轎車(chē)前輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[齒輪齒條轉(zhuǎn)向]

轎車(chē)前輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒輪齒條轉(zhuǎn)向,齒輪齒條轉(zhuǎn)向,轎車(chē),前輪,主動(dòng),轉(zhuǎn)向,系統(tǒng),機(jī)械,結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),齒輪,齒條 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)第1章 緒 論主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)保留了傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的機(jī)械構(gòu)件，包括轉(zhuǎn)向盤(pán)、轉(zhuǎn)向柱、齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。其最大特點(diǎn)就是在轉(zhuǎn)向盤(pán)和齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)之間的轉(zhuǎn)向柱上集成了一套雙行星齒輪機(jī)構(gòu)，用于向轉(zhuǎn)向輪提供疊加轉(zhuǎn)向角。主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)通過(guò)一組雙行星齒輪機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)了獨(dú)立于駕駛員的轉(zhuǎn)向疊加功能，完美地解決了低速時(shí)轉(zhuǎn)向靈活輕便與高速時(shí)保持方向穩(wěn)定性的矛盾，并在此基礎(chǔ)上通過(guò)轉(zhuǎn)向干預(yù)來(lái)防止極限工況下車(chē)輛轉(zhuǎn)向過(guò)多的趨勢(shì)，進(jìn)一步提高了車(chē)輛的穩(wěn)定性。同時(shí)，該系統(tǒng)能方便地與其他動(dòng)力學(xué)控制系統(tǒng)進(jìn)行集成控制，為今后汽車(chē)底盤(pán)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(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)不僅能夠?qū)D(zhuǎn)向力矩進(jìn)行調(diào)節(jié)，而且還可以對(duì)轉(zhuǎn)向角度進(jìn)行調(diào)整，使其與當(dāng)前的車(chē)速達(dá)到完美匹配。其中的總轉(zhuǎn)角等于駕駛員轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角和伺服電機(jī)轉(zhuǎn)角之和。低速時(shí)，伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)的行星架轉(zhuǎn)動(dòng)方向與轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)相同，疊加后增加了實(shí)際的轉(zhuǎn)向角度，可以減少轉(zhuǎn)向力的需求。高速時(shí)，伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)的行星架轉(zhuǎn)動(dòng)方向與轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)相反，疊加后減少了實(shí)際的轉(zhuǎn)向角度，轉(zhuǎn)向過(guò)程會(huì)變得更為間接，提高了汽車(chē)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(xiāo)式轉(zhuǎn)向器它是以蝸桿為主動(dòng)件，曲柄銷(xiāo)為從動(dòng)件的轉(zhuǎn)向器。蝸桿具有梯形螺紋，手指狀的錐形指銷(xiāo)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(shí)，通過(guò)轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)蝸桿、嵌于蝸桿螺旋槽中的錐形指銷(xiāo)一邊自轉(zhuǎn)，一邊繞轉(zhuǎn)向搖臂軸做圓弧運(yùn)動(dòng)，從而帶動(dòng)曲柄和轉(zhuǎn)向垂臂擺動(dòng)，再通過(guò)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)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(chē)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(jī)構(gòu)將來(lái)自轉(zhuǎn)向盤(pán)的旋轉(zhuǎn)力進(jìn)行減速，使轉(zhuǎn)向盤(pán)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變?yōu)闇u輪蝸桿的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾珠螺桿的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變?yōu)橹本€運(yùn)動(dòng)，螺母再與扇形齒輪嚙合，直線運(yùn)動(dòng)再次變?yōu)樾D(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，使連桿臂搖動(dòng)，連桿臂再使連動(dòng)拉桿和橫拉桿做直線運(yùn)動(dòng)，改變車(chē)輪的方向。 這是一種古典的機(jī)構(gòu)，現(xiàn)代轎車(chē)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(dāng)于利用了螺母與螺栓在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中產(chǎn)生的相對(duì)移動(dòng)，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(gè)首尾相連的封閉的螺旋曲線內(nèi)循環(huán)滾動(dòng)，循環(huán)球式故而得名。3、齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器它是一種最常見(jiàn)的轉(zhuǎn)向器。其基本結(jié)構(gòu)是一對(duì)相互嚙合的小齒輪和齒條。轉(zhuǎn)向軸帶動(dòng)小齒輪旋轉(zhuǎn)時(shí)，齒條便做直線運(yùn)動(dòng)。有時(shí)，靠齒條來(lái)直接帶動(dòng)橫拉桿，就可使轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向。所以，這是一種最簡(jiǎn)單的轉(zhuǎn)向器。它的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低廉，轉(zhuǎn)向靈敏，體積小，可以直接帶動(dòng)橫拉桿。在汽車(chē)上得到廣泛應(yīng)用。 1.2主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特點(diǎn)自從汽車(chē)發(fā)明以來(lái)，駕駛轉(zhuǎn)向的傳動(dòng)裝置通常都是固定的，方向盤(pán)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(guò)急彎時(shí)就不需要大幅轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤(pán)，但是在高速行駛時(shí)，方向盤(pán)細(xì)微的動(dòng)作都將會(huì)影響到行駛穩(wěn)定性；反過(guò)來(lái)說(shuō)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)越是間接，車(chē)輛在高速公路上的行駛穩(wěn)定性就越高，但是必須犧牲過(guò)彎時(shí)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(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)保留了傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的機(jī)械構(gòu)件，包括轉(zhuǎn)向盤(pán)、轉(zhuǎn)向柱、齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)以及轉(zhuǎn)向橫拉桿等。其最大特點(diǎn)就是在轉(zhuǎn)向盤(pán)和齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)之間的轉(zhuǎn)向柱上集成了一套雙行星齒輪機(jī)構(gòu)，用于向轉(zhuǎn)向輪提供疊加轉(zhuǎn)向角。主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)通過(guò)一組雙行星齒輪機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)了獨(dú)立于駕駛員的轉(zhuǎn)向疊加功能，完美地解決了低速時(shí)轉(zhuǎn)向靈活輕便與高速時(shí)保持方向穩(wěn)定性的矛盾，并在此基礎(chǔ)上通過(guò)轉(zhuǎn)向干預(yù)來(lái)防止極限工況下車(chē)輛轉(zhuǎn)向過(guò)多的趨勢(shì)，進(jìn)一步提高了車(chē)輛的穩(wěn)定性。同時(shí)，該系統(tǒng)能方便地與其他動(dòng)力學(xué)控制系統(tǒng)進(jìn)行集成控制，為今后汽車(chē)底盤(pán)一體化控制奠定了良好的基礎(chǔ)。主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的的雙行星齒輪機(jī)構(gòu)包括左右左右兩副行星齒輪機(jī)構(gòu)，公用一個(gè)行星架進(jìn)行動(dòng)力傳遞，左側(cè)的主動(dòng)太陽(yáng)輪與轉(zhuǎn)向盤(pán)相連，將轉(zhuǎn)向盤(pán)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(gè)轉(zhuǎn)向舒服自由度，一個(gè)是行星架傳遞的轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)角，另一個(gè)是由伺服電機(jī)疊加轉(zhuǎn)角輸入。右側(cè)的太陽(yáng)輪作為輸出軸，其輸出的轉(zhuǎn)向角度是由轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)向角度與伺服電動(dòng)驅(qū)動(dòng)的行星架轉(zhuǎn)動(dòng)方向與轉(zhuǎn)向盤(pán)相同，增加了后者的實(shí)際轉(zhuǎn)向角度，高速時(shí)，伺服電動(dòng)機(jī)電機(jī)驅(qū)動(dòng)的行星架與轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)向相反，疊加后減少了實(shí)際的轉(zhuǎn)向角度，轉(zhuǎn)向過(guò)程變得更為間接，提高了汽車(chē)的穩(wěn)定性和安全性。轉(zhuǎn)動(dòng)車(chē)輪所用的力量，并不是由電動(dòng)機(jī)決定，而是由獨(dú)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(dòng)式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的其他組成部件還包括判定當(dāng)前駕駛條件和駕駛者指令的獨(dú)立控制單元和多個(gè)傳感器。主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的整體結(jié)構(gòu)如圖1-1所示：圖1-1 主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)表1-1 主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)基礎(chǔ)參數(shù)表參數(shù)名稱(chēng)具體參數(shù)值傳動(dòng)比靜止?fàn)顟B(tài)10:1；高速狀態(tài)20:1輪胎型號(hào) 245/45 R17W軸距 2890風(fēng)阻系數(shù) 0.28整車(chē)裝備質(zhì)量 1673承載質(zhì)量 382前后配重 49.7%，50.3%最高時(shí)速 250/h轉(zhuǎn)向盤(pán)回轉(zhuǎn)總?cè)?shù)3.5圈最小轉(zhuǎn)彎直徑11.5m轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑3791.3本章小結(jié) 本章是對(duì)傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向器及主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的綜述，了解主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的發(fā)展現(xiàn)狀和特點(diǎn)并確定參考數(shù)據(jù)。為后面的設(shè)計(jì)奠定基礎(chǔ)。第2章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定2.1轉(zhuǎn)向盤(pán)的直徑轉(zhuǎn)向盤(pán)的直徑根據(jù)車(chē)型的大小可在380550的標(biāo)準(zhǔn)系列內(nèi)選取。取=379mm。2.2轉(zhuǎn)向盤(pán)回轉(zhuǎn)的總?cè)?shù)轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)的總?cè)?shù)與轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比以及所要求的轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角有關(guān)，對(duì)貨車(chē)和轎車(chē)的轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)總?cè)?shù)有不同的要求。不裝動(dòng)力轉(zhuǎn)向的重型汽車(chē)的轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)的總?cè)?shù)一般不宜超過(guò)7圈，而對(duì)于轎車(chē)不應(yīng)超過(guò)3.6圈2。取3.5圈。2.3轉(zhuǎn)向系的效率轉(zhuǎn)向系的效率由轉(zhuǎn)向器的效率和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的效率決定，即 （2-1）轉(zhuǎn)向器的效率有正效率和逆效率兩種。正效率 （2-2）逆效率 （2-3）式中：作用在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的功率； 轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率； 作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率。對(duì)于蝸桿類(lèi)和螺桿類(lèi)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(jì)算： （2-4） （2-5）式中：蝸桿或螺桿的導(dǎo)程角，12；摩擦角，；摩擦系數(shù)，取=0.04（查得淬火鋼對(duì)淬火鋼的摩擦副摩擦系數(shù)=0.030.05，選取=0.04）；則： =arctan0.04=83.452.4轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比2.4.1轉(zhuǎn)向時(shí)加在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的力為了使轉(zhuǎn)向系操縱輕便，轉(zhuǎn)向時(shí)加在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的切向力，對(duì)轎車(chē)不應(yīng)大于150200N。作用于方向盤(pán)上的手力 = （2-6）式中： 轉(zhuǎn)向阻力矩；主銷(xiāo)偏移矩；可用下列公式來(lái)計(jì)算汽車(chē)在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩=481680 Nmm式中： 輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，一般取0.7； 轉(zhuǎn)向阻力矩，Nmm； 轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷，N，；汽車(chē)的滿載質(zhì)量 =(1673+382) =2055；汽車(chē)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。20559.849.7=10213.35N輪胎氣壓，MPa；取2.5bar，即0.255MPa。則：=162.1N式中： 為轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng)；為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)，現(xiàn)代汽車(chē)結(jié)構(gòu)中，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)角傳動(dòng)比；比值大約在0.851.10之間，近似認(rèn)為1；為轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑，=379 mm；為轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比, =18；為轉(zhuǎn)向器正效率, =83.45%；2.4.2小齒輪最大轉(zhuǎn)矩靜止?fàn)顟B(tài)下，主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器不工作，此時(shí)工作狀況相當(dāng)于傳統(tǒng)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向盤(pán)與齒輪剛性連接。則齒輪轉(zhuǎn)矩 =30.8 Nm2.4.3轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比 （2-7）式中：轉(zhuǎn)向軸的轉(zhuǎn)角增量，rad；齒條位移增量，mm；對(duì)于定傳動(dòng)比的轉(zhuǎn)向器，其角轉(zhuǎn)動(dòng)比可表示為： （2-8）式中：齒輪分度圓的半徑，； 齒輪分度圓的直徑； （2-9）2.4.4轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比乘用車(chē)的轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比在1725的范圍內(nèi)選取，一般傳統(tǒng)齒輪齒條轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比為18，取=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(pán)的直徑轉(zhuǎn)向盤(pán)回轉(zhuǎn)的總?cè)?shù) 轉(zhuǎn)向系的效率，轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比。 第3章 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1齒輪齒條結(jié)構(gòu)的幾何設(shè)計(jì)主動(dòng)小齒輪采用斜齒圓柱小齒輪，采用變位齒輪。法向模數(shù)在23mm之間取值，取2mm(GB/T13571987)。齒數(shù)多在58之間取值，取=6。由于避免根切的最小齒數(shù)為=17；主動(dòng)齒輪只能采用變位齒輪方案變位系數(shù) =；=1，則=0.529。齒輪螺旋角多在915之間取值，取=12。壓力角即法向齒形角取標(biāo)準(zhǔn)值20。轉(zhuǎn)向盤(pán)最大轉(zhuǎn)角1.75360=315。齒條齒數(shù)待定。主動(dòng)小齒輪選用156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(jí)。法向齒頂高系數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值1。法向頂隙系數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值0.25。3.2齒輪齒條設(shè)計(jì)及校核轉(zhuǎn)向器內(nèi)齒輪工作視為閉式傳動(dòng)失效形式主要為輪齒的折斷，因此按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)，按接觸強(qiáng)度校核。1、選取齒輪材料及熱處理對(duì)于汽車(chē)齒輪采用硬齒面設(shè)計(jì)，表面硬度均應(yīng)56HRC，主動(dòng)小齒輪取60HRC，淬火處理；齒條采用45鋼，表面硬度取58HRC，淬火。2、齒輪最大轉(zhuǎn)矩 =30.8 Nm3、初取載荷系數(shù)載荷有中等沖擊，斜齒輪硬齒面，=1.61.8范圍內(nèi)，初取=1.7。4、選取齒寬系數(shù)及齒輪相對(duì)軸承非對(duì)稱(chēng)布置，取=0.6。由式 = （3-1）得對(duì)于齒條Z（待定），則0。5、初取重合度系數(shù)及螺旋角系數(shù)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、初取齒數(shù)，,齒形系數(shù)及應(yīng)力修正系數(shù)取=8 ，待定。由 = （3-3）得當(dāng)量齒數(shù) =8.5由于避免根切的最小齒數(shù)=17，故采用變位齒輪傳動(dòng)，取變位系數(shù)=0.529。=2.45，=2.063=1.65，=1.977、確定許用彎曲疲勞應(yīng)力得 =450 MPa0.7=315MPa=430 MPa0.7=301MPa（雙向運(yùn)轉(zhuǎn)，數(shù)值0.7）由式 = （3-4）齒輪失效概率1/100采用一般可靠度設(shè)計(jì)，取=1.25；為應(yīng)力修正系數(shù)，取=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)=60n；為每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；n為轉(zhuǎn)速；為齒輪工作壽命則=1；n取大致為 1.75/2 r/s=0.875 r/s。則 =6052.51120003.87取 =0.97于是 = =489 MPa = =467 MPa8、按齒根彎曲疲勞應(yīng)力 =0.008267 （1）=0.008703 （2）9、確定齒輪模數(shù)由式 （3-5）代入上面兩式(1)(2)兩者最大值 2.43 mm取 =2.5 mm10、確定主要參數(shù)分度圓直徑 =20.45 mm齒寬 =0.620.45 mm =12.27 mm取 =20 ，=+510 mm，=30 mm使用系數(shù)，取=1.1。11、定載荷系數(shù)（1）動(dòng)載系數(shù)齒輪圓周速度 =0.05 m/s齒輪精度取為9級(jí)。 =1.03（2）齒向載荷分布系數(shù)（9級(jí)精度，淬火鋼）：由式 =1.45+0.325=1.78端面重合度 =1.88-3.2(+)cos, =1.48cos12 =1.45縱向重合度 =tan=tan12=0.325從而 =1.42，=1.08則 =1.11.031.08 1.42=1.74得 需重新計(jì)算；12、驗(yàn)算齒根疲勞強(qiáng)度用準(zhǔn)確值代入式 2.48 mm仍取=2.5 ，齒根疲勞強(qiáng)度足夠。 =2.5 mm 13、驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度彈性系數(shù)，查得=189.8。節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，查得=2.4。由式 = （3-6）得 =0.89螺旋角系數(shù) =0.99許用接觸疲勞應(yīng)力= （3-7）式中：接觸疲勞壽命系數(shù)，查得=0.98；安全系數(shù)，失效概率1/100，取=1；得 =1560 MPa，=1540 MPa； =1529 MPa，=1509 MPa；14、驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度 =，則1；故 =189.82.450.890.99=1492 Mpa1509 MPa由于（取兩齒材料較弱者進(jìn)行比較），故接觸強(qiáng)度足夠。對(duì)于方向盤(pán)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(duì)于齒條行程=1.752 （3-7）= （3-8）對(duì)于齒條，理論上；（=，=） （3-9）1.752則 3.5 因此，=28。齒條長(zhǎng) （3-10）即 =225 mm 3.3 本章小結(jié) 為了配合主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的機(jī)械部分，本章通過(guò)對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)常規(guī)數(shù)據(jù)的選擇，設(shè)計(jì)齒輪齒條機(jī)，并對(duì)相關(guān)的零件進(jìn)行了強(qiáng)度校核。保證使用強(qiáng)度。 第4章 主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器幾何結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)控制器由一個(gè)行星齒輪組組成，簡(jiǎn)圖如圖4-1所示： 圖4-1 控制器簡(jiǎn)圖對(duì)于左邊的主動(dòng)太陽(yáng)輪為1，行星輪為a(初設(shè)行星齒輪數(shù)目為=4)；大齒圈c固定在轉(zhuǎn)向柱上，系桿H；右邊太陽(yáng)輪為3，齒圈b內(nèi)齒與行星輪a嚙合；外齒與電機(jī)帶動(dòng)的蝸桿2組成渦輪蝸桿傳動(dòng)。該系統(tǒng)中活動(dòng)構(gòu)件為=6；高副數(shù)目為=5；低副數(shù)目為=5，則系統(tǒng)機(jī)構(gòu)的自由度為 =3-2-=36-25-5=3其中包括電機(jī)方向的輸入和方向盤(pán)方向的輸入及太陽(yáng)輪的輸出。通過(guò)計(jì)算，最終從太陽(yáng)輪輸出的轉(zhuǎn)速為和的疊加。設(shè)轉(zhuǎn)速方向向左： =式中，方向向左時(shí)取“”，反之則取“+”。 其中，；。當(dāng)=0時(shí)，=，即電機(jī)未工作時(shí)，輸出即為方向盤(pán)的輸入；當(dāng)=0時(shí)，=，此時(shí)，轉(zhuǎn)向角度由電機(jī)控制。對(duì)行星齒輪組進(jìn)行設(shè)計(jì)，左右為對(duì)稱(chēng)結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)一組即可，選擇對(duì)左邊行星輪系進(jìn)行設(shè)計(jì)。4.2主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算參考普通圓柱齒輪設(shè)計(jì)方案，轉(zhuǎn)向控制器采用閉式硬齒面設(shè)計(jì)方案，失效形式主要為輪齒的折斷，因此按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)，接觸強(qiáng)度校核。齒輪采用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，初設(shè)螺旋角=10，在815范圍內(nèi)選。初取模數(shù)=2 mm。為了盡量不使用變位齒輪，行星輪和主動(dòng)太陽(yáng)輪齒數(shù)=17。初取主動(dòng)太陽(yáng)齒數(shù)=14；行星輪齒數(shù)=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20，滲碳淬火。2、齒面硬度太陽(yáng)輪 6063HRC 行星輪 5863HRC3、太陽(yáng)輪轉(zhuǎn)矩根據(jù)行星齒輪機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，行星輪齒數(shù)小于太陽(yáng)輪時(shí)即則，計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （4-1）式中：為輸入軸轉(zhuǎn)矩；為行星輪數(shù)目；為齒數(shù)比；且 = （4-2）式中為內(nèi)傳動(dòng)比，=（ b為大齒圈）。對(duì)于主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器，為使其結(jié)構(gòu)尺寸不至于過(guò)大，且加工方便簡(jiǎn)單，初設(shè)主動(dòng)太陽(yáng)輪齒數(shù)=14；行星輪齒數(shù)=10。對(duì)于太陽(yáng)輪分度圓直徑 =28.4 mm 行星輪 =20.3 mm則大齒圈分度圓直徑 =+2=28.4+220.3=69 mm于是齒數(shù) =34從而得出 =1.4取行星輪數(shù)目 =4則 =4.81 NM為輸入軸轉(zhuǎn)矩，即為方向盤(pán)轉(zhuǎn)矩 =30.8 NM4、初取載荷系數(shù) =1.61.8范圍內(nèi)，取=1.75、選取齒寬系數(shù)及齒輪相對(duì)軸承非對(duì)稱(chēng)布置，取=0.5。 由式 = （4-3）得 =0.46、初取重合度系數(shù)及螺旋角系數(shù)初設(shè)螺旋角 =10，=1.8由式 =0.25+ （4-4） 得 =0.67 得 =0.937、齒形修正系數(shù)及應(yīng)力修正系數(shù)由 =Z/得 =15；=10由于Z=17，兩者均采用變位齒輪， 取=2.75，=2.55=1.58，=1.648、確定許用彎曲疲勞應(yīng)力得 =460 MPa0.7=322MPa =420 MPa0.7=294MPa （由于齒輪雙向運(yùn)轉(zhuǎn)，故乘以系數(shù)0.7）由式 = （4-5）式中：為應(yīng)力修正系數(shù)，=2.0；為彎曲疲勞應(yīng)力壽命系數(shù)；接觸應(yīng)力變化總次數(shù) =60n式中：為每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；為轉(zhuǎn)速，取大致為1r/s；為齒輪工作壽命；假定齒輪工作壽命為5年，（每年300個(gè)工作日）單班制（8h），則 =60n=6060312000=1.296 =6012212000=1.728可由 計(jì)算得 彎曲疲勞壽命系數(shù)，取=0.95 ，=0.98。最小安全系數(shù)，失效概率低于1/100，=1.25；可得 =489 MPa，=446 MPa9、按齒根彎曲疲勞極限應(yīng)力確定模數(shù)=0.008885 （1） =0.009377 （2）由式 （4-6）代入上面兩式（1）（2）兩者最大值 得 1.00 mm 取=1.5 mm。10、確定主要參數(shù) =18.28 mm 取整數(shù) =19 mm（便于計(jì)算）由 （4-7）得 =7.6 mm，取=8 mm。一般 =+510 mm ，=；則 =13 mm對(duì)于變位齒輪 =0.18 ，=0.41由式 （4-8） 查表=2540其行星齒輪的實(shí)際中心距 ，=18.28 mm則 =19.05 取整數(shù)=19 mm則 =18401211、定載荷系數(shù) （1）使用系數(shù) 查表 =1.1（2）動(dòng)載系數(shù)齒輪圓周速度 =0.067 m/s齒輪精度取為9級(jí)。查表 =1.03（3）齒向載荷分布系數(shù)硬齒面，非對(duì)稱(chēng)布置，取=0.5，=1.06。（4）齒向載荷分布系數(shù)齒輪材料為9級(jí)精度，淬火鋼。由式 = （4-9）端面重合度 =1.88-3.2(+)cos, =1.33cos18.67 =1.26縱向重合度 =tan=tan18.67=0.753得 =1.5于是 =1.11.031.06 1.5=1.8 需重新計(jì)算；12、驗(yàn)算齒根疲勞強(qiáng)度用準(zhǔn)確值代入式（1）（=0.62，=0.91）得 0.97 mm 仍取=2.5 mm，齒根疲勞強(qiáng)度足夠。13、驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 （1）彈性系數(shù)，查得，=189.8。（2）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，查得，=2.11。（3）重合度系數(shù)，因,從而滿足裝配條件。對(duì)于變位齒輪傳動(dòng)有 22 （4-19）即 （4-20）式中： =4；變位齒輪中心距變動(dòng)系數(shù) （4-21）則 =0.51齒高變動(dòng)系數(shù) （4-22）且，故 0.08齒頂高 （4-23）故 =（1+0.41-0.08）1.5 =1.995 mm齒頂圓直徑 （4-24） =15.83+1.9952 =19.82 mm于是 2= =（22.17+15.83）sin45 =26.87 mm =19.82 mm即 滿足鄰接條件10。由于大齒圈工作條件不如主動(dòng)齒輪與行星齒輪嚙合惡劣，當(dāng)采用同種材料，同樣的熱處理方法時(shí)，主動(dòng)齒輪與行星齒輪嚙合滿足設(shè)計(jì)要求時(shí)，其肯定也同樣符合要求，故此處略去其校核步驟。4.4主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器蝸輪蝸桿設(shè)計(jì)計(jì)算4.4.1蝸輪蝸桿傳動(dòng)比的確定為保證蝸輪蝸桿有合適的傳動(dòng)比，從而匹配驅(qū)動(dòng)電機(jī)，需估算轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度。假設(shè)方向盤(pán)轉(zhuǎn)速為零時(shí)，此時(shí)轉(zhuǎn)向角度由驅(qū)動(dòng)電機(jī)控制，若在此時(shí)主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器滿足可變化傳動(dòng)比的變化范圍要求，由前面章節(jié)所述，方向盤(pán)轉(zhuǎn)速為零時(shí)，即時(shí)，驅(qū)動(dòng)電機(jī)轉(zhuǎn)速為，太陽(yáng)輪輸出轉(zhuǎn)速為，由式= （4-25）設(shè)蝸輪轉(zhuǎn)速為，則應(yīng)有 （4-26）故 = （4-27）在理想狀況下，最小轉(zhuǎn)彎半徑與轉(zhuǎn)向輪外輪最大偏轉(zhuǎn)角度的關(guān)系為： = （4-28）在車(chē)輪為絕對(duì)剛體的假設(shè)條件下，內(nèi)轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角與外轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角的關(guān)系式為： （4-29）式中：兩側(cè)主銷(xiāo)軸線與地面相交點(diǎn)之間的距離； 汽車(chē)軸距11；車(chē)型各項(xiàng)參數(shù)值：軸距 L=2890 mm ；輪距（前）=1560 mm ；最小轉(zhuǎn)彎半徑 =11.5/2=5.75 m于是，代入（4-19）式可求得 sin=75.5890.2=0.5026 =30.01則可由（4-20）式求得 =40.2考慮到駕駛員的操縱能力將方向盤(pán)轉(zhuǎn)速取為1r/s;方向盤(pán)回轉(zhuǎn)總?cè)?shù)為3.5圈的情況下，方向盤(pán)由中間位置轉(zhuǎn)至左右極限位置時(shí)歷時(shí)1.75s。則可粗略認(rèn)為轉(zhuǎn)向輪最大偏轉(zhuǎn)角速度為： =(/s)=22.98(/s)主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器輸出角速度即為齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)輸入角速度，則它與轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)角速度之比即為齒輪齒條轉(zhuǎn)向機(jī)傳動(dòng)比，=18，即 ；求得 =413.64(/s) =68.94(/s)則蝸輪轉(zhuǎn)速 （4-30）已知機(jī)構(gòu)中；故 r/min=28.39 r/min取電機(jī)最大轉(zhuǎn)速位250 r/min，一般工況下，電機(jī)轉(zhuǎn)速為200 r/min。當(dāng)=200 r/min時(shí)由式= （4-31）知 =16取蝸輪蝸桿傳動(dòng)比為 =184.4.2蝸輪蝸桿的設(shè)計(jì)計(jì)算1、選擇材料蝸桿選用40表面淬火，表面硬度（45-55）HRC，蝸輪選用砂型鑄造，MPa；=140MPa。2。、確定，由表19-3確定蝸桿頭數(shù)=2；則由式 = （4-32）得 =182=36 =1811.73 r/min=211 r/min3、確定蝸輪轉(zhuǎn)矩最?lèi)毫庸r下，駕駛員需克服地面最大阻力矩施加在方向盤(pán)上的最大轉(zhuǎn)矩為=30.8 NM。當(dāng)方向盤(pán)轉(zhuǎn)速為零時(shí)，考慮在同樣的工況下，則蝸輪的轉(zhuǎn)矩應(yīng)為=30.8 NM。4、確定載荷系數(shù)查取，工作情況系數(shù)=1。初設(shè)蝸輪圓周速度3m/s，取動(dòng)載荷系數(shù)=1；因載荷平穩(wěn)取齒向載荷分布系數(shù)=1；故 =1；5、確定蝸輪許用接觸應(yīng)力查得蝸輪材料，離心鑄造，蝸桿齒面硬度45HRC,得為261MPa；300 MPa，=261MPa。6、接觸疲勞應(yīng)力計(jì)算由式 (4-33)取=0.45，得=2.7。查得彈性系數(shù)=155。將各參數(shù)代入上式得 =42.9 mm由式 （4-34）得 =0.442.9=17.2 mm =1.91 mm選?。?2 mm；=22.4 mm；=11.2。7、計(jì)算圓周速度與滑動(dòng)速度 = （4-35）m/s =0.04 m/s蝸桿分度圓導(dǎo)程角 （4-36） =10729由公式 = （4-37）=m/s =0.23 m/s由于3 m/s，故選取=1可用；12 m/s，蝸輪材料選取砂型鑄造可用。8、傳動(dòng)效率計(jì)算=0.23 m/s時(shí)，當(dāng)量摩擦角=337。據(jù)式（2-4）嚙合效率 則 =0.739、蝸桿傳動(dòng)主要尺寸計(jì)算中心距 （4-38）=47.2 mm分度圓直徑，=22.4 mm；=0.47與初設(shè)基本相符；=236 mm =72 mm蝸桿頂圓直徑；蝸輪喉圓直徑 =26.4 mm =76 mm10、彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算由式 （4-39）蝸輪當(dāng)量齒數(shù) （4-40） =37.74選取蝸輪齒形系數(shù)=1.81。螺旋角系數(shù) =0.93故 =MPa =21.19 MPa確定許用彎曲應(yīng)力；蝸輪材料為，雙側(cè)工作，離心鑄造，取=58 MPa；則 符合強(qiáng)度要求，可用。11、熱平衡計(jì)算由式 （4-41）控制器通風(fēng)條件適中，取表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) 按下式估算殼體散熱面積 =0.089故 KW（6070）可采用其他冷卻散熱措施，加強(qiáng)冷卻?？紤]到主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器為間歇工作，工作條件不如計(jì)算時(shí)惡劣，通風(fēng)散熱良好，因此可考慮將熱平衡計(jì)算略去不計(jì)。4.5本章小結(jié)本章根據(jù)前面各章所得數(shù)據(jù)及校核情況，設(shè)計(jì)整個(gè)主動(dòng)轉(zhuǎn)向器的機(jī)械部分，其中包括主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器幾何結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪設(shè)計(jì)，主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器行星齒輪可行性設(shè)計(jì)及主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制器蝸輪蝸桿設(shè)計(jì)。并進(jìn)行強(qiáng)度校核。結(jié) 論本設(shè)計(jì)是依據(jù)駕駛條件，調(diào)節(jié)車(chē)輛轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比，從而增加或減小前輪的轉(zhuǎn)向角度。在低速時(shí)，電動(dòng)機(jī)的作用與駕駛者轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)的方向一致，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比增大，可以減少駕駛者對(duì)轉(zhuǎn)向力的需求。在高速時(shí)，電動(dòng)機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)方向與駕駛者轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)方向相反，這減少了前輪的轉(zhuǎn)向角度，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比減小，轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性提高。傳動(dòng)比低速時(shí)10：1，高速時(shí)為20：1，結(jié)合傳統(tǒng)齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器，兩者組合即為具有主動(dòng)轉(zhuǎn)向功能的主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能夠確保最佳的駕乘舒適性，在車(chē)輛靜止?fàn)顟B(tài)下，方向盤(pán)止點(diǎn)間的操作比常規(guī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的三圈多減少到了不足兩圈。因此可以更加方便地操作方向盤(pán)上的按鈕。保證了車(chē)輛的穩(wěn)定性，給駕駛員提供舒適，安全的駕駛環(huán)境。參考文獻(xiàn)1 蔣勵(lì),余卓平,高曉杰.寶馬主動(dòng)轉(zhuǎn)向技術(shù)概述J.汽車(chē)技術(shù),2006.42 王望予主編.汽車(chē)設(shè)計(jì),第四版M. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,20053 陳家瑞主編.汽車(chē)構(gòu)造M. 北京:人民交通出版社,2002.34 劉惟信主編.汽車(chē)設(shè)計(jì)M. 北京:清華大學(xué)出版社,20065 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè),第3卷M. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2004.86 李秀珍主編.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)M. 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