陳曉勇，王謙

(杭州科技職業(yè)技術(shù)學(xué)院，杭州 311402)

調(diào)角驅(qū)動(dòng)器是汽車電動(dòng)座椅的重要組成部分，主要由微電機(jī)、殼體、減速機(jī)構(gòu)等部分組成，用來驅(qū)動(dòng)汽車座椅調(diào)角器，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)座椅的前后、上下、角度等各個(gè)方位的調(diào)節(jié)。微電機(jī)的高轉(zhuǎn)速和小扭矩經(jīng)二級減速后輸出高扭矩和低轉(zhuǎn)速，從而滿足座椅位置調(diào)節(jié)的需求[1]。

與汽車調(diào)角驅(qū)動(dòng)器相關(guān)的研究成果較少，主要集中于傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的仿真分析、塑料齒輪傳動(dòng)能力分析、塑料齒輪參數(shù)化設(shè)計(jì)、汽車調(diào)角器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與分析等主題上。如劉洋[2]和李新華等[3]引入虛擬樣機(jī)技術(shù)并綜合運(yùn)用Pro/E，ADAMS和ANSYS等軟件，形成了一個(gè)汽車座椅電機(jī)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)模式。趙波等[4]運(yùn)用相關(guān)參數(shù)化設(shè)計(jì)理論及WAVE來控制調(diào)角器的控制參數(shù)，對調(diào)角器的四個(gè)機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析和有限元分析，并將理論分析與試驗(yàn)的物理模型進(jìn)行對比，獲得了較為完善的調(diào)角器智能設(shè)計(jì)模型。趙禮輝等[5]以某型汽車座椅調(diào)角器為研究對象，通過比較仿真分析結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果，驗(yàn)證了調(diào)角器有限元仿真分析模型的有效性，并給出了調(diào)角器結(jié)構(gòu)的改進(jìn)設(shè)計(jì)方案。韓金輝等[6]基于GTN理論模型，采用有限元方法分析了汽車座椅調(diào)角器的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，為進(jìn)一步的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了指導(dǎo)。李赟等[7]基于設(shè)計(jì)失效模式與效果分析方法設(shè)計(jì)了某汽車座椅調(diào)角器的結(jié)構(gòu)，采用有限元分析法對該汽車座椅調(diào)角器的關(guān)鍵零部件進(jìn)行強(qiáng)度校核，并通過試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。

這些成果無疑為汽車調(diào)角器產(chǎn)品的進(jìn)一步研發(fā)提供了有益的參考。但目前對調(diào)角驅(qū)動(dòng)器殼體的結(jié)構(gòu)性能進(jìn)行深層次研究的文獻(xiàn)相對較少。實(shí)質(zhì)上，調(diào)角驅(qū)動(dòng)器殼體是支撐和連接微電機(jī)、減速裝置及其附屬元件的基礎(chǔ)，起著安裝、承載和保護(hù)內(nèi)部傳動(dòng)部件的作用。實(shí)際工作中，殼體結(jié)構(gòu)的可靠性直接影響著調(diào)角驅(qū)動(dòng)器的技術(shù)性能及使用壽命，進(jìn)而影響整個(gè)系統(tǒng)運(yùn)行的安全性和穩(wěn)定性[8]。因此，筆者基于ANSYS軟件對殼體結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，以提前預(yù)測新產(chǎn)品的性能和設(shè)計(jì)中的缺陷，進(jìn)而為提高調(diào)角驅(qū)動(dòng)器的生產(chǎn)效率提供指導(dǎo)。

1 調(diào)角驅(qū)動(dòng)器產(chǎn)品簡介

圖1為某企業(yè)的一款新型調(diào)角驅(qū)動(dòng)器產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)示意圖。該產(chǎn)品主要由殼蓋1、大斜齒輪2、小斜齒輪3、蝸輪4、殼底5、蝸桿6以及微電機(jī)(圖中未畫出)等組成。該產(chǎn)品用于調(diào)節(jié)小轎車主駕駛座椅角度，由直流微電機(jī)提供動(dòng)力輸入。

圖1 調(diào)角驅(qū)動(dòng)器產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)示意圖

圖2為該調(diào)角驅(qū)動(dòng)器產(chǎn)品的傳動(dòng)系統(tǒng)圖。動(dòng)力由微電機(jī)輸出至蝸桿軸Ⅰ，再傳至蝸輪軸Ⅱ和花鍵軸Ⅲ，最后由與花鍵軸相連的結(jié)構(gòu)件驅(qū)動(dòng)汽車座椅調(diào)角器，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)座椅位置的調(diào)節(jié)。兩級減速傳動(dòng)中，第一級為蝸桿蝸輪傳動(dòng)，第二級為斜齒輪副傳動(dòng)。電機(jī)的高轉(zhuǎn)速和小扭矩經(jīng)兩級傳動(dòng)減速增矩后輸出高扭矩和低轉(zhuǎn)速，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)座椅各個(gè)方向運(yùn)動(dòng)的調(diào)節(jié)。除了蝸桿采用金屬材料外，其余零件的材質(zhì)均為塑料。其中，殼底和殼蓋均由聚對苯二甲酸丁二酯/質(zhì)量分?jǐn)?shù)30%玻璃纖維(PBT+GF30%)復(fù)合材料注射成型，蝸輪以及兩個(gè)斜齒圓柱齒輪均由聚甲醛注射成型。

圖2 調(diào)角驅(qū)動(dòng)器產(chǎn)品的傳動(dòng)系統(tǒng)圖

蝸桿的齒數(shù)為1，蝸輪的齒數(shù)為64。兩個(gè)斜齒圓柱齒輪的齒數(shù)分別為9和28。因此，該調(diào)角驅(qū)動(dòng)器兩級齒輪傳動(dòng)的速比分別是1∶64和9∶28，總的傳動(dòng)比是0.005(即1/199)。

綜合多種工作狀態(tài)的需要，最終選取了某廠家的微型直流電機(jī)，其主要參數(shù)見表1。

表1 直流微型電機(jī)參數(shù)

2 調(diào)角驅(qū)動(dòng)器殼體的受力分析

該調(diào)角驅(qū)動(dòng)器殼體的總體尺寸為140 mm×54 mm×86 mm，由殼底和殼蓋兩部分組成，兩者之間通過4個(gè)M5螺釘固定。工作時(shí)，殼體內(nèi)部的蝸桿、蝸輪、斜齒圓柱齒輪的運(yùn)動(dòng)必然對傳動(dòng)軸產(chǎn)生作用力，而這些作用力也會反作用于殼體上，進(jìn)而影響殼體的使用性能。為此，需要在分析三根傳動(dòng)軸受力情況的基礎(chǔ)上來確定殼體的受力情況。

圖3示出蝸桿軸Ⅰ的受力圖。圖3中，軸的兩端分別設(shè)有支承座A和B；L，LA，LB分別表示蝸桿及前后軸頸的長度，其數(shù)值依次為36，10，16 mm；蝸桿上的徑向力沿X方向，圓周力沿Y方向，軸向力沿Z方向。

圖3 蝸桿軸Ⅰ受力圖

蝸桿傳動(dòng)時(shí)，其受力一般按以下公式計(jì)算[9]：

式中：T1，T2——作用在蝸桿和蝸輪上的轉(zhuǎn)矩，N·mm；

d1，d2——蝸桿和蝸輪的分度圓直徑，mm；

α——分度圓上的壓力角，α=20°；

Ft1，F(xiàn)t2——作用在蝸桿和蝸輪上的圓周力，N；

Fr1，F(xiàn)r2——作用在蝸桿和蝸輪上的徑向力，N；

Fa1，F(xiàn)a2——作用在蝸桿和蝸輪上的軸向力，N；

i——蝸桿與蝸輪的傳動(dòng)比；

η——蝸桿傳動(dòng)的效率。

另查閱相關(guān)設(shè)計(jì)資料可知，蝸桿傳動(dòng)的效率一般比齒輪傳動(dòng)低，只有0.7～0.9，故取0.8。于是得到：

考慮到兩支承座處的摩擦力很小，故忽略不計(jì)。于是根據(jù)蝸桿及蝸桿軸受力情況，列出如下力與力矩平衡方程組[1]：

將已知參數(shù)分別代入以上5個(gè)公式，可得：FaA=600 N，F(xiàn)XA=159.17 N，F(xiàn)YA=34.27 N，F(xiàn)XB=59.23 N，F(xiàn)YB=28.23 N。

同理，對蝸輪軸Ⅱ，花鍵軸Ⅲ的受力情況也進(jìn)行分析與計(jì)算，最終得到的三根傳動(dòng)軸受力情況見表2。表中，C，D為蝸輪軸Ⅱ的支承點(diǎn)，E，F(xiàn)為花鍵軸Ⅲ的支承點(diǎn)。

表2 各傳動(dòng)軸的受力 N

3 調(diào)角驅(qū)動(dòng)器殼體的有限元分析

3．1 評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)的確定

依據(jù)供應(yīng)商所提供的材料力學(xué)性能，PBT+GF30%復(fù)合材料的泊松比為0.390 2，拉伸彈性模量為104 MPa，拉伸強(qiáng)度為135 MPa，彎曲強(qiáng)度為210 MPa。故調(diào)角驅(qū)動(dòng)器殼體允許的強(qiáng)度極限為135 MPa。

因傳動(dòng)軸與殼體配合處存在很小的配合間隙，為防止運(yùn)動(dòng)間隙過小影響傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的運(yùn)行效果，需要充分考慮配合的精度要求，控制殼體的總體變形量[10]。參考《汽車座椅、座椅固定裝置及頭枕強(qiáng)度要求和試驗(yàn)方法》(GB 15083–2019)以及相關(guān)研究資料[7，11]，確定該殼體允許最大變形量為1 mm。

可見，調(diào)角驅(qū)動(dòng)器要求工作穩(wěn)定且具有足夠的強(qiáng)度和剛度[12]。其判斷依據(jù)為：①殼體的最大應(yīng)力小于135 MPa；②殼體的最大變形量不大于1 mm。

3．2 分析模型的創(chuàng)建與網(wǎng)格劃分

首先，在NX10.0軟件中創(chuàng)建調(diào)角驅(qū)動(dòng)器的三維模型，然后對模型進(jìn)行適當(dāng)簡化，刪除一些計(jì)算耗時(shí)且不影響分析結(jié)果的圓角、螺紋孔、圓孔等細(xì)小結(jié)構(gòu)，得到分析模型[13]。再將該分析模型導(dǎo)入ANSYS19.0軟件中，設(shè)置分析類型為結(jié)構(gòu)分析和靜態(tài)分析，選取分析單元類型為10node 187實(shí)體單元。定義材料屬性：泊松比為0.390 2，拉伸彈性模量為104 MPa。

隨后，采用智能網(wǎng)格劃分方式劃分產(chǎn)品網(wǎng)格，將滾動(dòng)條設(shè)置在4的位置[14]。因產(chǎn)品較復(fù)雜，采用分塊的方式分別對殼底和殼蓋模型劃分網(wǎng)格，并對局部區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格優(yōu)化。劃分好的網(wǎng)格模型如圖4所示。最終得到的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為126 232個(gè)，單元數(shù)為69 412個(gè)。

圖4 網(wǎng)格劃分

3．3 邊界條件的確定與添加

(1)自由度約束的確定。

通過殼底上的?8圓柱孔，該調(diào)角驅(qū)動(dòng)器被緊固螺釘固定在安裝支架上。另外，微電機(jī)通過兩個(gè)螺釘固定在其端部平面上，而微電機(jī)是固定在車架上?？梢?，該調(diào)角驅(qū)動(dòng)器由殼底的安裝平面和端部的連接平面進(jìn)行定位，共約束了5個(gè)自由度。此外，因調(diào)角驅(qū)動(dòng)器殼體與殼蓋之間采用4個(gè)M5螺釘固定，夾緊力足夠，應(yīng)視為整體部件，可以用綁定關(guān)系模擬[15]。故在ANSYS中對殼底與殼蓋之間的接觸面施加如圖5所示的綁定接觸。綁定后，還需要在ANSYS軟件中指定相應(yīng)的分析類型和求解控制，以確保分析結(jié)果收斂。

圖5 綁定接觸設(shè)置

(2)載荷的確定。

需要注意的是，表2中的數(shù)值是三根傳動(dòng)軸所受的作用力，而殼體所受的作用力則與它們大小相等、方向相反。由表2所得到的殼體受力分析結(jié)果可知，該調(diào)角驅(qū)動(dòng)器殼體所受到的作用力均為集中載荷，分別位于3根傳動(dòng)軸的6個(gè)支承點(diǎn)上。

(3)邊界條件的添加。

在劃分好網(wǎng)格的分析模型上分別添加所確定的自由度約束和集中載荷。先在ANSYS中查找殼底的安裝平面和端部的連接平面的編號，然后分別選取這些表面并添加相應(yīng)的自由度約束。再采用在關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)上添加集中載荷的方法添加載荷。通過查找相應(yīng)作用表面處的關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)添加相應(yīng)的載荷數(shù)值。添加時(shí)，需要特別注意載荷的方向。圖6為添加了邊界條件的分析模型。

圖6 添加了邊界條件的分析模型

3．4 有限元計(jì)算結(jié)果分析

圖7為殼體的Y方向變形圖和總體變形圖，Y方向?yàn)闅さ讱どw的螺釘聯(lián)接方向。圖7中，殼體的最大變形量為0.856 893 mm，滿足評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)允許的不大于1 mm的要求，該殼體的剛度符合產(chǎn)品設(shè)計(jì)要求。殼體的變形呈現(xiàn)左上部小、右下側(cè)大的趨勢，最大變形區(qū)域位于零件右下側(cè)部位，特別是殼蓋邊沿和殼底殼蓋連接處。由此可見，殼體邊沿處為最易損壞位置，可適當(dāng)增設(shè)加強(qiáng)筋、額外剛性固定等來提高殼體的剛度[16]。此外，與電機(jī)相連接的端部區(qū)域也有一定的變形量，需要適當(dāng)增大壁厚并加大緊固力度。

圖7 殼體應(yīng)變云圖

圖8為殼體Y方向的應(yīng)力圖和等效應(yīng)力圖。圖8中，殼體Y方向的應(yīng)力不大，最大值僅為63.867 MPa。而最大等效應(yīng)力為116.269 MPa，小于PBT+GF30%塑料的強(qiáng)度極限135 MPa，且安全系數(shù)為1.16，已滿足殼體的強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。殼體應(yīng)力的最大區(qū)域位于殼蓋頂面的中間部位以及邊沿區(qū)域。這與殼體變形分析結(jié)果以及實(shí)際試驗(yàn)結(jié)果相一致?？傊?，該殼體的強(qiáng)度和剛度均符合設(shè)計(jì)要求，調(diào)角驅(qū)動(dòng)器新產(chǎn)品滿足安全性要求。

圖8 殼體應(yīng)力云圖

4 結(jié)論

為驗(yàn)證某企業(yè)一款新型調(diào)角驅(qū)動(dòng)器產(chǎn)品殼體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性，在詳細(xì)分析該殼體受力情況的基礎(chǔ)上，利用NX10.0軟件建模，得到簡化模型并導(dǎo)入ANSYS19.0軟件對其進(jìn)行了靜力學(xué)有限元分析，得到以下結(jié)論：

(1)殼體的應(yīng)變云圖與應(yīng)力云圖顯示，該殼體的最大變形量為0.856 893 mm，最大等效應(yīng)力為116.269 MPa，均滿足評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)的要求。因此，該殼體零件的強(qiáng)度、剛度均完全符合設(shè)計(jì)要求，所開發(fā)的新產(chǎn)品結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理。

(2)殼體的最大變形區(qū)域位于零件的右下側(cè)部位，殼體的應(yīng)力最大區(qū)域則位于殼蓋頂面的中間部位以及邊沿區(qū)域。可見，殼體的上表面中心處和殼底、殼蓋邊沿連接處為易損壞位置，可適當(dāng)增大壁厚、增設(shè)加強(qiáng)筋或其它額外剛性固定來提高其強(qiáng)度和剛度。

(3)以裝配體的形式將分析模型導(dǎo)入ANSYS中，再通過設(shè)置綁定接觸約束得到整體分析模型，可有效地簡化分析模型創(chuàng)建的復(fù)雜程度，提高有限元的分析效率。