馮浩軒 屈小貞

（遼寧工業(yè)大學汽車與交通工程學院）

隨著技術的發(fā)展，對汽車的安全穩(wěn)定性的要求越來越高，操控汽車行進方向的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對行駛安全性顯得更為重要。常規(guī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，轉(zhuǎn)向傳動比是固定不變的。而實際行車中期望的汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)既要在低速時具有靈活的轉(zhuǎn)向特性，又要在高速時具有很好的轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性。與常規(guī)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相比，主動式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有更直接的轉(zhuǎn)向傳動比，可根據(jù)車速變化及時切換對應的轉(zhuǎn)向傳動比[1-2]。因此，文章提出一種主動式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，可同時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 主動式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構設計

主動式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構總成布置，如圖1 所示。該轉(zhuǎn)向系統(tǒng)通過轉(zhuǎn)向盤操控帶動轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)向軸通過1 對萬向節(jié)及轉(zhuǎn)向軸結(jié)構連接到傳動變速箱的輸入軸端。輸入軸另一端布置在傳動變速箱內(nèi)，傳動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。傳動變速箱內(nèi)有3 組嚙合齒輪，通過改變傳動變速箱內(nèi)齒輪傳動路徑來改變轉(zhuǎn)向傳動比。

圖1 主動式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構總成布置圖

汽車行駛過程中切換轉(zhuǎn)向傳動比時，由步進電機和換擋減速箱控制。換擋減速箱結(jié)構，如圖2 所示。通過電機輸出軸帶動電機輸出齒輪轉(zhuǎn)動，再通過減速齒輪組驅(qū)動換擋鼓齒輪轉(zhuǎn)動降低傳遞轉(zhuǎn)速，最后由換擋鼓齒輪帶動換擋鼓實現(xiàn)同步轉(zhuǎn)動。換擋鼓由步進電機驅(qū)動轉(zhuǎn)動時滑槽同步轉(zhuǎn)動，滑槽內(nèi)布置對應的撥叉銷，撥叉銷嵌在滑槽內(nèi)，并順滑槽軌跡軸向移動。中擋撥叉銷和撥叉銷下端分別固定在對應的撥叉上，2 個撥叉銷隨對應撥叉軸沿軸向移動，不能繞軸轉(zhuǎn)動。當換擋鼓往復轉(zhuǎn)動時，撥叉銷只能隨滑槽沿軸向左右滑動，進而帶動2 個撥叉隨撥叉軸一起沿軸向同步滑動。

圖2 換擋減速箱結(jié)構圖

滑槽在換擋鼓上的設計平面展開圖，如圖3 所示。為滿足2 個撥叉銷沿軸向往復滑動的換擋需求，滑槽對應圓周 360°被 A、B、C、D、E、F 點等分。初始位置中擋撥叉銷處在圖3 中的A 點位置，撥叉銷處在C 點位置，且任意相鄰2 點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

撥叉銷會隨滑槽轉(zhuǎn)動而沿軸向左右滑動，帶動對應的撥叉軸和撥叉左右滑動，完成同步器左右滑移。撥叉軸和撥叉布置在傳動變速箱，其傳動變速箱內(nèi)部結(jié)構，如圖4 所示。2 個撥叉銷通過換擋減速箱箱體和傳動變速箱蓋上的窗口實現(xiàn)連接和滑動。輸入軸與輸入軸常嚙合齒輪為一體結(jié)構，輸入軸常嚙合齒輪內(nèi)部為中空結(jié)構支撐輸出軸內(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應嚙合狀態(tài)。

圖4 傳動變速箱內(nèi)部結(jié)構示意圖

2 主動式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的控制研究

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

當汽車由低速行駛到中高速范圍，控制單元控制電機通過減速齒輪組驅(qū)動換擋鼓按圖3 所示方向轉(zhuǎn)動60°，2 個撥叉銷隨滑槽轉(zhuǎn)動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°，對應的撥叉銷分別從A 點滑移到B 點和從C 點滑移到D 點。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。此時相同工況下的轉(zhuǎn)向盤角輸入對應相對較小的轉(zhuǎn)向角，以滿足汽車行駛的操縱方便和穩(wěn)定性需求。

當汽車由中高速行駛到高速范圍，控制單元控制電機通過減速齒輪組驅(qū)動換擋鼓按圖3 所示方向轉(zhuǎn)過60°，2 個撥叉銷會隨滑槽轉(zhuǎn)動向靠近輸入軸端方向滑移?；壑械膿懿驿N分別從B 點滑移到C 點和從D 點滑移到E 點。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。此時相同工況下的轉(zhuǎn)向盤角輸入對應最小的轉(zhuǎn)向角，以滿足汽車行駛的操縱穩(wěn)定性需求。

反之，當汽車由高速到中高速行駛范圍時，電機驅(qū)動換擋鼓按圖3 中所示圓周方向反方向轉(zhuǎn)動60°，撥叉銷分別從C 點滑移到B 點和從E 點滑移到D 點。此時同步器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)，實現(xiàn)中速擋轉(zhuǎn)向傳動比。

當汽車由中高速到低速范圍時，電機驅(qū)動換擋鼓按圖3 中所示圓周方向反方向轉(zhuǎn)動60°，撥叉銷分別從B 點滑移到A 點和從D 點滑移到C 點，其他各部件也均回到初始位置。此時同步器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。

上述行駛工況中，通過步進電機驅(qū)動控制撥叉銷來實現(xiàn)傳動變速箱在不同擋速下的傳動比為：

式中：i低，i中，i高——低、中、高擋速傳動比；

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)，先確定一對齒輪副的齒數(shù)總和，即Z∑。齒數(shù)不存在分數(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，應將Z6取盡量小值。在i中和i高已定的條件下，Z2/Z1的傳動比可小些，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、齒強度也相應提高，但當β＞30°時，雖然接觸強度會繼續(xù)提高，但彎曲強度卻會驟然下降，所以選擇β=20°。mn的選取應符合國標GB1357-78 的規(guī)定并滿足強度要求，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成一個齒輪副，可求得Z5=51。因常嚙合傳動齒輪副與i高以及其他擋位齒輪副的中心距相同，故：

又因為齒輪副齒數(shù)總和為66，中間軸常嚙合齒輪和輸入軸常嚙合齒輪構成一對齒輪副，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)不能為分數(shù)，故將求出的Z3和Z4取整，同時核算i中數(shù)值是否符合實際要求，并滿足中心距要求。因輸出軸小齒輪和中間軸大齒輪構成一對齒輪副，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。

主動式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動比為：

式中：iw1——轉(zhuǎn)向器角傳動比；

iw2——轉(zhuǎn)向傳動機構角傳動比；

iw3——傳動變速箱的傳動比。

iw3已求得，滿足隨車速變化的如下關系式：

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。傳動變速箱傳動比iw3根據(jù)車速變化范圍對應不同的傳動比值。

汽車實際行駛中，控制單元會通過車速變化適時控制步進電機來改變傳動變速箱的傳動比，以實現(xiàn)轉(zhuǎn)向傳動比與車速的協(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比關系，即理想的傳動比與車速應滿足如下關系式：

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[5]提出為保證轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角和汽車航向角之間呈現(xiàn)出與車速無關的固定比例關系，穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益應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比稱為汽車的理想變傳動比。

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

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比的設計要求[7]。保障汽車在實際行駛轉(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汽車轉(zhuǎn)向特性變化的補償修正，提高汽車的操縱穩(wěn)定性能。

3 結(jié)論

主動式可變轉(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。文章對基于換擋減速箱和傳動變速箱機構實現(xiàn)的主動式可變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進行了結(jié)構設計及控制研究，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)品樣機進行試驗研究，對汽車主動安全研究具有重要的實際意義和應用前景。