新型主銷式獨立轉向傳動結構的設計校核

隨著電動汽車智能駕駛技術的發(fā)展，為使汽車具備更好的操控性及滿足更多非常規(guī)轉向需求，智能化轉向技術1受到極大關注。轉向傳動結構作為執(zhí)行汽車轉向指令的直接部件，其設計的合理性極大程度上影響著車輛行駛安全性、舒適性、操作穩(wěn)定性和駕駛體驗[2，3]。張凱等人發(fā)明了一種齒條助力式轉向系統(tǒng)，該系統(tǒng)采用蝸輪蝸桿傳動機構，結合齒輪軸與齒條傳動，具有較大的傳動比、高效的傳動效率和緊湊的結構設計，能夠滿足ADAS和自動駕駛系統(tǒng)的轉向需求。朱恒偉等人通過研究不同工況下轉向系統(tǒng)的實際傳動比，總結了傳動比的理想變化規(guī)律，進而改善了汽車的操縱穩(wěn)定性和行駛安全性。李佳佳通過改進方向盤機械傳力結構，有效解決了轉向系統(tǒng)的抖動問題，并對轉向管柱進行中空的輕量化設計以及變截面設計，以此來減少轉向系統(tǒng)承受的懸架梁結構的質(zhì)量分布影響。

以上研究均基于傳統(tǒng)的轉向系統(tǒng)結構，本文基于新型主銷轉向，提出了一種基于輪轂電動機驅動的新型主銷式獨立轉向傳動結構，整套轉向執(zhí)行機構布置于車輪上方，助力電動機處于主銷軸系內(nèi)，轉向作用力通過轉向傳動結構的減速增扭后作用在輪轂總成上控制轉向動作。同時，重點對轉向傳動結構進行優(yōu)化設計與校核，通過合理的傳動結構和布局方式，提升傳動結構強度和傳遞力矩精度，并全面校核計算，確保其符合設計要求。

傳動部件整體設計

圖1所示為新型主銷式獨立轉向傳動結構整體圖。正常工作時，電動機控制總成接收傳感器單元的轉角信號，經(jīng)內(nèi)部計算后，通過一級蝸輪蝸桿和二、三級齒輪減速器減速增扭的作用，帶動輸出軸法蘭旋轉，借助輸出法蘭將電動機控制總成的輸出轉矩及轉角信號傳遞至輪轂總成內(nèi)的轉向執(zhí)行機構，以實現(xiàn)轉向指令角度控制回路。

1-電動機控制總成2-一級蝸輪蝸桿傳動部件3-間隙補償頂桿4-二級齒輪減速器5-三級齒輪減速器6-輸出端

1.徑向結構布局

在進行傳動結構的徑向布局分析時，通常計算電動機正反轉情況下，軸I、軸Ⅱ和軸Ⅲ的受力情況。已知軸Ⅲ上所承受負載力最大，因此軸IV和軸I的夾角α的選擇依據(jù)為：正常工況下軸Ⅲ受力最小。

如圖2所示，取兩個極限位置 分別為 和 ， 時，三軸平行布置，中間齒輪軸受力疊加，易造成裝置損壞； 時，三軸承上的力偏小。因此在兩級齒輪傳動徑向相對位置的空間布置上選擇了 。同時，為防止殼體和電動機位置發(fā)生干涉，將其角度設計成接近但稍大于 。

2.軸向結構布局

如圖3所示，為盡量減少傳動軸所受載荷，基于兩級齒輪傳動軸向相對位置布局，對于軸Ⅱ、軸Ⅲ和軸IV均采取同一原則：傳動件應盡量靠近軸承，并盡可能不采用懸臂的支承形式，力求縮短支承跨距及懸臂長度。并且軸IV為輸出軸，需要考慮輸出端反力的影響，設計時要求軸IV的兩側距離 （式中， 為經(jīng)驗常數(shù)值）。

關鍵傳動部件設計

1.蝸桿傳動部件設計

（1）蝸輪蝸桿傳動效率已知閉式蝸桿傳動的功率損耗一般包括三部分：嚙合摩擦損耗效率h1、軸承摩擦損耗效率h2及浸入油池中的零件攪油時的濺油損耗效率h3，總效率為

查閱機械設計手冊中摩擦因數(shù)/和摩擦角 $|＼rho＼rrangle$ 的數(shù)值表，可得滑動速度為 4m/s 時嚙合效率為

軸承摩擦及濺油功率損耗不大，一般取

0.96。

可得蝸輪蝸桿傳動總效率：

（2）蝸輪蝸桿傳動校核綜合考慮蝸桿的傳動效率、加工及精度控制，該處選用漸開線圓柱蝸桿（ZI型）。

根據(jù)普通圓柱蝸桿傳動接觸強度設計公式，計算接觸強度的最小值為

式中 m 齒輪模數(shù)； q 直徑系數(shù)； K 載荷系數(shù)，取值1.3； 蝸輪齒數(shù)，取值23； 蝸輪軸傳遞轉矩，經(jīng)計算為 $＼Theta1＼mathrm{N＼cdotm}$ 許用接觸應力，據(jù)材料特性取值 。

為使獨立轉向器具備自鎖功能，根據(jù)具備自鎖功能的蝸桿推薦模數(shù)表，可查表得直徑系數(shù) q=17.778 。根據(jù)公式（4）可計算得 m？2.668mm ，查表可初定模數(shù) m=3.15mm 和分度圓直徑 ，齒頂圓直徑 ，齒根圓直徑 以及分度圓導程角 13'10\"。

當 時，進一步計算校核確定模數(shù)設計滿足接觸設計強度要求。

可知，校核后的接觸強度數(shù)值大于最小設計值。

圓柱蝸桿傳動機構的破壞形式主要是齒輪表面產(chǎn)生膠合、點蝕和磨損，而輪齒的彎曲折斷卻很少發(fā)生。因此，還需要進一步開展齒面接觸強度計算，其接觸強度校核為

式中 上 -齒面接觸應力（表征齒面接觸強度）；（204 —蝸輪分度圓直徑，取 72.45mm. 由計算結果可知， $＼sigma_{＼mathrm{H}}{＼leqslant}＼sigma_{＼mathrm{HP}}$ ，滿足設計要求。

2.齒輪傳動部件計算

（1）二級齒輪傳動校核同理根據(jù)接觸強度公式，需計算校核二級傳動部件模數(shù)

式中 —二級傳動部件模數(shù)，單位為mm；

載荷系數(shù)，取值1.98； （2號 小齒輪軸傳遞的轉矩，取值91N·m； 彎曲疲勞強度計算的重合度系數(shù)，取值 0.704； （2 彎曲疲勞強度計算的螺旋角系數(shù)，取值 0.85； β 二級傳動斜齒輪分度圓螺旋角，取值 ；YFa 齒形系數(shù)，取值2.97； 應力修正系數(shù)，取值1.52； 齒寬系數(shù)，取值0.8； 小齒輪齒數(shù)，取值13；

（204 許用彎曲應力，理論取值 0

將已知數(shù)據(jù)代入式（7）， ，因此初定模數(shù) 。

當 時，仍需進一步對設計的二級齒輪進行齒面接觸強度校核

式中 u （2 二級斜齒輪傳動齒數(shù)比，取值 3.69 小齒輪分度圓直徑，取值 28.24mm ZH 標準斜齒圓柱齒輪的區(qū)域系數(shù)，取值0.858； 彈性影響系數(shù)，取值188； 接觸疲勞強度計算的重合度系數(shù)，取值0.859； 接觸疲勞強度計算的螺旋角系數(shù)，取值0.959。

可知， $＼sigma_{＼mathrm{H}}{＼leqslant}[＼sigma_{＼mathrm{HP}}]$ ， 理論取值為 1350MPa ，理論接觸強度滿足設計要求。

（2）三級齒輪傳動校核同理，根據(jù)接觸強度公式，需計算校核三級傳動部件模數(shù) 。

因此初定模數(shù)為 ，式中， β 為三級傳動斜齒輪分度圓螺旋角，取值 。

進而對設計的三級齒輪進行齒面接觸強度校核

式中 u （24號 三級斜齒輪傳動齒數(shù)比，取值4.15。

可知， $＼sigma_{＼mathrm{H}}{＼leqslant}[＼sigma_{＼mathrm{HP}}]$ ， 理論取值為 1920MPa ，理論接觸強度滿足設計要求。

傳動部件校核

1.蝸桿傳動部件

為驗證上述理論計算的校核數(shù)值，通過ANSYS軟件開展關鍵部件的有限元仿真，分析齒輪動態(tài)環(huán)境下的嚙合強度（見圖4）。設定蝸輪材料為ZLC-101，蝸桿材料為40Cr，固定蝸輪所有自由度，對蝸桿施加扭矩。

由應力云圖可知，最大應力分別為 88.4MP a和293.6MPa ，低于上述設計理論值，符合要求。

2.齒輪傳動部件

為進一步分析齒輪的應力集中情況，設定搭建的有限元模型中齒輪材料為20CrMnTi，同時對齒輪傳動部件施加載荷。齒輪傳動應力云圖如圖5所示。

由應力云圖可知，齒輪部件的最大應力分別為1210.9MPa、1849.7MPa、1194.8MPa和1733.7MPa，有限元仿真分析得出應力值均低于許用設計值，符合要求。

結語

在上述新型主銷式獨立轉向傳動結構中，設計傳動徑向相對位置的空間布置角度設計稍大于 ，軸向傳動件應盡量靠近，可提升結構強度和傳遞精度。同時對關鍵傳動部件開展理論設計和強度校核，確保傳動結構均滿足規(guī)定強度要求。最后為進一步提高轉向力矩傳遞可靠性，開展傳動結構的CAE仿真分析，確保汽車具備更好的操控性及滿足更多非常規(guī)轉向需求。

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