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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第1章 緒 論 主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)保留了傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的機(jī)械構(gòu)件，包括轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向柱、齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。其最大特點(diǎn)就是在轉(zhuǎn)向盤和齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)之間的轉(zhuǎn)向柱上集成了一套雙行星齒輪機(jī)構(gòu)，用于向轉(zhuǎn)向輪提供疊加轉(zhuǎn)向角。主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)通過一組雙行星齒輪機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)了獨(dú)立于駕駛員的轉(zhuǎn)向疊加功能，完美地解決了低速時(shí)轉(zhuǎn)向靈活輕便與高速時(shí)保持方向穩(wěn)定性的矛盾，并在此基礎(chǔ)上通過轉(zhuǎn)向干預(yù)來防止極限工況下車輛轉(zhuǎn)向過多的趨勢(shì)，進(jìn)一步提高了車輛的穩(wěn)定性。同時(shí)，該系統(tǒng)能方便地與其他動(dòng)力學(xué)控制系統(tǒng)進(jìn)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(chǔ)。 與常規(guī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的顯著差別在于，主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)不僅能夠?qū)D(zhuǎn)向力矩進(jìn)行調(diào)節(jié)，而且還可以對(duì)轉(zhuǎn)向角度進(jìn)行調(diào)整，使其與當(dāng)前的車速達(dá)到完美匹配。其中的總轉(zhuǎn)角等于駕駛員轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角和伺服電機(jī)轉(zhuǎn)角之和。低速時(shí)，伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)的行星架轉(zhuǎn)動(dòng)方向與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)相同，疊加后增加了實(shí)際的轉(zhuǎn)向角度，可以減少轉(zhuǎn)向力的需求。高速時(shí)，伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)的行星架轉(zhuǎn)動(dòng)方向與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)相反，疊加后減少了實(shí)際的轉(zhuǎn)向角度，轉(zhuǎn)向過程會(huì)變得更為間接，提高了汽車的穩(wěn)定性和安全性。 1.1轉(zhuǎn)向系統(tǒng)綜述 1、蝸桿曲柄銷式轉(zhuǎn)向器 　　它是以蝸桿為主動(dòng)件，曲柄銷為從動(dòng)件的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向搖臂軸制成一體。轉(zhuǎn)向時(shí)，通過轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)蝸桿、嵌于蝸桿螺旋槽中的錐形指銷一邊自轉(zhuǎn)，一邊繞轉(zhuǎn)向搖臂軸做圓弧運(yùn)動(dòng)，從而帶動(dòng)曲柄和轉(zhuǎn)向垂臂擺動(dòng)，再通過轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。這種轉(zhuǎn)向器通常用于轉(zhuǎn)向力較大的載貨汽車上。 2、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器 　　循環(huán)球式：這種轉(zhuǎn)向裝置是由齒輪機(jī)構(gòu)將來自轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)力進(jìn)行減速，使轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變?yōu)闇u輪蝸桿的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾珠螺桿的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變?yōu)橹本€運(yùn)動(dòng)，螺母再與扇形齒輪嚙合，直線運(yùn)動(dòng)再次變?yōu)樾D(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，使連桿臂搖動(dòng)，連桿臂再使連動(dòng)拉桿和橫拉桿做直線運(yùn)動(dòng)，改變車輪的方向。 這是一種古典的機(jī)構(gòu)，現(xiàn)代轎車已大多不再使用，但又被最新方式的助力轉(zhuǎn)向裝置所應(yīng)用。它的原理相當(dāng)于利用了螺母與螺栓在旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的相對(duì)移動(dòng)，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(gè)首尾相連的封閉的螺旋曲線內(nèi)循環(huán)滾動(dòng)，循環(huán)球式故而得名。 3、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 　　它是一種最常見的轉(zhuǎn)向器。其基本結(jié)構(gòu)是一對(duì)相互嚙合的小齒輪和齒條。轉(zhuǎn)向軸帶動(dòng)小齒輪旋轉(zhuǎn)時(shí)，齒條便做直線運(yùn)動(dòng)。有時(shí)，靠齒條來直接帶動(dòng)橫拉桿，就可使轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向。所以，這是一種最簡單的轉(zhuǎn)向器。它的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，成本低廉，轉(zhuǎn)向靈敏，體積小，可以直接帶動(dòng)橫拉桿。在汽車上得到廣泛應(yīng)用。 1.2主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特點(diǎn) 自從汽車發(fā)明以來，駕駛轉(zhuǎn)向的傳動(dòng)裝置通常都是固定的，方向盤與前輪的轉(zhuǎn)向角度比始終一成不變。如果采用直接轉(zhuǎn)向，駕駛者在過急彎時(shí)就不需要大幅轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤，但是在高速行駛時(shí)，方向盤細(xì)微的動(dòng)作都將會(huì)影響到行駛穩(wěn)定性；反過來說，轉(zhuǎn)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(shí)的操控性。所以，傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)都必須在安全性與舒適性之間做出權(quán)衡。 而主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)保留了傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的機(jī)械構(gòu)件，包括轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向柱、齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。其最大特點(diǎn)就是在轉(zhuǎn)向盤和齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)之間的轉(zhuǎn)向柱上集成了一套雙行星齒輪機(jī)構(gòu)，用于向轉(zhuǎn)向輪提供疊加轉(zhuǎn)向角。主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)通過一組雙行星齒輪機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)了獨(dú)立于駕駛員的轉(zhuǎn)向疊加功能，完美地解決了低速時(shí)轉(zhuǎn)向靈活輕便與高速時(shí)保持方向穩(wěn)定性的矛盾，并在此基礎(chǔ)上通過轉(zhuǎn)向干預(yù)來防止極限工況下車輛轉(zhuǎn)向過多的趨勢(shì)，進(jìn)一步提高了車輛的穩(wěn)定性。同時(shí)，該系統(tǒng)能方便地與其他動(dòng)力學(xué)控制系統(tǒng)進(jìn)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(chǔ)。 主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的的雙行星齒輪機(jī)構(gòu)包括左右左右兩副行星齒輪機(jī)構(gòu)，公用一個(gè)行星架進(jìn)行動(dòng)力傳遞，左側(cè)的主動(dòng)太陽輪與轉(zhuǎn)向盤相連，將轉(zhuǎn)向盤上輸入的轉(zhuǎn)向角經(jīng)由行星架傳遞給右側(cè)的行星齒輪副，而右側(cè)的行星齒輪具有兩個(gè)轉(zhuǎn)向舒服自由度，一個(gè)是行星架傳遞的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，另一個(gè)是由伺服電機(jī)疊加轉(zhuǎn)角輸入。右側(cè)的太陽輪作為輸出軸，其輸出的轉(zhuǎn)向角度是由轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)向角度與伺服電動(dòng)驅(qū)動(dòng)的行星架轉(zhuǎn)動(dòng)方向與轉(zhuǎn)向盤相同，增加了后者的實(shí)際轉(zhuǎn)向角度，高速時(shí)，伺服電動(dòng)機(jī)電機(jī)驅(qū)動(dòng)的行星架與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)向相反，疊加后減少了實(shí)際的轉(zhuǎn)向角度，轉(zhuǎn)向過程變得更為間接，提高了汽車的穩(wěn)定性和安全性。轉(zhuǎn)動(dòng)車輪所用的力量，并不是由電動(dòng)機(jī)決定，而是由獨(dú)立的轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)與傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向裝置一同決定的。主動(dòng)式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的其他組成部件還包括判定當(dāng)前駕駛條件和駕駛者指令的獨(dú)立控制單元和多個(gè)傳感器。 主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的整體結(jié)構(gòu)如圖1-1所示： 圖1-1 主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 表1-1 主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)基礎(chǔ)參數(shù)表 參數(shù)名稱 具體參數(shù)值 傳動(dòng)比 靜止?fàn)顟B(tài)10:1；高速狀態(tài)20:1 輪胎型號(hào) 245/45 R17W 軸距 2890㎜ 風(fēng)阻系數(shù) 0.28 整車裝備質(zhì)量 1673㎏ 承載質(zhì)量 382㎏ 前后配重 49.7%，50.3% 最高時(shí)速 250㎞/h 轉(zhuǎn)向盤回轉(zhuǎn)總?cè)?shù) 3.5圈 最小轉(zhuǎn)彎直徑 11.5m 轉(zhuǎn)向盤直徑 379㎜ 1.3本章小結(jié) 本章是對(duì)傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向器及主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的綜述，了解主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展現(xiàn)狀和特點(diǎn)并確定參考數(shù)據(jù)。為后面的設(shè)計(jì)奠定基礎(chǔ)。 第2章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 2.1轉(zhuǎn)向盤的直徑 轉(zhuǎn)向盤的直徑根據(jù)車型的大小可在380～550㎜的標(biāo)準(zhǔn)系列內(nèi)選取。 取=379mm。 2.2轉(zhuǎn)向盤回轉(zhuǎn)的總?cè)?shù) 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)的總?cè)?shù)與轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比以及所要求的轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角有關(guān)，對(duì)貨車和轎車的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)總?cè)?shù)有不同的要求。不裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向的重型汽車的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)的總?cè)?shù)一般不宜超過7圈，而對(duì)于轎車不應(yīng)超過3.6圈[2]。 取3.5圈。 2.3轉(zhuǎn)向系的效率 轉(zhuǎn)向系的效率由轉(zhuǎn)向器的效率和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的效率決定，即 （2-1） 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤上的功率； ——轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率； ——作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。 對(duì)于蝸桿類和螺桿類轉(zhuǎn)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(jì)算： （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（查得淬火鋼對(duì)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(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 為了使轉(zhuǎn)向系操縱輕便，轉(zhuǎn)向時(shí)加在轉(zhuǎn)向盤上的切向力，對(duì)轎車不應(yīng)大于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； 可用下列公式來計(jì)算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩 =481680 N·mm 式中： ——輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，一般取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 =(1673+382) ㎏=2055㎏； ——汽車的轉(zhuǎn)向軸載荷分配系數(shù)，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向搖臂長； ——為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長，現(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)角傳動(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，=379 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 靜止?fàn)顟B(tài)下，主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器不工作，此時(shí)工作狀況相當(dāng)于傳統(tǒng)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向盤與齒輪剛性連接。 則齒輪轉(zhuǎn)矩 =·=30.8 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； 對(duì)于定傳動(dòng)比的轉(zhuǎn)向器，其角轉(zhuǎn)動(dòng)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(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比 乘用車的轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比在17～25的范圍內(nèi)選取，一般傳統(tǒng)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比為18，取=18。 2.5 本章小結(jié) 本章主要根據(jù)以選擇的數(shù)據(jù)，確定基本的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)參數(shù)，其中包括轉(zhuǎn)向盤的直徑 轉(zhuǎn)向盤回轉(zhuǎn)的總?cè)?shù) 轉(zhuǎn)向系的效率，轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比。  第3章 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1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(dòng)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(biāo)準(zhǔn)值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(zhì)量采用鋁合金壓鑄。 齒輪精度初選8級(jí)。 法向齒頂高系數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值1。 法向頂隙系數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值0.25。 3.2齒輪齒條設(shè)計(jì)及校核 轉(zhuǎn)向器內(nèi)齒輪工作視為閉式傳動(dòng)失效形式主要為輪齒的折斷，因此按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)，按接觸強(qiáng)度校核。 1、選取齒輪材料及熱處理 對(duì)于汽車齒輪采用硬齒面設(shè)計(jì)，表面硬度均應(yīng)≥56HRC，主動(dòng)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(zhuǎn)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(nèi)，初取=1.7。 4、選取齒寬系數(shù)及 齒輪相對(duì)軸承非對(duì)稱布置，取=0.6。 由式 = （3-1） 得對(duì)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(yīng)力修正系數(shù) 取=8 ，待定。 由 = （3-3） 得當(dāng)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(dòng)，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(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） 齒輪失效概率≤1/100采用一般可靠度設(shè)計(jì)，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/年），單班（8h）；應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60nγ；γ為每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；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 （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(dòng)載系數(shù) 齒輪圓周速度 ν==0.05 m/s 齒輪精度取為9級(jí)。 =1.03 （2）齒向載荷分布系數(shù) （9級(jí)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(jì)算； 12、驗(yàn)算齒根疲勞強(qiáng)度 用準(zhǔn)確值代入式 ≥2.48 mm 仍取=2.5 ㎜，齒根疲勞強(qiáng)度足夠。 =2.5 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＜[]（取兩齒材料較弱者進(jìn)行比較），故接觸強(qiáng)度足夠。 對(duì)于方向盤從中間位置到向左或向右轉(zhuǎn)向輪極限位置回轉(zhuǎn)總?cè)?shù)為1.75圈。 故對(duì)于齒條行程 =1.75×2×π （3-7） = （3-8） 對(duì)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(jié) 為了配合主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的機(jī)械部分，本章通過對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)常規(guī)數(shù)據(jù)的選擇，設(shè)計(jì)齒輪齒條機(jī)，并對(duì)相關(guān)的零件進(jìn)行了強(qiáng)度校核。保證使用強(qiáng)度。  第4章 主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器幾何結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 控制器由一個(gè)行星齒輪組組成，簡圖如圖4-1所示： 圖4-1 控制器簡圖 對(duì)于左邊的主動(dòng)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；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 其中包括電機(jī)方向的輸入和方向盤方向的輸入及太陽輪的輸出。 通過計(jì)算，最終從太陽輪輸出的轉(zhuǎn)速為和的疊加。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)，=，即電機(jī)未工作時(shí)，輸出即為方向盤的輸入； 當(dāng)=0時(shí)，=，此時(shí)，轉(zhuǎn)向角度由電機(jī)控制。 對(duì)行星齒輪組進(jìn)行設(shè)計(jì)，左右為對(duì)稱結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)一組即可，選擇對(duì)左邊行星輪系進(jìn)行設(shè)計(jì)。 4.2主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 參考普通圓柱齒輪設(shè)計(jì)方案，轉(zhuǎn)向控制器采用閉式硬齒面設(shè)計(jì)方案，失效形式主要為輪齒的折斷，因此按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)，接觸強(qiáng)度校核。 齒輪采用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，初設(shè)螺旋角=10°，在8°～15°范圍內(nèi)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(dòng)太陽輪齒數(shù)＞=17。 初取主動(dòng)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(zhuǎn)矩 根據(jù)行星齒輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，行星輪齒數(shù)小于太陽輪時(shí)即<則， 計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （4-1） 式中：——為輸入軸轉(zhuǎn)矩； ——為行星輪數(shù)目； ——為齒數(shù)比； 且 == （4-2） 式中為內(nèi)傳動(dòng)比，=（ b為大齒圈）。 對(duì)于主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器，為使其結(jié)構(gòu)尺寸不至于過大，且加工方便簡單，初設(shè)主動(dòng)太陽輪齒數(shù)=14；行星輪齒數(shù)=10。 對(duì)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(zhuǎn)矩，即為方向盤轉(zhuǎn)矩 =30.8 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 齒輪相對(duì)軸承非對(duì)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(shè)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(yīng)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(yīng)力[] 得 =460 MPa×0.7=322MPa =420 MPa×0.7=294MPa （由于齒輪雙向運(yùn)轉(zhuǎn)，故乘以系數(shù)0.7） 由式 []= （4-5） 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——為每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)； ——為轉(zhuǎn)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(gè)工作日）單班制（8h）， 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) ==0.008885 （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(jì)算） 由 （4-7） 得 =7.6 mm，取=8 mm。 一般 =+5～10 mm ，=； 則 =13 mm 對(duì)于變位齒輪 =0.18 ，=0.41 由式 （4-8） 查表=25°40′ 其行星齒輪的實(shí)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(dòng)載系數(shù) 齒輪圓周速度 ν==0.067 m/s 齒輪精度取為9級(jí)。 查表 =1.03 （3）齒向載荷分布系數(shù) 硬齒面，非對(duì)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(jí)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(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=2.5 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 []= （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(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度 按式 = （4-11） ==1360MPa≤[] 由于＜[]（取兩齒材料較弱者進(jìn)行比較），故接觸強(qiáng)度足夠。 4．3主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪可行性設(shè)計(jì) 主動(dòng)轉(zhuǎn)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(gè)基本構(gòu)件得回轉(zhuǎn)軸必須在同一軸線上，對(duì)于所研究的行星輪系1和2的中心距應(yīng)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(duì)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(jié)構(gòu)還必須滿足裝配條件，現(xiàn)假設(shè)為均勻分布的行星輪數(shù)，則相鄰的兩個(gè)行星齒輪和所夾的中心角為，現(xiàn)將第一個(gè)行星齒輪在位置Ⅰ裝入，當(dāng)裝好后，太陽輪1與3的輪齒之間的相對(duì)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(gè)行星齒輪，設(shè)輪3固定，系桿沿逆時(shí)針方向轉(zhuǎn)過=達(dá)到位置Ⅱ，計(jì)算這時(shí)太陽輪1轉(zhuǎn)過角度。 由于 ==1+ （4-15） 則 = （4-16） 要求角所對(duì)弧是其齒距的整數(shù)倍，即要求太陽輪1正好轉(zhuǎn)過整數(shù)個(gè)齒，設(shè)對(duì)應(yīng)于個(gè)齒，因每個(gè)齒距所對(duì)的的中心角為，所以 = （4-17） （4-18） =12 裝入第二個(gè)行星齒輪后，將系桿轉(zhuǎn)過，太陽輪1會(huì)相應(yīng)地轉(zhuǎn)過故可 裝入第三個(gè)行星輪。依次類推直至裝入第個(gè)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(dāng)，還會(huì)造成相鄰兩行星輪齒廓發(fā)生干涉而無法裝入，應(yīng)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(duì)于變位齒輪傳動(dòng)有 2>2 （4-19） 即 > （4-20） 式中： ==4； 變位齒輪中心距變動(dòng)系數(shù) （4-21） 則 =0.51 齒高變動(dòng)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(dòng)齒輪與行星齒輪嚙合惡劣，當(dāng)采用同種材料，同樣的熱處理方法時(shí)，主動(dòng)齒輪與行星齒輪嚙合滿足設(shè)計(jì)要求時(shí)，其肯定也同樣符合要求，故此處略去其校核步驟。 4.4主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器蝸輪蝸桿設(shè)計(jì)計(jì)算 4.4.1蝸輪蝸桿傳動(dòng)比的確定 為保證蝸輪蝸桿有合適的傳動(dòng)比，從而匹配驅(qū)動(dòng)電機(jī)，需估算轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度。 假設(shè)方向盤轉(zhuǎn)速為零時(shí)，此時(shí)轉(zhuǎn)向角度由驅(qū)動(dòng)電機(jī)控制，若在此時(shí)主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器滿足可變化傳動(dòng)比的變化范圍要求，由前面章節(jié)所述，方向盤轉(zhuǎn)速為零時(shí)，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 = （4-25） 設(shè)蝸輪轉(zhuǎn)速為，則應(yīng)有 （4-26） 故 = （4-27） 在理想狀況下，最小轉(zhuǎn)彎半徑與轉(zhuǎn)向輪外輪最大偏轉(zhuǎn)角度的關(guān)系為： = （4-28） 在車輪為絕對(duì)剛體的假設(shè)條件下，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： （4-29） 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=2890 mm ；輪距（前）=1560 mm ；最小轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速取為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。 則可粗略認(rèn)為轉(zhuǎn)向輪最大偏轉(zhuǎn)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(°/s) 則蝸輪轉(zhuǎn)速 （4-30） 已知機(jī)構(gòu)中； 故 r/min=28.39 r/min 取電機(jī)最大轉(zhuǎn)速位250 r/min，一般工況下，電機(jī)轉(zhuǎn)速為200 r/min。 當(dāng)=200 r/min時(shí) 由式 = （4-31） 知 ==16 取蝸輪蝸桿傳動(dòng)比為 =18 4.4.2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(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=30.8 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==30.8 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；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(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 (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 選取：=2 mm；=22.4 mm；=11.2。 7、計(jì)算圓周速度與滑動(dòng)速度 = （4-35） m/s =0.04 m/s 蝸桿分度圓導(dǎo)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(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 （4-38） =47.2 mm 分度圓直徑， =22.4 mm；==0.47與初設(shè)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(qiáng)度驗(yàn)算 由式 ≤ （4-39） 蝸輪當(dāng)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(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 （4-41） 控制器通風(fēng)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(qiáng)冷卻。 考慮到主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器為間歇工作，工作條件不如計(jì)算時(shí)惡劣，通風(fēng)散熱良好，因此可考慮將熱平衡計(jì)算略去不計(jì)。 4.5本章小結(jié) 本章根據(jù)前面各章所得數(shù)據(jù)及校核情況，設(shè)計(jì)整個(gè)主動(dòng)轉(zhuǎn)向器的機(jī)械部分，其中包括主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器幾何結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪設(shè)計(jì)，主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪可行性設(shè)計(jì)及主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器蝸輪蝸桿設(shè)計(jì)。并進(jìn)行強(qiáng)度校核。 結(jié) 論 本設(shè)計(jì)是依據(jù)駕駛條件，調(diào)節(jié)車輛轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比，從而增加或減小前輪的轉(zhuǎn)向角度。在低速時(shí)，電動(dòng)機(jī)的作用與駕駛者轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤的方向一致，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比增大，可以減少駕駛者對(duì)轉(zhuǎn)向力的需求。在高速時(shí)，電動(dòng)機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)方向與駕駛者轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤方向相反，這減少了前輪的轉(zhuǎn)向角度，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比減小，轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性提高。傳動(dòng)比低速時(shí)10：1，高速時(shí)為20：1，結(jié)合傳統(tǒng)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，兩者組合即為具有主動(dòng)轉(zhuǎn)向功能的主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。 主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能夠確保最佳的駕乘舒適性，在車輛靜止?fàn)顟B(tài)下，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(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]. 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