主動(dòng)式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及控制

馮浩軒 屈小貞

（遼寧工業(yè)大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院）

隨著技術(shù)的發(fā)展，對(duì)汽車的安全穩(wěn)定性的要求越來越高，操控汽車行進(jìn)方向的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對(duì)行駛安全性顯得更為重要。常規(guī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比是固定不變的。而實(shí)際行車中期望的汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)既要在低速時(shí)具有靈活的轉(zhuǎn)向特性，又要在高速時(shí)具有很好的轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性。與常規(guī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相比，主動(dòng)式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有更直接的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比，可根據(jù)車速變化及時(shí)切換對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比[1-2]。因此，文章提出一種主動(dòng)式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，可同時(shí)滿足汽車低速行駛的靈活性和高速行駛的穩(wěn)定性需求。

1 主動(dòng)式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

主動(dòng)式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)總成布置，如圖1 所示。該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)通過轉(zhuǎn)向盤操控帶動(dòng)轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動(dòng)，轉(zhuǎn)向軸通過1 對(duì)萬向節(jié)及轉(zhuǎn)向軸結(jié)構(gòu)連接到傳動(dòng)變速箱的輸入軸端。輸入軸另一端布置在傳動(dòng)變速箱內(nèi)，傳動(dòng)變速箱通過輸出軸與轉(zhuǎn)向器連接，輸出軸另一端連接到轉(zhuǎn)向器。傳動(dòng)變速箱內(nèi)有3 組嚙合齒輪，通過改變傳動(dòng)變速箱內(nèi)齒輪傳動(dòng)路徑來改變轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比。

圖1 主動(dòng)式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)總成布置圖

汽車行駛過程中切換轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比時(shí)，由步進(jìn)電機(jī)和換擋減速箱控制。換擋減速箱結(jié)構(gòu)，如圖2 所示。通過電機(jī)輸出軸帶動(dòng)電機(jī)輸出齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，再通過減速齒輪組驅(qū)動(dòng)換擋鼓齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)降低傳遞轉(zhuǎn)速，最后由換擋鼓齒輪帶動(dòng)換擋鼓實(shí)現(xiàn)同步轉(zhuǎn)動(dòng)。換擋鼓由步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)滑槽同步轉(zhuǎn)動(dòng)，滑槽內(nèi)布置對(duì)應(yīng)的撥叉銷，撥叉銷嵌在滑槽內(nèi)，并順滑槽軌跡軸向移動(dòng)。中擋撥叉銷和撥叉銷下端分別固定在對(duì)應(yīng)的撥叉上，2 個(gè)撥叉銷隨對(duì)應(yīng)撥叉軸沿軸向移動(dòng)，不能繞軸轉(zhuǎn)動(dòng)。當(dāng)換擋鼓往復(fù)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，撥叉銷只能隨滑槽沿軸向左右滑動(dòng)，進(jìn)而帶動(dòng)2 個(gè)撥叉隨撥叉軸一起沿軸向同步滑動(dòng)。

圖2 換擋減速箱結(jié)構(gòu)圖

滑槽在換擋鼓上的設(shè)計(jì)平面展開圖，如圖3 所示。為滿足2 個(gè)撥叉銷沿軸向往復(fù)滑動(dòng)的換擋需求，滑槽對(duì)應(yīng)圓周 360°被 A、B、C、D、E、F 點(diǎn)等分。初始位置中擋撥叉銷處在圖3 中的A 點(diǎn)位置，撥叉銷處在C 點(diǎn)位置，且任意相鄰2 點(diǎn)之間的滑槽高度與同步器左右滑移距離保持一致。

圖3 換擋鼓滑槽型線展開圖

撥叉銷會(huì)隨滑槽轉(zhuǎn)動(dòng)而沿軸向左右滑動(dòng)，帶動(dòng)對(duì)應(yīng)的撥叉軸和撥叉左右滑動(dòng)，完成同步器左右滑移。撥叉軸和撥叉布置在傳動(dòng)變速箱，其傳動(dòng)變速箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)，如圖4 所示。2 個(gè)撥叉銷通過換擋減速箱箱體和傳動(dòng)變速箱蓋上的窗口實(shí)現(xiàn)連接和滑動(dòng)。輸入軸與輸入軸常嚙合齒輪為一體結(jié)構(gòu)，輸入軸常嚙合齒輪內(nèi)部為中空結(jié)構(gòu)支撐輸出軸內(nèi)端，與中間軸常嚙合齒輪呈常嚙合狀態(tài)，且輸入軸與輸出軸之間通過同步器實(shí)現(xiàn)嚙合或分離。輸出軸大齒輪和輸出軸小齒輪通過軸承裝配在輸出軸上，分別與中間軸上中間軸小齒輪和中間軸大齒輪呈對(duì)應(yīng)嚙合狀態(tài)。

圖4 傳動(dòng)變速箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)示意圖

2 主動(dòng)式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的控制研究

汽車在起步或低速行駛時(shí)，傳動(dòng)變速箱內(nèi)的同步器處于初始位置。此時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤將直接傳遞到轉(zhuǎn)向器，傳遞過程不經(jīng)齒輪傳動(dòng)，即輸出軸與輸入軸做同步等速轉(zhuǎn)動(dòng)，可實(shí)現(xiàn)直接轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比，傳動(dòng)比值為1。

當(dāng)汽車由低速行駛到中高速范圍，控制單元控制電機(jī)通過減速齒輪組驅(qū)動(dòng)換擋鼓按圖3 所示方向轉(zhuǎn)動(dòng)60°，2 個(gè)撥叉銷隨滑槽轉(zhuǎn)動(dòng)而沿軸向向靠近輸出軸端方向滑移?；墼趫A周方向轉(zhuǎn)過60°，對(duì)應(yīng)的撥叉銷分別從A 點(diǎn)滑移到B 點(diǎn)和從C 點(diǎn)滑移到D 點(diǎn)。同步器1回到中間分離狀態(tài)，同步器2 與輸出軸小齒輪完全嚙合。此時(shí)相同工況下的轉(zhuǎn)向盤角輸入對(duì)應(yīng)相對(duì)較小的轉(zhuǎn)向角，以滿足汽車行駛的操縱方便和穩(wěn)定性需求。

當(dāng)汽車由中高速行駛到高速范圍，控制單元控制電機(jī)通過減速齒輪組驅(qū)動(dòng)換擋鼓按圖3 所示方向轉(zhuǎn)過60°，2 個(gè)撥叉銷會(huì)隨滑槽轉(zhuǎn)動(dòng)向靠近輸入軸端方向滑移?；壑械膿懿驿N分別從B 點(diǎn)滑移到C 點(diǎn)和從D 點(diǎn)滑移到E 點(diǎn)。同步器2 回到中間分離狀態(tài)，同步器1 與輸出軸大齒輪完全嚙合。此時(shí)相同工況下的轉(zhuǎn)向盤角輸入對(duì)應(yīng)最小的轉(zhuǎn)向角，以滿足汽車行駛的操縱穩(wěn)定性需求。

反之，當(dāng)汽車由高速到中高速行駛范圍時(shí)，電機(jī)驅(qū)動(dòng)換擋鼓按圖3 中所示圓周方向反方向轉(zhuǎn)動(dòng)60°，撥叉銷分別從C 點(diǎn)滑移到B 點(diǎn)和從E 點(diǎn)滑移到D 點(diǎn)。此時(shí)同步器1 回到中間分離狀態(tài)，同步器2 與輸出軸小齒輪處于完全嚙合狀態(tài)，實(shí)現(xiàn)中速擋轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比。

當(dāng)汽車由中高速到低速范圍時(shí)，電機(jī)驅(qū)動(dòng)換擋鼓按圖3 中所示圓周方向反方向轉(zhuǎn)動(dòng)60°，撥叉銷分別從B 點(diǎn)滑移到A 點(diǎn)和從D 點(diǎn)滑移到C 點(diǎn)，其他各部件也均回到初始位置。此時(shí)同步器2 回到中間分離狀態(tài)，同步器1 與輸入軸常嚙合齒輪處于完全嚙合狀態(tài)，使輸出軸與輸入軸做同步等速轉(zhuǎn)動(dòng)。

上述行駛工況中，通過步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動(dòng)控制撥叉銷來實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)變速箱在不同擋速下的傳動(dòng)比為：

式中：i低，i中，i高——低、中、高擋速傳動(dòng)比；

Z1——輸入軸常嚙合齒輪齒數(shù)；

Z2——中間軸常嚙合齒輪齒數(shù)；

Z3——輸出軸小齒輪齒數(shù)；

Z4——中間軸大齒輪齒數(shù)；

Z5——輸出軸大齒輪齒數(shù)；

Z6——中間軸小齒輪齒數(shù)。

為確定輸出軸齒輪和中間軸的齒數(shù)，先確定一對(duì)齒輪副的齒數(shù)總和，即Z∑。齒數(shù)不存在分?jǐn)?shù)，取Z∑為整數(shù)，再將Z∑分配給輸出軸齒輪和中間軸齒輪。先確定i高，為使Z5/Z6的值盡量大，應(yīng)將Z6取盡量小值。在i中和i高已定的條件下，Z2/Z1的傳動(dòng)比可小些，使第一軸常嚙合齒輪分配到更多齒數(shù)[3]，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸前軸承，取值為0.5。中間軸小齒輪最少齒數(shù)受到中間軸軸徑的限制，斜齒輪Z∑為：

式中：Z∑——齒輪副齒數(shù)總和；

A——中心距，m；

β——斜齒輪螺旋角，（°）；

mn——斜齒輪法向模數(shù)。

根據(jù)實(shí)際所需情況，i高取值為1.7，故=1.7。

斜齒輪螺旋角β 如果太小，發(fā)揮不出斜齒輪優(yōu)越性，太大會(huì)使軸向力增大。增大β 可使齒輪嚙合重合系數(shù)增大，工作平穩(wěn)、噪聲降低、齒強(qiáng)度也相應(yīng)提高，但當(dāng)β＞30°時(shí)，雖然接觸強(qiáng)度會(huì)繼續(xù)提高，但彎曲強(qiáng)度卻會(huì)驟然下降，所以選擇β=20°。mn的選取應(yīng)符合國(guó)標(biāo)GB1357-78 的規(guī)定并滿足強(qiáng)度要求，根據(jù)汽車變速器齒輪模數(shù)選取范圍取mn=2.5[4]。Z6取值 15，Z2/Z1取值 0.5，故可確定Z∑=66，即齒輪副齒數(shù)總數(shù)為66，因輸出軸大齒輪和中間軸小齒輪構(gòu)成一個(gè)齒輪副，可求得Z5=51。因常嚙合傳動(dòng)齒輪副與i高以及其他擋位齒輪副的中心距相同，故：

又因?yàn)辇X輪副齒數(shù)總和為66，中間軸常嚙合齒輪和輸入軸常嚙合齒輪構(gòu)成一對(duì)齒輪副，由此可得Z1和Z1分別為 44 和 22。

根據(jù)式（2）和式（5）聯(lián)立求解，齒輪齒數(shù)不能為分?jǐn)?shù)，故將求出的Z3和Z4取整，同時(shí)核算i中數(shù)值是否符合實(shí)際要求，并滿足中心距要求。因輸出軸小齒輪和中間軸大齒輪構(gòu)成一對(duì)齒輪副，齒數(shù)總和為66。最終確定Z3和Z4分別為 49 和 17，得出i中為 1.44。

主動(dòng)式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動(dòng)比為：

式中：iw1——轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比；

iw2——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)角傳動(dòng)比；

iw3——傳動(dòng)變速箱的傳動(dòng)比。

iw3已求得，滿足隨車速變化的如下關(guān)系式：

式中：umin，umax——汽車行駛最低、最高臨界車速值，m/s。

不同車型的最低、最高臨界車速值不盡相同。傳動(dòng)變速箱傳動(dòng)比iw3根據(jù)車速變化范圍對(duì)應(yīng)不同的傳動(dòng)比值。

汽車實(shí)際行駛中，控制單元會(huì)通過車速變化適時(shí)控制步進(jìn)電機(jī)來改變傳動(dòng)變速箱的傳動(dòng)比，以實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比與車速的協(xié)調(diào)，保障汽車的橫擺角速度增益處于穩(wěn)定范圍。固定期望橫擺角速度增益下的傳動(dòng)比關(guān)系，即理想的傳動(dòng)比與車速應(yīng)滿足如下關(guān)系式：

其中，Ks=wr/δ。

式中：Ks——期望橫擺角速度增益，rad·s-1/rad；

wr——橫擺角速度，rad/s；

δ——前輪轉(zhuǎn)角，rad；

u——汽車速度，m/s；

L——軸距，m；

m——整車質(zhì)量，kg；

a，b——汽車質(zhì)心到前、后軸距離，m；

k1，k2——前后輪側(cè)偏剛度，N/rad。

文獻(xiàn)[5]提出為保證轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角和汽車航向角之間呈現(xiàn)出與車速無關(guān)的固定比例關(guān)系，穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益應(yīng)為不隨車速變化的定值，將基于固定橫擺角速度增益確定的變傳動(dòng)比稱為汽車的理想變傳動(dòng)比。

轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比過小，轉(zhuǎn)向會(huì)過于靈敏，駕駛員微小的誤操作會(huì)導(dǎo)致較大的汽車響應(yīng)；反之，轉(zhuǎn)向則會(huì)過于遲緩，不利于汽車的換道、避障[6]。因此當(dāng)期望橫擺角速度增益為定值時(shí)，其理想傳動(dòng)比關(guān)系式還需滿足：

式（9）中umin＜u＜umax，為保障汽車穩(wěn)定的橫擺角速度增益，i中=1.44 可滿足中擋齒輪組傳動(dòng)比的設(shè)計(jì)要求[7]。保障汽車在實(shí)際行駛轉(zhuǎn)向過程中，可變轉(zhuǎn)向比不僅有利于提高汽車的橫向穩(wěn)定性，還有助于駕駛員減少對(duì)汽車轉(zhuǎn)向特性變化的補(bǔ)償修正，提高汽車的操縱穩(wěn)定性能。

3 結(jié)論

主動(dòng)式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相比傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)更能滿足汽車行駛在低速下靈活性和高速下穩(wěn)定性的轉(zhuǎn)向特性需求。文章對(duì)基于換擋減速箱和傳動(dòng)變速箱機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)的主動(dòng)式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及控制研究，其能保障汽車期望橫擺角速度增益始終處于穩(wěn)定范圍。下一步將結(jié)合產(chǎn)品樣機(jī)進(jìn)行試驗(yàn)研究，對(duì)汽車主動(dòng)安全研究具有重要的實(shí)際意義和應(yīng)用前景。