CL01-257@轿车前轮主动转向系统机械结构设计
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机械毕业设计车辆工程
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CL01-257@轿车前轮主动转向系统机械结构设计,机械毕业设计车辆工程
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本科学生毕业论文 轿车前轮主动转向系统机械结构设计 院系 名称： 汽车 与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 B07-3 班 学生姓名： 郭天辰 指导教师： 田 芳 职 称： 实验师 nts The Graduation Design for Bachelors 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 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 I 摘 要 轿车前轮主动转向系统可以确保车辆在任何速度下都能提供理想的转向操控，同时加强了轿车在高速行驶状态下的安全性，提高了驾驶员在驾驶汽车时候的灵活性和舒适性 ,而且相比于传统的转向器，主动转向系统更加可靠，故障率更低。 本设计以现有主动转向系统装置为基础，参考先进的主动转向系统的设计原理和 已有汽车的相关数据，重新设计齿轮齿条式转向器及相匹配的主动转向系统机械部分的结构方案，并对相关的部分进行强度校核 。设计的主要内容包括：转向系统主要参数的确定，齿轮齿条转向器的设计，主动转向控制器的设计，其中主动转向是 设计中的难点，采用星星齿轮机构来实现主动转向的控制，最后运用 Auto CAD 软件进行二维图纸的绘制。 关键词 ：转向器； 主动转向 ；前轮；机械设计 ；行星齿轮 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 II 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 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 目 录 摘要 I Abstract II 第 1 章 绪论 1 1.1 转向系统综述 1 1.2 主动转向系统特点 2 1.3 本章小结 3 第 2 章 转向系统主要参数的确定 4 2.1 转向盘的直径 4 2.2 转向盘回转的总圈数 4 2.3 转向系的效率 4 2.4 转向系的传动比 5 2.4.1 转向时加在转向盘上的力 6 2.4.2 小齿轮最大转矩计算 6 2.4.3 转向系的角传动比 6 2.4.4 转向器的角传动比 7 2.5 本章小结 7 第 3 章 齿轮齿条式转向器的设计 8 3.1 齿轮齿条结构参数设计 8 3.2 齿轮齿条设计及校核 8 3.3 本章小结 13 第 4 章 主动转向控制器的设计 14 4.1 主动转向控制器几何结构设计 14 4.2 主动转向控制器行星齿轮设计 15 4.3 主动转向控制器行星齿轮可行性设计 21 4.4 主动 转向控制器蜗轮蜗杆设计 23 4.4.1 蜗轮蜗杆传动比的确定 23 4.4.2 蜗轮蜗杆的设计 25 4.5 本章小结 29 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 结论 30 参考文献 31 致谢 32附录 A 33 附录 B 35 nts 1 第 1 章 绪 论 主动转向系统保留了传统转向系统中的机械构件，包括转向盘、转向柱、齿轮齿条转向机以及转向横拉杆等。其最大特点就是在转向盘和齿轮齿条转向机之间的转向柱上集成了一套双行星齿轮机构，用于向转向轮提供叠加转向角。主动转向系统通过一组双行星齿轮机构实现了独立于驾驶员的转向叠加功能，完美地解决了低速时转向灵活轻便与高速时保持方向稳定性的矛盾，并在此基础上通过转向干预来防止极限工况下车辆转向过多的趋势，进一步提高了车辆的稳定性。同时，该系统能方便地与其他动力学控制系统进行集成控制，为今后汽车底盘一体 化控制奠定了良好的基础。 与常规转向系统的显著差别在于，主动转向系统不仅能够对转向力矩进行调节，而且还可以对转向角度进行调整，使其与当前的车速达到完美匹配。其中的总转角等于驾驶员转向盘转角和伺服电机转角之和。低速时，伺服电机驱动的行星架转动方向与转向盘转动相同，叠加后增加了实际的转向角度，可以减少转向力的需求。高速时，伺服电机驱动的行星架转动方向与转向盘转动相反，叠加后减少了实际的转向角度，转向过程会变得更为间接，提高了汽车的稳定性和安全性 。 1.1 转向系统综述 1、 蜗杆曲柄销式转向器 它是以蜗 杆为主动件，曲柄销为从动件的转向器。蜗杆具有梯形螺纹，手指状的锥形指销用 轴承 支承在曲柄上，曲柄与转向摇臂轴制成一体。转向时，通过转向盘转动蜗杆、嵌于蜗杆螺旋槽中的锥形指销一边自转，一边绕转向摇臂轴做圆弧运动，从而带动曲柄和转向垂臂摆动，再通过转向传动机构使转向轮偏转。这种转向器通常用于转向力较大的载货汽车上。 2、 循环球式转向器 循环球式：这种转向装置是由 齿轮机构 将来自转向盘的旋转力进行减速，使转向盘的旋转运动变为涡轮蜗杆的旋转运动，滚珠螺杆和螺母夹着钢球啮合，因而滚珠螺杆的旋转运动变为直线运动，螺母再与扇形齿轮啮合，直线运动再次变为旋转运动，使连杆臂摇动，连杆臂再使连动拉杆和横拉杆做直线运动，改变车轮的方向。 这是一种古典的机构，现代 轿车 已大多不再使用，但又被最新方式的助力转向装置所应用。它的原理相当于利用了螺母与螺栓在旋转过程中产生的相对移动，而在螺纹与螺纹之间夹入了钢球以减小阻力，所有钢球在一个首尾相连的封闭的螺旋 曲线nts 2 内循环滚动，循环球式故而得名。 3、 齿轮齿条式转向器 它是一种最常见的转向器。其基本结构是一对相互啮合的 小齿轮 和齿条。转向轴带动小齿轮旋转时，齿条便做直线运动。有时，靠齿条来直接带动横拉杆，就可使转向轮转向。所以，这是一种最简单的转向器。它的优点是结构简单，成本低廉，转向灵敏，体积小，可以直接带动横拉杆。在 汽车 上得到广泛应用。 1.2 主动转向系统特点 自从汽车发明以来，驾驶转向的传动装置通常都是固定的，方 向盘与前轮的转向角度比始终一成不变。如果采用直接转向，驾驶者在过急弯时就不需要大幅转动方向盘，但是在高速行驶时，方向盘细微的动作都将会影响到行驶稳定性；反过来说，转向系统越是间接，车辆在高速公路上的行驶稳定性就越高，但是必须牺牲过弯时的操控性。所以，传统的转向系统都必须在安全性与舒适性之间做出权衡。 而 主动转向系统保留了传统转向系统中的机械构件，包括转向盘、转向柱、齿轮齿条转向机以及转向横拉杆等。其最大特点就是在转向盘和齿轮齿条转向机之间的转向柱上集成了一套双行星齿轮机构，用于向转向轮提供叠加转向角。主动转 向系统通过一组双行星齿轮机构实现了独立于驾驶员的转向叠加功能，完美地解决了低速时转向灵活轻便与高速时保持方向稳定性的矛盾，并在此基础上通过转向干预来防止极限工况下车辆转向过多的趋势，进一步提高了车辆的稳定性。同时，该系统能方便地与其他动力学控制系统进行集成控制，为今后汽车底盘一体化控制奠定了良好的基础。 主动转向系统的的双行星齿轮机构包括左右左右两副行星齿轮机构，公用一个行星架进行动力传递，左侧的主动太阳轮与转向盘相连，将转向盘上输入的转向角经由行星架传递给右侧的行星齿轮副，而右侧的行星齿轮具有两个转向舒服 自由度，一个是行星架传递的转向盘转角，另一个是由伺服电机叠加转角输入。右侧的太阳轮作为输出轴，其输出的转向角度是由转向盘转向角度与伺服电动驱动的行星架转动方向与转向盘相同，增加了后者的实际转向角度，高速时，伺服电动机电机驱动的行星架与转向盘转向相反，叠加后减少了实际的转向角度，转向过程变得更为间接，提高了汽车的稳定性和安全性。 转动车轮所用的力量，并不是由电动 机 决定，而是由独立的转向助力系统与传统的转向装置一同决定的。主动式转向系统的其他组成部件还包括判定当前驾驶条件和驾驶者指令的独立控制单元和多个传感器。 主动转向系统的整体结构如图 1-1 所示： nts 3 图 1-1 主动转向系统 表 1-1 主动转向系统设计基础 参数表 参数名称 具体参数值 传动比 静止状态 10:1；高速状态 20:1 轮胎型号 245/45 R17W 轴距 2890 风阻系数 0.28 整车装备质量 1673 承载质量 382 前后配重 49.7%， 50.3% 最高时速 250 /h 转向盘回转总圈数 3.5 圈 最小转弯直径 11.5m 转向盘直径 379 1.3 本章小结 本章是对传统转向器及主动转向系统的综述， 了解主动转向系统的发展现状和特点并确定参考数据。为 后面 的设计奠定基础。 nts 4 第 2 章 转向系统主要参数的确定 2.1 转向盘的直径 转向盘的直径根据车型的大小可在 380 550 的标准系列内选取。 取SWD=379mm。 2.2 转向盘回转的总圈数 转向盘转动的总圈数与转向系的角传动比以及所要求的转向轮最大转角有关，对货车和轿车的转向盘转动总圈数有不同的要求。不装动力转向的重型汽车的转向盘转动的总圈数一般不宜超过 7 圈，而对于轿车不应超过 3.6 圈 2。 取 3.5 圈 。 2.3 转向系的效率 转向系的效率0由转向器的效率 和传动机构的效率 决定，即 0（ 2-1） 转向器的效率有正效率 和逆效率 两种。 正效率 121PPP （ 2-2） 逆效率 323PPP （ 2-3） 式中： 1P 作用在转向盘上的功率； 2P 转向器中的摩擦功率； 3P作用在转向摇臂轴上的功率。 对于蜗杆类和螺杆类转向器，如果只考虑啮合副的摩擦损失，忽略轴承和其他地方的摩擦损失，其效率可以用下面的公式计算： nts 5 0 0tantan（ 2-4） 00tantan （ 2-5） 式中：0蜗杆或螺杆的导程角， 012； 摩擦角， farctan ； f 摩擦系数，取 f =0.04（ 查 得淬火钢对淬火钢的摩擦副摩擦系数f =0.03 0.05， 选取 f =0.04）； 则： =arctan0.04 04.0a r c t a n12t a n 12t a nt a n t a n 0 0 =83.45 2.4 转向系的传动比 2.4.1 转向时加在转向盘上的力 为了使转向系操纵轻便，转向时加在转向盘上的切向力，对轿车不应大于 150 200N。 作用于方向盘上的手力hFhF=wSWRiDL ML212（ 2-6） 式中： rM 转向阻力矩； a 主销偏移矩； 可用下列公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩 rM pGfMr313=481680 Nmm 式中： f 轮胎和路面间的滑动摩擦系数，一般取 0.7； rM 转向阻力矩， Nmm； 1G 转向轴负荷， N， gcmG载1； 载m汽车的满载质量 载m=(1673+382) =2055 ； nts 6 c 汽车的转向轴载荷分配系数，转向轴为前轴，前轴载荷分配系数为 49.7 。 1G 20559.849.7 =10213.35N p 轮胎气压， MPa；取 2.5bar， 即 0.255MPa。 则：hF=wSWRiDL ML212=162.1N 式中： 1L 为转向摇臂长； 2L 为转向节臂长，现代汽车结构中，转向传动机构角传动比 wi12LL；比值大约在 0.85 1.10 之间，近似认为 wi1； SWD为转向盘直径，SWD=379 mm； wi为转向器角传动比 , wi=18； 为转向器正效率 , =83.45%； 2.4.2 小齿轮最大转矩 静止状态下，主动转向控制器不工作，此时工作状况相当于传统齿轮齿条转向器，转向盘与齿轮 刚性连接 。 则齿轮转矩 1T =21 hFwD=30.8 Nm 2.4.3 转向系的角传动比 转向系的角传动比 sdsdi 0（ 2-7） 式中： 转向轴的转角增量， rad； s 齿条位移增量， mm； 对于定传动比的转向器，其角转动比可表示为： rri 1220 （ 2-8） 式中： r 齿轮分度圆的半径，21dr； 1d 齿轮分度圆的直径； nts 7 102122 drri （ 2-9） 2.4.4 转向器的角传动比 乘用车的转向器的角传动比在 17 25 的范围内选取，一般传统齿轮齿条转向器角传动比为 18，取i=18。 2.5 本章小结 本章主要根据以选择的数据，确定基本的转向系统参数，其中包括 转向盘的直径 转向盘回转的总圈数 转向系的效率 ， 转向系的传动比 。 nts 8 第 3 章 齿轮齿条式转向器的设计计算 3.1 齿轮齿条结构的几何设 计 主动小齿轮采用斜齿圆柱小齿轮，采用变位齿轮 。 法向模数nm在 2 3mm 之间取值，取 2mm(GB/T13571987)。 齿数多在 5 8 之间取值，取 1Z =6。 由于避免根切的最小齿数为 minZ =17；主动齿轮 Z minZ 只能采用变位齿轮方案 变位系数 min =minminZ ZZha ； ah=1，则 min =0.529。 齿轮螺旋角多在 9 15之间取值，取 =12。 压力角即法向齿形角取标准值 n20。 转向盘最大转角 211.75360=315。 齿条齿数待定 。 主动小齿轮选用 15irNC6 材料制造 ， 硬度 58HRC 。 齿条选用 45 钢制造，均采用淬火处理 。 壳体为减轻质量采用铝合金压铸 。 齿轮精度初选 8 级 。 法向齿顶高系数取标准值 *anh1。 法向顶隙系数取标准值 *nc0.25。 3.2 齿轮齿条设计及校 核 转向器内齿轮工作视为闭式传动失效形式主要为轮齿的折断，因此按弯曲强度设计，按接触强度校核。 1、 选取齿轮材料及热处理 对于汽车齿轮采用硬齿面设计，表面硬度均应 56HRC，主动小齿轮取 60HRC，淬火处理；齿条采用 45 钢，表面硬度取 58HRC，淬火 。 nts 9 2、 齿轮最大转矩 1T =30.8 N m 3、 初取载荷系数 K 载荷有中等冲击，斜齿轮硬齿面， K =1.6 1.8 范围内 ， 初取 K =1.7。 4、 选取齿宽系数d及a齿轮相对轴承非对称布置，取d=0.6。 由式 a=12 d（ 3-1） 得对于齿条 Z （待定）， 则d 0。 5、 初取重合度系数 Y及螺旋角系数 Y初取螺旋角 =12，a=1.8。 由式 Y =0.25+ 75.0 （ 3-2） 得 Y=0.67 Y =0.91 初取 Y=0.91 Y=0.67 6、 初取齿数 1Z ， 2Z ,齿形系数FaY及应力修正系数SaY取 1Z =8 ， 2Z 待定 。 由 vZ=3cosZ（ 3-3） 得当量齿数 1vZ=8.5 由于避免根切的最小齿数 minZ =17，故采用变位齿轮传动，minmin*min Z ZZh a 取变位系数min=0.529。 nts 10 1FaY=2.45，2FaY=2.063 1SaY=1.65，2SaY=1.97 7、 确定许用弯曲疲 劳应力 F 得 1limF =450 MPa0.7=315MPa 2limF =430 MPa0.7=301MPa （双向运转，数值 0.7） 由式 1F =NF STF YSYmin1lim（ 3-4） 齿轮失效概率 1/100 采用一般可靠度设计，取 minFS =1.25；STY为应力修正系数，取STY=2.0 假定齿轮工作寿命为 5 年（ 300 天 /年），单班（ 8h）；应力循环次数 N =60nhL； 为每转一圈，同一齿面啮合次数； n 为 转速；hL为齿轮工作寿命则 =1； n 取大致为 1.75/2 r/s=0.875 r/s。 则 N =6052.51120003.87 710 取 NY=0.97 于是 1F = 97.025.1 2450 =489 MPa 2F = 97.025.1 2430 =467 MPa 8、 按齿根弯曲疲劳应力 111FSaFaYY=489 65.145.2 =0.008267 （ 1） 2 22F SaFaYY=467 97.1063.2 =0.008703 （ 2） 9、 确定齿轮模数 由式 nm )(c os20003 212FFaSadYYZYK T Y （ 3-5） nts 11 代入上面两式 (1)(2)两者最大值 nm2.43 mm 取 nm=2.5 mm 10、 确定主要参数 分度圆直径 d =cos1Zmn =20.45 mm 齿宽 b =d1d =0.620.45 mm =12.27 mm 取 2b =20 ， 1b =b +5 10 mm， 1b =30 mm 使用系数 AK ，取 AK =1.1。 11、 定载荷系数 K （ 1） 动载系数vK齿轮圆周速度 =6000011nd=0.05 m/s 齿轮精度 取 为 9 级 。 vK=1.03 （ 2） 齿向载荷分布系数K（ 9 级精度，淬火钢 ）： 由式 = a=1.45+0.325=1.78 端面重合度 a=1.88-3.2(11Z +21Z )cos, 2Z =1.48cos12 =1.45 纵向重合度 = 1Zdtan=14.3 86.0 tan12=0.325 从而 K=1.42，K=1.08 则 K = AKvK K K=1.11.031.08 1.42=1.74 得 K K 需重新计算nm； 12、 验算齿根疲劳强度 nts 12 用准确值代入式 nm2.48 mm 仍取nm=2.5 ，齿根疲劳强度足够 。 nm=2.5 mm 13、 验算齿面接触疲劳强度 弹性系数 ，查得 EZ =189.8 MPa 。 节点区域系数， 查得 HZ =2.4。 由式 Z= )1(34 d （ 3-6） 得 Z=0.89 螺旋角系数ZZ= cos =0.99 许用接触疲劳应力 H =NHH ZS minlim （ 3-7） 式中：NZ接触疲劳寿命系数，查得NZ=0.98； HS安全系数，失效概率 1/100， 取 minHS =1； 得 1limH =1560 MPa， 2limH =1540 MPa； 1H =1529 MPa， 2H =1509 MPa； 14、 验算齿面接触强度 H = EZ HZZ Z 12 211 bdKT ， 则 1 1 ； 故 H =189.82.450.890.992345.2020108.308.12 =1492 Mpa H 1509 MPa 由于 H 2H （取两齿材料较弱者进行比较），故接触强度足够。 对于方向盘从中间位置到向左或向右转向轮极限位置回转总圈数为 1.75 圈 。 故对于齿条行程 nts 13 l =1.7521d （ 3-7） 1d = cos1Zmn （ 3-8） 对于齿条，理论上 tp 2Zl ；（t p=cosnp ， np = nm ） （ 3-9） 2Z 1.752 cos1tpd 则 2Z 3.5 1Z 因此 ， min2Z =28。 齿条长 l min2Z tp （ 3-10） 即 l min2Zcosnp =225 mm 3.3 本章小结 为了配合主动转向系统的机械部分，本章通过对转向系统常规数据的选择，设计齿轮齿条机， 并对相关的零件进行了强度校核。保证使用强度。 nts 14 第 4 章 主动转向控制器的设计计算 4.1 主动转向控制器几何结构设计 控制器由一个行 星齿轮组组成， 简图如图 4-1 所示 ： 图 4-1 控制器简图 对于左边的主动太阳轮为 1，行星轮为 a(初设行星齿轮数目为pn=4)；大齿圈 c 固定在转向柱上，系杆 H；右边太阳轮为 3，齿圈 b 内齿与行星轮 a 啮合；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 n =6；高副数目为 HP =5；低副数目为 LP =5，则系统机构的自由度为 F =3n -2 LP - HP =36-25-5=3 其中 包括电机方向 2n 的输入和方向盘方向 1n 的输入及太阳轮3n的输出。 通过计算，最终从太阳轮3n输出的转速3n为 1n 和 2n 的叠加。设转速 2n 方向向左： 3n=1113 32213 22 nZZZZZZnZZZZcbbb 式中， 2n 方向向左时取 “ ”，反之则取 “+”。 nts 15 其中，31 ZZ ；2bc ZZ 。 当 2n =0 时，3n= 1n ，即电机未工作时，输出即为方向盘的输入； 当 1n =0 时，3n=213 22 nZZZZbb，此时，转向角度由电机控制。 对行星齿轮组进行设计，左右为对称结构，设计一组即可，选择对左边行星轮系进行设计。 4.2 主动转向控制器行星齿轮设计计算 参考普通圆柱齿轮设计方案，转向控制器采用闭式硬 齿面设计方案，失效形式主要为轮齿的折断，因此按弯曲强度设计，接触强度校核。 齿轮采用斜齿圆柱齿轮传动，初设螺旋角 =10， 在 8 15范围内选。 初取模数nm=2 mm。 为了尽量不使用变位齿轮，行星轮和主动太阳轮齿数 Z minZ =17。 初取主动太阳齿数 1Z =14；行星轮齿数 2Z =10。 1、 选取齿轮材料及热处理方法 采用硬齿面，大小齿轮均采用合金渗碳钢 20inr TMC，渗碳淬火。 2、 齿面硬度 太阳轮 60 63HRC 行星轮 58 63HRC 3、 太阳轮转矩 1T 根据行星齿轮机构设计，行星轮齿数小于太阳轮时即gZ2ad,从而满足装配条件。 对于变位齿轮传动有 2 )sin()(21 krr 2 )(2 ahr （ 4-19） 即 )sin()( 21 krr ahr 2 （ 4-20） 式中： k =pn=4； 变位齿轮中心距变动系数 )1c osc os(2 21 ZZm aay（ 4-21） nts 23 则 y )67.25co s 20co s(2 1014 =0.51 齿高变动系数 yxxy 21 （ 4-22） 且 18.01 x ， 41.02 x 故 y 0.08 齿顶高 myxhh aa )( *（ 4-23）故 ah=（ 1+0.41-0.08） 1.5 =1.995 mm 齿顶圆直径 aa hdd 2（ 4-24） ad=15.83+1.9952 =19.82 mm 于是 2 )sin()(21 krr = )4180sin()( 21dd =（ 22.17+15.83） sin45 =26.87 mm ad=19.82 mm 即 )sin()(21 kZZ myxhZa )(2 *2满足邻接条件 10。 由于大齿圈工作条件不如主动齿轮与行星齿轮啮合恶劣，当采用同种材料，同样的热处理方法时，主动齿轮与行星齿轮啮合满足设计要求时，其肯定也同样符合要求，故此处略去其校核步骤。 4.4 主动转向控制器蜗轮蜗杆设计计算 4.4.1 蜗轮蜗杆传动比的确定 为保 证蜗轮蜗杆有合适的传动比，从而匹配驱动电机，需估算转向轮偏转角速度。 假设方向盘转速为零时，此时转向角度由驱动 电机控制，若在此时主动转向控制器满足可变化传动比的变化范围要求 ， 由前面章节所述，方向盘转速为零时，即 01 n 时，驱nts 24 动电机转速为 2n ，太阳轮输出转速为3n，由式 3n=231 22 nZZZZbb （ 4-25） 设蜗轮转速为wn，则应有 212 ZZinn bww （ 4-26） 故 3n=wb nZZ32（ 4-27） 在理想状况下，最小转弯半径 minR 与转向轮外轮最大偏转角度的关系为： minR =maxsin L （ 4-28） 在车轮为绝对刚体的假设条件下，内转向轮偏转角 与外转向轮偏转角的关系式为： LB co tco t（ 4-29） 式中： B 两侧主销轴线与地面相交点之间的距离； L 汽车轴距 11； 车型各项参数值： 轴距 L=2890 mm ；轮距（前） =1560 mm ；最小转弯半径 minR =11.5/2=5.75 m 于是，代入（ 4-19）式可求得 sinmax= =0.5026 max=30.01 则max可由（ 4-20）式求得 max=40.2 考虑到驾驶员的操纵能 力将方向盘转速取为 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。 则可粗略认为转向轮最大偏转角速度为 ： 75 . 5 890 . 2 nts 25 out=75.1 2.40(/s)=22.98(/s) 主动转向控制器输出角速度3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out之比即为齿轮齿条转向机传动比，oi=18， 即 183 oouti ； 求得 3=413.64(/s) 3n=68.94(/s) 则蜗轮转速 323 nZZnbw （ 4-30） 已知机构中 1413 ZZ； 342 cb ZZ故 94.6834143 nr/min=28.39 r/min 取电机最大转速位 250 r/min，一般工况下，电机转速为 200 r/min。 当 2n =200 r/min 时 由式 3n=ww ni （ 4-31） 知 wi=wnn2 =16 取蜗轮蜗杆传动比为 wi=18 4.4.2 蜗轮蜗杆的设计计算 1、 选择材料 蜗杆选用 40 rC 表面淬火，表面硬度（ 45-55） HRC，蜗轮选用 110 PZCuSn 砂型铸造，220b MPa； s =140MPa。 2。、 确定wZ， 2Z ， 2n 由表 19-3 确定蜗杆头数 2Z =2； 则由式 nts 26 wZ= 2Zi （ 4-32） 得 wZ=182=36 2n =wni=1811.73 r/min=211 r/min 3、 确定蜗轮转矩T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 T =30.8 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wT=T =30.8 NM。 4、 确定载荷系数 K 查取，工作情况系数 AK =1。 初设蜗轮圆周速度 2v 3m/s，取动载荷系数vK=1；因载荷平稳取齿向载荷分布系数K=1； 故 K = AKvK K=1； 5、 确定蜗轮许用接触应力 H 查得 蜗轮材料 110 PZCuSn ， 离心铸造，蜗杆齿面硬度 45HRC,得 H 为 261MPa；b 300 MPa， H =261MPa。 6、 接触疲劳应力计算 由式 3 2)(HPEw ZZKTa (4-33) 取ad2=0.45，得 PZ =2.7。 查得弹性系数 EZ =155。 将各参数代入上式得 3 23 )261 7.2155(108.30 a=42.9 mm 由式 nts 27 wZdam 22 （ 4-34） 得 2d =0.442.9 =17.2 mm 36 2.179.422 m=1.91 mm 选取 ： m =2 mm； 2d =22.4 mm； q =11.2。 7、 计算圆周速度v与滑动速度svv=wwww nmZnd （ 4-35） v 100 060 73.11362 m/s v=0.04 m/s 蜗杆分 度圆导程角 qZ 2arctan（ 4-36） 2.11arctan 2Z=10729 由公式 sv=sinv （ 4-37） sv=92710sin 04.0sin v m/s sv=0.23 m/s 由于v 3 m/s，故选取vK=1 可用 ；sv 12 m/s，蜗轮材料选取 110 PZCuSn 砂型铸造可用。 8、 传动效率计算 v=0.23 m/s 时，当量摩擦角 =337。 据式（ 2-4）啮合效率 )tan( tan1 nts 28 则 )73392710ta n (92710ta n1 =0.73 9、 蜗杆传动主要尺寸计算 中心距 a )(2 wZqma （ 4-38） )362.11(22 a =47.2 mm 分度圆直径 2d ，wd2d =22.4 mm； ad2 = 2.474.22 =0.47 与初设基本相符； wd=wmZ=236 mm =72 mm 蜗杆顶圆直径2ad；蜗轮喉圆直径awd2ad= )224.22(222*2 mdmhd a =26.4 mm awd= )2272(22 * mdmhdwaw =76 mm 10、 弯曲疲劳强度验算 由式 YYmddKTFw wF 264.1 F （ 4-39） 蜗轮当量齿数 3cos wvZZ （ 4-40） 92710cos 363 vZ=37.74 选取蜗轮齿形系数 FY =1.81。 螺旋角系数 1409271011401 Y=0.93 故 YYmddKTFw wF 264.1 = 93.081.12764.26 108.30164.13 MPa nts 29 =21.19 MPa 确定许用弯曲应力 F ； 蜗轮材料为 110 PZCuSn ，双侧工作，离心铸造，取 F =58 MPa； 则 F F 符合强度要求，可用。 11、 热平衡计算 由式 hA Pt 1)1( （ 4-41） 控制器通风条件适中，取表面传热系数 K )W /(m18 2 h 按下式估算壳体散热面积 A A = 75.175.1 )100 2.47(33.0)100(33.0 aA =0.089 故 108089.018 8.0)73.01(1 0 00 t 9 5 5 0 2 0 08.309 5 5 0 nTPKW t （ 60 70） 可采用其他冷却散热措施，加强冷却。 考虑到主动转向控制器为间歇工作，工作条件不如计算时恶劣，通风散热良好，因此可考虑将热平衡计算略去不计。 4.5 本章小结 本章根据前面各章所得数据及校核情况，设计整个主动转向器的机械部分，其 中包括主动转向控制器几何结构设计 ， 主动转向控制器行星齿轮设计 ， 主动转向控制器行星齿轮可行性设计 及 主动转向控制器蜗轮蜗杆设计 。并进行强度校核。 nts 30 结 论 本设计 是依据驾驶条件，调节车辆转向传动比，从而增加或减小前轮的转向角度。在低速时，电动机的作用与驾驶者转动转向盘的方向一致，转向传动比增大，可以减少驾驶者对转向力的需求。在高速时，电动机的运转方向与驾驶者转动转向盘方向相反，这减少了前轮的转向角度，转向传动比减小，转向稳定性提高。 传动比低速时 10： 1，高速时为20： 1，结合传统齿轮齿条式转向器 ，两者组合即为具有主动转向功能的主动转向系统 。 主动转向系统能够确保最佳的驾乘舒适性，在车辆静止状态下，方向盘止点间的操作比常规转向系统的三圈多减少到了不足两圈。因此可以更加方便地操作方向盘上的
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