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基于路面谱的电动助力转向系统 实验台加载系统的研究

发布时间:2022-11-22 11:06
目 录
第一章 绪论 1
1.1汽车转向系统的发展 1
1.1.1机械式转向系统 1
1.1.2液压助力式转向系统(HPS) 1
1丄3电动液压助力式转向系统(EHPS) 2
1.1.4四轮转向系统(4WS) 3
1.1.5线控转向系统(SBW) 4
1.1.6电动助力式转向系统(EPS) 5
1.2国外研究现状 9
1.3国内研究现状 10
1.4研究目的与意义 12
1.4.1研究目的 12
第二章 电动助力转向系统试验台加载系统研究 14
2.1电动助力转向器特点 14
2.2转向系统实验台方案分析 16
2.2.1弹簧加载 16
2.2.2千斤顶加载 17
2.2.3磁粉制动器加载 18
2.2.4伺服电机加载 19
2.2.5电液伺服加载 20
2.2.6 电液比例加载系统 21
2.3实验台加载系统设计及功能要求 21
2.4实验台加载系统方案确立 22
2.5本章小结 24
第三章 实验台整体方案的研究 25
3.1确认实验台方向盘输入系统 25
3.2确认实验台路面阻力加载系统 26
3.3齿轮齿条的设计与校核 27
3.3.1实验台三维模型的建立 28
3.4EPS 试验台主要技术性能指标及基本功能要求 28
3.4.1转向系统技术要求 28
3.4.2转向系统试验方法 31
3.4.3性能试验项目 31
3.4.4环境试验项目 34
3.4.5可靠性试验项目 35
3.4.6机械强度试验 36
3.5 本章小结 36
第四章 基于路面谱的实验台加载系统研究 37
4.1转向系统实验台加载系统 37
4.2时域仿真重构路面谱数据信号 37
4.3加载系统动力学模型 40
4.3.1加载系统微分方程的确立 41
4.3.2状态空间表达式及求解 42
4.3.3系统稳定性、可控性、可观性分析 42
4.3.4Simulink 动力学仿真分析 42
4.4侧间隙扰动对路面谱复现的影响 45
4.4.1齿轮齿条结构齿侧间隙变化对路面谱复现的影响 45
4.4.2双齿轮齿条结构齿侧间隙变化对路面谱复现的影响 47
4.5试验台加载系统有限元分析及模态仿真 50
4.5.1模态分析必要性 50
4.5.2建立单齿条模态分析 51
4.5.3建立双齿条模态分析 54
4.6本章小结 57
第五章 总结与展望 58
5.1总结 58
5.2展望 58
致 谢 60
参考文献 61
攻读学位期间取得的研究成果 63
VI
第一章 绪论
汽车的组成包含有传动系统、制动系统、转向系统、行驶系统等[1-2],其中汽车转 向系统是车辆各系统必不可少又非常重要的一环,汽车转向系统包含有转向盘的操纵 机构、转向器以及将方向盘转向力传递至转向车轮的传动机构等几个大类组成,其工 作本质是满足驾驶人员需求改变车辆方向,汽车转向器又是汽车转向系统当中的主要 部件,其作用在于增大驾驶人员传递的力以及改变力的传递方向[3]。为了使车辆完全按 照驾驶人员的意愿行驶、转向,且当受到外部环境、路况等因素干扰时,车辆在抵抗 外部因素干扰的情况下能保持稳定,提高车辆行驶的安全性,而且又能够使驾驶员不 会因为驾驶稳定性问题而产生紧张、疲劳等不利因素。人们对汽车转向系统进行了不 断的改进与优化,随着汽车技术的不断革新与发展,汽车转向系统随着时间发展包含 了机械形式、液压动力形式(HPS)、电动液压助力形式(EHPS)、电动助力形式(EPS)、 四轮转向形式、线控转向形式(SBW)等主要的发展阶段[4]。
1.1汽车转向系统的发展
1.1.1机械式转向系统
机械形式的转向系统中通过系统核心组成:转向器的不同结构可以将其细分为齿 轮齿条结构形式、蜗杆曲柄结构形式、循环球结构形式等[5]。机械形式的转向系统结构 不存在能源助力,因此其相比于其他转向系统结构简单、转向操作稳定可靠、成本低。 在无助力的情况下为了满足产生能够进行车辆车轮转向的力矩,常见的机械式转向系 统中的车辆方向盘占据空间大,带来的弊端也相当明显:较大的行驶空间给整体转向 系统带来了大而笨拙的操作感、给驾驶人员带来较为沉重的操控负担。同时机械式转 向系统在车辆行驶过程中,路面会给与转向盘冲击,在没有助力源的情况下冲击力会 直接反馈到转向盘上,有一定的风险对驾驶人员造成伤害。只在操控轻便的微型车辆、 农用车辆或设备上使用。
1.1.2液压助力式转向系统(HPS)
液压助力形式转向系统(HPS)与传统的转向系统中的机械转向器相比不只由人 力提供转向,而是提供了液压机构作为助力的方式,并且液压动力机构能提供较大的 转向助力,一定程度上使得车辆驾驶人员操纵转向轻便,安全性能得到极大提高,减 小了行驶过程中路面对于转向盘的冲击力,保证了驾驶人员的安全。同时由于有液压 动力机构作为助力,不需要较大的转向盘输出力矩,减小了转向系统的体积,使得其 结构整体简单紧凑,稳定可靠。但由于液压动力机构输出力是固定的,其转向助力特 性也是恒定的,液压动力式转向器并不能根据实际行驶当中的路面情况调整助力,其 次液压动力式转向系统中油泵是始终处于运行状态的,这无疑增加了燃油的消耗,经
济性不好,并且液压组件(元器件)会随着磨损、氧化等原因产生泄露,可能产生的 环境污染严重大。其低温环境下的性能受到严重影响,对寒冷天气下汽车行驶安全性 能会产生严重的影响。
 
图 1-1 机械式转向系统[5] Fig.1-1 Mechanical steering system
 
 
 
图1-2液压动力转向系统(HPS) [5]
Fig.1-2 Hydraulic Power Steering System (HPS)
 
1.1.3电动液压助力式转向系统(EHPS)
电动液压助力形式的转向系统是沿袭液压动力式转向器的结构形式,同时使用电 子器件对液压装置进行控制,电动液压助力式转向系统通过不同形式的控制再次细化 为流量、反力和阀灵敏度三种不同的控制形式,EHPS通过电子装置辅助液压传动机构 进行助力。这种情况下液压动力机构输出的转向助力可控,使得转向助力跟随液压机 构的压力变化和流量变化进行调控,能根据车辆行驶过程的实际路况做出反应,使车 辆低速情况下调控给予适当的助力,提高转向操作的轻便性。在车辆高速状态下,调 节给予较大的转向助力,增大输出转向力矩,增强路面感知。
 
图1-3电动液压助力转向系统(EHPS) [5]
Fig.1-3 Electro-Hydraulic Power Steering System (EHPS)
电动液压助力式延续了液压助力式整体结构紧凑,稳定的优点。在液压助力的结 构形式上通过添加电机使得该种形式的转向系统可以通过电子器件控制液压油泵,优 化了油液的非必要消耗,提高转向操作的轻便性,增强路面感知。但同时电动液压助 力转向系统的助力机构仍是液压装置,液压组件装置(元器件)随着磨损,氧化等原 因产生泄露问题并没有解决。其次虽然电动液压助力式转向系统延续了液压助力式的 整体结构大小,但增加的电子器件使得结构趋于复杂化,可靠性能会受到一定程度的 影响,并且系统成本会不断增加。
1.1.4四轮转向系统(4WS)
四轮转向形式的转向系统就如同其命名一样,指的是轿车车辆的转向系统连接车 辆的所有车轮,四轮转向系统通过前后轮运动方向的差异细分为逆相位和同相位两种 方式,四轮转向系统在车辆低速行驶的情况下中采用逆向位:前后轮转动方向不相同 的方式运动进行转向操作。在低速行驶时采用逆向位进行操作的原因是为了能够减小 车辆转弯半径并且操纵灵活轻便。车辆在高速行驶的情况下四轮转向系统采取同相位: 前后轮转动方向一致的运动方式进行转向操作。在高速行驶状态下通过同相位进行操 作的原因是同相位转向能减少转向时车身产生的横向摆动的角速度和加速度,大幅改 善了车辆高速行驶的稳定性。
四轮转向系统凭借对高低速时采取不同的转向方式(适用于不同路况、车速条件 下的方式)极大提高了车辆的各项指标参数,但四轮转向系统采用比较前沿的转向系 统,在当前技术背景下,控制技术问题、结构问题、成本问题都是制约其发展的几大 难点,但不得不承认四轮转向系统拥有较好的发展前景。
 
 
图1-4四轮转向系统(4WS) [5]
Fig.1-4 Four Wheel Steering System (4WS)
 
 
 
图 1-5 四轮转向的两种方式
Fig.1-5 Two ways of four-wheel steering
 
1.1.5线控转向系统(SBW)
线控形式的转向系统具备了技术上的变革,其通过省略了传统意义上转向系统的 转向器装置:机械转向系统中的机械转向器。同时也省略了辅助动力转向装置,取缔 了方向盘和转向轮的机械连接,取而代之的是电控单元(ECU)利用ECU连接方向盘 和转向执行机构,线控转向系统工作时,线控系统的ECU接收转向盘系统中车辆驾驶 人员的输入信号,调控电机进行正确有效的转向操作。线控形式的转向系统不存在机 械传动部分,使用线控转向系统的车辆方向盘不会感受到路面的冲击、振动。同时车 辆行驶过程中不会有转向系统间机械传动部分的噪音产生,驾驶人员的舒适性得到一 定程度的提高,并且由于转向系统的结构简化,避免了车辆发生事故时转向系统的机 械传动部分对驾驶人员的伤害。从不同的思路去研究可以发现由于不包含转向系统中 辅助动力转向的装置,减少了燃油消耗,燃料经济性得到了提高。但同时线控转向系 统的缺点同样不可忽略,由于其同四轮转向系统一样属于前沿的转向系统,其可靠性 等的验证还不够成熟。并且控制技术、成本问题也是限制其发展的重要因素,但其独 特的汽车转向思路也是未来汽车转向系统发展的重要前景。
 
图1-6线控转向系统(SBW)[5]
Fig.1-6 Steer-by-Wire System (SBW)
 
1.1.6电动助力式转向系统(EPS)
电动助力形式的转向系统不同于其他转向系统的地方是将电机作为主要动力机构 动力源为车辆转向操作提供助力作用,直接采用直流电机提供转向助力。当车辆驾驶 人员调控车辆进入转向状态时,电控单元接收车辆方向盘处的数据信号处理后传输给 车辆电控单元。然后对转向系统的助力电机进行调控,输出根据时间情况进行调节的 车辆转向操作助力,保证车辆的高灵敏性以及转向的稳定安全性。在汽车转向时通过 驾驶人员手动输入的转向力矩和直流电机输出的转向助力矩共同实现车辆转向系统的 转向操作。
不同车辆根据其不同的行驶条件所适用的电动助力转向系统并不相同、同样中低 高端车型和中低高端市场所需求的电动助力转向系统同样也有所差别,因此为了适应 市场的需求根据转向系统中电机提供的转向助力的位置可以将电动助力转向系统再次 细分为以下几种类型:转向轴助力式(CEPS)、转向器小齿轮助力式(PEPS)、齿条助 力式(REPS),其中REPS包含有双齿轮和循环球两种主要的结构形式。
 
 
图1-7电动助力转向系统(EPS) [6]
Fig.1-7 Electric Power Steering System (EPS)
 
其中:CEPS与EPS 一样具备包括转向器、传感器、减速器、离合器、电机等零 部件,其区别在于将系统中提供转向助力的机构安装在转向柱上。如图 1-8 中的 CEPS 所示,车辆进行转向状态控制时,电机输出的助力由减速机构后直接传递至转向轴处 后直接输出方向盘端。并且 CEPS 的方向盘转向力矩与电机输出的转向助力矩之间联 动反应较高。目前转向轴助力式电动助力转向系统常用于小型轿车及微型车辆。
 
图1-8转向轴助力式电动助力转向系统(C-EPS) [5]
Fig.1-8 Steering Shaft Assisted Electric Power Steering System (C-EPS)
PEPS 同样具备转向器、传感器、减速机构、电动机等零部件,只是区别于 CEPS 将系统中提供转向助力的机构安装在转向小齿轮处。如图 1-9 所示转向电机部分安装 在转向轴下方的转向小齿轮处,通过将转向助力经电机-减速器-螺杆-齿轮后再传递至 转向轴处后直接输出方向盘端。PEPS具备输出大扭矩的助力力矩,并且各机构之间布 局紧凑简洁,提高了转向系统的空间利用率等特点,但由于PEPS中方向盘与转向器存 在空间角度误差,影响了系统控制准确度。目前转向器小齿轮助力式电动助力转向系 统常用于中型车辆。
 
图1-9齿轮助力式电动助力转向系统(P-EPS) [6]
Fig.1-9 Gear-assisted Electric Power Steering System (P-EPS)
 
REPS 在 PEPS 的基础上只将传感器安装在小齿轮处,将提供转向助力的电机与助 力机构从小齿轮转移至小齿轮下方的齿条处,转向助力由电机-减速器-螺杆-齿条-齿轮 后传递至转向轴处后直接输出方向盘端。 RPES 相比于 PEPS 能提供更大的转向助力, 目前齿条助力式电动助力转向系统常用于高级轿车、客车以及商用大型车辆。
REPS 详细分类的双齿轮式和循环球式的结构差异在于:循环球式 EPS 的助力电 机有两种安装新式,其一是将助力电机安装在循环球前端,转向器输出助力经由电机- 减速器-螺杆-循环球-齿扇后再输出至转向轴;其二是将助力电机安装在循环球后端, 转向器输出助力经由电机-减速器-螺杆-齿扇输出转向助力,同转向轴端的人为施加的 转向力矩经转向轴-循环球-齿扇后输出于转向器摇臂轴端,达到输出转向操作的目的。 循环球式的 EPS 中的转向器电机输出助力经一级传动:电机-螺杆-循环球以及二级传 动:循环球(齿条) -齿扇后输出的转向助力矩传动效率能够达到惊人的百分之九十以 上,使得该系统的工作安全、稳定,并且由于其经两级传动,有效达到了增矩的作用, 能够输出高于PEPS的转向助力。
 
钢球 螺母
 
图 1-10 循环球结构[5] Fig.1-10 Circulating ball structure
 
 
 
图 1-11 循环球式电动助力转向系统[6]
Fig.1-11 Recirculating ball electric power steering system
双齿轮式的 EPS 通过两个小齿轮结构输出转向系统末端齿条拉杆位置提供转向力 矩,其没有循环球结构,不存在两级传动,只通过转向齿轮传递方向盘处转动产生的 力矩以及驱动齿轮传递电机处输出的转向助力矩共同经由齿条传递输出转向力矩。当 方向盘转动时产生转向力矩经转向齿轮输出至齿条处,车载传感器将转向轴端的输出 力矩、输出角度信号采集后经控制单元处理,精确计算并判断车辆行驶的路况信息, 输出最合适的转向力矩,通过双齿轮式EPS的助力电机-驱动轮输出转向助力矩,共同 作用于转向齿条上进行转向操作。
 
 
 
图 1-12 双齿轮结构
Fig.1-12 Double gear structure
 
图1-13双齿轮式电动助力转向系统(DP—EPS)
Fig.1-13 Dual Gear Electric Power Steering System (DP-EPS)
 
1.2国外研究现状
目前车辆常用的助力转向系统是已经发展具备成熟技术及应用的液压助力转向系 统的技术可以说是非常稳定了,液压助力转向系统能通过较大的转向助力矩,并且结 构稳定可靠,但液压助力式转向系统提供助力的液压动力机构输出力矩是恒定的,不 能根据车辆行驶的路况信息对转向助力进行控制,并且系统存在较高的非必要耗能、 液压动力机构等可能对环境造成的污染等固有劣势。随着国内对汽车节能环保等要求 在不断的更新,液压助力转向系统的不足已经越来越明显,其不符合中国提出的环保 型经济的发展需求,不适应未来的发展方向。因此电动助力转向系统(EPS)就受到了 大量汽车厂商以及研究团队的重视并对EPS进行研究与发展,未来的转向系统中电动 助力转向将成为主要发展方向。目前国际上针对电动助力转向系统及实验台的研究主 要包括日本、德国、美国等发达国家,电动助力转向系统(EPS)最初由于其凭借电机 作为辅助转向动力源,因此大部分是是安装在轻、小型车辆上应用。日本的EPS发展 起步最早,铃木公司在上世纪八十年代末期已经在车辆上安装了 EPS[7],使得EPS首 次实际应用到商用车辆上。并且随着铃木公司加大了对EPS的研发力度,同时也迎来 了世界上各大汽车厂商之间针对 EPS 的研究的新时代。其适用性逐渐扩展开来,从最 初的轻、小型车辆;中、低档车辆到部分高档车辆都逐渐安装了 EPS,甚至在上世纪 九十年代初期日本丰田公司将EPS作为其高端跑车系列的标配系统。同时针对中、重 型车辆的电动助力转向系统也提上了研究日程。电动助力转向系统很好的解决了转向 系统轻便性与灵活性之间的矛盾,提升了车辆转向过程中的稳定性。随着对EPS的不 断深入研究,完善了 EPS的控制策略,并且将EPS的助力形式从低速助力朝着全速助 力发展研究。
同时国外对于转向系统的理论研究及转向系统实验台的研究长期处于领先地位, 国外各大汽车厂商对基于EPS实验台已经进行了三十多年的研究,日本铃木公司首次 将EPS应用于车辆上[7],就开启了针对EPS实验台的研发工作。随着上世纪末期EPS 研发如火如荼发展,大型汽车企业和知名高校也都加入了 EPS 实验台的研发行列。在 这一过程中美国的光洋(KOYO)公司、博士(BOSCH)公司、采埃孚(ZF)公司[8];日本 的三菱公司;日本的东京大学和韩国的光州学院都相继研发出性能优异的EPS实验台。 其中各大企业与高校研发的EPS实验台结构设计新颖独特,通过结合计算机技术将转 向系统的试验精准度达到了一个很高的标准。其中美国ZF公司开发的EPS实验台[9], 采用液压加载装置控制负载力的加载,完成对转向系统的试验操作。
近年来随着电力电子技术的不断完善和提升,转向系统实验台的开发与研究取得 了长足发展,研发了针对转向系统不同试验检测方法的专业化转向系统实验台[]。这 些专业化的转向系统实验台对应的是各大研发转向系统公司广泛应用与生产的电动助 力转向器类型,不同检测试验功能的实验台的设计和完成试验的系统是存在差异的, 不同的专业化转向系统实验台都有各自的试验着重点。
1.3国内研究现状
我国目前针对商用车辆的电动助力转向系统的研究还有待发展,在上世纪九十年 代初期,清华大学就已经开始研究EPS,并开发生产了 EPS样机[11],并且搭建EPS实 验台完成了样机性能试验。上世纪九十年代末期吉林大学也紧跟国内研究发展步伐展 开了针对商用轿车EPS样机的研发工作,并在捷达、夏利等国内多种型号、不同档次 的车辆是完成了整车试验。同时国内江苏、浙江、安徽、重庆、天津等地知名高校同 时对EPS进行了深入的研究,先后研究开发出独立的EPS和用于转向系统检测与试验 的试验台架[12]。目前国内最先使用EPS技术的是北汽集团,其二十一世纪初期在昌河 北斗星轿车上安装了 EPS,随后广州本田、一汽丰田、一汽大众等国内知名品牌的车 辆也陆续选用了 EPS。
同时国内对 EPS 试验台的开发和研究起步较晚,目前还处于初级发展阶段。国内 转向系统试验台理论研究和开发测试距离国外先进水平还有一定的差距,但随着汽车 转向系统技术在国内市场的日趋完善以及我国高新技术产业发展计划对汽车行业的大 力支持,国内重点高校和大型车企已经着力对 EPS 系统进行开发和研究,并且目前已 经取得了多项理论与应用的研究成果。我国在电子技术快速发展的时期,已经有成功 将计算机测控技术运用在了 EPS 试验台的研发当中的先例。目前国内具备开发出 EPS 试验台能力的厂家有德州中泰华研电子公司、重庆中科和广州智维电子科技有限公司 等企业,它们开发的EPS试验台主要用于检测EPS在转向过程中的综合性能,因此被 车企和高校广泛应用试验和教学方面。国内研究开发的转向系统实验台电子集成化程 度很高,但由于模拟实际转向工况中没有车轮转向阻力矩的加载装置,这些公司研发 的转向系统试验台在应用上受到了限制。因此近年来对于EPS试验台的负载力加载装 置的研究成为各大高校和汽车企业研究的又一重点[13],主要是为了模拟实现转向过程 中车轮转向阻力矩的输出。与此同时由于市场需求影响,目前电动助力转向系统实验 台研发主力军是豫北、株洲两地的转向器研发公司。当前科研院校中具有代表意义的 试验台是由著名高校清华研制的EPS实验台架[10],其针对的是EPS的转向性能等基本 特性进行试验研究。初始时期,扬州大学在EPS试验台[12]上开发设计了一套采用螺旋 弹簧的加载装置,但由于弹簧刚度系数的取值固定,设备加载只能线性变化,所以试 验误差比较大;同德大学的李莉设计的试验台采用的是以液压进行加载的装置,能很 好地模拟转向车轮的阻力矩,但由于试验台设备较复杂,控制难度大,并且使用条件 有一定限制。为了克服这一缺陷,后来如东北林业大学的武志明和武汉理工大学的王 常友开发的 EPS 试验台[2]采用的磁粉制动式加载装置,在一定程度上起到了一定的试 验效果。后来武汉大学的过学迅和重庆交通大学的赵明开发的 EPS 试验台[3]以伺服电 机进行加载,将转向阻力加载装置的开发研究推向了一个新的高度,因为伺服电机加 载方式的试验台模拟精度非常高,能达到很好的试验效果。合肥工业大学与中汽集团 一同开发研制的实验台,采用双弹簧结构模拟路面阻力情况[14],其工作原理是在转向 器横拉杆末端安装有弹簧装置,当方向盘转动时产生偏转角度紧接着弹簧形变产生拉 压效果,提供方向盘转角变化的负载力矩和回正力矩,再连接实验台数据采集系统对 试验数据进行整理分析。江苏大学[15-17 ]完善了针对电动转向轴助力式转向系统(C-EPS) 实验台的研发工作,通过实验台检测、试验 C-EPS 的工作性能、控制性能等参数,生 产能够进行整车试验的 C-EPS 样机。
总体来说目前国内对于电动助力转向试验台研究起步较晚,尚未形成针对EPS总 成的技术要求及台架实验方法的国家和行业标准,总体水平与国外还有一定差距,但 随着国内市场需求的影响以及国家对于高新技术产业的大力支持,国内的许多企业和 高校研究人员都已投入到对电动助力转向试验台的研究,针对电动助力转向试验台的 设计和开发工作也在有序进行。
11
1.4研究目的与意义
1.4.1研究目的
汽车转向系统是底盘结构中的重要组成部分,其主要功能是根据行驶路况改变和 恢复汽车行驶方向,随着汽车技术的持续发展以及市场需求的影响,新能源汽车技术 研发及产业化需求的不断增大,电动助力转向系统和台架试验的研究越来越被重视, 近年来, 国家把汽车制造作为重点产业加以发展,并迫切需要形成以高等校、大型车 企和汽车研究科研院所为创新主体的区域创新合作机制,促进区域协调发展。新能源 汽车技术研发及产业化已经成为国家重大需求。但是用于公共服务领域的商用新能源 客车和大吨位新能源载重汽车的大扭矩电动助力转向系统(EPS)是我国新能源汽车行 业未解决的一个技术瓶颈。然而EPS的成功研发离不开实车试验这个前提,EPS结合 整车试验能有效试验检测与校核EPS的性能指标。同时整车试验随之带来的是大量资 源与成本的使用。因此我们需要搭建转向系统的实验台系统,来完善EPS整车试验前 的数据检测与分析。目前我国 EPS 试验台研发水平滞后,并且还没有针对电动助力转 向系统综合实验台道路模拟试验系统的研究。
为了研究分析上述问题,本课题以搭建针对大扭矩电动助力转向系统的综合实验 台为目标,设计能够同时满足对大扭矩 EPS 进行性能试验、可靠性试验以及强度试验 的综合实验台。通过设计搭建适用路面谱复现的加载系统,通过建立动力学模型验证 加载系统的复现能力,为完成实验台对基于路面谱的转向系统性能及可靠性的试验进 行前期验证。在对齿轮齿条加载系统复现路面谱的能力的研究中,分析实地测量路面 谱和时域模型仿真路面谱两种方案,获取路面不平度的功率谱密度曲线(路面谱)信 号,引入齿侧间隙对基于路面谱的加载系统复现的影响,并建立模态仿真,分析设计 建立的加载系统的共振频率及影响,为后续设计的大扭矩电动助力转向系统综合实验 台能够投入实际生产完成后续搭建工作并进行试验验证提供有效验证。
1.4.2 研究意义
本项目由西南科技大学联合四川多所著名高校及汽车转向系统研发企业一同开展 的区域产学研创新合作。研发一种将驱动力直接作用在摇臂轴(输出轴)、结构上能协 调好总传动比的大小和分配、助力减速器磨损后传动间隙能够调整、可靠性高、路感 适中、回正效果好、适用于大吨位新能源载重汽车和商用新能源客车的大扭矩电动助 力转向系统。并研究针对大扭矩转向系统研发EPS综合性能检测试验台(含EPS可靠 性试验功能)。
通过研究加载系统的路面谱复现情况,建立 EPS 实验台加载系统动力学的数学模 型,分析实际行车状态下的车辆转向系统在路面波动信号信息影响下对转向性能的影 响。完善实验台加载系统的路面谱复现研究,为后续搭建转向系统整体实验台并进行 有关路面感知能力相关试验提供较完善的模拟实际情况下的工作状态及性能情况。
搭建考虑齿侧间隙情况的齿轮齿条加载系统的动力学模型,完成时域模型仿真重 构路面谱模拟。对比搭建实验台基于路面谱的加载系统复现情况,分析齿侧间隙对路
12
面谱复现的影响。验证本文设计选取的加载系统方式可以有效完成针对路面谱对转向
系统有关影响的实验,为后续投入实际生产完成实验台的搭建工作并进行试验验证。
本项目填补了我国新能源汽车大扭矩电动转向系统和EPS综合性能检测平台研发 的国内空白,通过高校、研究所和产业界之间的互动,提升了我国关于新能源汽车的 研发水平,推动了国内科技创新合作。
13
第二章 电动助力转向系统试验台加载系统研究
2.1电动助力转向器特点
随着新能源汽车技术的不断更新迭代,同时新能源汽车中的电动助力转向系统的 发展也迎来了其独特的曙光,与液压动力转向系统采用液压动力进行辅助转向助力不 同,电动助力转向系统结合高性能的电力技术和电控技术通过直接控制电机作为动力 源进行车辆的转向助力操作,其能通过电子技术了解车辆行驶过程中的路况信息反馈 车辆中控系统控制电机提供合适的转向助力,并且能明显优化车辆的动态、静态性能, 显著改善车辆行驶中车内人员的舒适性、安全性[18]。由于电动助力转向系统中采用电 机作为的动力源属于清洁能源,不存在对环境产生污染的情况,符合我国协调可持续 发展的国情,并且满足国内社会对于汽车节能环保的发展要求,相比于与其它转向系 统相比,电动助力转向系统在车辆的使用性能,尤其是车辆操纵稳定性上具备得天独 厚的优势,下面我们介绍电动助力转向器所具备极具应用前景的特点:
( 1)减少能源消耗
相比于液压助力式转向系统(HPS),电动助力转向系统(EPS)具备低能耗的特 点。由于目前常用的助力转向系统为液压助力式,转向系统中的转向助力的动力源是 液压系统,液压系统不论车辆是否需要转向都需要发动机带动液压油泵转动,以此来 保证液压系统能够正常工作,使得装有HPS的车辆燃油消耗率不断提升。在冬季车辆 运行时,由于液压系统不具备低温工作能力,需要对包含HPS的车辆进行预热后才能 进行正常的转向操作。总体的经济性能较差。但是EPS中的转向助力的动力源则是电 机,电机只在车辆需要转向时由车载ECU提供信号给电机进行转向助力操作,电机能 源通过车辆蓄电池提供,车载蓄电池又可以通过车辆行驶时发动机转动反向给蓄电池 充电。而且随着目前电子电控技术的发展可以通过识别、接收方向盘的转向力矩的大 小以及实际路况信号来控制EPS进行转向助力。EPS转向助力电机接收对应路况及力 矩大小的信号输出最适合的转向力矩,通过在车辆低速状态下提供较大的转向助力资 源,在车辆高速状态下提供较低的转向助力或者不提供助力,实现完全的按需提供能 耗。EPS对低温天气有很好的适应性,其能在-40°C的极端天气下正常工作。由于EPS 不存在车辆预热过程,提高了转向系统冷启动效率,不存在HPS中发动机传递能源的 损失,最大程度减少能源消耗,提高了经济性。通过对比 EPS、 HPS 不同系统车辆试 验对比,无转向时EPS比HPS能源消耗低2.5%,转向时能源消耗低5.5%[19]。
(2) 改善车辆操纵稳定性和转向轻便性
EPS 能够最大程度改善驾驶人员的操纵稳定性, EPS 中的转向助力电机根据不同 路况信息提供最佳助力并可以实时调节转向助力大小,使得车辆驾驶人员时刻能拥有 最佳路感。保证了车辆的最优转向助力特性。 EPS 工作受环境因素影响小,抗干扰能 力强于HPS,减轻车辆驾驶人员的操纵负担,提高了车辆行驶过程中安全可靠。
(3) 增强了转向跟随性
14
EPS 的转向助力电机与助力力矩传递部分直接相连,提高了转向助力的能源利用 率。EPS利用惯性减震器减小了车轮反转和前轮转向的摆振情况,大大提高了转向系 统的抗干扰性能。由于转向助力电机通过助力力矩,不同于HPS存在转向迟滞。提高 了转向前轮与方向盘之间的联动性能。
(4) 转向回正特性得到改善 目前随着转向系统持续几十年的发展,其转向性能几乎已经到达瓶颈,但是转向
回正特性能够完美的突破这一发展瓶颈,转向回正特性是指当驾驶人员转动方向盘到 一定角度后,驾驶人员不在持续施加转向力,转向系统能够自动调整车辆回到初始位 置,该系统可以通过程序编程操作调整转向操作中的相关数据以调整转向回正特性。 HPS 改善转向回正性需要对车辆整体的底盘结构进行改变,改善渠道较为复杂,但是 EPS 的车辆直接可以通过选取角度传感器结合控制系统就能高效的改善回正特性, EPS 通过软件程序得到电机在不同车速、路面信息下的转矩特性,这种转矩特性使得车辆 能显著地提高转向能力。
(5) 提供可变的转向助力
对于 HPS 提供可变的转向助力需要增加控制单元及其他元器件,成本极高并且控 制非常困难,但在 EPS 中,提供可变转向力矩通常只需要进行软件编程就可获得,成 本低并且控制性能好。由于EPS的转向助力动力源来源于电机,通过选取伺服电机, 配合硬件和程序控制,可以获得从低速到高速状态的可变转向力矩。将方向盘的转向 力矩和车辆行驶的车速及车况和可变转向力矩相连通,可以使得车辆无论行驶还是驻 车条件下转向系统时刻能够输出可控、可靠以及高稳定性的转向助力矩。
(6) 安全可靠、应用范围广
EPS完全取消了液压装置,依靠电机作为转向助力动力源,不存在HPS中油液的 泄漏问题, EPS 很好的响应了国家法“绿色发展”的时代趋势。 EPS 不存在液压油, 没有液压油管、油泵和油封等零部件,避免了由于油封老化腐蚀造成的泄露污染以及 HPS 液压油管使用的聚合物难分解造成的环境污染。随着电子电控技术的高速发展, 限制EPS发展的经济成本逐层削弱,并且EPS所提供的传动效率要高于HPS-由于 EPS 的核心部件均有备用措施,在某一零部件存在故障的情况下,无法采取转向助力 则会自动转为手动转向,提高了 EPS的安全可靠性。因此EPS从初期发展应用在微型 车辆上,逐步慢慢发展到中、高档车辆;中、重型车辆上。
(7) 系统结构简单、低温性能好
EPS具备模块化的设计思路,在对适应不同需求的EPS类型上不需要重新进行设 计,具备设计不同类型EPS的灵活性,节省研发成本,简化了生产装配。该转向系统 没有液压油管、油泵和油封等零部件,没有连接发动机皮带轮,使得系统内的控制单 元和齿轮齿条结构一体化,提高了转向系统整体的空间利用率。由于没有HPS繁琐的 液压系统结构,后期的维护及保养相对简单可靠,维护成本也相对减少。由于HPS内 的液压系统不具备低温工作能力,需要对包含 HPS 的车辆进行预热后才能正常工作,
15 但是EPS对低温天气有很好的适应性,其能在-40 C的极端天气下正常工作,低温性能 大大优于 HPS.
(8)生产线装配性好
EPS 没有液压系统包含的油泵、液压油管、油封、液压控制阀、储油槽,相比于 HPS,EPS的零部件数量和种类大大减少,有效节省了装配工作强度及工作效率等问题, 节省了生产装配的周期。EPS自提出以来,作为今后汽车转向系统的主要发展方向, 拥有极大的发展前景和广阔的市场需求,能够取代现有的机械转向系统、HPS以及 EHPS。
2.2转向系统实验台方案分析
在电动助力转向系统的设计制造过程中,对转向系统进行试验的必要性是非常重 要的,在转向系统的研制过程中,对转向系统进行检测试验主要有:整车实验、台架 实验和虚拟实验三种方法。
整车实验的方法是将汽车转向系统这一关系到汽车操纵稳定性最主要的系统安装 在车辆上,进行整车实验能有效测验转向系统的各项功能、安全性指标,但是需要大 量资源与成本的使用,并且试验检测时路面情况等外部条件的变化也会限制其试验检 测的进程。严重限制了转向系统的整车实验条件。台架实验是通过搭建转向系统实验 台来完成模拟车辆在实际路况条件下转向系统的功能性和安全性能指标的试验机械。 台架试验规避了整车实验的不足,因此搭建转向系统实验台对转向系统进行台架试验 相比于整车实验成为了非常重要的替代作用。虚拟实验的检测方法通过计算机完整模 拟转向系统在约束条件下的性能情况,有效摆脱了对整车实验、台架实验的影响,为 后续的转向系统实验台的发展提供了一个新的思路和方法[20-21]。其中台架试验主要包 含输入系统和加载系统,其中输入系统主要模拟的是人为的转动方向盘对转向系统施 加转向力矩完成对车辆进行转向的作用,加载系统则是模拟路面施加的转向阻力作用 于转向系统中分析在路面阻力状况下的转向器的性能影响,在对转向系统的试验中我 们主要分析的是转向系统的转向阻力以及回正力矩等特性,因此对于转向系统试验台 的研究主要针对的是模拟路面阻力的加载系统的研究中,目前常用的电动助力转向系 统实验台根据阻力加载方式的不同分为以下五种方式[22]。
2.2.1弹簧加载
弹簧方式的加载系统主要包括弹簧加载箱、压力传感器、转向系统控制器、蓄电 池、数据采集系统等零部件组成,这种方式的实验台通过直接控制弹簧加载箱中弹簧 的预紧力来控制模拟车辆转向过程中受到的负载,转向系统将输入的数据信号同传感 器采集的转向系统受到的负载与转矩信号输出至数据采集系统得到我们需求的实验数 据。
弹簧加载方式具备结构简单、操作方便以及成本低等明显优势,但是由于弹簧的 弹性系数是固定的,不能准确模拟不同工种状况下需要的阻力要求。并且弹簧加载方
16
 
式并不能根据试验环境所需要求调节模拟路面阻力加载的大小。
 
 
灶白舟蛀拓比曲冥 _ nniT
 
图 2-1 螺旋弹簧加载 EPS 试验台 Fig.2-1 Coil spring loaded EPS test bench
 
2.2.2千斤顶加载
千斤顶方式的加载系统采用千斤顶装置模拟汽车转向操作时受到的路面阻力和转 向回正力矩。千斤顶方式的加载系统主要包括千斤顶加载装置、压力传感器、转向系 统控制器、蓄电池、数据采集系统等零部件,试验台加载装置设备中都装有用于测量 车轮载荷的传感器,转矩传感器用于测量转向阻力矩;加载装置的顶端有一凹槽,可 以使用目前不同路面材料进行填充,可以有效反应真实路面信息。这种方式的实验台 加载系统通过直接控制千斤顶来控制模拟车辆转向过程中受到的转向阻力矩,传感器 采集的转向系统受到的负载与转矩信号输出至数据采集系统得到我们需求的实验数据。
千斤顶方式的加载系统如图 2-2 所示,千斤顶装置输出转向系统操作过程中的阻 力加载,路面填充则是灵活展现不同路面状况下的阻力情况,可以对车辆转向操作下 的环境因素较全面的复刻出来。但是这一加载方案结构并不简单。存在的千斤顶结构 会对使得整体搭建的实验台系统的结构复杂化,占用较大、较严格的使用场地,搭建 的过程并不是那么的容易。
17
 
 
图 2-2 千斤顶加载 EPS 试验台 Fig.2-2 Jack-loaded EPS test bench
 
2.2.3磁粉制动器加载
磁粉制动器方式的加载系统采用磁粉制动器模拟汽车转向操作时受到的路面阻力 和转向回正力矩。磁粉制动器方式的加载系统主要包括磁粉制动器、位移传感器、电 控单元、数据采集处理系统等零部件,这种方式的实验台通过电控单元(ECU )接收 转矩传感器测量到的方向盘转动力矩信号并进行处理,然后输出信号给数据采集处理 系统再经控制电路控制磁粉制动器输出相应转矩作用在转向系统输出端处进行转向系 统试验的路面阻力加载操作。
由于磁粉制动器输出的加载力矩与电流成线性关系,通过调节电流的大小能够在 转向系统试验时对磁粉制动器输出的模拟路面转向阻力进行控制,因此磁粉制动器具 备输出力矩时间滞后小、运行噪音低以及在转向系统试验过程能对输出力矩进行控制 等优良特性,并且磁粉制动器占用实验台结构空间小,操控方便简洁,后期试验过程 中的维护简单等特点。但是磁粉制动器受环境因素影响较大,在高湿度高盐度环境中 磁粉制动器性能将严重受损并且寿命会大大降低。
18
 
 
图 2-3 磁粉制动器加载 EPS 试验台
Fig.2-3 Magnetic powder brake loading EPS test bench
 
2.2.4伺服电机加载
 
图 2-4 伺服电机加载 EPS 试验台 Fig.2-4 Servo motor loading EPS test bench
伺服电机方式的加载系统采用伺服电机来模拟汽车转向操作时受到的路面阻力和 转向回正力矩。其主要结构包括伺服电机、控制器、传感器、数据采集系统、ECU等 零部件。伺服电机式加载系统中通过接收模拟方向盘转向力矩的输入系统的数据信号
19 经ECU判断后,控制加载系统的伺服电机输出模拟路面转向阻力的大小,完成对转向 系统的逆向加载试验以及回正特性试验。
由于伺服电机方式输出的加载力矩同磁粉制动器一样与电流成比例关系,通过调 节电流的大小能够控制伺服电机的输出力矩,因此伺服电机式加载系统同样具备占用 实验台结构空间小,操控方便简洁,后期试验过程中的维护简单等优势。并且受环境 因素影响并不大,在高湿度高盐度环境中依然能够高性能的工作。但是受目前电子电 力技术的影响,常用伺服电机输出的转向力矩有限,不能较好的完成大型商用车辆上 转向系统的逆向加载试验。
2.2.5电液伺服加载
 
图 2-5 电液伺服加载 EPS 试验台
Fig.2-5 Electro-hydraulic servo loading EPS test bench
电液伺服式加载系统集大输出的液压系统及可控性的电子系统结合而成,拥有模 拟大型商用车辆转向系统实际路面信息下的转向阻力情况,同时也能够对输出的转向 加载阻力进行控制[23]。其主要结构包括液压站、液压缸、传感器、数据采集系统、 ECU 等零部件。
电液伺服式加载系统通过传感器识别的方向盘转向轴端输入的力矩信号以及车速 信号传递至ECU,ECU通过输入信号判断是否进行液压系统的输出转向阻力,输出信 号至液压站内的伺服控制阀控制液压缸动力组件输出转向阻力的加载,此时液压缸动 力组件的力传感器闭环反馈给ECU输出力矩信号,并与方向盘转向轴端的力矩信号进 行识别对比,直到控制输入输出力矩达到实验要求的比值或关系式,完成了对液压系 统闭环伺服控制的作用[24]。
电液伺服式加载系统通过伺服控制阀控制液压缸动力组件的输出转向阻力加载,
20
并通过传感器的反馈达到闭环伺服控制的作用,能够对转向系统转向操作时受到的不 同阻力情况进行实验台的加载控制。但由于伺服控制的结构复杂并且电液伺服式加载 系统搭建的实验台成本较高,存在一定的限制影响。
 
图 2-6 电液伺服工作原理框图
Fig.2-6 Block diagram of the working principle of electro-hydraulic servo
 
2.2.6 电液比例加载系统
电液比例控制是基于电液伺服控制上采用比例控制阀取代伺服控制阀,优化了加 载系统结构,其主要结构包括液压站、比例加载装置、液压缸、传感器、数据采集系 统、 ECU 以及等零部件。电液比例式加载系统同电液伺服加载系统的工作原理一样, 只是将控制液压动力组件的零部件从伺服控制阀转换为比例控制阀。比例控制阀具备 控制平稳以及能够通过程序编辑使用公式方程进行控制等特点,提高了对液压动力系 统输出转向阻力的控制,具备安全可靠的特点。
比例加载装置具备控制液压动力组件平稳加载路面阻力的功能,能够完成控制加 载系统液压动力组件的持续、规律性输出力矩。比例加载装置的核心比例溢流阀接收 ECU 信号控制液压动力组件的输出压力。可以完成转向系统在不同路面信息及转向情 况下的加载。
压力、流量 输出流量
 
图 2-7 电液比例阀工作原理框图
Fig.2-7 Block diagram of working principle of electro-hydraulic proportional valve
 
2.3实验台加载系统设计及功能要求
EPS 中对电机进行调控的系统是非线性的系统,其工作状态在汽车本身、路面状 况、行驶环境等条件下存在一定的影响,为了满足搭建实验台能够最大程度还原实车 行驶的真实性,在设计转向系统实验台过程中不仅需要贴合国标的台架试验标准的要 求,同时还要结合已有的试验条件以及安装 EPS 的车辆实际应用方面考虑模拟出最佳 行驶工况[25]。结合对EPS助力原理,整合EPS实验台需要满足的设计要求如下[26]:
(1)能模拟驾驶员转向操作和路面负载
EPS 实验台需要同时具备模拟驾驶人员转向操作时对方向盘施加的转向力矩,以 及车辆在执行转向操作过程中车轮受到的阻力,并分别将转向力矩和车轮阻力施加于
21 待测试 EPS 转向轴的转向柱端和摇臂轴端。其中实验台模拟方向盘转动的输入端要能 根据试验需要进行可控制的转向操作,同样实验台模拟路面阻力的输出端要能根据试 验需要提供阻力加载。
(2) 能模拟不同的汽车行驶速度下的阻力情况
EPS 实验台需要满足模拟实际车辆行驶情况下不同车速时,方向盘转向时刻保持 平顺,无抖动现象;方向盘不会出现转向迟滞、卡顿现象等。因此EPS实验台除提供 必须的转向测试外,还要考虑车辆行进过程中不同车速变化情况下的转向测试。
(3) 能进行相关数据采集、分析与显示
转向系统实验台主要由模拟方向盘转动的输入系统、转向系统以及模拟路面阻力 的输出系统组成。所以实验台要具备对输入系统、转向系统、输出系统实时采集参数 的数据采集系统,以及具备对采集数据进行分析判断实验台各模拟系统及转向系统性 能是否存在问题的检测系统[27]。数据采集及检测系统主要由采集常用数据的传感器、 数据采集装置、控制分析装置等组成,其中采集常用数据的传感器大致需要对扭矩信 号、光闪(转角)信号、拉压信号、电流/电压信号等进行采集。转向系统实验台将采 集到的相关传感器输出的信号数据进行分析处理,并且通过分析构建出力矩特性、电 流特性以及空载特性的信号曲线,高效完成实验台对电动助力转向系统基本的试验检 测[28-29]。检测过程中的控制界面要足够直观反应检测进程,并且界面要趋向简单化, 便于检测人员的操作。
2.4实验台加载系统方案确立
通过前文确立搭建转向系统实验台基本方案及相关试验要求,在针对考虑路面谱 对转向器影响的试验研究及结合前文叙述电动助力转向实验台相关发展前景及目前本 课题研究内容,本文为搭建研究转向系统实验台的性能试验、可靠性试验等综合实验 台的技术路线,采用时域模型仿真重构路面谱,完善实验台对路面谱复现的研究,考 虑路面不平度的功率谱密度曲线(即路面谱)对转向系统进行试验与检测的影响。通 过对比相关转向器实验台加载系统的技术优劣性,可以看出目前对比已有的几种常用 实验台加载系统可以发现液压加载系统有着其他系统难以媲美的优点, 因此搭建综合 实验台加载系统设计中,选取液压加载的方式,并且为了后续引入路面谱进行试验, 我们选取伺服液压缸这一可控输出动力元件。
通过实地调研绵阳师范学院管柱式转向器综合实验台如图 2-8 所示,加载系统分 为液压站、偏心轮机构、液压缸、拉压传感器等零部件组成,其加载系统液压缸右侧 安装偏心轮机构,通过偏心轮机构,模拟路面谱振动,带动液压缸模拟路面谱振动并 通过连杆机构作用于转向器摇臂轴端,模拟转向器在实际的路面阻力情况以及路面谱 振幅下的工作情况。
22
 
 
图 2-9 伺服液压缸加载系统实验台原理图
Fig.2-9 Schematic diagram of the experimental bench of
the servo hydraulic cylinder loading system
但是该实验台只是设计了偏心轮结构模拟出路面谱的粗略振动并作用于转向器上, 没有精确重构出路面谱(路面不平度的功率谱密度曲线)信号波形曲线变化情况并且 没有对液压缸加载系统的路面谱复现程度进行研究。因此确立搭建以齿轮-齿条-球头连
23
接杆-伺服液压缸为一体的综合化加载系统,为后续完善路面谱对转向器实际环境及路 面的工作情况及对转向系统进行有关路面谱影响的性能和可靠性试验影响进行研究。
如图 2-9 的伺服液压缸加载系统实验台原理图所示:采用伺服电机、减速器为实验台 上需进行试验的转向系统提供方向盘转动力矩,加载系统部分伺服液压缸作为模拟输 出路面谱信号输出力的零件,通过将路面谱数据信号曲线转化为伺服信号经伺服液压 缸输出路面谱的作用力,再经过球头连接杆将伺服液压缸输出的力进行传递,齿轮齿 条结构平稳传递至转向器摇臂轴端。完成加载系统的将负载力矩及路面谱波动传递至 转向器输出端的路线。同时对转向系统输入转向力矩端的转矩传感器和光闪编码器以 及加载端的拉压传感器将实验台进行试验过程中采集的数据汇总到电控单元中,就可 以得到相关试验数据,达到对转向系统进行包含路面谱扰动情况下的性能和可靠性试 验的目的。
2.5本章小结
本章阐述了电动助力转向系统的特点及优势,后续拟对电动助力转向系统进行台 架试验的实验台加载系统搭建的常用加载方式进行描述,分析电动助力转向系统在搭 建的实验台上需要达到的基本的试验要求,结合实地调研并深入探讨常用加载方式的 优缺点,确立了搭建电动助力转向系统的实验台加载方式与整体的加载系统的结构。
24
第三章 实验台整体方案的研究
转向系统实验台是一台对转向机构进行物理性能检测的机器,转向系统实验台分 为模拟方向盘转动的输入系统以及模拟汽车行驶过程中路面阻力的加载系统,目前实 验台加载系统与转向器之间采用的是刚性连接的方式,例如绵阳师范学院搭建的管柱 式电动助力转向系统实验台,其加载系统直接与转向器连接。因为实际道路表面与理 想平面存在不同程度的偏离,所以考虑路面谱(路面不平度的功率谱密度曲线)对实 验台加载系统的影响必不可少。并且转向器实验台大都采用的是执行的单功能试验, 仅能进行性能试验包括总成总圈数、输入轴全转角、传动比、输入轴扭矩、回正能力、 转向力特性;耐久性试验(可靠性实验)等单项实验,例如绵阳师范学院的扭转实验 台、盐雾实验台等,随着技术发展,能够进行多功能测试的综合实验台的发展也日新 月异起来。
3.1确认实验台方向盘输入系统
试验台输入系统主要功能是模拟驾驶人员行驶转动方向盘的功能,在常用的试验 台搭建中一般采用伺服电机作为动力源,搭建以伺服电机-减速器-扭矩传感器-光闪编 码器等为一体化的试验台输入系统,其中伺服电机作为动力源,减速器调控输入力矩, 扭矩传感器检测模拟输入端的扭矩变化情况,光闪编码器检测模拟人为转动方向盘的 角度变化情况等。
 
1.伺服电机;2.减速器;3.联轴器1;4.扭矩传感器;5.皮带传动;
6.光闪编码器;7.支撑台1;8.万向节;9.联轴器2;10.转向器;11.支撑台2 图 3-1 实验台输入系统三维模型图
Fig.3-1 3D model of the input system of the test bench
 
25
根据行业标准QC/T 29097-1992及QC/T 529-2013中对电动助力转向器实验台相关 指标要求,确定输入系统需要给定转向器输入端力矩10N・m ,功率在3kW左右,因此 确定相关零部件设计选型如下:伺服电机选取SIEMENS公司,型号1FK7083-2AF71-1, 基本参数:转速3000功率3.8kW ;减速器选取VGM公司,型号MF40X,基本参数: 减速比10,输出扭矩13;联轴器选取Kistler公司,型号2301A30,基本参数:联轴器 孔径10-30;扭矩传感器选取Kistler公司,型号4502A,基本参数,测量范围0-0.5N-m 精度, 0-1000 可选;光闪编码器选取 SIEMENS 公司的绝对值编码器,型号 EnDat-AM2048S/R。输入系统的万向节、轴及相关支撑件因其结构简单,功能单一纳 入生产范畴。
3.2确认实验台路面阻力加载系统
 
1.液压缸垫板;2.伺服液压缸;3.拉压传感器;4.球头连接杆;5.齿条导轨; 6.导轨垫板;7.轴承;8.滚轮;9.齿条;10.齿轮;11.转向器;12.转向器支撑柱。
图 3-2 实验台齿轮齿条加载系统三维模型图 Fig.3-2 3D model of the rack and pinion loading system of the test bench
 
根据本项目研发的大扭矩电动助力转向系统的技术指标,明确本文转向系统实验 台中加载系统需要给定转向系统摇臂轴端逆向力矩为12000N。因此选取(相关零部件 设计选型)缸径80行程200压力16MPa的型号为YGC-80Ex200-C4211的伺服液压缸。
26 液压站选取带PVC带钢丝软管的液压油管的南京液压件三厂型号为YZ-W250-BY-4的 液压站,电机功率4kW,液压泵压力6.3MPa,拉压传感器选取上海天沐自动化仪表 股份有限公司,型号NS-WL,基本参数:额定载荷5〜20000kg可选;加载系统的球 头连接杆、齿轮、齿条、支撑柱、带凹槽基座等因为受到电动助力转向器输入输出参 数的影响,因此将上述零部件纳入设计生产范畴。
3.3齿轮齿条的设计与校核
通过调研商用大扭矩转向器参数确定转向器输出端摇臂轴扭矩为8000N-m,并因 此确定该齿轮齿条加载机构工作扭矩为T = 12000N-m。选取齿轮齿条材料为锻造 40Cr ,经过渗碳淬火处理,硬度在56 〜 60 HRC 。
由于齿条齿数为无穷,代入齿数比可得山=1,由工作特性(均匀平稳、轻微冲
u
击)确定使用系数K = 1.25、由齿轮转速低确定动载系数K = 1.07、& = 1.1、Kp = 1.2。 通过公式:
K = KAKVK Kp
A V a p (3-1)
 
计算得到K = 1.7655,由非对称布置及齿面硬度确定齿宽常数屮d = 0.4,根据材料 系选取材料常数Z = 189.8,查询相关表格确定节点区域常数Z = 2.5,Z = 0.86 ;同 样根据齿轮材料可以确定许用应力lim = 1500MPa、o>iim = 460MPa,最小安全系数 Sh m.n = 1.1、Sf min = 1.5。查表得接触疲劳寿命常数= 1,弯曲疲劳寿命常数人=1。
根据公式:
a HP = °11 lim S = 1363.6MPa (3-2)
SH lim
a FP = ° f lim 5 = 613.3MPa (3-3)
FP
SFlim
2 ZhZeZ’KT (u +1)
° HP^dU
可知:d > 21.2mm,及在12000 N-m的扭矩下齿轮分度圆直径大于21.2mm即可 满足条件。但本实验台设计由于转向器输出端摇臂轴直径为 58.5,则初步选取齿轮模 数m = 3,分度圆直径d = 501,齿数为167,齿宽b = 50进行校核计算。
由齿面接触疲劳强度公式:
27
 
,2KT(U2+1) = 23.71MPa《°HP
Y bud; H
由齿数167确定齿形系数Yf° = 2.12,应力校正系数Ysa = 1.87取Y = 0.68则根据齿 根弯曲疲劳强度公式:
2KT
°F = YFaYsaYs = 1.52MPa《°FP (3-6)
bd1m
通过对比发现齿面接触疲劳强度与齿根弯曲疲劳强度均远远小于许用应力的规定 值,因此本文设计的模数为3、直径为500mm的齿轮与模数为3的齿条均满足接触疲 劳强度和弯曲疲劳强度的要求。
3.3.1实验台三维模型的建立
并且通过其他零部件使用要求选取相应的产品,搭建转向器实验台三维模型如图
3.3和3.4所示。
 
图 3-3 实验台整体布局三维图
Fig.3-3 3D diagram of the overall layout of the test bench
3.4EPS试验台主要技术性能指标及基本功能要求
3.4.1转向系统技术要求
( 1 )工作温度、湿度、电压
转向系统能在极度严寒和高温环境中正常工作(-40〜85°C),具备承受大于等于
28
95%RH相对湿度环境。工作电压为12 V、24 V、48V时电压变化情况分别要满足
10.8 〜16V 、 21.6 〜 32V、 36 〜 52V 。
( 2)功能 转向系统的基本助力性能要必须能满足车辆在中低速行驶区域范围内正常行驶状 态时助力转向系统操纵相对轻松,在中高速行驶状态内正常行驶状态时助力转向系统 操纵平稳。转向系统的转向助力的输出也必须要适当,低速状态下转向中转向助力就 应该是很大的,主要原因是一般低速状态下的转向操作沉重困难。高速行驶状态下的 转向助力就应该是比较小一些甚至是不用助力的,主要原因是一般高速状态下的转向 操作轻便容易。助力电机的输出助力大小也大致是随着行驶速度的提高而呈现逐渐下 降减小的,整个过程比较均匀、连续、无明显抖动,助力电机特性优秀。
在不同角度停止转向过程后不应有惯性和延迟滞留现象,转动力矩振幅小于 0.3N-m,左右力矩差值小于0.3N-m。转向器总圈数和摇臂轴转角符合设计要求;力 矩特性(转向系统电机输出的转向助力与车辆方向盘的输入情况以及车速变化情况之 间的关系特性),表现在操控车辆转向中经方向盘、转向柱输出的转向力矩、转向系统 电机输出的助力力矩与车速之间的关系。转向器的输入力矩和输出力矩的特性曲线经 不同的车速情况都要能够达到规定要求(输入输出特性曲线)。
( 3)空载特性 空载特征是指在没有给转向设备增加载荷的状况下,转向设备输入力矩随转角位 移而改变的特征:即车辆驾驶人员在控制车辆转弯时,转向设备操纵力矩和方向盘转角 位移间的关系。转向系统在电源切断和连接状况下转向操作产生的机械设备摩擦系数 和其他可能发生的机械阻力、波动量都应符合上述规定。
( 4)跟随性能 跟随性是指在车辆人为转动方向盘进行转向操作时,助力控制系统中所有元件都 能迅速正确的进行反馈。例如在对转动方向盘产生转角变化后,ECU就可以控制转向 系统电机快速正确的跟随输入转角的改变而进行相应操作,并且还可以随着驾驶人员 停下方向盘操作后立即停止操作,从而不会有惯性延迟的产生。
(5)转向操作下的路面感知 汽车的转向和路面感知控制是指汽车驾驶人员在控制汽车的转向运动时对于前方
路面状况的感知控制灵敏程度,和转向助力的电机驱动控制的方式和转向助力模式也 有很大关系。电动助力转向系统控制器(EPS)是在同时满足了以上这两个基本性能特 点要求的基础前提下,通过采用适当的调试ECU控制反馈策略来实现获得汽车驾驶操 作人员最满意的车辆转向操作下的路面感知。根据上述性能对EPS系统的各项基本安 全特性进行分析,同时根据产品的应用特点专门设计开发了三个主要的测试验证项目: 包括转向系统力矩特性的测试和试验、电流特性的测试和试验以及车辆空载特性的测 试和试验。
(6)反向冲击
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反向冲击是指转向系统中转向器自由间隙小于等于5度,自动回正时间小于等于5 秒,机械传动部分正向效率大于等于百分之七十、反向效率大于等于百分之五十五。 当转向器对输出端进行冲击力的加载,转向系统控制器需要将控制的电机快速逆转以 阻止输入端旋转,而受到冲击加载时的电流响应与方向盘旋转角度要符合厂商规定。
( 7)高转速助力不足 高转速情况下的助力是指转向器在标准的速度下对输入端进行转向操作,同时转 动扭矩必须符合厂商规定要求。
( 8)故障报警
故障报警是指根据行业标准QC/T 29097-1992及QC/T 529-2013要求,当转向器存 在不按厂家规定的工作状态情况,要有故障报警信号输出。
( 9)强制转向
强制转向操纵力需要满足国标GB 17675-2021第4.3.1.4要求。
( 10 )噪声
根据针对工业企业厂界环境噪声排放标准的国标文件 GB 12348-2008 要求,确定 本文研究的实验台试验环境中转向系统中转向器在离发电机机壳轴线的中心正上方 100 mm处测量的总噪音,应当小于或等于六十五分贝。
(11)环境实验 转向系统中转向器在经过高温、低温、高低温交互变换、高低温混合循环、高低 湿度混合循环测试后应能正常工作。
( 12)耐腐蚀性 四十小时的耐腐蚀性测试后转向系统中转向器能正常工作,且符合功能要求,转 向器表面出现的白色斑点不能大于百分之二十、不能产生红色锈迹斑点,转向器漆膜 应符合标准 QC/T484 中 TQ6 的规定。转向器在泥水试验后应能正常工作,并达到功能 要求。
( 13 )电磁兼容 转向系统中转向器的无线电干扰特征、对电磁辐射抗扰性、由静止放电所形成的 电子干扰、沿供电线的电瞬态传输应符合(GT18655、GB/T17619、GB/T19951、 GB/T21437.2 )规定要求,达到相应的限值等级水平
(14)正向、逆向驱动磨损 正向驱动疲劳是指转向系统中转向器在经正向驱动的 50000 多次循环测试后应能 正常工作,并达到功能要求。逆向驱动疲劳是指转向器在经过了逆向驱动217000次的 循环测试后仍要能正常工作,并满足功能要求。
( 15)机械强度 转向系统中转向器设备在经冲击测试后,应无明显损伤。经前后各一次的静扭实 验之后,虽然可以发生永久变形、但不允许发生看得见的裂纹和折断。经振动实验之 后,也不允许发生看得见裂纹和折断。在上述试验后的转向系统再次转向过程中应全
30
程平滑、无卡顿、无滞留、无明显振动、无惯性和延迟滞留现象。其他控制部分功能 安全应满足国标GB17675要求。
3.4.2转向系统试验方法
在搭建的转向系统实验台过程中规定测试试验中的温度偏差为±2C,规定测试电 压为12土0.5V(标准电压12V )、24土 1V (标准电压24V )和48土 1V (标准电压48V ), 电源使用汽车电瓶或直流稳压电源,除转向系统必须按照实车装配方法或平置架设于 实验台架上,另有明确要求除外。测量装置均要求在23土5C温度范围内,扭矩、力、 位移、转角、转速、电流、电压的检测精度应不低于0.5%FS,噪声检测的分辨率精度 等级要大于1dB (A),温度测量的分辨率精度等级要大于1C,湿度测量的精度等级不 小于10%RH。
3.4.3性能试验项目
(1)功能 将试验设备架设于试验台架上,助力控制系统带电,输入端保持在直线状态运行
位置,向输出端施加额定负载量的三分之一,速度在0- Vmax范围内均分(按5km/h~20 km/h间隔),然后左右转动完成十到十五分钟的试验测试。
(2)转向器总圈数及传动比 将转向系统总成架设于试验台架上,助力控制系统不带电保持无助力状态,负载
空载,并测量输入端由某个极端部位旋转到另一极端部位时所旋转的总圈数。输入轴 速度10- 15r/min ,在旋转力矩>15N-m时测量摇臂轴的旋转角度。同时以10- 15r/min 转动方向盘,记录输入轴转角增量与输出轴转角增量的比值。
(3)输入输出特性 将试验设备架设于试验台架上,助力控制系统带电,输入端保持在直线状态运行,
通过设定各种速度均分,以包括0和Vmax以20〜30r/min范围内的速度从左右两不同方 向,匀速状态下转动输入端,使输出力矩或力达到额定极限值,记录试验转向系统设 备不同速度状态中的输入扭矩和输出力矩或力的相关关系曲线,通过图 3-4 所示的特 性曲线绘制速度变化情况下的左右极限传递力矩。
( 4)空载转动力矩 依然将试验设备架设于试验台架上,助力控制系统带电,输入端保持在直线状态 运行位置,输出端保持空载,发动机点火控制器闭锁,输入端通过10r/min的速度将直 线行驶状态沿时针转动方向旋转至 90%转向系统中的极限右转角度,然后再逆时针转 动方向旋转至 90%转向器极限左转角度,然后又沿时针转动方向旋转至原点方位。通 通过以上试验数据完成对转动扭矩关系曲线的搭建,同时采集输入端力矩的极限值和 波动情况的数据信号。转向系统的空载转动力矩参照标准QC/T 29096、QC/T 29097进 行测定和计算。最后将发动机点火控制器打开,助力控制系统带电,重复以上实验。 不断试验优化后完成如图3-5所示的转动扭矩关系曲线图。
31
 
 
图 3-4 输入输出特性曲线
 
 
Fig.3-4 Input and output characteristic curve
力矩最大值
输入力矩(Nra)
■)1 '7 V F
加诵小伯
..aaX\A aa a a KftC)
加屮W
图 3-5 空载转动力矩曲线
 
Fig.3-5 No-load torque curve
(5) 自由间隙
无助力、输出端刚性稳定于中心部位,输入轴以0.5-1°/s的速度缓慢来回转动, 测出两个方向输入扭矩±1.5N・m时输入轴转过的角度。
(6) 自动回正能力 将转向系统总成放置于试验台架上,输入端空置,在有电机助力的情形下(控制
器接受30km/h车速信号),在输出端以速度约为4°/min旋转摇臂轴,分别测量输入 端两极端位到达中间位置的时间。
(7) 机械传动部分正向效率
将转向系统总成放置于试验台架上,助力控制系统不带电保持无助力状态。在方 向盘处安装采集转动力矩变化的传感器及转动角度变化的光闪编码器,输出轴安装扭
32 矩传感器及光闪编码器。然后通过15r/min的转速转动方向盘,检测输入、输出的扭 矩情况以及转角;输出端的加载扭矩载荷,以电机输入端的扭矩对输入扭矩和输出扭 矩的值进行检测。通过正向效率公式3-7计算出机械传动部分的正向效率。
 
 
式中:〃正为正向效率;T入为输入轴扭矩;Ua为传动比;T出为输出轴扭矩。
(8)机械传动部分反向效率
将转向系统总成放置于试验台架上,助力控制系统不带电保持无助力状态。同样 在在方向盘处安装扭矩传感器及光闪编码器,输出轴安装扭矩传感器及光闪编码器。 通过调节输入端加载阻尼,使输出端转动进行加载。检测输入、输出的力矩和转角。 通过反向效率公式 3-8 计算出机械传动部分的反向效率。
 
 
式中:〃反为反向效率;T出为输出轴扭矩;T入为输入轴扭矩;Ua为传动比。
( 9)反向冲击 将转向系统总成放置于试验台架上,保证试验设备正常工作,输入端保持在直线 状态运行位置,在转向系统中转向器输出端施以额定输出负载百分之四十以上的冲击 压力,持续时间应不超过10ms ,以检测冲击的电流反应时间和输入端所旋转的角度。
( 10)高转速助力不足 将转向系统总成架设于试验台架上,助力控制系统带电,保持电机保持在助力状 态,输入端维持在直线状态运行,对输出端添加一个额定的输出负载,输入端在九十 度变化范围内通过200-550°/s范围的速度旋转,以检测进口端旋转力矩。
(11)故障报警 将转向系统总成架设于试验台架上,助力控制系统带电,保持电机保持在助力状
态,输入端通过20r/min -30r/ min范围内的转速状态进行运行操作,当不同元器件或 者线路出现故障情况时,检测报警信号能不能顺利输出得到报警。
(12)强制转向 将转向系统总成架设于试验台架上,助力控制系统不带电,保持电机无助力状态,
在输出端给定一个较大的输出力矩,测量输入端在旋转角度内的最大力。
(13)噪声 将转向系统总成架设于试验台架上并整体安放于半消声室中,保证试验设备的稳
定运行状态,输入端保持在直线状态运行位置。在输出端施加额定负荷,输入速度从0 到Vnax均分,输入端通过20r/min -30r/min的转动速度进行旋转。在距离电机的轴向 中线的纵向上方约一百毫米处进行噪音限值的测定。对噪声值的规定标准需要参考国
33 标 GB12348 中的详细内容。
3.4.4环境试验项目
(1) 高低温及温、湿度交变循环 高温情况:将转向系统总成架设于试验台架上,助力控制系统带电保证试验设备
正常工作,输入端保持在直线状态运行位置。试验需要遵循国标 GB/T2423.2 中的测试 B的高温的实验方式方法要求进行:在+125°C的高温下放置了 96小时。实验完毕后直 接在测试台架上进行功能测试,检测试验的转向系统总成能不能正常工作。
低温情况:转向系统总成架设于试验台架上,助力控制系统带电保证试验设备正 常工作,输入端保持直线状态运行位置。低温试验遵循国标 GB/T2423.1 中测试 A 的低 温实验方式方法要求进行:在-40C的低温条件下存放96小时。实验完毕后直接在测 试台架上进行功能测试,检测试验的转向系统总成能不能正常工作。
高低温交变:转向系统总成架设于试验台架上,助力控制系统带电保证试验设备 正常工作,输入端保持直线状态运行位置。高低温交变试验遵循国标 GB/T2423.22 的 测试N的温度的实验方式方法要求进行:首先降温至-40C低温环境中维持2小时, 随后再升温至+85C高温环境中维持2小时,共进行五个周期循环。实验完毕后直接在 测试台架上进行功能测试,检测试验的转向系统总成能不能正常工作。
温度/湿度组合循环:转向系统总成架设于试验台架上,助力控制系统带电保证试 验设备正常工作,输入端保持直线状态运行位置。组合循环试验遵循国标 GB/T2423.34 中测试Z/AD的温度/湿度组合循环实验方式方法要求完成:在-10C〜+65C范围内, 进行十个周期的组合循环实验。每次循环为24小时,每个周期中的气温变化和相对湿 度变化均要按照转向系统的应用类型选取相应-10C〜+65C范围内的温度及45%〜96% 范围内的湿度变化情况。实验完毕后直接在测试台架上进行功能测试,检测试验的转 向系统总成能不能正常工作。
(2) 耐腐蚀性 将转向系统总成架设于试验台架上,助力控制系统带电保证试验设备正常工作,
输入端保持在直线状态运行位置。按照国标 GB/T2423.17 中规定构建以钾盐雾实验方 式进行,在实验完成后先检测表层锈蚀白斑面积、有无产生红色的锈斑点、漆膜按照 QC/T4 中的 T06 规定检测装置能否正常工作,实验完毕后直接在测试台架上进行功能 测试,检测试验设备能否正常工作。
(3) 泥水试验 将转向系统总成架设于试验台架上,助力控制系统带电保证试验设备正常工作,
输入端保持在直线状态运行位置。往试验台架输入输出处喷洒泥水,喷射频次:每隔 一个小时喷洒一个小时,喷洒量:3L/min。泥水配置按照:水10L、氯化钠2kg、硅 酸盐及粘土 1 L、氯化镁0.2kg、石英砂1 L。负载为50%开展磨损试验50000次,试 验完成后检查密封件,保证输入输出密封部位不出现异常。
(4) 电子器件
34
控制器:电动助力转向系统的控制器部分满足 QC/T1083-2017 标准要求,商用车 电动助力转向装置总成部分已完成过的项目,可以省略QC/T 1083-2017标准相应项目。
电机:电动助力转向系统的电机部分满足Q/ T10822017标准要求,商用车电动助 力转向装置总成部分已完成过的项目,可以省略QC/T 1082-2017标准相应项目。
传感器:电动助力转向系统的传感器部分满足QC/T 10842017标准要求,商用车 电动助力转向装置总成部分已完成过的项目,可以省略QC/T 1084-2017标准相应项目。
3.4.5可靠性试验项目
(1)正向驱动磨损
将试验设备架设于试验台架上,助力系统带电,输入端驱动速度为250-300°/s。转 至两端停留约1-2秒钟,将速度调整至0km/h。输出端可以在摇臂轴处按照下表1的 试验角度施加载荷,在测试过程中可以对电机进行降温处理。在进行了 50000 次的循 环测试之后进行功能测试,检测装置是否还可以正常工作。
表 3-1 正向驱动磨损试验角度和载荷
Tab.3-1 Angle and load of forward drive wear test
序号 全角度(%) 输岀载荷(°ATe) 序号 全角度(% 输岀载荷(%町)
1 0 0 10 -65 47
2 10 30 11 -90 67
3 65 47 12 -100 67
4 90 67 13 -100 67
5 100 67 14 -100 30
6 100 67 15 -85 -30
7 100 30 16 -1 -30
8 85 -30 17 0 0
9 0 -30
( 2)逆向驱动疲劳
将试验设备架设于试验台架上,助力系统带电,在输入端与设备中心位置之间保
持 0.5°的间距(用挡块限位),同时对输出端施以符合图二中规定的试验负荷并满足对 应的循环次数,将车速调整为20km/h~40km/h ,在进行了 217000个周期测试之后进 行功能测试,检测试验设备是否还可以正常工作。
表 3-2 逆向驱动疲劳试验载荷和循环次数
Tab.3-2 Back-drive fatigue test loads and cycles
序号 载荷(%町) 循环次数 序号 载荷(%町) 循环次数
1 40 120000 5 80 9000
2 50 40000 6 90 6000
3 60 25000 7 100 2000
4 70 15000
 
35
3.4.6机械强度试验
(1 )冲击 将转向系统总成架设于试验台架上,助力控制系统带电保证试验设备正常工作, 将输入端刚性的分别固定在左540°、正中心和右 540°的部位,同时对输出端施加以 3 倍Te的力矩载荷(允许总载荷有土百分之十的变化量),将冲击时间限制在50ms± 5ms 的范围内,三个位置分别完成一次冲击试验后,紧接着检测转向系统总成有没有出现 可见的裂纹和断裂以及永久性的损坏变形变化,再通过功能测试,检测设备是不是还 能正常运行。
( 2,静扭 将转向系统总成架设于试验台架上,助力控制系统不带电,保持电机无助力状态, 输入端保持在直线状态运行位置。输出端刚性地固定住,以0.5r/min-1r/min的速度 左右驱动输入轴,输入轴分别加载180、270、360N- m ,180、270N- m完成三次,360 N- m完成一次,再进行功能试验,检查装置是否还能正常工作。
( 3,振动 将试验设备架设在振动实验的台架上,助力控制系统带电,分别选取振荡频率在 10 Hz-500 Hz范围内、最大加速度为1g、扫频的速率取值1otc/min、上下振动进行 三次扫频操作,试验过程中寻找共振点,并在振荡频率在10Hz至100Hz范围内的选 取一个不是共振的频率,在选取的非共振频率基础上选取最大加速度2.5g状态下进行 上下振动一百万次、左右和前后各振动五十万次的试验,在试验完成后立即检测试验 设备上有无可见的裂纹或者断裂出现。紧接着进行功能测试,再次检测设备是不是还 能正常工作。
3.5本章小结
本章介绍了电动助力转向系统实验台的基本组成,结合电动助力转向系统的输入 输出的理论数据的分析,完成了对实验台输入系统和加载系统的主要零部件的选型及 校核工作,利用三维软件绘制搭建了实验台整体的三维模型图及包含转向系统的实验 台布置图。紧接着对电动助力转向系统在实验台上进行试验的技术性能要求、试验项 目及实验方法进行了描述。
36
第四章 基于路面谱的实验台加载系统研究
路面谱测试指的是对车辆行驶道路路面的不平整度的测量表现形式,路面的不平 整度指的是车辆行驶路面的理想标准值与实际行驶路面存在的变化情况[30-31],可以发 现车辆在实际行驶状态下进行转向操作时是存在路面谱变化扰动情况的。在台架试验 中对转向系统进行基于路面谱的试验检测是非常必要的,因此需要深入分析研究本文 搭建的电动助力转向系统实验台的加载系统对于路面谱的复现程度,完善转向系统台 架试验中实际路面状况下的各项试验检测目标的准确性。
4.1转向系统实验台加载系统
前文已经详细叙述了转向系统实验台针对转向系统试验必须具备的两大部分分别 为模拟转动转向盘的输入系统和模拟路面阻力情况的加载系统。由于输入系统只是为 了提供一个力矩及转角至转向系统,加载系统则是提供转向系统在实际路面上受到的 环境阻力等因素。为了完善基于路面谱的转向系统试验研究,需要重点倾向于对转向 系统实验台的加载系统进行研究分析,完善车辆行驶系统中的转向系统在路面谱情况 下的各项试验指标。
目前转向系统实验台的开发仅仅局限于单一试验检测功能,常用的转向系统综合 实验台又不适用于针对摇臂轴助力循环球式电动助力转向系统的特性在实际行驶环境 下的功能试验,并且目前没有细致考虑存在路面谱情况下对转向系统进行性能试验的 干扰,例如绵阳师范学院已有的管柱式电动助力转向系统综合实验台,其中针对的是 搭建适用于电动助力转向系统中管柱式的转向系统相关转向特点进行试验的台架。其 次该实验台只是运用一个电机连接偏心轮机构进行粗略的模拟路面谱带来的振动,由 于其模拟的路面谱具有周期性,且不易控制。结合相关资料并针对能够有效复现路面 谱数据信号曲线情况的结构。因此本文研究的转向系统实验台中的加载系统采用的是 搭建以齿轮-齿条-球头连接杆-伺服液压缸为一体的综合化加载系统,系统中的伺服液 压缸作为模拟输出路面谱信号输出力的零件,球头连接杆将伺服液压缸输出的力进行 传递,齿轮齿条结构平稳传递至转向器摇臂轴端。完成加载系统的将负载力矩及路面 谱波动传递至转向器输出端的路线。为了分析搭建的加载系统传递路面谱信号的特性, 本章选用MATLAB/Simulink软件搭建系统的动力学方程,并对基于路面谱的加载系统 复现程度及齿侧间隙对复现情况的影响进行研究,为后续的电动助力转向系统试验台 的实际生产制造和对应的电动助力转向系统进行有关路面谱扰动情况下的试验提供较 强的理论基础和数据分析。
4.2时域仿真重构路面谱数据信号
路面谱数据信号采集的方法主要通过实地测量和搭建模型仿真等方式进行采集。 实地测量是通过在车辆上安装激光、传感器等设备设施,选取不同地面进行实际行驶
37 采集精确的不同路面谱的信号。目前国内外研究者通过使用六分力传感器、激光三角 法实地测量路面谱得到相应的数据信号[32]。实地测量的优点是能够实时测量路面起伏 程度,通过相关后续信号数据的优化处理能够得到精确的路面谱数据,由于是通过车 辆加装路面谱采集装置在行驶过程采集路面信息,为了得到精确的路面谱信号,相关 设备设施成本高昂,并且采集不同路面的路面谱数据,需要对不同路面进行数据采集, 因此实地测量路面谱的设备设施成本高昂,耗费时间长,无形当中降低了路面谱信号 的经济性[33]。但随着转向系统实验台针对路面谱数据信号的试验越来越趋向于计算机 模拟方法进行研究,因此科研人员找到一种通过时域模型仿真重构路面谱的方法获得 路面谱信号曲线,目前国内外应用广泛的是通过滤波白噪声法、有理函数、谐波叠加 法、逆快速傅里叶变换(IFFT)法、三点弯曲(TPS)法实现时域模型重构路面谱信号 仿真[34]。
不同国家路面谱的定义并不相同,同时不同国家的实际路面情况也存在差异,以 我国为例,目前国内采用的是道路的纵向横截剖面与路面垂直相交线的高度作为路面 不平度的采样样本[35]。根据采样样本的均值方差和路面功率谱密度函数来形容实际道 路的路面信息情况。时域分析中,对路面功率谱密度的函数进行积分处理,可以得到 反应路面谱时域特性的方差[36-37]。路面功率谱密度函数不仅体现出道路路面的结构特 点同时也体现处理道路路面的整体特性。
在对齿轮齿条加载系统复现路面谱的能力的研究中,采用路面不平度(qt )作为 输入条件来反应路面谱信号。本文通过时域模型仿真获得路面谱信号,对路面不平度 的时域特性进行研究分析,一般情况下针对路面不平度的激励常用功率谱密度描述, 功率谱密度的数学函数表达形式有幂函数方式和有理函数方式两种,两种函数搭建的 路面谱时域仿真对路面不平度的时域特性分析基本上别无二致[38]。因此本文利用有理 函数进行时域模型仿真搭建动力学数学模型得到路面谱数据信号曲线,其动力学模型 能够反应不同路面的位移偏差情况,例如柏油路、砂石路等,具备模拟通用、全面的 路面情况。根据我国国标 GB/T7031-2005 的相关标准规定,采用路面功率谱密度对路 面等级进行时域特性分析的功率谱密度函数表达式为:
n
G(n) = G(n0)( )-w (4-1)
n0
式中:n为空间频率,n0为标准化空间频率,标准化空间频率n0的取值为0.1m-1,
G(n°)为路面不平度系数;w为频率指数,分级路面谱的频率指数w的取值为2。
根据我国国标 GB/T7031-2005 的规定按照道路实际路面信息情况的功率谱密度把 目前国内已有的道路情况详细分为八个级别,详细罗列出了不同道路情况级别的路面 谱系数G(n0)的几何平均量,以及道路空间频率n在0.011m-〜2.83m-范围内的路面
38
谱的平均方差Oq2的根号后的几何平均值。规定了标准化空间频率n的取值为0.1m-1 以及分级路面谱的频率指数w的取值为2。国标有关路面谱不同道路情况级别的详细参 数情况见下表4-1 所示。
表 4-1 不同等级路面的路面不平度几何平均值
Tab.4-1 Geometric mean of pavement roughness of different grades of pavement
路面
等级 路面类型 Gq (n0) / (10-6 m )
n0 = 0.1m-1 Oq / (10-3 m)
0.011m- < n < 2.83m-
A 铺装路面 高级公路 16 3.81
B 铺装路面 高级公路 64 7.61
C 铺装路面 沥青水泥路 256 15.23
铺装路面 沥青水泥路
筑路机修筑路 1024
D 未铺装路面 压实路面 (680—1823) 30.45
自然路面 草原
铺装路面 卵石、砂石路
筑路机修筑路
未铺装路面 4096
E 压实路面 (2438—5959) 60.90
乡间路面 中等破损路面
自然路面 草原
未铺装路面 中等破损路面 16384
F
乡间路面 中等破损路面 (8964—18615) 121.80
完全破损路面
G 自然路面 丘陵 65536 243.61
H 自然路面 丘陵 262144 487.22
功率谱密度的有理函数表达式有三种形式如下
 
4-2)
4-3)
4-4)
式中:Y为波数,Y0为截止波数,Rx为与路面不平度系数,3为行程圆频率,d、 (P、P、a为与路面有关的常数。
基于上式有理函数表达式可以得到路面不平度的时域数学模型如下:
q(t)= GVq〈t) + HVe0( t) (4-5)
式中:V为车速;Gq(n°)为路面不平度分类标准中路面不平度系数的几何平均值;
%t)为单位白噪声。G取-0.111, H取4.44,参考下表所示路面谱等级参数。
在本文搭建的数学模型中选取一种该转向系统常用的 C 级路面的路面不平度几何 平均值,低速11m/s时完成路面不平度的时域仿真进行路面谱重构,得到的路面谱数 据信号来进一步研究其在转向系统中的复现程度。V的值取11m/s ; Gq(n°)取 6.4x10-5 m3 ; o)(t)取1。利用MATLAB/Simulink搭建仿真分析可得到如图4-1所示 数学模型:
 
图 4-1 路面谱时域仿真模型
Fig.4-1 Time-domain simulation model of road spectrum
 
 
 
Fig.4-2 Road spectrum reconstruction signal diagram
 
4.3加载系统动力学模型
目前国内外研究者CHEN[39-40]使用激光三角法实地测量路面谱作用于车辆,得出 路面谱对车辆平顺性和人员舒适性有直接影响[41]。宋雨荷[42]使用Simulink将时域模型 仿真得到的路面谱直接作用于搭建的车辆动力学模型中,得出在路面谱作用下车辆行 驶存在扰动误差,影响车辆工作效能。但上述研究忽略了路面谱复现问题引起的车辆 扰动误差。因此需要完善实验台对路面谱复现程度的研究。通过前文的设计与校核, 选取齿轮齿条模数为 3,分度圆直径为 500,齿数为 167,齿宽为 50。搭建系统模型: 伺服液压缸处为输入端,齿轮处为输出端,齿条导轨、轴承、滚轮等辅助齿条平稳运
40
动,球头杆-齿条连接处与水平方向有一夹角a。角度a能够真实反应实验台工作条件 下伺服液压缸存在的振动输出至齿轮齿条结构并对其复现的影响,同时简化加载系统 [43-44]:不考虑系统的弹性变形、液压缸和齿轮齿条啮合力角度等变化情况,忽略球头 连接杆水平夹角a的变化取定值。工作中齿轮齿条不存在高速高温等严苛工作环境, 建立动力学模型如图4-3所示。
 
图 4-3 齿轮齿条加载系统动力学模型图
Fig.4-3 Dynamic model diagram of rack and pinion loading system
其中:e为齿轮扭转角度,J为齿轮转动惯量,为齿轮粘性阻尼,K为齿轮 扭转刚度,R1为齿轮半径,T为齿条与齿轮啮合力,m2为齿轮质量,m1为齿条质量, C齿条啮合阻尼,K齿条啮合刚度,2b为节圆上齿侧间隙长度,F为输入端输入力, F为路面谱输入力。
4.3.1加载系统微分方程的确立
建立模型的动力学微分方程为:
je+c2 e+k e = t (4-6)
mx +CX +K fx)=(F+F)cos a 一 yN -f (4-7)
式中:x为齿条位移;y为齿条摩擦系数;N为齿条垂直地面向下的合力;为 齿侧间隙函数; f 为齿条与齿轮啮合力其中:
N = (m〔+ m2) g +(F+ Fpsina ( 4-8)
( 4-9)
T= fR1
x — b x > b
(=< 0 — b < x < b ( 4-10)
x + b x > b
41
 
F2 = K 轮(
式中:K轮为轮胎的刚度,q(t)为路面谱信号(路面不平度)。
4.3.2状态空间表达式及求解
为了系统参量结构清晰便于计算,采用状态空间关系表述系统动力学微分方程: 联立4-6到4-11式;并令X1 = 6,X2 = 9可得到如下状态空间表达式:
式中:
K C R + c R (cos a 一 卩 sin a)
Ai=—寸,A =-CR「C2,B] = 1 2
m1R12 + J 2 m1R12 + J m1 R12 + J
 
D = K 一 K D = C 一 CR + C2 F = RF(cos a — sin a) 一 叭(m +m2)g
1 R] mR2 + J 2 R1 mR2 + J + J + J
4.3.3系统稳定性、可控性、可观性分析
应用李雅普诺夫稳定性理论对齿轮齿条加载系统动力学状态空间表达式稳定性进 行分析。利用李雅普洛夫函数及其导数关系得到方程:
AtP + PA = -Q (4-14)
选取Q = I,将式4-12的矩阵A代入式4-14中求解出矩阵P,计算矩阵P的顺序 主子式。通过计算并验证得出矩阵P是正定的,得到加载系统是大范围渐进稳定的。
建立系统动力学方程能控矩阵和能观矩阵,求解矩阵的秩[45-46]。通过计算得出能 控矩阵、能观矩阵均为满秩矩阵,可以分析得出加载系统是可控、可观的结论。
4.3.4 Simulink 动力学仿真分析
通过验证加载系统的稳定性、可控性以及可观察性都能达到使用要求,因此可以 建立 MATLAB/Simulink 仿真模型如下:
我们对建立的齿轮齿条加载系统相关参数进行确定,本文将夹角a设为定值5°,R1 的值为0.25m,m1的值为31.9kg,m2的值为74kg,K1的值取2x105N/m; 2b的 值取0.01mm, F1输入端的输入力的值取1000N,K2的值取1x104N/m ; Cj通过
42
取值得到(啮合阻尼比6取0.06), J通过wR / g取值得到(w :齿轮质量, g:重力加速度,R :齿轮半径),C2通过CV齿轮取值得到(阻尼系数C取0.68), y 的值取0.1, K轮的值取1.92xl05N/m。搭建simulink动力学数学模型如图4-4、4-5所 示。并且可以得到仿真图形如图4-6、 4-7所示。
 
图 4-4 齿轮齿条 Simulink 动力学数学模型 Fig.4-4 Rack and pinion Simulink dynamic mathematical model
 
 
 
图 4-5 齿轮齿条 Simulink 动力学模型
Fig.4-5 Rack and pinion Simulink dynamic model
 
43
 
 
通过图4-6仿真图像发现:输出转角从0开始曲线增长,转角最大值为0.19rad , 转角变化在0.15s后到达最大值并逐渐趋于稳定。输出转角在极短的时间内增长至最大 值并稳定输出,说明系统输出转角满足实际变化要求。
 
图 4-7 输出啮合力变化曲线
Fig.4-7 Variation curve of output meshing force
通过图4-7仿真图像发现:啮合力从850N开始进行曲线增长,啮合力最大值为 7800N,转角变化在0.15s到达最大值并趋于稳定。输入力F以阶跃形式输入,系统 啮合力存在初始值,同时输出啮合力在极短的时间范围内增长至最大值并稳定输出, 说明系统输出转角及啮合力满足实际要求。
将路面不平度的位移变化量作为输入力输入齿轮齿条加载系统中,得到齿轮的输 出转角,再通过弧长公式将输出转角转化得到输出位移振幅变化。通过图4-8的仿真 图像比对输入前路面不平度位移变化和输出位移量变化可以发现:输出路面谱曲线从0 开始非周期性波动变化,对比输入输出发现路面谱曲线步调基本一致,幅值变化范围 一致。说明系统复现路面谱得到的输出曲线变化很小,能够较好的复现路面谱变化情
44
 
况。
0.015
 
-0.02
时间/S
 
 
(a)路面谱输入
(a) Road spectrum input
 
(b)路面谱输出
(b) Road spectrum output 图 4-8 路面不平度输入输出对比图 Fig.4-8 Comparison of input and output of road roughness
 
4.4侧间隙扰动对路面谱复现的影响
4.4.1齿轮齿条结构齿侧间隙变化对路面谱复现的影响
齿侧间隙对加载系统仿真的影响主要是体现在力矩冲击上,当齿轮齿条某一齿在 间隙规定的值内达到啮合状态[47-52],但接下来的齿轮齿条的啮合齿没有进入啮合状态 时,啃合力瞬时机具减小,再下一次啮合状态时,啮合力又瞬时极具陡然增加,并在 运行状态下周而复始。本文直接定义存在齿侧间隙0 mm、1mm、-1mm三种间隙状况, 并将其输入系统动力学模型,对系统复现路面谱的影响进行分析。对路面谱复现图如 图 4-9、 4-10、 4-11 所示:
45
 
 
 
图 4-9 齿侧间隙为 0 时,输入输出对比图
Fig.4-9 Comparison of input and output when the tooth backlash is 0
 
 
图 4-10 齿侧间隙为正时,输入输出对比图
Fig.4-10 Comparison of input and output when the tooth side clearance is positive
 
 
图 4-11 齿侧间隙为负时,输入输出对比图
Fig.4-11 Input and output comparison diagram when the tooth backlash is negative
46
从图4-9、 4-10、 4-11 对比齿侧间隙对输出路面谱曲线变化的影响变化可以看出: 输入路面谱曲线幅值最大值超过0.01m,最小值不到0.02m。输出曲线幅值最大值不 到0.01m,最小值超过0.02m。输出曲线幅值变化相较于输入曲线有0.01s左右的迟 滞。当齿侧间隙为0时,从复现曲线整体重叠对比发现系统可以较好的复现路面不平 度的输入曲线。当齿侧间隙为负时,输出曲线相对于输入曲线有下移现象,说明系统 复现位移变化有负向位移偏移变化。当齿侧间隙为正时,输出曲线相对于输入曲线有 上移现象,说明系统复现位移变化有正向位移偏移变化。
4.4.2双齿轮齿条结构齿侧间隙变化对路面谱复现的影响
通过前文对单齿轮齿条结构存在齿侧间隙对路面谱复现影响的分析可以对比出存 在一定的偏移,为了减小齿侧间隙对于路面谱复现的影响,并更近一步研究最合适的 复现路面谱结构[53],进一步讨论搭建双齿条结构的加载系统,如图4-12所示。
 
图 4-12 双齿条结构三维模型图 Fig.4-12 3D model of double rack structure
同单齿轮齿条结构一样,在搭建动力学仿真过程中需要简化动力学系统,省略导 轨、轴承等非重要件,保留齿条、齿轮、球头杆等关键部件,搭建具有双齿条齿轮啮 合间隙的动力学简图如图4-13所示。
图中:0为齿轮扭转角度,J为齿轮转动惯量,为齿轮粘性阻尼,K为齿轮 扭转刚度,R1为齿轮半径,T为齿条与齿轮啮合力,m2为齿轮质量,m1为齿条质量, C齿条啮合阻尼,K]齿条啮合刚度,2b为节圆上齿侧间隙长度,F为输入端输入力, F为路面谱输入力。 []
 
 
图 4-13 双齿轮齿条加载系统动力学模型图
Fig.4-13 Dynamic model diagram of double rack and pinion loading system 通过力矩平衡式及力的平衡式,建立双齿条动力学系统微分方程如下:
J&+c2e2 + K2e2 = t (4-15)
mx +C1x2 +K1 f x)= F cos a - ^N-f (4-16)
m1x3 +C1x 3 +K1 f x) = F2 cos a 一“N -f2 (4-17)
其中:
T = f总 (4-18)
f& =f1 + fi (4-19)
x2= x3 ( 4-20)
为了系统参量结构清晰便于计算,采用状态空间关系表述系统动力学微分方程:
通过联立式4-15到式4-20,建立的齿轮齿条微分方程式;并令X3 = 9 , X4 = 9可得到
如下状态空间表达式:
-X3’
_ X4
式中:
__ k2
3 __ 2mR + J,"4
 
 
4-12)
(4-13)
CR + C2 B _ R (cos a — “sin a)
2mR + J, § 2mR + J
B RK轮(cos a 一 “ sin a) 口— m1 + 阻)g
4 _ 2m1R12 + J ' 3 -
2m1 R12 + J
E __ Kf
2mR^ + J
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
D = KI- K D = C^ _ Cl Rj + C2 H = RF (cosa 一卩 Sin a) _ 叭(m +阻)g
3_ R 2mR + J, 4 -瓦—2m1 R2 + J, _ 2m1R12+J 2m1R12+J
通过建立的双齿条齿轮结构的微分方程及状态空间表达式可以看出,其状态空间 实质与单齿轮齿条结构的一致,只是参数上存在差异,但是为了精确验证系统的稳定 性依然选择李雅普诺夫稳定性理论对上式进行稳定性判别。同样通过建立能控能观矩 阵,判断双齿条齿轮结构的能控能观性。最终通过计算验证得到双齿条齿轮结构同单 齿条齿轮结构一样是稳定的,并且具备能控性和能观测性。
经过对双齿条齿轮结构的稳定性、能观能观性验证后,建立双齿条系统动力学模 型,同时将齿侧间隙0mm、1mm、-1 mm三种间隙状况,输入系统动力学模型,对系 统复现路面谱的影响进行分析。对路面谱复现图如图 4-14、 4-15、 4-16 所示:
 
 
 
 
图 4-16 双齿条系统中齿侧间隙为负时,输入输出对比图
Fig.4-16 Comparison of input and output when the backlash of the double rack system is negative
从图 4-14、4-15、4-16 所示:齿侧间隙对输出路面谱曲线变化的影响可以看出: 输入路面谱曲线幅值最大值超0.01m,最小值不到0.02m。输出曲线幅值最大值不到 0.01m,最小值超过0.02m。输出曲线幅值变化相较于输入曲线有0.01s左右的迟滞, 当齿侧间隙为 0 时,从复现曲线整体重叠对比发现系统可以较好的复现路面不平度的 输入曲线。当齿侧间隙为负时,输出曲线相对于输入曲线有下移现象,说明系统复现 位移变化有负向位移偏移变化。当齿侧间隙为正时,输出曲线相对于输入曲线有上移 现象,说明系统复现位移变化有正向位移偏移变化[54]。
通过图4-14仿真图像比对输入前路面不平度位移变化和输出位移量变化可以发现: 输出路面谱曲线从0开始非周期性波动变化,对比输入输出发现路面谱曲线步调基本 一致,幅值变化范围一致。但是相较于单齿轮齿条加载系统的复现程度来说有一定差 距,可以得出单齿轮齿条结构的加载系统的复现程度要好于双齿条齿轮结构加载系统 的复现程度。通过对比图4-15、4-16仿真图像对比齿侧间隙为正、齿侧间隙为负情况 下的双齿条齿轮结构下的扰动分析与前一节的单齿轮齿条结构下的齿侧间隙扰动分析 可以发现:双齿条齿轮结构的加载系统齿侧间隙对路面谱的复现情况要优于单齿条齿 轮结构。
4.5试验台加载系统有限元分析及模态仿真
4.5.1模态分析必要性 模态反应了机械结构系统中的固有振动的特点, 它的表现形式不单单是一种状态, 一般来说其表现形式是存在有多阶的状态情况的,其中不同阶级的状态都具备有对应 的模态振动模型、阻尼比和特定频率等相关数据的特性的。随着目前针对共振频率影 响分析的进一步加强,对机械结构进行模态分析主要是对机械结构系统的动态特性进 行分析,筛查、排除机械结构系统在运行中可能存在的频率共振故障现象以及对机械
50
 
结构的动态性能进行优化升级等方面。在本文的实验台搭建中需要对转向系统进行多 种试验,在试验过程中会存在振动现象,试验环境产生的振动是否存在对电动助力转 向系统实验台的加载系统产生共振以及破坏路面谱在加载系统的复现程度,是我们需 要搭建模态分析进行研究的重点。因此在本文研究中考虑实验台加载系统的振动频率, 对系统进行模态分析找到不同频率范围条件下的系统结构模态特性,分析对齿轮齿条 存在影响的频率,消除系统结构在共振条件下对转向系统实验台试验检测的影响。目 前常用的模态分析软件有ANSYS、ABAQUS等,本文选择ANSYS里的WORKBENCH 软件对本文设计的齿轮齿条结构进行模态分析,在 WORKBENCH 软件中,模态分析 分为两种,一种是不存在边界约束的自由模态,一种是进行给定边界约束条件的约束 模态。由于本文研究对象是对转向系统进行试验的实验台设备,其在工作状态下是存 在约束的因此选用约束模态对实验台加载系统进行分析。通过加载系统存在受力或变 形的频率范围下固有、整体结构的模态特性,分析该系统结构在产生影响的频率范围 内的不同振动源加载下的响应情况。为电动助力转向系统实验台加载系统的实际生产 及搭建的研究提供理论研究基础。
 
4.5.2建立单齿条模态分析
接下来完成模态分析的前处理部分,建立齿轮齿条全部齿的摩擦接触,摩擦力设 置为 0.1,并且重新细化齿轮齿条啮合齿面的网格质量,选择固定底面。因此接下来在 对齿轮齿条进行有预应力的模态分析时,材料影响并不明显,因此材料的定义、非啮 合齿的网格的划分以及约束和载荷的添加等都选用默认值。在处理过程完成后,即可 运行计算,计算完成后,系统将给出齿轮齿条加载系统模型的六阶模态变形云图,如 图 4-19 至 4-24 图所示:
51
 
 
 
图 4-19 齿条齿轮一阶模态变形云图
 
 
图 4-20 齿条齿轮二阶模态变形云图
 
 
图 4-21 齿条齿轮三阶模态变形云图
Fig.4-21 Third-order modal deformation cloud diagram of rack and pinion
52
 
图 4-23 齿条齿轮五阶模态变形云图
Fig.4-23 The fifth-order modal deformation cloud diagram of rack and pinion
B: Modal
Total Deformation 6 Type: Total Deformation Frequency: 11162 Hz Unit mm 2022/3/612:20
图 4-24 齿条齿轮六阶模态变形云图
Fig.4-24 The sixth-order modal deformation cloud diagram of the rack and pinion
53
 
通过运算得出的模态仿真可以分析得出:图 4-19 至44-24 图所示的齿轮齿条六阶 模态变形图可知:
齿轮齿条结构一阶模态变形频率为700.64Hz,最大变形量为5.212mm,它的振 动模型是在相对于坐标轴 XY 面平行的面内发生的振动。二阶模态变形频率为 770.56 Hz,最大变形量为& 135mm,它的振动模型是在相对于坐标轴XY面平行的面内发 生的振动。三阶模态变形频率为773.32Hz,最大变形量为& 163mm,它的振动模型 是绕X轴发生的扭转振动。四阶模态变形频率为940.65 Hz ,最大变形量为5.8368mm, 它的振动模型是绕X轴发生的扭转振动。五阶模态变形频率为1115.20Hz,最大变形 量为&741mm,它的振动模型是绕X轴和Y轴同时发生的扭曲振动。阶模态变形图 可知,其频率为1116.2Hz,最大变形量为8.778mm,它的振动模型同样是是绕X轴 和Y轴同时发生的扭曲振动。
4.5.3建立双齿条模态分析
同时由于在上一章对比齿轮齿条和双齿条齿轮结构的 Simulink 动力学模型的搭建, 其各有优势,因此为了进一步完善对齿轮齿条加载系统的研究,对双齿条结构的模态 进行分析。同前步骤一样,简化三维模型,在WORKBENCH中导入双齿条齿轮模型。
 
在前处理部分,完双齿条结构中所有啮合齿的摩擦接触,同样摩擦系数设置为0.1,
其它前处理过程同单齿轮齿条结构设定。在处理过程完成后,即可运行计算,计算完 成后,系统将给出双齿条齿轮结构模型的六阶模态变形云图。
54
 
通过运算得出的模态仿真可以分析得出图4-26至4-31所示齿轮齿条六阶模态变形 图:双齿轮齿条结构一阶模态变形频率为780.10Hz ,最大变形量为5.241mm,它的振 动模型是在相对于坐标轴 XY 面平行的面内发生的振动。二阶模态变形频率为 798.82 Hz,最大变形量为&272 mm,它的振动模型是在相对于坐标轴XY面平行的面内发 生的振动。三阶模态变形频率为801.39Hz,最大变形量为&266mm,它的振动模型 是绕X轴发生的扭转振动。四阶模态变形频率为954.15 Hz ,最大变形量为5.897mm, 它的振动模型是绕X轴发生的扭转振动。五阶模态变形频率为1123.50Hz ,最大变形 量为&767mm,它的振动模型是绕X轴和Y轴同时发生的扭曲振动。六阶模态变形 频率为1123.9Hz ,最大变形量为&772mm,它的振动模型同样是是绕X轴和Y轴同 时发生的扭曲振动。
A: Modal
Total Deformation Type: Total Deformation Frequency: 780.1 Hz Unit: mm
2022/3/6 12:22
—| 5.2407 Max
■ 4.6584
—4.0761
—3.4938 —29115
■彳 Automat*
—1 7469
1.1646
0.5823
0 Min
图 4-26 双齿条齿轮一阶模态变形云图
Fig.4-26 First-order modal deformation cloud diagram of double rack and pinion
图 4-27 双齿条齿轮二阶模态变形云图
Fig.4-27 Second-order modal deformation cloud diagram of double rack and pinion
55
 
 
 
图 4-28 双齿条齿轮三阶模态变形云图
Fig.4-28 Third-order modal deformation cloud diagram of double rack and pinion
 
 
图 4-29 双齿条齿轮四阶模态变形云图
Fig.4-29 Fourth-order modal deformation cloud diagram of double rack and pinion
 
 
图 4-30 双齿条齿轮五阶模态变形云图
Fig.4-30 The fifth-order modal deformation cloud diagram of double rack and pinion
56
 
 
由图 4-26 至图 4-31 所示的双齿条齿轮结构的模态仿真结果显示得到:齿轮齿条的 一阶至六阶模态的固有频率逐步提升,一阶至四阶的振型都表现为平面内振动,五阶、 六阶开始发生扭曲振动,因为振动现象在不同阶的情况下是逐步叠加的,振动表现出 来的特性也会增加齿轮齿条结构的疲劳损耗程度。对于齿轮齿条加载系统来讲,该系 统结构存在的激扰频率在几十赫兹的范围内,与齿轮齿条结构的模态分析所得到的振 动的固有频率相差较大,因此本次设计的齿轮齿条结构,将不会发生共振;同时模态 分析加载系统齿轮齿条中核心传递零部件的不同阶的振动形式为弯曲变形和扭曲变形。 这对实验台的安稳定的运行情况以及完成转向系统试验的准确度影响较大。因此在设 计生产齿轮齿条过程中应适当强化刚度和强度,增加实验台工作稳定性。
4.6本章小结
本章利用已有的路面不平度的仿真重构方法,搭建以齿轮齿条为主要结构的加载 系统的动力学模型,分析了电动助力转向系统实验台加载系统的路面谱复现能力,同 时深入分析齿轮齿条传动过程存在的齿侧间隙对路面谱复现的扰动影响程度。完善针 对电动助力转向系统实验台加载系统的理论研究,深入分析探讨了针对实验台中基于 路面谱的转向系统试验检测的可行性。再结合齿轮齿条系统结构的模态分析,仿真出 对电动助力转向系统实验台进行试验检测存在干扰或者破坏的频率。对本文研究的电 动助力转向系统实验台的加载系统的搭建工作奠定了坚实的理论基础
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第五章 总结与展望
5.1总结
电动助力转向系统符合国家环保型经济的发展需求,适应未来的发展方向。受到 了大量汽车厂商以及研究团队的重视,未来的转向系统中电动助力转向将成为主要发 展方向。电动助力转向系统实验台的研究是EPS开发过程必不可少的流程。在开展课 题研究期间,本人深刻学习学院关于实际教学和培养计划安排,对本研究课题“商用 大扭矩循环球助力式电动助力转向系统及实验台的研发”进行了深入广泛的调查与研 究,对目前国内外针对EPS及EPS实验台的发展现状及未来发展方向进行了深入的梳 理,基本确立了 EPS实验台的研究开发思路与步骤,结合EPS需要达到的试验条件及 试验要求主要完成了以下几个方面的研究工作
1、 通过前期调研电动助力转向系统及相关实验台的各类文献资料,梳理EPS的类 型、特点、工作原理,明确了本文以搭建针对电动助力转向系统试验检测的实验台架 为研究重点。并通过 EPS 结构特点以及 EPS 需要满足的试验条件与试验要求,明确搭 建的台架实验设备的整体结构,通过电动助力转向系统的相关设计参数及指标,分析 并确立转向系统实验台搭建过程中的零部件种类,完成电动助力转向系统实验台的设 计、选型及三维模型的搭建。
2、 研究电动助力转向系统实验台加载系统的路面谱复现情况,建立EPS实验台加 载系统动力学的数学模型,运用MATLAB/Simulink软件,搭建考虑齿侧间隙情况的齿 轮齿条加载系统的动力学模型,完成路面谱模拟。将路面谱作为加载系统输入,对比 基于路面谱的加载系统复现情况,分析齿侧间隙对路面谱复现的影响。为后续搭建转 向系统整体实验台并进行有关路面感知能力相关试验提供较完善的模拟工作状态及性 能情况。
3、 通过仿真可以发现,齿轮齿条加载系统输出转角与啮合力情况都趋于稳定,并 且滞后时间很短,系统复现路面谱的对比重叠度较高,能够很好的达到路面谱的复现 效果。在引入齿侧间隙的情况下,通过输入输出路面谱对比图可以发现,齿侧间隙会 影响路面谱对比重叠度,但重叠度偏移量较小,总体来看是能较好的复现出路面谱曲 线变化的。因此本文设计选取的加载系统方式可以有效完成针对路面谱对转向系统有 关影响的实验,能够投入实际生产完成后续实验台的搭建工作并进行试验验证。
4、 通过运用ANSYS模态分析软件,对EPS综合实验台的加载系统进行模态分析, 寻找齿轮齿条结构的加载系统的工作共振频率,并在后续完成EPS实验台搭建后的实 际试验过程中去避免共振频率,消除实验台在完成转向系统试验下存在的共振影响
5.2展望
在完善对EPS实验台加载系统的研究后,虽然起到了完善EPS实验台研发项目进 展的目的,但是针对目前研究存在的一些问题及待完善的地方,接下来还有几个方面
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有待发展和优化
1、 EPS 实验台系统目前只完善了设计部分及相关试验方法的理论性研究,在控制 系统方面需要不断发展,深入研究适用于目前研发的循环球助力式电动助力转向系统 试验的实验台控制系统,使得控制系统能够最优化实现EPS的试验工作,简化试验难 度,优化试验数据的采集及处理。从成本角度考虑,完善EPS实验台控制系统的开发 及对应信息采集系统的研究,选取低成本、高效率的传感器,持续完善对 EPS 实验台 完成 EPS 试验时的输入系统、输出系统、转向系统的信息数据的测量分析方法的研究。
2、 目前只是针对电动助力转向系统实验台的加载系统路面谱复现进行了理论分析, 缺乏实验台搭建完成后的实际路面谱信号复现情况的研究,以及针对路面谱信号复现 能力的控制策略亦没有进行讨论,在后续实验台搭建完成后,可以将路面谱信号复现 的控制研究纳入实验台整体控制系统中去,不断完善本课题搭建的电动助力转向系统 实验台的路面谱复现控制以及实用性能等方面的研究。
3、 本文针对电动助力转向系统实验台加载系统的模型进行了模态分析,找到了待 检测转向系统设备在试验过程中可能存在的共振频率。在后续的研究中可以进一步说 明如何去控制避免可能引起试验共振现象的频率,不断优化迭代本课题搭建的电动助 力转向系统实验台的工作可靠性及安全性。
4、 通过本文的理论研究,为搭建能够高效、稳定、快速的进行转向系统试验的实 验台提高了理论研究依据,通过本课题对于电动助力转向系统实验台的搭建工作,完 成 EPS 开发研究进程的台架试验这一重要一环。接下来再进行装车试验,完成整套转 向系统的开发工作。
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致 谢
时光如驹,从2019 年以来的三年的研究生学习生涯将落下圆满结束的帷幕,临近 毕业,借此文写作的契机,回望三年来在西南科技大学学习的点点滴滴,不禁怀揣着 对过往生活的深深思念,在这期间有导师的悉心教导与帮助、有课题组老师们的指导、 有同学、朋友的支持与鼓励、有亲朋好友的支持与鼓励。因为有了你们,才让我在很 短的时间里不断进取,不断成长,让我的研究生生活拥有如此美好记忆,在此,谨向 各位师长、同学、以及好友亲朋表达衷心的感谢。
首先,我要感谢我的导师龚伟教授。本研究及学位论文是在我的导师龚伟教授的 亲切、热心以及耐心的指导下才能完成写作的。从课题的选择确立到现在,龚教授自 始至终给予了我非常详细且耐心的指导和支持。龚教授学识渊博,思维缜密,治学态 度严谨,对我产生了深深的影响与激励作用。是您让我明白了学术研究没有捷径,只 有脚踏实地,埋头苦干,一步一个脚印。龚教授不仅在学业上给我以精细指导,还在 思想、生活上给我以无微不至的关怀,龚教授对我的严格要求,让我养成了良好的学 习和工作的习惯,这对我的课题得以顺利开展产生了强有力的推动作用。在此谨向龚 教授致以最诚挚的谢意以及最崇高的敬意。其次,要感谢同一项目组的谢刚教授及倪 雨对我工作上给予的指导,以及课题研究期间过程中一些不懂的问题,谢刚教授及倪 雨教授都给予了详细的解答。让我对项目延伸的各个方面都有了一个全新的认识。
感谢实验室的胡鹏、李刚等同门对我学习上的帮助与指导。感谢你们在我的论文 写作期间给予我的无微不至的帮助,因为有你们,我才能不断克服困难和解决科研上 的问题,直至本文的顺利完成。是你们让我的研究生生活更加充实与美好。感谢室友 杨波、刘学东、代如原对我生活上的支持与帮助,是你们让我的研究生生活饱含欢乐 与温暖每一天。这就是我们友情的最好见证。感谢为我辛勤付出的父母,你们积极向 上的生活态度与精神都时时刻刻引领我前进。你们为我做的一切,我都牢牢记在心里, 我一定努力奋斗,以此为我前进的动力。现在,我手中所拿着这本研究生论文,可以 说是我三年学习生活的总结。在这里,这篇毕业论文,承载了太多师长、亲朋好友们 的努力,在这里再一次对给予我学习生活帮助的各位老师、同学、朋友们致以亲切的 问候,衷心祝福大家前程似锦、继往开来。同时对本文文章写作中参考及引用的课题 相关的研究成果、著作、文献的作者表达真挚的谢意。
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