毕业设计（论文）-汽车前轮主动转向执行机构的设计（全套图纸三维）

毕 业 设 计（论 文）设计（论文）题目：轿车前轮主动转向执行机构的设计 学 院 名 称： 机械工程学院 专 业： 车辆工程 班 级： 车辆121班 姓 名： * 学 号： * 指 导 教 师： * 职 称： * 定稿日期 ： 2016 年 1 月 20 日诚 信 承 诺我谨在此承诺：本人所写的毕业论文轿车前轮主动转向执行机构的设计均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。 承诺人（签名）： 年 月 日中文摘要 摘 要轿车前轮主动转向系统可以在任何速度下都能确保为车辆提供较为理想的操控效果，主动转向装置不仅能满足车辆在低速状态下大转角的需求，而且可以在轿车高速行驶状态下得到较高的安全性能，提高了司机在驾驶汽车时候的灵活性安全性，而且相比于传统的轿车机械转向器，主动转向系统有着更加可靠、安全，故障率更低的完美优势。全套图纸加153893706本文以现有常规的主动转向系统装置为参考设计基础，借鉴现今优秀的主动转向系统的原理和市场在售汽车的相关数据，重新对齿轮齿条式转向器以及相匹配的主动转向系统机械部分进行详细的设计，并对设计中重要部件进行强度的校核。设计的主要内容包括：轿车转向系统主参数的确定，齿轮齿条转向器的设计，双行星排主动转向控制器的设计。其中主动转向器的设计是设计中的难点，它是采用两列行星齿轮机构来实现叠加的主动转向控制，最后分别运用Auto CAD和PRO/E软件进行二维工程图纸和三维实体的绘制。 关键词：主动转向控制；前轮；齿轮齿条；行星齿轮英文摘要 ABSTRACTActive 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 lowerThis 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 & 3DdrawingsKey Words：active steering; front wheel; Rack and pinion; planetary gearII目 录 目 录1 绪 论11.1转向系统综述21.2转向系统的功能21.3主动转向系统特点31.4主动转向研究现状41.4.1 国外研究现状41.4.2 国内研究现状51.5本章小结52 转向系统主要参数的确定62.1转向盘的直径62.2转向盘回转的总圈数62.3转向系的效率62.4转向系的传动比72.4.1转向时加在转向盘上的力72.4.2小齿轮最大转矩82.4.3转向系的角传动比82.4.4转向器的角传动比92.5 本章小结93 主动转向执行机构的设计103.1齿轮齿条式转向器的设计计算103.1.1齿轮齿条结构的几何设计103.1.2齿轮齿条设计及校核113.2主动转向控制器几何结构设计163.3主动转向控制器行星齿轮设计计算183.4主动转向控制器行星齿轮可行性设计243.5主动转向控制器蜗轮蜗杆设计计算283.5.1蜗轮蜗杆传动比的确定283.5.2蜗轮蜗杆的设计计算304 主动转向执行机构三维模型绘制354.1执行机构三维建模354.2本章小节36结 论37致 谢38参考文献39附 录41501 绪 论1 绪 论从18世纪60年代，法国人N.J在纽芬兰制成了世界上第一辆蒸汽机驱动的三辆汽车到现在，从整个汽车转向系统的发展历史我们可以看到，汽车的主动转向技术已渐渐成为今后车辆转向技术发展的主要趋势1。最早的汽车上使用的转向系统为机械式转向，到后来发展到现在常用在实车上的液压方式的助力转向方式、以及基于电动电机传动理论的助力转向形式，另外还包含未在实车上进行应用的线控转向方式。基于以上几种助力转向方式，逐渐发展起来一种主动转向系统。主动前轮转向技术是通过对汽车前轮转向角的调节，改变前轮转向的作用力和力矩分布，从而提高车辆的操纵稳定性，这样，特别是在特殊的粘合系数道路行驶和在强侧风或路面不平时，车辆不需要制动系统以及车辆驱动系统参与，仅通过主动前轮转向执行装置的介入就能较好的改善车辆的操控性和稳定性，另外主动转向控制系统还可针对具体的情况，对驾驶员的转向误操作进行适当的修正2,3。轿车主动转向系统继续沿用了传统转向系统中的基础的机械构件，包括方向盘、转向中间轴、齿轮和齿条啮合的转向机构以等相关的机构。独创的方面在于在传统的方向盘之后的结构中，增加了一种新的转向控制器，即轿车的主动转向执行机构，该机械结构包含着一套双排行星齿轮构件结构。由于存在伺服控制电机的存在，该机构能更加方便地与其他类型的控制系统进行集成控制，为后来的汽车在转弯方面的集成系统理论原理控制奠定了良好的基础4。1.1转向系统综述下面介绍三种基础的机械转向器形式。1、蜗杆转向器曲柄销的转向装置是由一个蜗杆传动的。该蜗杆具有梯形形式的螺纹，并在曲柄上设置一个手指销，曲柄和转向摇臂轴被零件所连接成到一个整体中。转向时，转向轮通过锥形螺旋蜗杆嵌在周围的电弧运动的转向臂轴侧的旋转手指侧槽。这种转向装置通常用在一个需要较大转向动力来实现转向的卡车上面。 2、循环球式转向器这种转向装置是通过增加一组齿轮机构，实现转向盘的减速，然后将使转向盘的圆周运动转变变为蜗轮蜗杆的不同方向的旋转运动，再通过其他一些较为复杂的机械方式进行转换运动形式，最后转换成为直线运动，最后由执行的横拉杆进行最终的转向控制。这种机构比较古老，目前大部分的现有的轿车已经不再继续的使用。目前较新的机构是闭式丝杠形式，因此这种机构才被命名为滚珠循环球式。3、齿轮齿条式转向器它是最普通的转向装置之一。基本结构是一对小齿轮和一个机架所组成的，这是与彼此啮合。当我们将欲转向轴所连接的小齿轮进行旋转运动的时候，与他相啮合的另一根齿条便转化为直线的运动。齿条连接转向设置的横拉转向杆，进而带动汽车的前方转向轮进行转向运动。所以，这是一种最简单的转向器 14,18。 1.2转向系统的功能轿车转向系统是将驾驶员的转向操作转化为对转向轮的控制上，其功能是将转向盘所接受到的的旋转运动转变为转向拉杆的水平运动，实现轿车的转向轮的转向。1.3主动转向系统特点自从第一台的汽车的发明到现在，转向盘的驱动装置通常是固定连接在一起的的，转向盘和前轮之间的转向角度的比例总是一成不变的。如果汽车转向方式采用于直接转向方式，驾驶者在低速状态下通过比较急的弯道时就需要旋转方向盘很大的大角度来保证转弯的正确性，但在汽车高速行驶的过程中，转向盘的微妙的动作就会和明显的影响到驾驶的稳定性；因此，传统的转向系统必须权衡安全性和舒适性21,22,23。本文设计的一种包含有双行星齿轮机构的主动转向系统，主要包括一左一右两侧的行星齿轮、还有一个公共动力传动的行星齿轮、用于输入转向动力的转向轮左侧的驱动太阳齿轮，转向盘上的转向盘输入是通过行星齿轮传动的行星齿轮副右侧，而右侧的行星齿轮具有2个转向舒适度的自由度，一个是转向轮角度的行星传动机构，另一个是由伺服电机叠加转角输入。汽车以高速状态行驶在路上时，由伺服电机驱动的大齿圈的转动方向与转向盘所转动方向恰好相反，器转向与转向盘运动相互叠加后减少了了实际的转向角度，汽车的转向执行过程会变得更加间接和沉稳，大大的提高了汽车在高速状态行使下的行驶稳定性能和安全性能。系统结构简图如图1-1所示：图1-1 主动转向系统1-齿轮齿条机构 2-联轴器 3-伺服控制电机 4-主动转向执行机构表1-1转向系统初始参数表参数名称具体参数值传动比低速状态10:1；高速状态20:1轮胎型号245/45 R17W轴距2700风阻系数0.28整车装备质量1500承载质量350前后配重49.7%，50.3%最高时速240/h转向盘极限位置转动总圈数3.5最小转弯直径11m转向盘直径3801.4主动转向研究现状1.4.1 国外研究现状自主动转向的概念提出以来，这么多年以来，国外的一些机构和学者对主动转向系统及其控制做了许许多多的研究，并且很多学者都取得了丰硕的成果。Yoshiki Kawaguchi设计了一种新型的转向系统方式，它是基于无源自适应非线性控制器，提高了对汽车转向轮的非线性影响。Fukao.T.等同时考虑了汽车轮胎滑移率、侧偏角与轮胎侧偏力之间的相互关系以及各种不同的路面附着系数的可知性，并基于参考模型，开发了一种非线性自适应控制的主动转向系统，并证明了其有效性。BingZheng 等人基于横摆角速度反馈控制，探索转向车辆的侧向力和横摆力矩的关系，建立理想的横摆角速度和偏航力矩，证明该控制改善了车辆的转向稳定性，但并没有考虑车辆行驶状态。Mokhiamar 等人通过对二自由度车辆模型进行分析研究，同时考虑了R接横摆力矩和侧向力，在此基础上并进行了联合控制。结果验证了该控制对车辆操纵稳定性的影响。1.4.2 国内研究现状相对于国外学者所开展的研究，国内的机构在对该系统及其转向控制理论的研究也逐渐蓬勃开展。同济大学余卓平教授，对系统的结构和工作原理都进行了大量的研究，分析了系统的角速度相互关系，功能，并对系统的其它功能进行了分析，验证了系统对车辆操纵稳定性的影响。高晓杰在其论文中明确的提出了AFS与DYC的联合控制的策略，这些都是基于滑模结构相关的控制理论进行的进一步研究的。在对双控制模型的性能进行深入分析的基础上，提出了协调控制理论，并在一些典型的道路条件下进行了相应的实验结果，最后验证了所提出的控制策略的有效性是优越的。合肥工业大学王启东研究系统和主动前轮转向系统威胁可调控制器，其威胁控制能充分发挥系统的作用，以及最小系统干扰。1.5本章小结本章是简单的综述了如今传统转向器及新兴的主动转向系统的特点及现今国内外的主要研究趋势，并且对主动转向系统的国内外现状进行叙述，并详细确定了本次设计的参考性数据，为本文接下来几个部分的设计打好基础。2 转向系统主要参数的确定2 转向系统主要参数的确定2.1转向盘的直径根据车辆型号的可以选择380至550毫米的直径。取 =380mm。2.2转向盘极限位置转动总圈数转向盘的圈数在与转向角的工作时，还与所需的转向盘转角有关。对于重型卡车和汽车，由于转向灯的数量不同，方向盘和相应的线圈总数有不同的要求。重型载货汽车少于6圈，对于小型车少于3.6圈 2。取3.5圈。2.3转向系的效率， 即 （2-1） 和逆效率。正效率 （2-2）逆效率 （2-3）式中：转向盘上被作用的功率； 转向器中的摩擦功率； 作用在转向摇臂轴上的功率。对于蜗杆和螺旋式转向机构，轴承所造成的摩擦损失可以不计，： （2-4） （2-5）式中：蜗杆或螺杆的导程角，12；摩擦角，；摩擦系数，取=0.04；则： =arctan0.04=83.452.4转向系的传动比2.4.1转向时加在转向盘上的力 150200N。作用于方向盘上的手力 = （2-6）式中： 转向阻力矩；主销偏移矩；：=415442.46 Nmm式中： ，取0.7； 转向阻力矩，Nmm； 转向轴负荷，N，；汽车的满载质量 =(1500+580) =1900；取值49.7。19009.849.7=9254.14N轮胎气压，MPa；取2.5bar，即0.25MPa。则： =152.4N式中： 为转向摇臂长；转向节臂得长度，转向传动比 ；比值大约在0.851.10之间，近似认为1； 为转向盘直径，=380 mm；为转向器角传动比, =18；为转向器正效率, =83.45%；2.4.2小齿轮最大转矩在车辆低速或停止状态下，控制器不工作，此时同于机械式齿轮齿条机构转向器模式，转向盘与转向齿轮是由刚性结构相连接。则齿轮转矩 =28.96 Nm2.4.3转向系的角传动比转向系的角传动比 （2-7）式中：转向轴的转角增量，rad；齿条位移增量，mm；，旋转角度为： （2-8）式中：齿轮分度圆的半径，； 齿轮分度圆的直径； （2-9）2.4.4转向器的角传动比，取=18。2.5 本章小结本章主要内容是，确定了基本的转向系统参数，对后面齿轮齿条，行星传动以及蜗轮蜗杆传动设计提供参数支撑。 3 主动转向执行机构的设计3 主动转向执行机构的设计3.1齿轮齿条转向器的设计3.1.1齿轮齿条结构的几何设计主动小齿轮采用斜齿面圆柱齿轮， 在23mm之间取值，取 =3mm(GB/T13571987)。取=10。 =17，若主动齿轮 变位系数 =；=1，则 =0.412。取=12。压力角20。转向盘最大转角 1.75360=315齿条齿数待定。主动小齿轮选用20CrMnTi，调质，硬度58HRC 。齿条选用45#钢，调质。壳体采用铝合金铸造。齿轮精度初选8级。法向齿顶高系数1。齿轮法向顶隙系数0.25。3.1.2齿轮齿条设计及校核转向器按齿轮设计，按接触强度校核。1、选取齿轮材料及热处理 56HRC，主动小齿轮取60HRC， ，淬火。2、齿轮最大转矩 =28.96 Nm3、初取载荷系数斜齿轮硬齿面，=1.61.8，初取=1.7。4、选取齿宽系数及取=0.6。由式 = （3-1）得对于齿条Z，则0。5、 及螺旋角系数初取螺旋角 =12，=1.8。由式 =0.25+ （3-2）得 =0.67=0.91初取 =0.91 =0.676、齿数，,齿形系数及应力修正系数取=10 ，待定。由 = （3-3）得当量齿数 =10.7由于齿轮不发生根切的最小齿数=17，采用变位，取变位系数 =0.412。=2.45，=2.063=1.65，=1.977、确定许用弯曲疲劳应力得 =450 MPa0.7=315MPa=430 MPa0.7=301MPa（双向运转，数值0.7）由式 = （3-4）设计时要求齿轮失效的概率小于百分之一，因此选取取=1.25；为应力修正系数，取=2.0假定齿轮工作寿命为5年（300天/year），单班（8小时）；应力循环次数=60n； n为转速；为齿轮工作寿命则=1；n取大致为 1.75/2 r/s=0.875 r/s。则 =6052.51120003.87取 =0.97于是 = =489 MPa = =467 MPa8、按齿根弯曲疲劳应力 =0.008267=0.0087039、确定齿轮模数由式 （3-5）代入上面两式(1)(2)两者最大值 2.76 mm取 =3 mm10、确定主要参数分度圆直径 =30.67 mm齿宽 =0.630.67 mm =18.4 mm取 =24 ，=+510 mm，=30 mm使用系数，取=1.1。11、定载荷系数（1）动载系数齿轮圆周速度 =0.05 m/s齿轮精度取为9级。 =1.03（2）齿向载荷分布系数（9级精度，淬火钢）：由式 =1.45+0.325=1.78端面重合度 =1.88-3.2(+) , =1.48cos12 =1.45纵向重合度 =tan=tan12=0.325从而 =1.42，=1.08则 =1.11.031.08 1.42=1.74得 需重新计算；12、验算齿根疲劳强度用准确值代入式 2.88 mm仍取=3 ，齿根疲劳强度足够。 =3 mm 13、验算齿面接触疲劳强度弹性系数，查得=189.8。节点区域系数，查得=2.4。由式 = （3-6）得 =0.89螺旋角系数 =0.99许用接触疲劳应力= （3-7）式中：接触疲劳寿命系数，查得=0.98；安全系数，失效概率1/100，取=1；得 =1560 MPa，=1540 MPa； =1529 MPa，=1509 MPa；14、验算齿面接触强度 =，则1；故 =189.82.450.890.99=1492 Mpa1509 MPa由于，故接触强度足够。 。故对于齿条行程= （3-8）= （3-9）对于齿条，理论上；（=，=） （3-10）1.752则 3.5 因此，=36。齿条长 （3-11）即 =340 mm 3.2主动转向控制器几何结构设计控制器由两组行星齿轮系统组成，如图3-1所示：图3-1 控制器简图 ；外齿与电机带动的蜗杆2组成涡轮蜗杆传动。该系统中活动构件为=6；高副数目为=5；低副数目为=5，则系统机构的自由度为 =3-2-=36-25-5=3设转速方向向左： =式中，方向向左时取“”，反之则取“+”。 其中，；。当=0时，=；当=0时，=，此时，转向角度由电机控制。由于行星轮执行机构左右为完全对称，故只需要设计一组即可。 3.3主动转向控制器行星齿轮设计计算齿轮采用斜齿圆柱齿轮， =10，初取模数=2 mm。齿数=17。初取主动太阳齿数=18；行星轮齿数=14。1、选取齿轮材料及热处理方法 20，渗碳淬火。2、齿面硬度太阳轮 6063HRC 行星轮 5863HRC3、太阳轮转矩计算转矩 （3-12）式中：为输入轴转矩；为行星轮数目；为齿数比；且 = （3-13）式中为内传动比，=（ b为大齿圈）。初设太阳轮的齿数=17；行星轮齿数=14。对于太阳轮分度圆直径 =36.5 mm 行星轮 =28.4mm则大齿圈分度圆直径 =+2=28.4+220.3=91.3 mm于是齿数 =45从而得出 =1.05取行星轮数目 =4则 =4.53 NM为输入轴转矩， =28.96 NM4、初取载荷系数 =1.61.8范围内，取=1.75、选取齿宽系数及取=0.5。 由式 = （3-14）得 =0.46、初取重合度系数及螺旋角系数初设螺旋角 =10，=1.8由式 =0.25+ （3-15） 得 =0.67 得 =0.937、齿形修正系数及应力修正系数由 =Z/得 =19；=15由于=17，故，变位， =2.67，=2.95=1.58，=1.648、确定许用弯曲疲劳应力得 =460 MPa0.7=322MPa =420 MPa0.7=294MPa由式 = （3-16）式中：为应力修正系数，=2.0；为弯曲疲劳应力寿命系数；接触应力变化总次数 =60n式中： ；为转速，取大致为1r/s；为齿轮工作寿命； ，则 =60n=6060312000=1.296 =6012212000=1.728可由 计算得 弯曲疲劳寿命系数，取=0.95 ，=0.98。最小安全系数，失效概率低于1/100，=1.25；可得 =489 MPa，=446 MPa9、按齿根弯曲疲劳极限应力确定模数= =0.009531 （1） =0.009818 （2）由式 （3-17） 得 1.60 mm 取=1.5 mm。10、确定主要参数 32.5 mm 取整数 =32 mm（便于计算）由 （3-18）得 =12.8 mm，取=12 mm。一般 =+510 mm ，=；则 =18 mm对于变位齿轮 =0 ，=0.41由式 （3-19） 查表=2140其行星齿轮的实际中心距 ，=32.5mm则 =32.8 取整数=33 mm则 =18401211、定载荷系数 （1）使用系数 查表 =1.1（2）动载系数齿轮圆周速度 =0.071 m/s齿轮精度取为9级。查表 =1.03（3）齿向载荷分布系数硬齿面，非对称布置，取=0.5，=1.06。（4）齿向载荷分布系数齿轮材料为8级精度，淬火钢。由式 = （3-20）端面重合度 =1.88-3.2(+)cos, =1.46cos18.67 =1.39纵向重合度 =tan= tan18.67=0.944得 =1.5于是 =1.11.031.06 1.5=1.8 需重新计算；12、验算齿根疲劳强度用准确值代入式（1）（=0.62，=0.91）得 0.97 mm 仍取=2 mm，齿根疲劳强度足够。13、验算齿面接触疲劳强度 （1）弹性系数，查得，=189.8。（2）节点区域系数，查得，=2.11。（3）重合度系数，因2 （3-29）即 （3-30）式中： =4；变位齿轮中心距变动系数 （3-31）则 =0.68齿高变动系数 （3-32）且，故 0.08齿顶高 （3-33）故 =（1+0.41-0.08）2 =2.66 mm齿顶圆直径 （3-34） =28.4+2.662 =33.72 mm于是 2= =（36.5+33.72）sin45 =49.66mm =33.72 mm即 满足邻接条件10。3.5主动转向控制器蜗轮蜗杆设计计算3.5.1蜗轮蜗杆传动比的确定为了保证蜗杆传动比的正确性，因此，对驱动电机的转向角进行估算，对转向盘的速度进行研究。假定方向盘转速为零，则转向角由驱动电机控制，如果此时主动转向控制器满足变速率的变化范围，所描述的前几章，转向盘的转速为零，即时，驱动电机转速为，太阳轮输出转速为，由式= （3-35）设蜗轮转速为，则应有 （3-36）故 = （3-37）在理想状况下，最小转弯半径与外轮角度的关系为： = （3-38）假设齿轮为不发生变形的刚体，内转向轮偏转角与外转向轮偏转角的关系式为： （3-39）式中：两侧主销轴线与地面相交点之间的距离； 汽车轴距11；车型各项参数值：轴距 L=2700 mm ；轮距（前）=1500 mm ；最小转弯半径 =11/2=5.5 m于是，代入（4-19）式可求得 sin= =0.491 =29.4 则可求得 =40.2考虑到驾驶员的转向盘转速为1r/s;方向盘回转总圈数为3.5圈的情况下，方向盘由中间位置转至左右极限位置时历时1.75s。则可认为角速度为： =(/s)=22.98(/s)主动转向控制器输出角速度即为齿轮齿条转向机输入角速度，则它与转向轮偏转角速度之比即为齿轮齿条转向机传动比，=18，即 ；求得 =413.64(/s) =68.94 r/min则蜗轮转速 （3-40）已知机构中18；46 r/min=26.97 r/min一般工况下，电机转速为480 r/min。当=480 r/min时由式= （3-41）知 =17.79查表，取蜗轮蜗杆传动比为 =19.53.5.2蜗轮蜗杆的设计计算1、选择材料蜗杆选用40表面渗碳，表面硬度（45-55）HRC，蜗轮选用砂型铸造，MPa；=140MPa。2、确定，确定蜗杆头数=2；则由式 = （3-42）得 =19.52=39 =19.226.97 r/min=517 r/min3、确定蜗轮转矩最恶劣工况下，驾驶员需克服地面最大阻力矩施加在方向盘上的最大转矩为=28.96 NM。当方向盘转速为零时，考虑在同样的工况下，则蜗轮的转矩应为=28.96 NM。4、确定载荷系数查取，工作情况系数=1。初设蜗轮圆周速度3m/s，取动载荷系数=1 =1；故 =1；5、确定蜗轮许用接触应力查得蜗轮材料，离心铸造，蜗杆齿面硬度45HRC,得为261MPa；300 MPa，=261MPa。6、接触疲劳应力计算由式 (3-43)取=0.4，查机械设计手册得=2.7。查得弹性系数=155。将各参数代入上式得 =69.22 mm由式 （3-44）得 =0.469.22=28 mm =2.67 mm选取：=3mm；=28 mm；=9.3。7、计算圆周速度与滑动速度 = （3-45）m/s =0.04 m/s蜗杆分度圆导程角 （3-46） =10729由公式 = （3-47）=m/s =0.23 m/s由于3 m/s，故选取=1可用；12 m/s，蜗轮材料选用20CrMnTi。8、传动效率计算=0.23 m/s时，当量摩擦角=337。据式（2-4）啮合效率 则 =0.739、蜗杆传动主要尺寸计算中心距 （3-48） =72.5mm分度圆直径，=28 mm；= =0.38与初设基本相符；=339 mm =117 mm蜗杆顶圆直径；蜗轮喉圆直径 =28+23=33 mm =117+23=123mm10、弯曲疲劳强度验算由式 （3-49）蜗轮当量齿数 （3-50） =37.74选取蜗轮齿形系数=1.81。螺旋角系数 =0.93故 = MPa =18.19 MPa确定许用弯曲应力；蜗轮材料为，双侧工作，离心铸造，取=58 MPa；则 符合强度要求，可用。11、热平衡计算由式 （3-51）取表面传热系数 按下式估算壳体散热面积 =0.089故 KW（6070）主动转向控制器并不是一直都满负荷工作，其真正的工作条件不如设计计算时恶劣，通风散热条件良好，因此本次不再进行热平衡计算。3.6本章小结在本章中，根据前几章的数据和前几章的检验，设计了整个主动转向系统的机械部分，包括控制器系统的几何结构参数的设计，行