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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 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IIABSTRACTActive 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 gear目 录IV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 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。 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。1 绪 论3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 绪 论41.4 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 绪 论51.5 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62 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。zD2.2 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（2-1）和逆效率 。转 向 器 的 效 率 有 正 效 率正效率12P （2-2）逆效率32P （2-3）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（2-4）0t （2-5）式中： 0蜗杆或螺杆的导程角， 12；摩擦角， farctn；f摩擦系数，取 =0.04；则： =arctan0.0404.arctn12ttan0=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 。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=（2-6）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pGfr31=415442.46 Nmm2 转向系统主要参数的确定8式中： f ，取 0.7；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 载 =(1500+580) =1900；c取值 49.7。119009.849.7=9254.14Np轮胎气压，MPa；取 2.5bar，即 0.25MPa。则： hF= =152.4N12rzwLMDi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L210.851.10 之间，近似认为 i1；为转向盘直径， =380 mm；zDzDwi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 1T= 2hF wD=28.96 Nm2.4.3 转向系的角传动比转向系的角传动比 sdi0（2-7）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（2-8）式中： r齿轮分度圆的半径， 1d；1d齿轮分度圆的直径； 102dri（2-9）2.4.4 转向器的角传动比，取 i=18。乘 用 车 的 转 向 器 的 角 传 动 比 在 17 25的 范 围 内 选 取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103 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，nm在 23mm 之间取值，法 向 模 数取 =3mm(GB/T13571987)。取 1Z=10。minZ=17，若主动齿轮 Z min 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 min= inha； ah=1，则 in=0.412。取 =12。压力角 n20。转向盘最大转角 211.75360=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 *anh1。齿轮法向顶隙系数 c0.25。3 主动转向执行机构的设计113.1.2 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 1T=28.96 Nm3、初取载荷系数 K斜齿轮硬齿面， =1.61.8，初取 K=1.7。4、选取齿宽系数 d及 a取 d=0.6。由式 a= 12d （3-1）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， a=1.8。由式 Y=0.25+ 75.0 （3-2）得 =0.67Y=0.91初取 =0.91 =0.676、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 1Z=10 ， 2待定。由 vZ= （3-3）3cos得当量齿数 1v=10.7由于齿轮不发生根切的最小齿数 minZ=17，采用变位， in*inha取变位系数 =0.412。min1FaY=2.45， 2Fa=2.0631Sa=1.65， 2Sa=1.977、确定许用弯曲疲劳应力 F得 1lim=450 MPa0.7=315MPa2liF=430 MPa0.7=301MPa（双向运转，数值0.7）由式 1F= NSTYmin1l （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 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/year） ，单班（8 小时） ；应力循环次数 N=60n hL； 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。3 主动转向执行机构的设计13则 N=6052.51120003.87 710取 NY=0.97于是 1F= 97.025.4 =489 MPa = .3 =467 MPa8、按齿根弯曲疲劳应力 1FSaY= 48965.2=0.0082672FSa= 67.03.=0.0087039、确定齿轮模数由式 nm )(cos20321FaSdYZKTY （3-5）代入上面两式(1)(2)两者最大值 n2.76 mm取 n=3 mm10、确定主要参数分度圆直径 d= cos1Zmn=30.67 mm齿宽 b= d 1=0.630.67 mm =18.4 mm取 2=24 ， 1=b+510 mm， 1b=30 mm使用系数 AK，取 =1.1。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 = 601nd=0.05 m/s齿轮精度取为 9 级。vK=1.03（2）齿向载荷分布系数 （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( 1Z+ 2) , 2Zcos=1.48cos12=1.45纵向重合度 = 1Zdtan= tan12=0.3250.634从而 K=1.42， =1.08则 = Av=1.11.031.08 1.42=1.74得 需重新计算 nm；12、验算齿根疲劳强度用准确值代入式 n2.88 mm仍取 nm=3 ，齿根疲劳强度足够。nm=3 mm 3 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 EZ=189.8 。MPa节点区域系数，查得 H=2.4。由式 Z= )1(34d （3-6）得 =0.89螺旋角系数 Z Z= cos=0.99许用接触疲劳应力 H= NSminl （3-7）式中： NZ接触疲劳寿命系数，查得 Z=0.98；安全系数，失效概率1/100，取 minHS=1；HS得 1limH=1560 MPa， 2li=1540 MPa； 1=1529 MPa， 2H=1509 MPa；14、验算齿面接触强度H= EZ12bdKT，则 11；故 H=189.82.450.890.99 2345.0182=1492 Mpa H1509 MPa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 1.75圈3 主动转向执行机构的设计16故对于齿条行程 l= （3-8）11752.d1= cosZmn （3-9）对于齿条，理论上 tp2Z l；（ tp= cosn， p= nm） （3-10）2Z1.752 cos1td则 2Z3.5 1 因此， min2Z=36。齿条长 l min2Ztp （3-11）即 l in2cos=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：3 主动转向执行机构的设计17图 3-1 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 =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 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=3 -2 L- =36-25-5=3设转速 2n方向向左：3n= 13212 nZZcbb式中， 2n方向向左时取“” ，反之则取“+”。 其中， 31Z； 2bc。当 2=0 时， = 1；3 主动转向执行机构的设计18当 1n=0 时， 3= 21nZb，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 nm=2 mm。齿数 Z i=17。初取主动太阳齿数 1Z=18；行星轮齿数 =14。aZ1、选取齿轮材料及热处理方法20 inrTMC，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（3-12）式中： aT为输入轴转矩；pn为行星轮数目；为齿数比；且 = gaZ= 12p （3-13）3 主动转向执行机构的设计19式中 p为内传动比， p= abZ（ b 为大齿圈） 。初设太阳轮的齿数 1=17；行星轮齿数 aZ=14。对于太阳轮分度圆直径 cos11mdn=36.5 mm 行星轮 =28.4mmsnaaZ则大齿圈分度圆直径 cd= 1+2 a=28.4+220.3=91.3 mm于是齿数 ncmZos= aZ21=45从而得出 =1.05取行星轮数目 pn=4则 4.61aT=4.53 NMaT为输入轴转矩， a=28.96 NM4、初取载荷系数 K K=1.61.8 范围内，取 K=1.75、选取齿宽系数 d及 a取 d=0.5。 由式 a= d12 （3-14）得 a=0.46、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， a=1.8由式 Y=0.25+ 75.0 （3-15）得 =0.67得 =0.937、齿形修正系数 FaY及应力修正系数 SaY由 vZ=Z/ 3cos得 1=19； 2v=15由于 2vZ min=17，故，变位， min*inZha 41.0,8.21FaY=2.67， Fa=2.951S=1.58， 2S=1.648、确定许用弯曲疲劳应力 F得 1lim=460 MPa0.7=322MPa 2liF=420 MPa0.7=294MPa由式 1F= NSTYmin1l（3-16）式中： STY为应力修正系数， ST=2.0；N为弯曲疲劳应力寿命系数；接触应力变化总次数 N=60n hL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 1N=60n hL=6060312000=1.29610a=6012212000=1.728 7可由 1312131 )(;nZnZnaH 计算得 15a弯曲疲劳寿命系数，取 1NY=0.95 ， N=0.98。最小安全系数，失效概率低于 1/100， minFS=1.25；可得 1=489 MPa， 2F=446 MPa9、按齿根弯曲疲劳极限应力确定模数 n2FSaY=0.009531 （1）.95842FSaY= .16=0.009818 （2）.67由式nm )(cos0321FaSdYZKTY （3-17） 得 n1.60 mm取 m=1.5 mm。10、确定主要参数 11().5(140)()22cos2cosnaaZd32.5 mm 取整数 a=32 mm（便于计算）由 /ab （3-18）3 主动转向执行机构的设计22得 1b=12.8 mm，取 1b=12 mm。一般 a= +510 mm ， 1b= ；则 a=18 mm对于变位齿轮 1x=0 ， 2=0.41由式 12()tanxinvivZ （3-19）查表 =2140其行星齿轮的实际中心距 cosa， a=32.5mm则 =32.8 取整数 =33 mm则 =18401211、定载荷系数 K （1）使用系数 A 查表 =1.1（2）动载系数 v齿轮圆周速度 = 601nd=0.071 m/s齿轮精度取为 9 级。查表 vK=1.03（3）齿向载荷分布系数 硬齿面，非对称布置，取 d=0.5， K=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 主动转向执行机构的设计23= a （3-20）端面重合度 a=1.88-3.2( 1Z+ 2)cos,=1.46cos18.67=1.39纵向重合度 = 1Zdtan=tan18.67=0.944.05834得 K=1.5于是 = Av=1.11.031.06 1.5=1.8K 需重新计算 nm；12、验算齿根疲劳强度用准确值代入式（1） （ Y=0.62， =0.91）得 n0.97 mm 仍取 nm=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， EZ=189.8 。MPa（2）节点区域系数，查得， H=2.11。（3）重合度系数 ，因 2 )2ahr （3-29）即 )sin(21kr ahr2 （3-30）式中： k= pn=4；变位齿轮中心距变动系数 )1cos(21Zmay（3-31）则 =0.68-s.840567齿高变动系数 yxy21 （3-32）且 18.0x， 41.2x故 y0.08齿顶高 myxha)(* （3-33）故 a=（1+0.41-0.08）2=2.66 mm齿顶圆直径 aahd2（3-34）a=28.4+2.662=33.72 mm3 主动转向执行机构的设计27于是 2 )sin(1kr= )4180sin()21d=（36.5+33.72 ）sin45=49.66mm ad =33.72 mm即 )sin(21kZ myxha)(2*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 01n时，驱动电机转速为 2n，太阳轮输出转速为 3n，由式3= 231Zb （3-35）设蜗轮转速为 wn，则应有 212Zinbw（3-36）故 3n= wbZ2 （3-37）在理想状况下，最小转弯半径 minR与外轮角度的关系为：i= axsL （3-38）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 （3-39）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=2700 mm ；轮距（前） =1500 mm ；最小转弯半径 minR=11/2=5.5 m于是，代入（4-19）式可求得sin max= =0.491ax=29.4 则 max可求得max=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：out= 75.1240(/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 183outi；求得 3=413.64(/s)3n=68.94 r/min3 主动转向执行机构的设计29则蜗轮转速 32nZbw（3-40）已知机构中 143Z18； 42cb46r/min=26.97 r/min.869wn一般工况下，电机转速为 480 r/min。当 2n=480 r/min 时由式 3n= wi （3-41）知 i= w2=17.79查表，取蜗轮蜗杆传动比为 i=19.53.5.2 蜗轮蜗杆的设计计算1、选择材料蜗杆选用 40 rC表面渗碳，表面硬度（45-55）HRC，蜗轮选用 10PZCuSn砂型铸造， 20bMPa； s=140MPa。2、确定 wZ， 2， n确定蜗杆头数 =2；则由式 wZ= 2i （3-42）得 =19.52=392n= wi=19.226.97 r/min=517 r/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T=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 wT= =28.96 NM。4、确定载荷系数 K查取，工作情况系数 A=1。初设蜗轮圆周速度 2v3m/s，取动载荷系数 vK=1 =1；故 = A=1；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
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