车辆工程毕业设计论文-轿车前轮主动转向系统机械结构设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-轿车前轮主动转向系统机械结构设计(编辑修改稿)内容摘要：

HP =36255=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 nZZ ZZ ZZnZZ ZZ cbbb  式中， 2n 方向向左时取 “ － ”，反之则取 “+”。 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 nZZ ZZ bb，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。 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  =10176。 ，  在 8176。 ～ 15176。 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。 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。 齿面硬度 太阳轮 60～ 63HRC 行星轮 58～ 63HRC 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 gZ aZ 则 ， 计算转矩 panTT 1 （ 41） 式中： aT ——为输入轴转矩； pn ——为行星轮数目；  ——为齿数比； 且 16  =gaZZ = 12p （ 42） 式中 p 为内传动比， p =abZZ （ b 为大齿圈）。 对于主动转向控制器，为使其结构尺寸不至于过大，且加工方便简单，初设主动太阳轮齿数 1Z =14；行星轮齿数 aZ =10。 对于太阳轮分度圆直径 cos11 Zmd n= mm 行星轮 cos1 anZmd= mm 则大齿圈分度圆直径 cd = 1d +2 ad =+2=69 mm 于是齿数 ncc mdZ cos = aZZ 21 =34 从而得出 = 取行星轮数目 pn =4 则 1 aTT= N•M aT 为输入轴转矩，即为方向盘转矩 aT = N•M 初取载荷系数 K K =～ 范围内 ， 取 K = 选取齿宽系数 d 及 a 齿轮相对轴承非对称布置，取 d =。 由式 a = d 12 （ 43） 得 a = 初取重合度系数 Y 及螺旋角系数 Y 初设螺旋角  =10176。 ， a = 17 由式 Y =+  （ 44） 得 Y = 得 Y = 齿形修正系数 FaY 及应力修正系数 SaY 由 vZ =Z/ 3cos 得 1vZ =15； 2vZ =10 由于 Z＜ minZ =17，两者均采用变位齿轮，m inm in*m in Z ZZha  取 , 21   1FaY =， 2FaY = 1SaY =， 2SaY = 确定许用弯曲疲劳应力 [ F ] 得 1limF =460 MPa=322MPa 2limF =420 MPa=294MPa （由于齿轮双向运转，故乘以系数 ） 由式 [ 1F ]=NF STF YS Ymin1lim （ 45） 式中： STY ——为应力修正系数， STY =； NY ——为弯曲疲劳应力寿命系数； 接触应力变化总次数 N =60nγ hL 式中： γ——为每转一圈，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； 假定齿轮工作寿命为 5 年，（每年 300 个工作日）单班制（ 8h） ， 18 则 1N =60nγ hL =60603120xx=810 aN =60122120xx= 710 可由 1311 32211311 )(。 nZZZ ZZZnnZ ZZn aH  计算得 151nna  弯曲疲劳寿命系数 ，取 1NY = ， NaY =。 最小安全系数，失效概率低于 1/100， minFS =； 可得 [ 1F ]=489 MPa， [ 2F ]=446 MPa 按齿根弯曲疲劳极限应力确定模数 nm ][ 2 22FSaFaYY=  = （ 1） ][ 222FSaFaYY=  = （ 2） 由式 nm ≥ )][(co s2 0 0 03 212FFaSadYYZYKT Y   （ 46） 代入上面两式（ 1）（ 2）两者最大值 得 nm ≥ mm 取 nm = mm。 确定 主要参数 11 ()1 ( 14 10)()2 2 c os 2 c os 10naa m Z Za d d       = mm 取整数 a=19 mm（便于计算） 由 /a ba  （ 47） 得 1b = mm， 取 1b =8 mm。 一般 ab =b +5～ 10 mm ， 1b =b ； 19 则 ab =13 mm 对于变位齿轮 1x = ， 2x = 由式 12122 ( ) t a nxxin v in vZZ    （ 48） 查表  =25176。 40′ 其行星齿轮的实际中心距 coscosaa  ， a = mm 则 a = ㎜ 取整数 a =19 mm 则 =18176。 40′12″ 1 定载荷系数 K （ 1） 使用系数 AK 查表 AK = （ 2） 动载系数 vK 齿轮圆周速度 ν=6000011nd = m/s 齿轮精度取为 9 级。 查表 vK = （ 3） 齿向载荷分布系数 K 硬齿面，非对称布置 ，取 d =， K =。 （ 4） 齿向载荷分布系数 K 齿轮 材料为 9 级精度，淬火钢。 由式  =  a （ 49） 端面重合度 a =[(11Z +21Z )]cosβ, =176。 = 20 纵向重合度  = 1Zdtanβ= 14176。 = 得 K = 于是 K= AK vK K K = = K ＞ 39。 K 需重新计算 nm ； 1 验算齿根疲劳强度 用准确值代入式（ 1）（ Y =， Y =） 得 nm ≥ mm 仍取 nm = mm， 齿根疲劳强度足够。 1 验算齿面接触疲劳强度 （ 1） 弹性系数， 查 得， EZ = MPa。 （ 2） 节点区域系数， 查得， HZ =。 （ 3） 重合度系数 Z ， 因  1 故 Z =   )1(34 d = （ 4） 螺旋角系数 Z Z = cos = 1 许用接触疲劳应力 [ ] 根据公式 [ H ]=NHH ZS minlim （ 41。