3、確定蝸輪轉(zhuǎn)矩 ?T3 主動轉(zhuǎn)向執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計30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T=28.96 N?M。當(dāng)方向盤轉(zhuǎn)速為零時，考慮在同樣的工況下，則蝸輪的轉(zhuǎn)矩應(yīng)為 wT= =28.96 N?M。4、確定載荷系數(shù) K查取，工作情況系數(shù) A=1。初設(shè)蝸輪圓周速度 2v≤3m/s，取動載荷系數(shù) vK=1 ?=1；故 = A=1；5、確定蝸輪許用接觸應(yīng)力[ H?]查得蝸輪材料 10PZCuSn，離心鑄造，蝸桿齒面硬度＞45HRC