某C-EPS轉(zhuǎn)向管柱安裝支架的強(qiáng)度分析

尹愛(ài)霞

(安徽江淮汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司 技術(shù)中心， 合肥 230601)

近年來(lái)，電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(EPS)在各車(chē)型中的應(yīng)用已越來(lái)越廣泛，尤其C-EPS(助力電機(jī)在轉(zhuǎn)向管柱上)的裝車(chē)量飛速上升，覆蓋了大多數(shù)轎車(chē)及中小型SUV市場(chǎng)[1]。相對(duì)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(HPS)，EPS具有節(jié)約能源以及綜合操控性能更好的優(yōu)點(diǎn)[2]。但由于C-EPS轉(zhuǎn)向系統(tǒng)管柱內(nèi)部集成的零部件數(shù)量較多，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，因此，對(duì)自身及其安裝支架的強(qiáng)度要求更嚴(yán)格。本文通過(guò)對(duì)轉(zhuǎn)向管柱內(nèi)部結(jié)構(gòu)及受力情況分析分解，結(jié)合HyperMesh分析軟件，總結(jié)出一種C-EPS轉(zhuǎn)向管柱及其安裝支架的強(qiáng)度分析方法，為設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1 轉(zhuǎn)向管柱內(nèi)部受力情況剖析

1.1 轉(zhuǎn)向管柱關(guān)鍵結(jié)構(gòu)分析

由于電機(jī)輸出的扭矩不足以直接驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向軸，需要設(shè)計(jì)減速增扭機(jī)構(gòu)將電機(jī)的助力放大以驅(qū)動(dòng)管柱輸出軸，C-EPS系統(tǒng)常用的減速機(jī)構(gòu)是蝸輪蝸桿結(jié)構(gòu)[3]。

電機(jī)通過(guò)聯(lián)軸器帶動(dòng)蝸桿轉(zhuǎn)動(dòng)，經(jīng)過(guò)蝸輪蝸桿嚙合并減速增扭，將助力扭矩傳遞給輸出軸，蝸輪蝸桿受到的力通過(guò)各自軸承作用到減速機(jī)構(gòu)殼體上，再經(jīng)殼體傳遞給管梁及其安裝支架[4]，C-EPS結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 C-EPS結(jié)構(gòu)圖

1.2 蝸輪蝸桿受力分析

進(jìn)行蝸桿傳動(dòng)受力分析時(shí)，通常不考慮摩擦力的影響[5]。該車(chē)型蝸桿右旋，蝸桿主動(dòng)，蝸輪從動(dòng)。作用于蝸輪蝸桿嚙合點(diǎn)的力可分解為3個(gè)互相垂直的分力，即圓周力Ft，徑向力Fr和軸向力Fa，如圖2所示。

圖2 蝸輪蝸桿受力圖

根據(jù)以下公式可計(jì)算出蝸輪蝸桿分力大?。?/p>

Ft2=2·T2/D2=8/0.014 619=547.2 N

Fa2=Ft2/tanγ=547.2/tan 14.5=1 503 N

Fr2=Fa2·tanαt=Fa2·tanαn/cosγ=

1 503·tan 14.5/cos 20=414 N

Ft1=Fa2=1 503 N；Fa1=Ft2=547.2 N；Fr1=Fr2=414 N

其中，電機(jī)額定扭矩T2=4 N·m，蝸桿分度圓直徑D2=14.619 mm，蝸桿導(dǎo)程角γ=14.5°，蝸桿壓力角αn=20°。

1.3 轉(zhuǎn)向管柱殼體受力分析

將蝸輪蝸桿軸系受到的空間力分別分解為鉛垂平面和水平面兩個(gè)平面力系[6]。

1)蝸桿軸系空間力分解如圖3所示：

圖3 蝸桿受力分解圖

FrB5=Fr2-FrB4=414-357=57 N

FtB5=Ft2-FtB4=547.2-312.7=234.5 N

FaB4=Fa2=1 503 N

其中，蝸桿直徑D2=14.619 mm，嚙合點(diǎn)到蝸桿小端軸承距離d4=39 mm，嚙合點(diǎn)到蝸桿電機(jī)端軸承距離d5=52 mm。

2)蝸輪軸系空間力分解如圖4所示：

圖4 蝸輪受力分解圖

FrB1=Fr1-FrB2=414-(-829)=1 243 N

FtB1=Ft1-FtB2=1 503-825.2=677.8 N

FaB1=Fa1=547.2 N

其中，蝸輪直徑D1=98.436 mm，嚙合點(diǎn)到蝸輪輸出端軸承距離d1=14 mm，嚙合點(diǎn)到蝸輪輸入端軸承距離d2=11.5 mm。

根據(jù)作用力與反作用力原理，減速機(jī)構(gòu)(蝸輪蝸桿機(jī)構(gòu))殼體受到的力與軸承受到的力大小相等，方向相反。

2 模型建立及仿真

2.1 建立CAE仿真模型

利用HyperMesh完成轉(zhuǎn)向管柱和管梁網(wǎng)格的劃分[7]，轉(zhuǎn)向管柱殼體采用體單元，網(wǎng)格大小3 mm，沖壓件采用殼單元，并賦予厚度。對(duì)已經(jīng)完成的網(wǎng)格賦予材料、屬性，按實(shí)車(chē)狀態(tài)創(chuàng)建約束，在減速機(jī)構(gòu)殼體軸承位處(圖3、圖4所示4個(gè)軸承)施加相應(yīng)10個(gè)載荷，安全系數(shù)取1.5，創(chuàng)建分析工況和分析卡片，完成CAE模型的建立[8]，如圖5所示。

圖5 CAE仿真模型

2.2 提交計(jì)算并查看結(jié)果

將創(chuàng)建的CAE仿真模型在HyperMesh主界面中點(diǎn)擊optistruct 提交計(jì)算[9]，并輸出.op2文件。在HyperView界面中打開(kāi).fem文件和.op2文件，點(diǎn)擊云圖圖標(biāo)，查看應(yīng)力云圖。

該車(chē)型管柱安裝支架及管梁的材料為SPCC[10]，屈服極限為195 MPa，從圖6應(yīng)力云圖得出，最大應(yīng)力點(diǎn)如圖所示(管梁主板與U型支架連接位置)，應(yīng)力為161 MPa，在材料屈服極限范圍內(nèi)，強(qiáng)度滿足要求，設(shè)計(jì)合理。

圖6 應(yīng)力云圖

3 結(jié)束語(yǔ)

轉(zhuǎn)向管柱安裝支架的強(qiáng)度與其本身的受力情況有直接的關(guān)系，分析零部件強(qiáng)度的關(guān)鍵在于分析該部件在實(shí)際工況下的受力，以及如何將載荷轉(zhuǎn)換到CAE模型中。本文通過(guò)對(duì)轉(zhuǎn)向管柱內(nèi)部結(jié)構(gòu)及受力情況分析分解，結(jié)合HyperMesh建立模型，總結(jié)出一種C-EPS轉(zhuǎn)向管柱及其安裝支架的強(qiáng)度分析方法，為設(shè)計(jì)提供參考。

參考文獻(xiàn)：

[1] 王迅.電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(EPS)技術(shù)現(xiàn)狀與發(fā)展[J].湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院學(xué)報(bào)，2008,22(3):21-24.

[2] 申榮衛(wèi)，陶炳全.汽車(chē)轉(zhuǎn)向技術(shù)現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì)[J].邢臺(tái)職業(yè)技術(shù)學(xué)院學(xué)報(bào)，2006,23(5):1-4.

[3] 郭建新， 伍少初.電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的研究與開(kāi)發(fā)[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造工程，1999,28(5):18-20.

[4] 丁超，王金波.基于MC9S12XS128電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)[J].客車(chē)技術(shù)，2014(3):8-12.

[5] 邱宣懷，郭可謙，吳宗澤，等.機(jī)械設(shè)計(jì):第4版[M].北京：高等教育出版社,1997：213-215.

[6] 濮良貴，陳國(guó)定，吳立言.機(jī)械設(shè)計(jì):第8版[M].北京:高等教育出版社,2013：336-341.

[7] 王鈺棟,金磊，洪清泉.HyperMesh & HyperView應(yīng)用技巧與高級(jí)實(shí)例[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2012：全冊(cè).

[8] 付亞蘭，謝素明.基于HyperMesh的結(jié)構(gòu)有限元建模技術(shù)[M].北京:水利水電出版社,2015：全冊(cè).

[9] 張?jiān)平?，郝利?HyperMesh案例分析精講[M].北京:電子工業(yè)出版社,2017：全冊(cè).

[10] 陳玳珩.疲勞失效與材料強(qiáng)度預(yù)測(cè)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2014：53-86.