毕业论文终稿-汽车轿车前轮主动转向执行机构的设计[下载就送全套CAD图纸 答辩通过]

需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑毕业设计（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。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。设需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑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AUTOCAD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IIABSTRACTACTIVESTEERINGSYSTEMCANENSUREVEHICLESINANYSPEEDCANPROVIDETHEIDEALSTEERINGCONTROL,WHILESTRENGTHENINGTHECARSINTHESAFETYOFHIGHSPEEDCONDITION,IMPROVEDDRIVERWHENDRIVINGACARTHEFLEXIBILITYANDCOMFORT,ANDCOMPAREDWITHCONVENTIONALMETHODS,ACTIVESTEERINGSYSTEMMORERELIABLE,FAILURETOEVENLOWERTHISDESIGNISBASEDONTHEFRONTWHEELEXISTINGACTIVESTEERINGSYSTEM,REFERENCEINFORMATIONOFADVANCEDACTIVESTEERINGSYSTEMANDRELATEDDATAOFSOMECARS,REDESIGNTHETHEORYOFSTEERINGSYSTEMWITHGEARANDRACKANDMATCHINGACTIVESTEERINGSYSTEMSTRUCTURESCHEMEOFMECHANICALPARTDESIGNOFTHEMAINCONTENTINCLUDESTHEMAINSTEERINGSYSTEMOFPARAMETERS,THEDESIGNOFSTEERINGGEARRACK,ACTIVESTEERINGTHECONTROLLERDESIGN,INCLUDINGACTIVESTEERINGISTHEDIFFICULTYINTHEDESIGN,USETHESTARSTOIMPLEMENTACTIVESTEERINGGEARCONTROL,FINALLYIUSEAUTOCADANDPRO/ESOFTWAREFORTHE2DFRONTWHEELRACKANDPINIONPLANETARYGEAR目录IV目录1绪论111转向系统综述212转向系统的功能213主动转向系统特点314主动转向研究现状4141国外研究现状4142国内研究现状515本章小结52转向系统主要参数的确定621转向盘的直径622转向盘回转的总圈数623转向系的效率624转向系的传动比7241转向时加在转向盘上的力7242小齿轮最大转矩8243转向系的角传动比8244转向器的角传动比925本章小结93主动转向执行机构的设计1031齿轮齿条式转向器的设计计算10311齿轮齿条结构的几何设计10312齿轮齿条设计及校核1132主动转向控制器几何结构设计1633主动转向控制器行星齿轮设计计算1834主动转向控制器行星齿轮可行性设计2435主动转向控制器蜗轮蜗杆设计计算28351蜗轮蜗杆传动比的确定28352蜗轮蜗杆的设计计算304主动转向执行机构三维模型绘制3541执行机构三维建模3542本章小节36目录V结论37致谢38参考文献39附录41目录VI目录VII目录VIII目录IX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。目录X承诺人（签名）年月日1绪论11绪论从18世纪60年代，法国人NJ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。11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1绪论2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。12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。13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。1绪论3系统结构简图如图11所示图11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11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101；高速状态201轮胎型号245/45R17W轴距2700风阻系数028整车装备质量1500承载质量350前后配重497，503最高时速240/H转向盘极限位置转动总圈数35最小转弯直径11M转向盘直径3801绪论414主动转向研究现状141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。YOSHIKIKAWAGUCHI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。FUKAOT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。142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绪论515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62转向系统主要参数的确定21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。ZD22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36圈2。取35圈。23转向系的效率，即0转向系统的效率取决于转向机构的效率和传动机构的效率0（21）和逆效率。转向器的效率有正效率正效率12P（22）逆效率32P（23）式中1P转向盘上被作用的功率；2转向系统主要参数的确定72P转向器中的摩擦功率；3作用在转向摇臂轴上的功率。对于蜗杆和螺旋式转向机构，轴承所造成的如果仅仅考虑啮合副的摩擦损失，摩擦损失可以不计，并通过以下公式计算出轴承的效率0TAN（24）0T（25）式中0蜗杆或螺杆的导程角，12；摩擦角，FARCTN；F摩擦系数，取004；则ARCTAN00404ARCTN12TTAN0834524转向系的传动比241转向时加在转向盘上的力150200N。对轿车来说，驾驶员加在转向盘上的切向力，应小于作用于方向盘上的手力HF（26）12RZWLMDIH式中RM转向阻力矩；A主销偏移矩；RM在沥青路面或者混凝土路面上，原地转向阻力矩PGFR3141544246NMM2转向系统主要参数的确定8式中F，取07；轮胎和路面间的滑动摩擦系数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C取值497。1190098497925414NP轮胎气压，MPA；取25BAR，即025MPA。则HF1524N12RZWLMDI式中1L为转向摇臂长；2转向节臂得长度，转向传动比WI；比值大约在L21085110之间，近似认为I1；为转向盘直径，380MM；ZDZDWI为转向器角传动比,WI18；为转向器正效率,8345；242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1T2HFWD2896NM243转向系的角传动比转向系的角传动比SDI0（27）2转向系统主要参数的确定9式中转向轴的转角增量，RAD；S齿条位移增量，MM；，旋转角度为对于转向的恒定传动比的转向器RI120（28）式中R齿轮分度圆的半径，1D；1D齿轮分度圆的直径；102DRI（29）244转向器的角传动比，取I18。乘用车的转向器的角传动比在1725的范围内选取25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103主动转向执行机构的设计31齿轮齿条转向器的设计311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，NM在23MM之间取值，法向模数取3MMGB/T13571987。取1Z10。MINZ17，若主动齿轮ZMIN由于齿轮设计避免根切的最小齿数为只能采用变位齿轮方案变位系数MININHA；AH1，则IN0412。取12。压力角N20。转向盘最大转角21175360315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ANH1。齿轮法向顶隙系数C025。3主动转向执行机构的设计11312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，主动对于传动齿轮采用硬齿面设计，其表面热处理后硬度均应小齿轮取60HRC，淬火。调质处理；齿条材料采用45钢，表面硬度取58HRC2、齿轮最大转矩1T2896NM3、初取载荷系数K斜齿轮硬齿面，1618，初取K17。4、选取齿宽系数D及A取D06。由式A12D（31）得对于齿条Z，则D0。5、Y及螺旋角系数Y初取重合度系数初取螺旋角12，A18。由式Y025750（32）得067Y091初取0910676、齿数1Z，2,齿形系数FAY及应力修正系数SAY3主动转向执行机构的设计12取1Z10，2待定。由VZ（33）3COS得当量齿数1V107由于齿轮不发生根切的最小齿数MINZ17，采用变位，ININHA取变位系数0412。MIN1FAY245，2FA20631SA165，2SA1977、确定许用弯曲疲劳应力F得1LIM450MPA07315MPA2LIF430MPA07301MPA（双向运转，数值07）由式1FNSTYMIN1L（34）设计时要求齿轮失效的概率小于百分之一，因此选取取MINFS125；STY为应力修正系数，取STY20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N60NHL；N为转速；HL为齿轮工作寿命则1；N取大致为175/2R/S0875R/S。3主动转向执行机构的设计13则N60525112000387710取NY097于是1F970254489MPA3467MPA8、按齿根弯曲疲劳应力1FSAY48965200082672FSA670300087039、确定齿轮模数由式NMCOS20321FASDYZKTY（35）代入上面两式12两者最大值N276MM取N3MM10、确定主要参数分度圆直径DCOS1ZMN3067MM齿宽BD1063067MM184MM取224，1B510MM，1B30MM使用系数AK，取11。11、定载荷系数3主动转向执行机构的设计14（1）动载系数VK齿轮圆周速度601ND005M/S齿轮精度取为9级。VK103（2）齿向载荷分布系数（9级精度，淬火钢）由式A1450325178端面重合度A188321Z2,2ZCOS148COS12145纵向重合度1ZDTANTAN1203250634从而K142，108则AV11103108142174得需重新计算NM；12、验算齿根疲劳强度用准确值代入式N288MM仍取NM3，齿根疲劳强度足够。NM3MM3主动转向执行机构的设计1513、验算齿面接触疲劳强度弹性系数，查得EZ1898。MPA节点区域系数，查得H24。由式Z134D（36）得089螺旋角系数ZZCOS099许用接触疲劳应力HNSMINL（37）式中NZ接触疲劳寿命系数，查得Z098；安全系数，失效概率1/100，取MINHS1；HS得1LIMH1560MPA，2LI1540MPA；11529MPA，2H1509MPA；14、验算齿面接触强度HEZ12BDKT，则11；故H1898245089099234501821492MPAH1509MPA由于2，故接触强度足够。对于方向盘从中间平衡位置到两侧所转动的极限位置回转总圈数为175圈3主动转向执行机构的设计16故对于齿条行程L（38）11752D1COSZMN（39）对于齿条，理论上TP2ZL；（TPCOSN，PNM）（310）2Z1752COS1TD则2Z351因此，MIN2Z36。齿条长LMIN2ZTP（311）即LIN2COS340MM32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31所示3主动转向执行机构的设计17图31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4；大齿圈；外齿与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N6；高副数目为HP5；低副数目为LP5，则系统机构的自由度为F32L362553设转速2N方向向左3N13212NZZCBB式中，2N方向向左时取“”，反之则取“”。其中，31Z；2BC。当20时，1；3主动转向执行机构的设计18当1N0时，321NZB，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。33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NM2MM。齿数ZI17。初取主动太阳齿数1Z18；行星轮齿数14。AZ1、选取齿轮材料及热处理方法20INRTMC，渗碳淬火。采用硬齿面，大小齿轮均采用合金渗碳钢2、齿面硬度太阳轮6063HRC行星轮5863HRC3、太阳轮转矩1T计算转矩PANT1（312）式中AT为输入轴转矩；PN为行星轮数目；为齿数比；且GAZ12P（313）3主动转向执行机构的设计19式中P为内传动比，PABZ（B为大齿圈）。初设太阳轮的齿数117；行星轮齿数AZ14。对于太阳轮分度圆直径COS11MDN365MM行星轮284MMSNAAZ则大齿圈分度圆直径CD12A2842203913MM于是齿数NCMZOSAZ2145从而得出105取行星轮数目PN4则461AT453NMAT为输入轴转矩，A2896NM4、初取载荷系数KK1618范围内，取K175、选取齿宽系数D及A取D05。由式AD12（314）得A046、初取重合度系数Y及螺旋角系数Y3主动转向执行机构的设计20初设螺旋角10，A18由式Y025750（315）得067得0937、齿形修正系数FAY及应力修正系数SAY由VZZ/3COS得119；2V15由于2VZMIN17，故，变位，MININZHA410,821FAY267，FA2951S158，2S1648、确定许用弯曲疲劳应力F得1LIM460MPA07322MPA2LIF420MPA07294MPA由式1FNSTYMIN1L（316）式中STY为应力修正系数，ST20；N为弯曲疲劳应力寿命系数；接触应力变化总次数N60NHL式中；转一圈，同一齿面啮合次数N为转速，N取大致为1R/S；HL为齿轮工作寿命；3主动转向执行机构的设计21，假定齿轮工作寿命为5年，（每年0个工作日）单班制（8小时）则1N60NHL6060312000129610A601221200017287可由1312131NZNZNAH计算得15A弯曲疲劳寿命系数，取1NY095，N098。最小安全系数，失效概率低于1/100，MINFS125；可得1489MPA，2F446MPA9、按齿根弯曲疲劳极限应力确定模数N2FSAY0009531（1）95842FSAY160009818（2）67由式NMCOS0321FASDYZKTY（317）得N160MM取M15MM。10、确定主要参数11514022COS2COSNAAZD325MM取整数A32MM（便于计算）由/AB（318）3主动转向执行机构的设计22得1B128MM，取1B12MM。一般A510MM，1B；则A18MM对于变位齿轮1X0，2041由式12TANXINVIVZ（319）查表2140其行星齿轮的实际中心距COSA，A325MM则328取整数33MM则18401211、定载荷系数K（1）使用系数A查表11（2）动载系数V齿轮圆周速度601ND0071M/S齿轮精度取为9级。查表VK103（3）齿向载荷分布系数硬齿面，非对称布置，取D05，K106。（4）齿向载荷分布系数齿轮材料为8级精度，淬火钢。由式3主动转向执行机构的设计23A（320）端面重合度A188321Z2COS,146COS1867139纵向重合度1ZDTANTAN1867094405834得K15于是AV111031061518K需重新计算NM；12、验算齿根疲劳强度用准确值代入式（1）（Y062，091）得N097MM仍取NM2MM，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，EZ1898。MPA（2）节点区域系数，查得，H211。（3）重合度系数，因22AHR（329）即SIN21KRAHR2（330）式中KPN4；变位齿轮中心距变动系数1COS21ZMAY（331）则068S840567齿高变动系数YXY21（332）且180X，412X故Y008齿顶高MYXHA（333）故A（1041008）2266MM齿顶圆直径AAHD2（334）A28426623372MM3主动转向执行机构的设计27于是2SIN1KR4180SIN21D（3653372）SIN454966MMAD3372MM即SIN21KZMYXHA2满足邻接条件10。35主动转向控制器蜗轮蜗杆设计计算351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01N时，驱动电机转速为2N，太阳轮输出转速为3N，由式3231ZB（335）设蜗轮转速为WN，则应有212ZINBW（336）故3NWBZ2（337）在理想状况下，最小转弯半径MINR与外轮角度的关系为IAXSL（338）3主动转向执行机构的设计28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LBCOTT（339）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L2700MM；轮距（前）1500MM；最小转弯半径MINR11/255M于是，代入（419）式可求得SINMAX0491AX294则MAX可求得MAX402考虑到驾驶员的转向盘转速为1R/S方向盘回转总圈数为35圈的情况下，方向盘由中间位置转至左右极限位置时历时175S。则可认为角速度为OUT751240/S2298/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，OI18，即183OUTI；求得341364/S3N6894R/MIN3主动转向执行机构的设计29则蜗轮转速32NZBW（340）已知机构中143Z18；42CB46R/MIN2697R/MIN869WN一般工况下，电机转速为480R/MIN。当2N480R/MIN时由式3NWI（341）知IW21779查表，取蜗轮蜗杆传动比为I195352蜗轮蜗杆的设计计算1、选择材料蜗杆选用40RC表面渗碳，表面硬度（4555）HRC，蜗轮选用10PZCUSN砂型铸造，20BMPA；S140MPA。2、确定WZ，2，N确定蜗杆头数2；则由式WZ2I（342）得1952392NWI1922697R/MIN517R/MIN3、确定蜗轮转矩T3主动转向执行机构的设计30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T2896NM。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WT2896NM。4、确定载荷系数K查取，工作情况系数A1。初设蜗轮圆周速度2V3M/S，取动载荷系数VK11；故A1；5、确定蜗轮许用接触应力H查得蜗轮材料10PZCUSN，离心铸造，蜗杆齿面硬度45HRC,得H为261MPA；B300MPA，261MPA。6、接触疲劳应力计算由式32HPEWZKTA343取AD204，查机械设计手册得P27。查得弹性系数EZ155。将各参数代入上式得323617508A6922MM由式WZDAM2（344）得204692228MM3主动转向执行机构的设计31267MM26839M选取M3MM；2D28MM；Q93。7、计算圆周速度V与滑动速度SVWWNMZD（345）V106732M/S004M/S蜗杆分度圆导程角QZ2ARCTN（346）21RT1072993由公式SVIN（347）S92710SI4IM/SSV023M/S由于V3M/S，故选取VK1可用；S12M/S，蜗轮材料选用20CRMNTI。8、传动效率计算023M/S时，当量摩擦角337。据式（24）啮合效率3主动转向执行机构的设计32TAN1则73920T10739、蜗杆传动主要尺寸计算中心距A2WZQMA（348）725MM39分度圆直径2D，W228MM；AD2038与初设基本相符；875WMZ339MM117MM蜗杆顶圆直径2AD；蜗轮喉圆直径AD282333MMHX1AW11723123MMA210、弯曲疲劳强度验算由式YMDKTFWF2641（349）蜗轮当量齿数3COSWVZ（350）9271063V37743主动转向执行机构的设计33选取蜗轮齿形系数FY181。螺旋角系数1409271093故YMDKTFWF264MPA318910971819MPA确定许用弯曲应力F；蜗轮材料为10PZCUSN，双侧工作，离心铸造，取F58MPA；则F符合强度要求，可用。11、热平衡计算由式HAPT1（351）取表面传热系数KW/M182H按下式估算壳体散热面积A751751024303A0089故108901873T3主动转向执行机构的设计34KW28964050TNPA（6070）T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。36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，行星传动设计，并对行星齿轮的可行性进行了详细的分析，还包括蜗轮蜗杆设计，并进行强度校核。4主动转向执行机构三维模型绘制354主动转向执行机构三维模型绘制41执行机构三维建模图41主动转向机构总体模型图42主动转向机构齿轮齿条模型4主动转向执行机构三维模型绘制36图43主动转向执行机构模型图44主动转向机构剖视模型4主动转向执行机构三维模型绘制37图45主动转向机构传动机构模型42本章小节本章通过PRO/E软件的建模，对汽车前轮主动转向装置的设计进行装配以及干涉分析，证明了设计的正确性。结论38结论本设计是根据行驶工况，调整车辆的转向比，从而增加或减少前轮转向角。在低速时，电机的作用方向与方向盘方向相同，而转向盘的比例增大，可减小驱动力的要求。在高速行驶时，发动机的运转方向与转向盘方向相反，从而减小前轮转向角的转向角，转向盘比减小，转向稳定性提高。在低转速时传动比为201时，在高速时，运用结合传统的齿轮齿条式转向器以及动转向功能的主动转向系统，传动比为101。主动转向系统的设计目的在于，能够确保驾驶员最佳的驾乘舒适性，在车辆处于静止状态下时，方向盘止点间的操作比常规转向系统的三圈多减少到了改进后的不足两圈。因此，它可以更方便地操作的方向盘上的按钮。保证车辆的稳定性，为驾驶员提供舒适安全的驾驶环境。参考文献39致谢本次毕业设计涉及的全部内容是在指导老师教授的悉心指导下完成的。感谢师给我提供了良好的课题条件，让我从这次设计中得到了很好的锻炼。同时也为我讲解了不少难题，在此特别感谢。老师渊博的学识、严谨的治学态度、平易近人的作风和认真负责的工作态度让我们受益非浅。从老师处我们学到了许多的专业知识和相关的设计方法。在此，谨向恩师表示最真诚的感谢。感谢他在百忙中给予我们的指导。在这次的设计过程中也得到了老师的指导。当然还有本院其他老师的指导。在此我向各位给予我指导的老师表示忠心的感谢和致敬。最后还要感谢的，也是最应该感谢的是学院，学院让我们有这么好的学习条件。通过四年的学习，让我们成为有用之才；也是学院给我们了这次毕业设计机会，让我们在走上工作岗位之前好好的锻炼一下参考文献40参考文献1蒋励，余卓平，高晓杰宝马主动转向技术概述J汽车技术，200642王望予主编汽车设计，第四版M北京机械工业出版社，20053陈家瑞主编汽车构造M北京人民交通出版社，200234刘惟信主编汽车设计M北京清华大学出版社，20065机械设计手册编委会机械设计手册，第3卷M北京机械工业出版社，200486李秀珍主编机械设计基础M北京机械工业出版社，200517机械设计手册编委会机械设计手册，齿轮传动M北京机械工业出版社，200738陈晓南，杨培林主编机械设计基础M北京科学出版社，200729张策主编，机械原理与机械设计M北京机械工业出版社，2004910饶振钢编著行星传动机构设计M北京国防工业出版社，1994611濮良贵编著机械设计M北京高等教育出版社，2006512孙桓编著机械原理M北京高等教育出版社，2006513王旭编著机械设计课程设计M北京机械工业出版社，2005614小林明汽车工程手册M北京机械工业出版社，1996615吴宗泽机械设计实用手册M北京化学工业出版社，1999716郭启全CADCAM基础教程M北京电子工业出版社，1997917祖业发工程制图M重庆重庆大学出版社，2001818刘涛汽车设计M北京北京大学出版社，2000219KOEHN，P，ECKRICH，MACTIVESTEERINGTHEBMWAPPROACHTOWARDSMODERNSTEERINGTECHNOLOGYJSAEPAPER，200401110520JACKERMANN，TBNTE，DODENTHALADVANTAGESOFACTIVESTEERINGFORVEHICLEDYNAMICSCONTROLJ32NDINTERNATIONALSYMPOSIUMONAUTOMOTIVETECHNOLOGYANDAUTOMATION，199926327021蒋励，余卓平，高晓杰宝马主动转向技术概述J汽车技术，2006，（4）1422袁希文，文桂林，周兵，伍新基于主动前轮独立转向系统的车辆稳定性控制研究J中国机械工程，2005，26456056723汽车工程手册编委会汽车工程手册设计篇M北京人民交通出版社，200124季鹏凯，沈斌，陈慧，等主动转向系统鲁棒控制的研究J汽车工程，2013，35121092109825李一染，朱卿，陈慧主动前轮转向控制技术的现状与发展趋势J上海汽车，2008，10103035参考文献4126CONTROLSTRATEGYOFANOVELELECTRICPOWERSTEERINGSYSTEMINTEGRATEDWITHACTIVEFRONTSTEERINGFUNCTIONJTECHNOLOGICALSCIENCE，2011，VOLUME54，NUMBER6，PAGES1515152027RUDOLFLIMPERTBRAKEDESIGNANDSAFETYWARRENDALE，PA15096，USAINC199228SEBULKEATHETWOMASSFLYWHEELATORSIONALVIBRATIONDAMPERFORTHEPOWERTRAINOFPASSANGERCARSSTATEOFTHEARTANDFURTHERTECHNICALDEVELOPMENTSAE870394SAETRANSACTIONS，1987附录42附录（英文原文）MOTORSTEERINGSYSTEMMOTORTURNINGSYSTEMONTHEAUTOMOBILEUSESFORTOCHANGEORRESTORESITSTRAVELDIRECTIONTOSUPPOSETHEORGANIZATIONTOBECALLEDTHEMOTORTURNINGSYSTEMSPECIALLYAUTOMOBILESSTEERINGSYSTEMISUSESFORTOCHANGETHEAUTOMOBILETRAVELDIRECTIONANDTOMAINTAINTHEAUTOMOBILESTRAIGHTLINETRAVELORGANIZATIONCOMPOSES1TOCHANGETHECONTROLMECHANISMBASICALLYMAINLYBYTHESTEERINGWHEEL，THESTEERINGAXLE，THESTEERINGTUBECOLUMNANDSOONTOBECOMPOSED2DIVERTERBECOMESSTEERINGWHEELSROTATIONSTEERINGARMSSWINGINGORTHERACKAXISSTRAIGHTRECIPROCATINGMOTION，ANDTOCHANGESTHECONTROLFORCETOCARRYONTHEENLARGEMENTTHEORGANIZATIONTHEDIVERTERFIXESGENERALLYONTHEAUTOMOBILEFRAMEORTHEAUTOMOBILEBODY，CHANGESTHECONTROLFORCEAFTERTHEDIVERTERGENERALLYWILLALSOCHANGETHETRANSMISSIONDIRECTION3CHANGESTHETRANSMISSIONSYSTEMTHESTRENGTHWHICHANDTHEMOVEMENTOUTPUTSTHEDIVERTERPASSESTOTHEWHEELKNUCKLE，ABOUTANDCAUSESTHEWHEELTOCARRYONTHEDEFLECTIONACCORDINGTOCERTAINRELATIONSTHEORGANIZATIONTYPECROOKEDTOENERGYDIFFERENCE，THESTEERINGSYSTEMMAYDIVIDEINTOTHEMACHINERYSTEERINGSYSTEMANDTHEPOWERSTEERINGSYSTEMTWOBROADHEADINGSCROOKEDMECHANICALSTEERINGSYSTEMANDCHANGESTHETRANSMISSIONSYSTEMBYTHEDIVERTERTOBECOMPOSEDDIVERTERBYTHESTEERINGWHEEL，THESTEERINGWHEELSTEERINGAXLE，CHANGESMESHINGTOPAYDIVERTERTOBECOMPOSEDCHANGESTHETRANSMISSIONSYSTEMBYDROPARMDROPARM，DRAGLINK，DRAGLINKARM，ABOUTTRAPEZOIDALARM，STEERINGKNUCKLETIEROD，IFADRYBULBJOINTCOMPOSES附录43POWERSTEERINGSYSTEMCHANGESTHEAUGMENTERCONSTITUTIONBYMECHANICALSTEERINGSYSTEMCANADA1MECHANICALSTEERINGSYSTEMTHEMECHANICALSTEERINGSYSTEMCHANGESTHEENERGYBYPILOTSPHYSICALSTRENGTHACHIEVEMENT，ALLPOWERTRANSMISSIONARETHEMACHINERYTHEMECHANICALSTEERINGSYSTEMBYCHANGESTHECONTROLMECHANISM，THEDIVERTERANDCHANGESTHETRANSMISSIONSYSTEMTHREEMAJORPARTTOBECOMPOSED1CHANGESCONTROLMECHANISMCHANGESTHECONTROLMECHANISMBYTHESTEERINGWHEEL，THESTEERINGAXLE，THESTEERINGTUBECOLUMNANDSOONTOBECOMPOSED，ITSFUNCTIONISROTATESTHEPILOTSTEERINGWHEELSCONTROLFORCETOPASSTOTHEDIVERTER2DIVERTERTHEDIVERTERALSOOFTENISCALLEDSTEERINGUNITISCOMPLETESFROMTHEROTARYMOTIONTOTHETRANSLATIONORAPPROXIMATESTRAIGHTLINEMOTIONAGROUPOFGEARMECHANISM，SIMULTANEOUSLYISALSOINTHESTEERINGSYSTEMSPEEDREDUCERDRIVEATPRESENTTHECOMMONLYUSEDTOOTHEDWHEELRACKTYPE，FOLLOWSROUNDTHEWORLDTHECRANKTOREFERTOSELLSTHETYPE，THEWORMBEARINGADJUSTERCRANKTOREFERTOSELLSTHETYPE，TOFOLLOWROUNDTHEWORLDTHETOOTHRACKTOOTHFANTYPE，THEWORMBEARINGADJUSTERHOOPTYPEANDSOONWEMAINLYINTRODUCETHEFIRSTSEVERALKINDS1GEARRACKTYPEDIVERTERTHEGEARRACKTYPEDIVERTERDIVIDESTHEBOTHSIDESOUTPUTTYPEANDAMONGORSINGLEENDTHEOUTPUTTYPETWOKINDSTHEBOTHSIDESOUTPUTSGEARRACKTYPEDIVERTER，CHANGESTHEGEARSHAFTASTHETRANSMISSIONVICEHOSTMOVINGPARTSANDINSTALLSTHROUGHTHEBEARINGINTHEDIVERTERSHELL，ITSUPPEREXTREMETHROUGHSPLINEANDUNIVERSALJOINTSLIDINGYOKEANDSTEERINGAXLECONNECTIONWITHTHESTEERINGGEARMESHINGSTEERINGRACKLEVELARRANGEMENT，THEBOTHSIDESWITHCHANGETHESTEERINGKNUCKLETIERODTHROUGHABALLPLACETOBECONNECTEDTHESPRINGPRESSESTHROUGHTHEBRIQUETTINGTHERACKDEPENDINGINTHEGEAR，GUARANTEESCEASELESSMESHINGSPRINGSPRETIGHTENINGUPFORCEAVAILABLEADJUSTMENTTHREADPLUGADJUSTMENTWHEN附录44ROTATESTHESTEERINGWHEEL，THEDIVERTERGEARDRIVEN，CAUSESWITHITMESHINGRACKALONGTHEENDMOTION，THUSABOUTCAUSESTHESTEERINGKNUCKLETIERODTOLEADABOUTTHEKNUCKLETOROTATE，CAUSESTOCHANGETHEWHEELDEFLECTION，THUSREALIZESMOTORTURNINGMIDDLEOUTPUTGEARRACKTYPEDIVERTER，ITSSTRUCTUREANDPRINCIPLEOFWORKANDBOTHSIDESOUTPUTGEARRACKTYPEDIVERTERBASICSAME，THEDIFFERENCELIESINITTOCHANGETHESTEERINGKNUCKLETIERODINSTEERINGRACKSMIDDLEWITHTHEBOLTWITHABOUTTOBECONNECTEDONSINGLEENDEDOUTPUTSGEAR