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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
主動轉向系統(tǒng)保留了傳統(tǒng)轉向系統(tǒng)中的機械構件，包括轉向盤、轉向柱、齒輪齒條轉向機以及轉向橫拉桿等。其最大特點就是在轉向盤和齒輪齒條轉向機之間的轉向柱上集成了一套雙行星齒輪機構，用于向轉向輪提供疊加轉向角。主動轉向系統(tǒng)通過一組雙行星齒輪機構實現(xiàn)了獨立于駕駛員的轉向疊加功能，完美地解決了低速時轉向靈活輕便與高速時保持方向穩(wěn)定性的矛盾，并在此基礎上通過轉向干預來防止極限工況下車輛轉向過多的趨勢，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。
與常規(guī)轉向系統(tǒng)的顯著差別在于，主動轉向系統(tǒng)不僅能夠對轉向力矩進行調節(jié)，而且還可以對轉向角度進行調整，使其與當前的車速達到完美匹配。其中的總轉角等于駕駛員轉向盤轉角和伺服電機轉角之和。低速時，伺服電機驅動的行星架轉動方向與轉向盤轉動相同，疊加后增加了實際的轉向角度，可以減少轉向力的需求。高速時，伺服電機驅動的行星架轉動方向與轉向盤轉動相反，疊加后減少了實際的轉向角度，轉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轉向系統(tǒng)綜述
1、蝸桿曲柄銷式轉向器
它是以蝸桿為主動件，曲柄銷為從動件的轉向器。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，曲柄與轉向搖臂軸制成一體。轉向時，通過轉向盤轉動蝸桿、嵌于蝸桿螺旋槽中的錐形指銷一邊自轉，一邊繞轉向搖臂軸做圓弧運動，從而帶動曲柄和轉向垂臂擺動，再通過轉向傳動機構使轉向輪偏轉。這種轉向器通常用于轉向力較大的載貨汽車上。
2、循環(huán)球式轉向器
循環(huán)球式：這種轉向裝置是由齒輪機構將來自轉向盤的旋轉力進行減速，使轉向盤的旋轉運動變?yōu)闇u輪蝸桿的旋轉運動，滾珠螺桿和螺母夾著鋼球嚙合，因而滾珠螺桿的旋轉運動變?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，現(xiàn)代轎車已大多不再使用，但又被最新方式的助力轉向裝置所應用。它的原理相當于利用了螺母與螺栓在旋轉過程中產生的相對移動，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循環(huán)滾動，循環(huán)球式故而得名。
3、齒輪齒條式轉向器
它是一種最常見的轉向器。其基本結構是一對相互嚙合的小齒輪和齒條。轉向軸帶動小齒輪旋轉時，齒條便做直線運動。有時，靠齒條來直接帶動橫拉桿，就可使轉向輪轉向。所以，這是一種最簡單的轉向器。它的優(yōu)點是結構簡單，成本低廉，轉向靈敏，體積小，可以直接帶動橫拉桿。在汽車上得到廣泛應用。
1.2主動轉向系統(tǒng)特點
自從汽車發(fā)明以來，駕駛轉向的傳動裝置通常都是固定的，方向盤與前輪的轉向角度比始終一成不變。如果采用直接轉向，駕駛者在過急彎時就不需要大幅轉動方向盤，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)的轉向系統(tǒng)都必須在安全性與舒適性之間做出權衡。
而主動轉向系統(tǒng)保留了傳統(tǒng)轉向系統(tǒng)中的機械構件，包括轉向盤、轉向柱、齒輪齒條轉向機以及轉向橫拉桿等。其最大特點就是在轉向盤和齒輪齒條轉向機之間的轉向柱上集成了一套雙行星齒輪機構，用于向轉向輪提供疊加轉向角。主動轉向系統(tǒng)通過一組雙行星齒輪機構實現(xiàn)了獨立于駕駛員的轉向疊加功能，完美地解決了低速時轉向靈活輕便與高速時保持方向穩(wěn)定性的矛盾，并在此基礎上通過轉向干預來防止極限工況下車輛轉向過多的趨勢，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。
主動轉向系統(tǒng)的的雙行星齒輪機構包括左右左右兩副行星齒輪機構，公用一個行星架進行動力傳遞，左側的主動太陽輪與轉向盤相連，將轉向盤上輸入的轉向角經由行星架傳遞給右側的行星齒輪副，而右側的行星齒輪具有兩個轉向舒服自由度，一個是行星架傳遞的轉向盤轉角，另一個是由伺服電機疊加轉角輸入。右側的太陽輪作為輸出軸，其輸出的轉向角度是由轉向盤轉向角度與伺服電動驅動的行星架轉動方向與轉向盤相同，增加了后者的實際轉向角度，高速時，伺服電動機電機驅動的行星架與轉向盤轉向相反，疊加后減少了實際的轉向角度，轉向過程變得更為間接，提高了汽車的穩(wěn)定性和安全性。轉動車輪所用的力量，并不是由電動機決定，而是由獨立的轉向助力系統(tǒng)與傳統(tǒng)的轉向裝置一同決定的。主動式轉向系統(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。
主動轉向系統(tǒng)的整體結構如圖1-1所示：
圖1-1 主動轉向系統(tǒng)
表1-1 主動轉向系統(tǒng)設計基礎參數(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
整車裝備質量
1673㎏
承載質量
382㎏
前后配重
49.7%，50.3%
最高時速
250㎞/h
轉向盤回轉總圈數(shù)
3.5圈
最小轉彎直徑
11.5m
轉向盤直徑
379㎜
1.3本章小結
本章是對傳統(tǒng)轉向器及主動轉向系統(tǒng)的綜述，了解主動轉向系統(tǒng)的發(fā)展現(xiàn)狀和特點并確定參考數(shù)據(jù)。為后面的設計奠定基礎。
第2章 轉向系統(tǒng)主要參數(shù)的確定
2.1轉向盤的直徑
轉向盤的直徑根據(jù)車型的大小可在380～550㎜的標準系列內選取。
取=379mm。
2.2轉向盤回轉的總圈數(shù)
轉向盤轉動的總圈數(shù)與轉向系的角傳動比以及所要求的轉向輪最大轉角有關，對貨車和轎車的轉向盤轉動總圈數(shù)有不同的要求。不裝動力轉向的重型汽車的轉向盤轉動的總圈數(shù)一般不宜超過7圈，而對于轎車不應超過3.6圈[2]。
取3.5圈。
2.3轉向系的效率
轉向系的效率由轉向器的效率和傳動機構的效率決定，即
（2-1）
轉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：——作用在轉向盤上的功率；
——轉向器中的摩擦功率；
——作用在轉向搖臂軸上的功率。
對于蝸桿類和螺桿類轉向器，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：
（2-4）
（2-5）
式中：——蝸桿或螺桿的導程角，12°；
——摩擦角，；
——摩擦系數(shù)，取=0.04（查得淬火鋼對淬火鋼的摩擦副摩擦系數(shù)=0.03～0.05，選取=0.04）；
則： =arctan0.04
=83.45﹪
2.4轉向系的傳動比
2.4.1轉向時加在轉向盤上的力
為了使轉向系操縱輕便，轉向時加在轉向盤上的切向力，對轎車不應大于150～200N。
作用于方向盤上的手力
= （2-6）
式中： ——轉向阻力矩；
——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向阻力矩
=481680 N·mm
式中： ——輪胎和路面間的滑動摩擦系數(shù)，一般取0.7；
——轉向阻力矩，N·mm；
——轉向軸負荷，N，；
——汽車的滿載質量 =(1673+382) ㎏=2055㎏；
——汽車的轉向軸載荷分配系數(shù)，轉向軸為前軸，前軸載荷分配系數(shù)為49.7﹪。
2055×9.8×49.7﹪=10213.35N
——輪胎氣壓，MPa；取2.5bar，即0.255MPa。
則：==162.1N
式中：
——為轉向搖臂長；
——為轉向節(jié)臂長，現(xiàn)代汽車結構中，轉向傳動機構角傳動比；比值大約在0.85～1.10之間，近似認為1；
——為轉向盤直徑，=379 mm；
——為轉向器角傳動比, =18；
——為轉向器正效率, =83.45%；
2.4.2小齒輪最大轉矩
靜止狀態(tài)下，主動轉向控制器不工作，此時工作狀況相當于傳統(tǒng)齒輪齒條轉向器，轉向盤與齒輪剛性連接。
則齒輪轉矩 =·=30.8 N·m
2.4.3轉向系的角傳動比
轉向系的角傳動比
（2-7）
式中：——轉向軸的轉角增量，rad；
——齒條位移增量，mm；
對于定傳動比的轉向器，其角轉動比可表示為：
（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轉向器的角傳動比
乘用車的轉向器的角傳動比在17～25的范圍內選取，一般傳統(tǒng)齒輪齒條轉向器角傳動比為18，取=18。
2.5 本章小結
本章主要根據(jù)以選擇的數(shù)據(jù)，確定基本的轉向系統(tǒng)參數(shù)，其中包括轉向盤的直徑
轉向盤回轉的總圈數(shù) 轉向系的效率，轉向系的傳動比。
第3章 齒輪齒條式轉向器的設計計算
3.1齒輪齒條結構的幾何設計
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)在2～3mm之間取值，取2mm(GB/T1357—1987)。
齒數(shù)多在5～8之間取值，取=6。
由于避免根切的最小齒數(shù)為=17；主動齒輪＜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9°～15°之間取值，取=12°。
壓力角即法向齒形角取標準值20°。
轉向盤最大轉角×1.75×360°=315°。
齒條齒數(shù)待定。
主動小齒輪選用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1。
法向頂隙系數(shù)取標準值0.25。
3.2齒輪齒條設計及校核
轉向器內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計，表面硬度均應≥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]。
2、齒輪最大轉矩 =30.8 Nm
3、初取載荷系數(shù)
載荷有中等沖擊，斜齒輪硬齒面，=1.6～1.8范圍內，初取=1.7。
4、選取齒寬系數(shù)及
齒輪相對軸承非對稱布置，取=0.6。
由式
= （3-1）
得對于齒條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β=12°，=1.8。
由式
=0.25+ （3-2）
得 =0.67
=0.91
初取 =0.91 =0.67
6、初取齒數(shù)，,齒形系數(shù)及應力修正系數(shù)
取=8 ，待定。
由
= （3-3）
得當量齒數(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，取變位系數(shù)=0.529。
=2.45，=2.063
=1.65，=1.97
7、確定許用彎曲疲勞應力[]
得 =450 MPa×0.7=315MPa
=430 MPa×0.7=301MPa
（雙向運轉，數(shù)值×0.7）
由式
[]= （3-4）
齒輪失效概率≤1/100采用一般可靠度設計，取=1.25；為應力修正系數(shù)，取=2.0假定齒輪工作壽命為5年（300天/年），單班（8h）；應力循環(huán)次數(shù)=60nγ；γ為每轉一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；n為轉速；為齒輪工作壽命則γ=1；n取大致為 1.75/2 r/s=0.875 r/s。
則 =60×52.5×1×12000≈3.87×
取 =0.97
于是 []= =489 MPa
[]= =467 MPa
8、按齒根彎曲疲勞應力
==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 mm
10、確定主要參數(shù)
分度圓直徑 ==20.45 mm
齒寬 =·=0.6×20.45 mm =12.27 mm
取 =20 ㎜，=+5～10 mm，=30 mm
使用系數(shù)，取=1.1。
11、定載荷系數(shù)
（1）動載系數(shù)
齒輪圓周速度 ν==0.05 m/s
齒輪精度取為9級。
=1.03
（2）齒向載荷分布系數(shù)
（9級精度，淬火鋼）：
由式 ==1.45+0.325=1.78
端面重合度 =[1.88-3.2(+)]cosβ,→∞
=1.48×cos12°
=1.45
縱向重合度 =tanβ=×tan12°=0.325
從而 =1.42，=1.08
則 ==1.1×1.03×1.08 ×1.42=1.74
得 ＞ 需重新計算；
12、驗算齒根疲勞強度
用準確值代入式 ≥2.48 mm
仍取=2.5 ㎜，齒根疲勞強度足夠。
=2.5 mm
13、驗算齒面接觸疲勞強度
彈性系數(shù)，查得=189.8。
節(jié)點區(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、驗算齒面接觸強度
=，μ→∞則→1；
故 =189.8×2.45×0.89×0.99×=1492 Mpa≤[]＝1509 MPa
由于＜[]（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向輪極限位置回轉總圈數(shù)為1.75圈。
故對于齒條行程
=1.75×2×π （3-7）
= （3-8）
對于齒條，理論上
≥；（=，=π） （3-9）
≥1.75×2×
則 ≥3.5
因此，=28。
齒條長
≥ （3-10）
即 ≥=225 mm
3.3 本章小結
為了配合主動轉向系統(tǒng)的機械部分，本章通過對轉向系統(tǒng)常規(guī)數(shù)據(jù)的選擇，設計齒輪齒條機，并對相關的零件進行了強度校核。保證使用強度。
第4章 主動轉向控制器的設計計算
4.1主動轉向控制器幾何結構設計
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(初設行星齒輪數(shù)目為=4)；大齒圈c固定在轉向柱上，系桿H；右邊太陽輪為3，齒圈b內齒與行星輪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)中活動構件為=6；高副數(shù)目為=5；低副數(shù)目為=5，則系統(tǒng)機構的自由度為 =3-2-=3×6-2×5-5=3
其中包括電機方向的輸入和方向盤方向的輸入及太陽輪的輸出。
通過計算，最終從太陽輪輸出的轉速為和的疊加。設轉速方向向左：
=
式中，方向向左時取“－”，反之則取“+”。
其中，；。
當=0時，=，即電機未工作時，輸出即為方向盤的輸入；
當=0時，=，此時，轉向角度由電機控制。
對行星齒輪組進行設計，左右為對稱結構，設計一組即可，選擇對左邊行星輪系進行設計。
4.2主動轉向控制器行星齒輪設計計算
參考普通圓柱齒輪設計方案，轉向控制器采用閉式硬齒面設計方案，失效形式主要為輪齒的折斷，因此按彎曲強度設計，接觸強度校核。
齒輪采用斜齒圓柱齒輪傳動，初設螺旋角=10°，在8°～15°范圍內選。
初取模數(shù)=2 mm。
為了盡量不使用變位齒輪，行星輪和主動太陽輪齒數(shù)＞=17。
初取主動太陽齒數(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
太陽輪 60～63HRC
行星輪 58～63HRC
3、太陽輪轉矩
根據(jù)行星齒輪機構設計，行星輪齒數(shù)小于太陽輪時即<則，
計算轉矩
（4-1）
式中：——為輸入軸轉矩；
——為行星輪數(shù)目；
——為齒數(shù)比；
且
== （4-2）
式中為內傳動比，=（ b為大齒圈）。
對于主動轉向控制器，為使其結構尺寸不至于過大，且加工方便簡單，初設主動太陽輪齒數(shù)=14；行星輪齒數(shù)=10。
對于太陽輪分度圓直徑 =28.4 mm
行星輪 =20.3 mm
則大齒圈分度圓直徑 =+2=28.4+2×20.3=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 N?M
為輸入軸轉矩，即為方向盤轉矩 =30.8 N?M
4、初取載荷系數(shù) =1.6～1.8范圍內，取=1.7
5、選取齒寬系數(shù)及
齒輪相對軸承非對稱布置，取=0.5。
由式
= （4-3）
得 =0.4
6、初取重合度系數(shù)及螺旋角系數(shù)
初設螺旋角 =10°，=1.8
由式
=0.25+ （4-4）
得 =0.67
得 =0.93
7、齒形修正系數(shù)及應力修正系數(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，=1.64
8、確定許用彎曲疲勞應力[]
得 =460 MPa×0.7=322MPa
=420 MPa×0.7=294MPa
（由于齒輪雙向運轉，故乘以系數(shù)0.7）
由式
[]= （4-5）
式中：——為應力修正系數(shù)，=2.0；
——為彎曲疲勞應力壽命系數(shù)；
接觸應力變化總次數(shù) =60nγ
式中：γ——為每轉一圈，同一齒面嚙合次數(shù)；
——為轉速，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個工作日）單班制（8h），
則 =60nγ=60×60×3×12000=1.296×
=60×12×2×12000=1.728×
可由
計算得
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 MPa
9、按齒根彎曲疲勞極限應力確定模數(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（便于計算）
由
（4-7）
得 =7.6 mm，取=8 mm。
一般 =+5～10 mm ，=；
則 =13 mm
對于變位齒輪 =0.18 ，=0.41
由式
（4-8）
查表=25°40′
其行星齒輪的實際中心距 ，=18.28 mm
則 =19.05 ㎜ 取整數(shù)=19 mm
則 =18°40′12″
11、定載荷系數(shù)
（1）使用系數(shù)
查表 =1.1
（2）動載系數(shù)
齒輪圓周速度 ν==0.067 m/s
齒輪精度取為9級。
查表 =1.03
（3）齒向載荷分布系數(shù)
硬齒面，非對稱布置，取=0.5，=1.06。
（4）齒向載荷分布系數(shù)
齒輪材料為9級精度，淬火鋼。
由式
= （4-9）
端面重合度 =[1.88-3.2(+)]cosβ,
=1.33×cos18.67°
=1.26
縱向重合度 =tanβ=×tan18.67°=0.753
得 =1.5
于是 ==1.1×1.03×1.06 ×1.5=1.8
＞ 需重新計算；
12、驗算齒根疲勞強度
用準確值代入式（1）（=0.62，=0.91）
得 ≥0.97 mm
仍取=2.5 mm，齒根疲勞強度足夠。
13、驗算齒面接觸疲勞強度
（1）彈性系數(shù)，查得，=189.8。
（2）節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查得，=2.11。
（3）重合度系數(shù)，因< 1
故 ==0.91
（4）螺旋角系數(shù) ==0.97
14、許用接觸疲勞應力[]
根據(jù)公式
[]= （4-10）
式中：——接觸疲勞壽命系數(shù)，查得=0.95；
失效概率＜1/100, 取=1。
得 =1550 MPa，=1500 MPa；
[] =1472 MPa ，[]=1500 MPa；
15、驗算齒面接觸強度
按式
= （4-11）
==1360MPa≤[]
由于＜[]（取兩齒材料較弱者進行比較），故接觸強度足夠。
4．3主動轉向控制器行星齒輪可行性設計
主動轉向控制器行星齒輪必須滿足同心條件即要求行星輪系的三個基本構件得回轉軸必須在同一軸線上，對于所研究的行星輪系1和2的中心距應等于輪3和輪2的中心距，即=，
得
（4-12）
式中：——為齒輪節(jié)圓半徑。
對于變位齒輪（斜齒）
= （4-13）
節(jié)圓直徑
（4-14）式中：——為嚙合角。
前面已求得 =25°40′
則 =23.11 mm
mm
mm
于是 =19.81 mm
符合同心條件。
行星齒輪結構還必須滿足裝配條件，現(xiàn)假設為均勻分布的行星輪數(shù)，則相鄰的兩個行星齒輪和所夾的中心角為，現(xiàn)將第一個行星齒輪在位置Ⅰ裝入，當裝好后，太陽輪1與3的輪齒之間的相對位置已通過行星齒輪產生了聯(lián)系。為了在相隔處裝入第二個行星齒輪，設輪3固定，系桿沿逆時針方向轉過=達到位置Ⅱ，計算這時太陽輪1轉過角度。
由于
==1+ （4-15）
則
= （4-16）
要求角所對弧是其齒距的整數(shù)倍，即要求太陽輪1正好轉過整數(shù)個齒，設對應于個齒，因每個齒距所對的的中心角為，所以
= （4-17）
（4-18）
=12
裝入第二個行星齒輪后，將系桿轉過，太陽輪1會相應地轉過故可
裝入第三個行星輪。依次類推直至裝入第個行星輪。
所以，這種行星輪的裝配條件是，兩太陽輪齒數(shù)和能被行星輪數(shù)整除。
行星輪數(shù)量選擇不當，還會造成相鄰兩行星輪齒廓發(fā)生干涉而無法裝入，應使兩行星輪中心距大于兩行星輪齒頂圓半徑之和，即>,從而滿足裝配條件。
對于變位齒輪傳動有
2>2 （4-19）
即
> （4-20）
式中： ==4；
變位齒輪中心距變動系數(shù)
（4-21）
則 =0.51
齒高變動系數(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+1.995×2
=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齒輪與行星齒輪嚙合惡劣，當采用同種材料，同樣的熱處理方法時，主動齒輪與行星齒輪嚙合滿足設計要求時，其肯定也同樣符合要求，故此處略去其校核步驟。
4.4主動轉向控制器蝸輪蝸桿設計計算
4.4.1蝸輪蝸桿傳動比的確定
為保證蝸輪蝸桿有合適的傳動比，從而匹配驅動電機，需估算轉向輪偏轉角速度。
假設方向盤轉速為零時，此時轉向角度由驅動電機控制，若在此時主動轉向控制器滿足可變化傳動比的變化范圍要求，由前面章節(jié)所述，方向盤轉速為零時，即時，驅動電機轉速為，太陽輪輸出轉速為，由式
= （4-25）
設蝸輪轉速為，則應有
（4-26）
故
= （4-27）
在理想狀況下，最小轉彎半徑與轉向輪外輪最大偏轉角度的關系為：
= （4-28）
在車輪為絕對剛體的假設條件下，內轉向輪偏轉角與外轉向輪偏轉角的關系式為：
（4-29）
式中：——兩側主銷軸線與地面相交點之間的距離；
——汽車軸距[11]；
車型各項參數(shù)值：
軸距 L=2890 mm ；輪距（前）=1560 mm ；最小轉彎半徑 =11.5/2=5.75 m
于是，代入（4-19）式可求得
sin=75
.
5
890
.
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轉速取為1r/s;方向盤回轉總圈數(shù)為3.5圈的情況下，方向盤由中間位置轉至左右極限位置時歷時1.75s。
則可粗略認為轉向輪最大偏轉角速度為：
=(°/s)=22.98(°/s)
主動轉向控制器輸出角速度即為齒輪齒條轉向機輸入角速度，則它與轉向輪偏轉角速度之比即為齒輪齒條轉向機傳動比，=18，
即 ；
求得 =413.64(°/s)
=68.94(°/s)
則蝸輪轉速
（4-30）
已知機構中；
故 r/min=28.39 r/min
取電機最大轉速位250 r/min，一般工況下，電機轉速為200 r/min。
當=200 r/min時
由式
= （4-31）
知 ==16
取蝸輪蝸桿傳動比為 =18
4.4.2蝸輪蝸桿的設計計算
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 =18×2=36
==18×11.73 r/min=211 r/min
3、確定蝸輪轉矩
最惡劣工況下，駕駛員需克服地面最大阻力矩施加在方向盤上的最大轉矩為=30.8 N?M。
當方向盤轉速為零時，考慮在同樣的工況下，則蝸輪的轉矩應為==30.8 N?M。
4、確定載荷系數(shù)
查取，工作情況系數(shù)=1。
初設蝸輪圓周速度≤3m/s，取動載荷系數(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、接觸疲勞應力計算
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 =0.4×42.9㎜=17.2 mm
=1.91 mm
選?。?2 mm；=22.4 mm；=11.2。
7、計算圓周速度與滑動速度
= （4-35）
m/s
=0.04 m/s
蝸桿分度圓導程角
（4-36）
=10°7′29″
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、傳動效率計算
=0.23 m/s時，當量摩擦角=3°37′。
據(jù)式（2-4）嚙合效率
則 =0.73
9、蝸桿傳動主要尺寸計算
中心距
（4-38）
=47.2 mm
分度圓直徑，
=22.4 mm；==0.47與初設基本相符；
==2×36 mm =72 mm
蝸桿頂圓直徑；蝸輪喉圓直徑
=㎜=26.4 mm
=㎜=76 mm
10、彎曲疲勞強度驗算
由式
≤ （4-39）
蝸輪當量齒數(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
確定許用彎曲應力；
蝸輪材料為，雙側工作，離心鑄造，取=58 MPa；
則 ＜
符合強度要求，可用。
11、熱平衡計算
由式
（4-41）
控制器通風條件適中，取表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)
按下式估算殼體散熱面積
=
=0.089㎡
故 ℃
KW
＞（60～70）℃
可采用其他冷卻散熱措施，加強冷卻。
考慮到主動轉向控制器為間歇工作，工作條件不如計算時惡劣，通風散熱良好，因此可考慮將熱平衡計算略去不計。
4.5本章小結
本章根據(jù)前面各章所得數(shù)據(jù)及校核情況，設計整個主動轉向器的機械部分，其中包括主動轉向控制器幾何結構設計，主動轉向控制器行星齒輪設計，主動轉向控制器行星齒輪可行性設計及主動轉向控制器蝸輪蝸桿設計。并進行強度校核。
結 論
本設計是依據(jù)駕駛條件，調節(jié)車輛轉向傳動比，從而增加或減小前輪的轉向角度。在低速時，電動機的作用與駕駛者轉動轉向盤的方向一致，轉向傳動比增大，可以減少駕駛者對轉向力的需求。在高速時，電動機的運轉方向與駕駛者轉動轉向盤方向相反，這減少了前輪的轉向角度，轉向傳動比減小，轉向穩(wěn)定性提高。傳動比低速時10：1，高速時為20：1，結合傳統(tǒng)齒輪齒條式轉向器，兩者組合即為具有主動轉向功能的主動轉向系統(tǒng)。
主動轉向系統(tǒng)能夠確保最佳的駕乘舒適性，在車輛靜止狀態(tài)下，方向盤止點間的操作比常規(guī)轉向系統(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上的按鈕。保證了車輛的穩(wěn)定性，給駕駛員提供舒適，安全的駕駛環(huán)境。
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致 謝
在本文即將完成之際，首先感謝田芳老師對我的耐心指導，幫助我一步一步的完善圖紙和說明書，給了我無微不至的關懷。還要感謝我的家人多年來對我無微不至的關懷、始終如一的支持，感謝他們對我的鼓勵和生活上的諸多照顧，感謝他們督促我接受良好的教育。同時感謝宿舍的朋友一直以來對我的關心和支持。感謝汽車系所有老師和同學的幫助和勉勵。
通過這次的設計，我更深刻地了解了機械設計、機械制造的各方面知識，對汽車設計有了全新且比較全面的深刻認識，達到了前所未有的高度，并鍛煉了獨立思考解決問題的能力。再次向田老師表示衷心的感謝！
最后，向參加論文審閱、答辯的專家和老師表示感謝。
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