郑兰霞等:车辆电动助力转向系统减速机构的优化设计
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车辆电动助力转向系统减速机构的优化设计
475004 黄河水利职业技术学院
郑兰霞 胡修池
摘要 简单介绍了配用齿轮齿条式转向器的EPS工作原理,然后研究和设计了电动助力转向的行星齿轮减
速装置,并对其进行了优化。计算结果表明,经过优化后,其减速机构体积可得到较大减小;这一结果,为今后开发电动助力转向系统产品,及其尽快在车辆上应用提供了设计依据。
EPS)isanewelectronictechnologyforanautomobile.Firstthebasicprincipleofthe Abstract ElectricPowerSteering(
EPSisintroduced;thenthegearboxisresearchedanddesigned;finallyitisoptimizedandthesatisfactoryresultsareobtained.TheresultsprovidethereferencefordevelopingEPSandactualapplicationstovehicles.
关键词:车辆 电动助力转向 减速机构 优化设计 电动助力转向系统(ElectricPowerSteeringSys-tem,简称EPS)是继液压助力转向系统后产生的一种新型动力转向系统。EPS由电动机提供助力,助力的大小由电控单元(ECU)实时调节与控制,这样可以较好地解决传统的液压助力转向系统协调转向力与操纵“路感”存在困难的矛盾———低速转向力小时,高速行驶时转向力往往过轻、“路感”差,甚至感觉车辆发“飘”,从而影响操纵稳定性;而按高速性能要求设计转向系统时,低速时转向力往往过大。并且,EPS与液压助力转向系统相比,其节油效果比较明显。目前,EPS已在日本、美国等汽车公司的部分汽车产品上得到了应用,并有逐步代替液压助力转向系统的趋势。
EPS可分为多种结构型式,图1所示为其基本结构型式。由图1可见,EPS的基本组成主要包括扭矩传感器、车速传感器、控制单元(ECU)、电动机和减速机构等。这里,控制单元(ECU)是EPS的核心部分。它的主要功能是根据扭矩传感器和车速传感器信号,进行逻辑分析与计算后,发出指令,控制电动机和离合器的动作。此外,ECU还应有安全保护和自我诊断功能,即ECU通过采集电动机的电流、发动机工况等信号来判断其系统工作状况是否正常。一旦系统工作异常,助力将自动取消。同时,ECU还将进行故障诊断分析。由于电动助力转向系统存在非线性元件的影响(如摩擦和阻尼等),同时元件的磨损、路面条件的变化和传感器噪声等也会给系统带来不确定性,因此,控制系统与控制算法是保证EPS工作性能的关键。控制系统应有较强的抗干扰能力,能适应车辆复杂的行驶环境;控制算法应快速正确,满足实时控制的要求,并能有效地实现理想的助力规律与工作特性。考虑到控制系统的设
,
图1 EPS的基本结构示意图
1.转向器 2.电动机和减速机构
故本文主要讨论减速机构的优化问题。
1 减速机构的优化设计
EPS的减速机构与电动机相连,起降速增扭作用,常采用蜗轮蜗杆机构,也有采用行星齿轮机构。
有的EPS还配用离合器,装在减速机构一侧,是为了保证EPS仅在预先设定的行驶车速范围内起作用;当车速达到某一值时,离合器分离,电动机停止工作,转向系统变换为手动转向;另外,当电动机发生故障时,离合器也将自动分离。1.1 电动机的参数选择
电动机是EPS的直接动力源,要求其具有低转速大转矩、且波动小、转动惯量小、尺寸小、质量轻、可靠性高、易控制等性能。
当系统蓄电池功率在不同行驶速度下不变时,电动机的输出功率也不变,电机在工作转速范围内,转矩与转速成反比,即转速低时转矩大,转速高时转矩小。
根据所选的某种车型及其转向盘转矩的范围,来选择电动机的具体参数,即:电机为无刷永磁式直流电动机,额定电压为12V,额定转矩为1.76N·m,
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拖拉机与农用运输车 第4期2004年8月
额定电流为30A,额定转速为1210r/min,最大外形尺寸为60mm×115mm。1.2 减速机构的参数选择
由于电动机额定转矩较小,因此为获得较大的转向力势必要增大减速装置的减速比。而一级行星齿轮机构的减速比范围为2.67～5,二级行星齿轮机构的减速比范围为7.13～25。因此选用二级行星齿轮减速装置,达到较大的传动比,以满足减速比的设计要求,同时使减速装置结构紧凑、尺寸减小。1.3 优化设计模型1.3.1 设计变量
Y=[z1i,z2i,X1i,X2i,bi]
T
T
Δii=
|igi-ii|
ii
(3)
式中 igi、ii———第i级实际配齿后的传动比和传
动比分配要求的传动比
②同心条件,即
z3=z1+2×z2
式中 z3———内齿圈齿数
z1———太阳轮齿轮z2———行星轮齿轮③装配条件,即
(z1+z3)/Xp=N
(5)(4)
=
(1)
式中z1+z3应能被行星轮数Xp整除
④邻接条件,即
(z1+z2)sin(π/Xp)>z2+2ha
2)变位系数的确定
考虑到齿轮根切的约束,即
X1min=(17-z1)/17X2min=(17-z2)/17
这里,应使变位系数X1>X1min,X2>X2min。
3)齿轮传动质量指标的约束①重合度的约束,即
ε≥[ε]=1.2式中 [ε]———许用重合度
②齿顶厚度的约束,即
Sa1>0.4×m,Sa2>0.4×m,Sa3>0.4×m
(10)
式中 m———齿轮的模数,取为1.0
Sa1,Sa2,Sa3———太阳轮、行星轮和内齿轮的
齿顶圆厚度
4)齿轮强度的约束①接触疲劳强度的约束,即
σH≤[σH]=σHlim×ZN/Shmin
式中 [σ——许用接触疲劳强度H]—
(2)
σ——接触疲劳极限Hlim—
ZN———接触寿命系数Shmin———接触最小安全系数②弯曲疲劳强度的约束,即
σF≤[σF]=σFlim×YN×Yx/Sfmin
式中 [σ——许用弯曲疲劳强度F]—
σ——弯曲疲劳极限Flim—
YN———弯曲寿命系数Yx———尺寸系数
Sfmin———弯曲最小安全系数5)i,即
(12)(11)(9)(7)(8)
＊
[y0,y1,y2,y3,y4],i=1,2
式中 z1i,z2i,X1i,X2i———第i级减速器的太阳轮
齿数、行星轮齿数、太阳
轮变位系数和行星轮变位系数
bi———第i级减速器的齿宽
考虑到模数和行星轮个数均为离散型变量,故
认为其为需输入的常量。这里未包括外啮合角、内齿轮齿数和内啮合角。由配齿条件可知,太阳轮和行星轮的参数一旦确定,则内齿轮的参数亦相应被确定。此处由于对减速机构尺寸的限制和强度要求,所用的齿轮可能变位。而外啮合齿数确定后,齿轮的几何尺寸会随着变位系数的不同而有所改变,故把变位系数作为设计变量。1.3.2 目标函数
根据使各级减速器的体积最小来确定目标函数。把各级齿轮的体积近似为圆柱体体积作为目标值来进行比较,它不影响齿轮参数的优化结果。故取第i级减速器的目标函数为:
minF(Y)=V1i+V2i×Xp+V3i=bi[(ra1i-ha)+Xp(ra2i-ha)+
22
(rf+3)-(ra+1)]π
3i
3i
(6)
＊2＊2
式中 ra1i、ra2i、rf3i、ra3i———第i级太阳轮、行星轮
的齿顶圆半径、内齿轮的齿根圆和齿顶圆半径
Xp———行星轮的个数ha
＊
———齿顶高系数,这里取为1.0
1.3.3 约束条件
1)配齿条件约束
①传动比允许误差约束。总传动比分配后,在实际配齿时要给定传动比的允许误差Δii,这样才
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0.4×m×z1≤bi≤0.8×m×z2(13)的一个重要部分。由表1可知,其优化结果使得减速机构体积得到了较大减小,满足了设计要求;这对进一步进行车辆助力减速机构的研究有一定帮助;
为今后开发EPS产品,早日在国产车辆上得到应用提供了依据。EPS的关键技术是如何获取理想的助力规律,而经过优化的减速机构又可为获取理想的助力规律提供保证。
参 考 文 献
1 冯樱,肖生发,李春茂.电子控制式电动助力动力转向系统的控制.汽车研究与开发.2001(6):34～36,50
2 周开勤.机械零件手册(第4版).北京:高等教育出版社,1997
3 邱宣怀.机械设计(第4版).北京:高等教育出版社,19984 刘惟信.机械最优化设计.北京:清华大学出版社,19945 朱景梓.渐开线齿轮变位系数的选择.北京:人民教育出版社,1992
(收稿日期地:2004-03-24)
(编辑 郭聚臣)
2 优化计算
2.1 优化程序的运行结果
运用复合形法对每一级行星减速机构进行优
化。在该优化程序中,未将装配条件的约束作为约束条件,是因为根据优化得到的齿数未必是整数,因此加入此约束毫无意义。所以,应根据优化所得到的齿数适当取整数,以便满足装配要求。由计算机经过大量计算,所得到的最终优化结果如表1所示。
表1 优化前后的结果比较
优化前
参数
一级
太阳轮齿数行星轮齿数太阳轮变位系数行星轮变位系数机构齿宽/mm机构体积/mm3
16200.350.408.0012823
二级20250.400.459.5021850
一级14190.230.337.3510428
二级17250.310.419.5218785优化后
2.2 对优化结果的校核
将以上每一级行星减速机构优化结果分别进行几何计算、传动质量指标的验算和强度的校核,其结果均符
合要求。其具体的程序设计流程图如图2所示
。
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本刊编辑部
图2 每级行星齿轮减速机构校核程序设计流程图
3 结论
对EPS减速机构的优化设计是开发EPS产品
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