轎車前輪主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機械結(jié)構(gòu)設(shè)計(畢業(yè)論文+全套CAD圖紙)(答辯通過)

下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 目 錄 摘要 I Abstract II 第 1 章 緒論 1 1.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)綜述 1 1.2 主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特點 2 1.3 本章小結(jié) 3 第 2 章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 4 2.1 轉(zhuǎn)向盤的直徑 4 2.2 轉(zhuǎn)向盤回轉(zhuǎn)的總?cè)?shù) 4 2.3 轉(zhuǎn)向系的效率 4 2.4 轉(zhuǎn)向系的傳動比 5 2.4.1 轉(zhuǎn)向時加在轉(zhuǎn)向盤上的力 6 2.4.2 小齒輪最大轉(zhuǎn)矩計算 6 2.4.3 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 6 2.4.4 轉(zhuǎn)向器的角傳動比 7 2.5 本章小結(jié) 7 第 3 章 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計 8 3.1 齒輪齒條結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計 8 3.2 齒輪齒條設(shè)計及校核 8 3.3 本章小結(jié) 13 第 4 章 主動轉(zhuǎn)向控制器的設(shè)計 14 4.1 主動轉(zhuǎn)向控制器幾何結(jié)構(gòu)設(shè)計 14 4.2 主動轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪設(shè)計 15 4.3 主動轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪可行性設(shè)計 21 4.4 主動 轉(zhuǎn)向控制器蝸輪蝸桿設(shè)計 23 4.4.1 蝸輪蝸桿傳動比的確定 23 4.4.2 蝸輪蝸桿的設(shè)計 25 4.5 本章小結(jié) 29 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 結(jié)論 30 參考文獻 31 致謝 32附錄 A 33 附錄 B 35 摘 要 轎車前輪主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可以確保車輛在任何速度下都能提供理想的轉(zhuǎn)向操控，同時加強了轎車在高速行駛狀態(tài)下的安全性，提高了駕駛員在駕駛汽車時候的靈活性和舒適性 ,而且相比于傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向器，主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)更加可靠，故障率更低。 本設(shè)計以現(xiàn)有主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)裝置為基礎(chǔ)，參考先進的主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計原理和已有汽車 的相關(guān)數(shù)據(jù)，重新設(shè)計齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器及相匹配的主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機械部分的結(jié)構(gòu)方案，并對相關(guān)的部分進行強度校核。設(shè)計的主要內(nèi)容包括：轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定，齒輪齒條轉(zhuǎn)向器的設(shè)計，主動轉(zhuǎn)向控制器的設(shè)計，其中主動轉(zhuǎn)向是設(shè)計中的難點，采用星星齒輪機構(gòu)來實現(xiàn)主動轉(zhuǎn)向的控制，最后運用 Auto CAD 軟件進行二維圖紙的繪制。 關(guān)鍵詞 ：轉(zhuǎn)向器；主動轉(zhuǎn)向；前輪；機械設(shè)計；行星齒輪 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 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 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 買文檔送全套 CAD 圖紙，扣扣 414951605 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 第 1 章 緒 論 主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)保留了傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的機械構(gòu)件，包括轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向柱、齒輪齒條轉(zhuǎn)向機以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。其最大特點就是在轉(zhuǎn)向盤和齒輪齒條轉(zhuǎn)向機之間的轉(zhuǎn)向柱上集成了一套雙行星齒輪機構(gòu)，用于向轉(zhuǎn)向輪提供疊加轉(zhuǎn)向角。主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)通過一組雙行星齒輪機構(gòu)實現(xiàn)了獨立于駕駛員的轉(zhuǎn)向疊加功能，完美地解決了低速時轉(zhuǎn)向靈活輕便與高速時保持方向穩(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，進一步提高了車輛的穩(wěn)定性。同時，該系統(tǒng)能方便地與其他動力學控制系統(tǒng)進行集成控制，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，主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)不僅能夠?qū)D(zhuǎn)向力矩進行調(diào)節(jié)，而且還可以對轉(zhuǎn)向角度進行調(diào)整，使其與當前的車速達到完美匹配。其中的總轉(zhuǎn)角等于駕駛員轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角和伺服電機轉(zhuǎn)角之和。低速時，伺服電機驅(qū)動的行星架轉(zhuǎn)動方向與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動相同，疊加后增加了實際的轉(zhuǎn)向角度，可以減少轉(zhuǎn)向力的需求。高速時，伺服電機驅(qū)動的行星架轉(zhuǎn)動方向與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動相反，疊加后減少了實際的轉(zhuǎn)向角度，轉(zhuǎn)向過程會變得更為間接，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 它是以蝸桿為主動件，曲柄銷為從動件的轉(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，通過轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動蝸桿、嵌于蝸桿螺旋槽中的錐形指銷一邊自轉(zhuǎn)，一邊繞轉(zhuǎn)向搖臂軸做圓弧運動，從而帶動曲柄和轉(zhuǎn)向垂臂擺動，再通過轉(zhuǎn)向傳動機構(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 齒輪機構(gòu) 將來自轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)力進行減速，使轉(zhuǎn)向盤的旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)闇u輪蝸桿的旋轉(zhuǎn)運動，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾珠螺桿的旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)橹本€運動，螺母再與扇形齒輪嚙合，直線運動再次變?yōu)樾D(zhuǎn)運動，使連桿臂搖動，連桿臂再使連動拉桿和橫拉桿做直線運動，改變車輪的方向。 這是一種古典的機構(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。它的原理相當于利用了螺母與螺栓在旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的相對移動，而在螺紋與螺紋之間夾入了鋼球以減小阻力，所有鋼球在一個首尾相連的封閉的螺旋 曲線內(nèi)循環(huán)滾動，循環(huán)球式故而得名。 3、 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 它是一種最常見的轉(zhuǎn)向器。其基本結(jié)構(gòu)是一對相互嚙合的 小齒輪 和齒條。轉(zhuǎn)向軸帶動小齒輪旋轉(zhuǎn)時，齒條便做直線運動。有時，靠齒條來直接帶動橫拉桿，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，可以直接帶動橫拉桿。在 汽車 上得到廣泛應(yīng)用。 1.2 主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特點 自從汽車發(fā)明以來，駕駛轉(zhuǎn)向的傳動裝置通常都 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，駕駛者在過急彎時就不需要大幅轉(zhuǎn)動方向盤，但是在高速行駛時，方向盤細微的動作都將會影響到行駛穩(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 主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)保留了傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的機械構(gòu)件，包括轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向柱、齒輪齒條轉(zhuǎn)向機以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。其最大特點就是在轉(zhuǎn)向盤和齒輪齒條轉(zhuǎn)向機之間的轉(zhuǎn)向柱上集成了一套雙行星齒輪機構(gòu)，用于向轉(zhuǎn)向輪提供疊加轉(zhuǎn) 向角。主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)通過一組雙行星齒輪機構(gòu)實現(xiàn)了獨立于駕駛員的轉(zhuǎn)向疊加功能，完美地解決了低速時轉(zhuǎn)向靈活輕便與高速時保持方向穩(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，進一步提高了車輛的穩(wěn)定性。同時，該系統(tǒng)能方便地與其他動力學控制系統(tǒng)進行集成控制，為今后汽車底盤一體化控制奠定了良好的基礎(chǔ)。 主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的的雙行星齒輪機構(gòu)包括左右左右兩副行星齒輪機構(gòu)，公用一個行星架進行動力傳遞，左側(cè)的主動太陽輪與轉(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 兩個轉(zhuǎn)向舒服自由度，一個是行星架傳遞的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，另一個是由伺服電機疊加轉(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)向角度與伺服電動驅(qū)動的行星架轉(zhuǎn)動方向與轉(zhuǎn)向盤相同，增加了后者的實際轉(zhuǎn)向角度，高速時，伺服電動機電機驅(qū)動的行星架與轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)向相反，疊加后減少了實際的轉(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)動車輪所用的力量，并不是由電動 機 決定，而是由獨立的轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)與傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向裝置一同決定的。主動式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的其他組成部件還包括判定當前駕駛條件和駕駛者指令的獨立控制單元和多 個傳感器。 主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的整體結(jié)構(gòu)如圖 1-1 所示： 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 圖 1-1 主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 表 1-1 主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計基礎(chǔ) 參數(shù)表 參數(shù)名稱 具體參數(shù)值 傳動比 靜止狀態(tài) 10:1；高速狀態(tài) 20:1 輪胎型號 245/45 R17W 軸距 2890 風阻系數(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) 本章是對傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向器及主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的綜述，了解主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展現(xiàn)狀和特點并確定參考數(shù)據(jù)。為后面的設(shè)計奠定基礎(chǔ)。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 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 的標準系列內(nèi)選取。 取SWD=379mm。 2.2 轉(zhuǎn)向盤回轉(zhuǎn)的總?cè)?shù) 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)與轉(zhuǎn)向系的角傳動比以及所要求的轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角有關(guān)，對貨車和轎車的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動總?cè)?shù)有不同的要求。不裝動力轉(zhuǎn)向的重型汽車的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動的總?cè)?shù)一般不宜超過 7 圈，而對于轎車不應(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0由轉(zhuǎn)向器的效率 和傳動機構(gòu)的效率 決定，即 0（ 2-1） 轉(zhuǎn)向器的效率有正效率 和逆效率 兩種。 正效率 121PPP （ 2-2） 逆效率 323PPP （ 2-3） 式中： 1P 作用在轉(zhuǎn)向盤上的功率； 2P 轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率； 3P作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。 對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算： 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 0 0tantan（ 2-4） 00tantan （ 2-5） 式中：0蝸桿或螺桿的導(dǎo)程角， 012； 摩擦角， farctan ； f 摩擦系數(shù)，取 f =0.04（ 查 得淬火鋼對淬火鋼的摩擦副摩擦系數(shù)f =0.03 0.05， 選取 f =0.04）； 則： =arctan0.04 04.0ar ct an12t an 12t ant an t an 0 0 =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 為了使轉(zhuǎn)向系操縱輕便，轉(zhuǎn)向時加在轉(zhuǎn)向盤上的切向力，對轎車不應(yīng)大于 150 200N。 作用于方向盤上的手力hFhF=wSWRiDL ML212 （ 2-6） 式中： rM 轉(zhuǎn)向阻力矩； a 主銷偏移矩； 可用下列公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩 rM pGfMr313=481680 Nmm 式中： f 輪胎和路面間的滑動摩擦系數(shù)，一般取 0.7； rM 轉(zhuǎn)向阻力矩， Nmm； 1G 轉(zhuǎn)向軸負荷， N， gcmG載1； 載m汽車的滿載質(zhì)量 載m=(1673+382) =2055 ； 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 c 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 。 1G 20559.849.7 =10213.35N p 輪胎氣壓， MPa；取 2.5bar， 即 0.255MPa。 則：hF=wSWRiDL ML212=162.1N 式中： 1L 為轉(zhuǎn)向搖臂長； 2L 為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長，現(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)角傳動比 wi12LL；比值大約在 0.85 1.10 之間，近似認為 wi1； SWD為轉(zhuǎn)向盤直徑，SWD=379 mm； wi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 靜止狀態(tài)下，主動轉(zhuǎn)向控制器不工作，此時工作狀況相當于傳統(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 1T =21 hFwD=30.8 Nm 2.4.3 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 sdsdi 0（ 2-7） 式中： 轉(zhuǎn)向軸的轉(zhuǎn)角增量， rad； s 齒條位移增量， mm； 對于定傳動比的轉(zhuǎn)向器，其角轉(zhuǎn)動比可表示為： rri 1220 （ 2-8） 式中： r 齒輪分度圓的半徑，21dr； 1d 齒輪分度圓的直徑； 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 102122 drri （ 2-9） 2.4.4 轉(zhuǎn)向器的角傳動比 乘用車的轉(zhuǎn)向器的角傳動比在 17 25 的范圍內(nèi)選取，一般傳統(tǒng)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器角傳動比為 18，取i=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)向系的傳動比 。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 第 3 章 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計計算 3.1 齒輪齒條結(jié)構(gòu)的幾何設(shè) 計 主動小齒輪采用斜齒圓柱小齒輪，采用變位齒輪 。 法向模數(shù)nm在 2 3mm之間取值，取 2mm(GB/T13571987)。 齒數(shù)多在 5 8 之 間取值，取 1Z =6。 由于避免根切的最小齒數(shù)為 minZ =17；主動齒輪 Z minZ 只能采用變位齒輪方案 變位系數(shù) min =minminZ ZZha ； ah=1，則 min =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準值 n20。 轉(zhuǎn)向盤最大轉(zhuǎn)角 211.75360=315。 齒條齒數(shù)待定 。 主動小齒輪選用 15irNC6 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 。 法向齒頂高系數(shù)取標準值 *anh1。 法向頂隙系數(shù)取標準值 *nc 0.25。 3.2 齒輪 齒條設(shè)計及校核 轉(zhuǎn)向器內(nèi)齒輪工作視為閉式傳動失效形式主要為輪齒的折斷，因此按彎曲強度設(shè)計，按接觸強度校核。 1、 選取齒輪材料及熱處理 對于汽車齒輪采用硬齒面設(shè)計，表面硬度均應(yīng) 56HRC，主動小齒輪取 60HRC，淬火處理；齒條采用 45 鋼，表面硬度取 58HRC，淬火 。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 2、 齒輪最大轉(zhuǎn)矩 1T=30.8 N m 3、 初取載荷系數(shù) K 載荷有中等沖擊，斜齒輪硬齒面， K =1.6 1.8 范圍內(nèi) ， 初取 K =1.7。 4、 選取齒寬系數(shù)d及a齒輪相對軸承非對稱布置，取d=0.6。 由式 a=12 d（ 3-1） 得對于齒條 Z （待定）， 則d 0。 5、 初取重合度系數(shù) Y及螺旋角系數(shù) 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、 初取齒數(shù) 1Z ， 2Z ,齒形系數(shù)FaY及應(yīng)力修正系數(shù)SaY取 1Z =8 ， 2Z 待定 。 由 vZ=3cosZ（ 3-3） 得當量齒數(shù) 1vZ=8.5 由于避免根切的最小齒數(shù) minZ =17，故采用變位齒輪傳動，m inm in*m in Z ZZh a 取變位系數(shù)min=0.529。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 1FaY=2.45，2FaY=2.063 1SaY=1.65，2SaY=1.97 7、 確 定許用彎曲疲勞應(yīng)力 F 得 1limF=450 MPa0.7=315MPa 2limF=430 MPa0.7=301MPa （雙向運轉(zhuǎn)，數(shù)值 0.7） 由式 1F =NF STF YSYmin1lim（ 3-4） 齒輪失效概率 1/100 采用一般可靠度設(shè)計，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 /年），單班（ 8h）；應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N =60nhL； 為每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙 合次數(shù)； n 為轉(zhuǎn)速；hL為齒輪工作壽命則 =1； n 取大致為 1.75/2 r/s=0.875 r/s。 則 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、 按齒根彎曲疲勞應(yīng)力 111FSaFaYY=489 65.145.2 =0.008267 （ 1） 2 22F SaFaYY=467 97.1063.2 =0.008703 （ 2） 9、 確定齒輪模數(shù) 由式 nm )(co s2 0 0 03 212FFaSadYYZYK T Y （ 3-5） 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 代入上面兩式 (1)(2)兩者最大值 nm2.43 mm 取 nm=2.5 mm 10、 確定主要參數(shù) 分度圓直徑 d =cos 1Zmn =20.45 mm 齒寬 b =d1d=0.620.45 mm =12.27 mm 取 2b =20 ， 1b =b +5 10 mm， 1b =30 mm 使用系數(shù) AK ，取 AK =1.1。 11、 定載荷系數(shù) K （ 1） 動載系數(shù)vK齒輪圓周速度 =6000011nd=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)K（ 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(11Z +21Z )cos, 2Z =1.48cos12 =1.45 縱向重合度 = 1Zdtan=14.3 86.0 tan12=0.325 從而 K=1.42，K=1.08 則 K = AKvK K K=1.11.031.08 1.42=1.74 得 K K 需重新計算nm； 12、 驗算齒根疲勞強度 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 用準確值代入式 nm2.48 mm 仍取nm=2.5 ，齒根疲勞強度足夠 。 nm=2.5 mm 13、 驗算齒面接觸疲勞強度 彈性系數(shù) ，查得EZ=189.8 MPa 。 節(jié)點區(qū)域系數(shù)， 查得HZ=2.4。 由式 Z= )1(34 d （ 3-6） 得 Z=0.89 螺旋角系數(shù)ZZ= cos =0.99 許用接觸疲勞應(yīng)力 H =NHH ZS minlim （ 3-7） 式中：NZ接觸疲勞壽命系數(shù)，查得NZ=0.98； HS安全系數(shù)，失效概率 1/100， 取 minHS =1； 得 1limH =1560 MPa， 2limH =1540 MPa； 1H =1529 MPa， 2H =1509 MPa； 14、 驗算齒面接觸強度 H = EZ HZZ Z 12 211 bdKT ， 則 1 1 ； 故 H =189.82.450.890.992345.2020108.308.12 =1492 Mpa H 1509 MPa 由于 H 2H （取兩齒材料較弱者進行比較），故接觸強度足夠。 對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 。 故對于齒條行程 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 l =1.7521d （ 3-7） 1d=cos 1Zmn （ 3-8） 對于齒條，理論上 tp 2Zl ；（t p=cosnp ， np = nm ） （ 3-9） 2Z 1.752 cos1tpd 則 2Z 3.5 1Z 因此 ， min2Z =28。 齒條長 l min2Z tp （ 3-10） 即 l min2Zcosnp =225 mm 3.3 本章小結(jié) 為了配合主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的機械部分，本章通過對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)常規(guī)數(shù)據(jù)的選擇，設(shè)計 齒輪齒條機，并對相關(guān)的零件進行了強度校核。保證使用強度。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 第 4 章 主動轉(zhuǎn)向控制器的設(shè)計計算 4.1 主動轉(zhuǎn)向控制器幾何結(jié)構(gòu)設(shè)計 控制器由一個行星齒輪組組成，簡圖如 圖 4-1 所示 ： 圖 4-1 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pn=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)機構(gòu)的自由度為 F =3n -2 LP - HP =36-25-5=3 其中包括電機方向 2n 的輸入和方向盤方向 1n 的輸入及太陽輪3n的輸出。 通過計算，最終從太陽輪3n輸出的轉(zhuǎn)速3n為 1n 和 2n 的疊加。設(shè)轉(zhuǎn)速 2n 方向向左： 3n=1113 32213 22 nZZZZZZnZZZZcbbb 式中， 2n 方向向左時取 “ ”，反之則取 “+”。 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 其中，31 ZZ ；2bc ZZ 。 當2n=0 時，3n=1n，即電機未工作時，輸出即為方向盤的輸入； 當1n=0 時，3n=213 22 nZZZZbb，此時，轉(zhuǎn)向角度由電機控制。 對行星齒輪組進行設(shè)計，左右為對稱結(jié)構(gòu)，設(shè)計一組即可，選擇對左邊行星輪系進行設(shè)計。 4.2 主動轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪設(shè)計計算 參考普通圓柱齒輪設(shè)計方案，轉(zhuǎn)向控制 器采用閉式硬齒面設(shè)計方案，失效形式主要為輪齒的折斷，因此按彎曲強度設(shè)計，接觸強度校核。 齒輪采用斜齒圓柱齒輪傳動，初設(shè)螺旋角 =10， 在 8 15范圍內(nèi)選。 初取模數(shù)nm=2 mm。 為了盡量不使用變位齒輪，行星輪和主動太陽輪齒數(shù) Z minZ =17。 初取主動太陽齒數(shù) 1Z =14；行星輪齒數(shù) 2Z =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 20inr TMC，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 1T 根據(jù)行星齒輪機構(gòu)設(shè)計，行星輪齒數(shù)小于太陽輪時即gZaZ則 ， 計算轉(zhuǎn)矩 panTT 1（ 4-1） 式中：aT為輸入軸轉(zhuǎn)矩； pn為行星輪數(shù)目； 為齒數(shù)比； 且 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 =gaZZ=12p（ 4-2） 式中 p 為內(nèi)傳動比， p =abZZ（ b 為大齒圈） 。 對于主動轉(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)主動太陽輪齒數(shù)1Z=14；行星輪齒數(shù)aZ=10。 對于太陽輪分度圓直徑 cos11Zmd n =28.4 mm 行星輪 cos1 anZmd =20.3 mm 則大齒圈分度圓直徑 cd= 1d +2ad=28.4+220.3=69 mm 于是齒數(shù) ncc mdZ cos=aZZ 21 =34 從而得出 =1.4 取行星輪數(shù)目 pn=4 則 4.61 aTT=4.81 NM aT為輸入軸轉(zhuǎn)矩，即為方向盤轉(zhuǎn)矩 aT=30.8 NM 4、 初取載荷系數(shù) K K =1.6 1.8 范圍內(nèi) ， 取 K =1.7 5、 選取齒寬系數(shù)d及a齒輪相對軸承非對稱布置，取d=0.5。 由式 a=d 12 （ 4-3） 得 a=0.4 6、 初取重合度系數(shù)Y及螺旋角系數(shù)Y初設(shè)螺旋角 =10，a=1.8 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 由式 Y=0.25+75.0（ 4-4） 得 Y=0.67 得 Y=0.93 7、 齒形修正系數(shù)FaY及應(yīng)力修正系數(shù)SaY由 vZ=Z/ 3cos 得 1vZ=15；2vZ=10 由于 Z minZ =17，兩者均采用變位齒輪，m inm in*m in Z ZZh a 取 41.0,18.0 21 1FaY=2.75，2FaY=2.55 1SaY=1.58，2SaY=1.64 8、 確定許用彎曲疲勞應(yīng)力 F 得 1limF =460 MPa0.7=322MPa 2limF =420 MPa0.7=294MPa （由于齒輪雙向運轉(zhuǎn)，故乘以系數(shù) 0.7） 由式 1F =NF STF YSYmin1lim （ 4-5） 式中：STY為應(yīng)力修正系數(shù)，STY=2.0；NY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 =60nhL式中： 為每轉(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； 假定齒輪工作壽命為 5 年，（每年 300 個工作日）單班制（ 8h） ， 下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣 414951605 下載文檔送全套 CAD 圖紙 扣扣 1304139763 則 1N=60nhL=6060312000=1.296 810 aN=6012212000=1.728 710 可由 1311 32211311 )(； nZZZ ZZZnnZ ZZn aH 計算得 151nna 彎曲疲勞壽命系數(shù) ，取1NY=0.95 ，NaY=0.98。 最小安全系數(shù)，失效概率低于 1/100， minFS =1.25； 可得 1F =489 MPa， 2F =446 MPa 9、 按齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力確定模數(shù)nm 2 22F SaFaYY= 2.75 1.58489=0.008885 （ 1） 222FSaFaYY= 2.55 1.64446=0.009377 （ 2） 由式 nm )(co s2 0 0 03212FFaSadYYZYK T Y （ 4-6） 代入上面兩式（ 1）（ 2）兩者最大值 得 nm1.00 mm 取nm=1.5 mm。 10、 確定主要參數(shù) 11 ()1 1 . 5 ( 1 4 1 0 )()2 2 c o s 2 c o s 1 0naa m Z Za d d o=18.28 mm 取整數(shù) a =19 mm（便于計算） 由 /a ba （ 4-7） 得 1b=7.6 mm， 取1b=8 mm。 一般 ab=b +5 10 mm ，1b=b ； 下載文檔就送