□ 吳 煒 □ 朱延柱 □ 萬志敏

南通職業(yè)大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院 江蘇南通 226007

1 應(yīng)用背景

直推式車門閉鎖器通常采用螺旋傳動作為閉鎖動作的驅(qū)動。螺旋傳動的螺紋升程和摩擦因數(shù)都不大,且驅(qū)動轉(zhuǎn)矩小,軸向力大,因而在車門閉鎖器傳動機構(gòu)中獲得了廣泛應(yīng)用。與此同時，由于傳動效率、潤滑及自鎖效應(yīng)等原因,螺旋傳動在應(yīng)用中經(jīng)常出現(xiàn)自鎖現(xiàn)象，導(dǎo)致車門不能鎖止。為解決這一問題,筆者分析了螺旋傳動在車門閉鎖器中的工作原理及應(yīng)用,對其參數(shù)進行了設(shè)計,并通過運動仿真分析驗證可行性。

2 車門閉鎖器結(jié)構(gòu)

車門閉鎖器是汽車中央門鎖系統(tǒng)的重要組成部分,是控制車門門鎖的鎖止機構(gòu),使車門門鎖處于完全鎖緊的狀態(tài)。常見的汽車車門閉鎖器屬于直推式車門閉鎖器，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。

3 車門閉鎖器工作原理

車門閉鎖器的工作原理為，當(dāng)汽車車身控制模塊收到門鎖開閉信號后,永磁直流電機驅(qū)動單級減速齒輪轉(zhuǎn)動,將螺桿的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為推桿的直線運動,使推桿作用于車門門鎖的鎖止機構(gòu),實現(xiàn)鎖止機構(gòu)的開循環(huán)或閉循環(huán)。

▲圖1 直推式車門閉鎖器結(jié)構(gòu)

4 螺旋傳動受力與自鎖分析

對螺旋傳動進行受力分析,如圖2所示。螺旋副是由外螺紋和內(nèi)螺紋組成的運動副,經(jīng)過簡化可以看作推動滑塊沿螺紋表面的運動。將矩形螺紋沿中徑d2處展開得一傾角，即螺紋升角為λ的斜面,斜面上的滑塊代表螺母,螺母和螺桿的相對運動可以看作滑塊在斜面上的運動。圖2中FN為滑塊在斜面上的法向反力，F(xiàn)f為摩擦力，F(xiàn)R為總的反力，F(xiàn)Q為軸向載荷，ρ為摩擦角，s為導(dǎo)程。

由螺旋副的受力分析可知,當(dāng)螺旋副進行等速驅(qū)動時,作用在螺旋副上的驅(qū)動力F為：

F=FQtan(λ+ρ)

(1)

▲圖2 螺旋傳動受力分析

(2)

ρ=arctanf

(3)

式中:P為螺距;n為線數(shù);f為摩擦因數(shù)。

滑塊在斜面上等速上升時，有：

F=FQtan(λ+ρ)

(4)

滑塊沿斜面等速下降時,有：

F=FQtan(λ-ρ)

(5)

摩擦力向上,由公式可知,若λ不大于ρ,則出現(xiàn)自鎖。

根據(jù)國家標準中關(guān)于梯形螺紋的相關(guān)要求及螺桿材料,取f為0.2,由式(3)得到摩擦角ρ為11.31°。即在一定的摩擦條件下,螺紋升角λ需大于11.31°，才不會產(chǎn)生自鎖。筆者所分析的閉鎖器中，n為1,P為4 mm,計算后得到λ為13.50°,大于摩擦角ρ,不會產(chǎn)生自鎖。

5 傳動參數(shù)計算

根據(jù)國家標準GB 15086—2013《汽車門鎖及車門保持件的性能要求和試驗方法》和QC/T 323—2007《汽車門鎖和車門保持件》中關(guān)于汽車門鎖保險拉桿載荷及試驗的要求,在車輛受30g～39g慣性作用下,車門保險機構(gòu)不能異常鎖止,從而確保在這一狀態(tài)下車門可以從車外打開。根據(jù)上述標準,計算得到門鎖保險拉桿的開啟力為10 N,即螺旋傳動副的軸向載荷FQ為10 N[1-2]。

作用在螺旋副上的相應(yīng)驅(qū)動力矩T為：

T=FQd2tan(λ+ρ)/2

(6)

取d2為5 mm,將上述計算所得螺紋升角λ及摩擦角ρ代入式(6),計算得T為9.1 N·mm。

考慮到門鎖及閉鎖器相關(guān)參數(shù)已經(jīng)確定,且齒輪傳動部分為小模數(shù)金屬塑料齒輪副,這一傳動屬于軟齒面齒輪傳動,因此通常按齒面接觸疲勞強度計算確定齒輪直徑,然后再進行彎曲疲勞強度校核[3]。小齒輪分度圓直徑d3為：

(7)

取載荷因數(shù)K為1.1,齒寬因數(shù)Φd為0.8,轉(zhuǎn)矩T1為1.59 N·mm,彈性因數(shù)ZE為159.8,區(qū)域因數(shù)ZH為2.5,齒數(shù)比u為5.5,許用應(yīng)力[σH]為116.88 MPa,摩擦因數(shù)f為0.2。

根據(jù)國家標準及測量結(jié)果,對直齒輪相關(guān)參數(shù)進行計算。

小齒輪分度圓直徑d3為4.5 mm。

模數(shù)m為:

m=d3/z1=0.5 mm

式中:z1為小齒輪齒數(shù),z1=9。

大齒輪分度圓直徑d4為:

d4=mz2=25 mm

式中:z2為大齒輪齒數(shù),z2=50。

齒寬b為:

b=Φdd3=5 mm

式中:Φd為齒寬因數(shù),Φd=0.8。

中心距a為:

a=(d3+d4)/2=14.75 mm

對螺桿參數(shù)進行計算。

螺桿中徑d2為:

式中:φ為整體式螺母的高徑比,φ=2;[p]為許用壓強。

螺母高度H為:

H=φd2=10 mm

螺紋升角λ為:

λ=arctan[nP/(πd2)]=13.5°

摩擦角ρ為:

ρ=arctanf=11.31°

旋合圈數(shù)z為:

z=H/P

(8)

螺距P為4 mm，則z取整得3。

6 彎曲疲勞強度校核

由于閉鎖器齒輪傳動部分為金屬塑料齒輪副,齒輪失效經(jīng)常發(fā)生在塑料的從動齒輪上,因此需對從動大齒輪進行彎曲疲勞強度的校核[4-8]。

齒頂受力時齒根危險截面的彎曲應(yīng)力σF為:

(9)

式中：YF為齒形因數(shù),YF=2.31；Kc為載荷修正因數(shù)，Kc=0.5；[σF]為彎曲疲勞極限。

分度圓的工作圓周力Ft為：

Ft=2T2/d2=0.7 N

彎曲疲勞極限[σF]為:

[σF]=σFbYKYTYN

(10)

式中:σFb為塑料齒輪脈動循環(huán)的彎曲疲勞極限應(yīng)力，σFb=41 N/mm2；YK為設(shè)計因數(shù)，YK=0.88；YT為溫度修正因數(shù)，YT=0.62；YN為彎曲疲勞壽命因數(shù)，YN=0.68。

由此可計算得[σF]為15.21 N/mm2,滿足σF不大于[σF],所以齒輪副設(shè)計合理。

7 螺旋副校核

螺旋傳動主要承受轉(zhuǎn)矩及軸向力作用,同時在螺桿和螺母的旋合螺紋間有較大的相對滑動,主要失效形式是螺紋的磨損,因此螺旋傳動的校核主要是計算耐磨性,且通常是限制螺紋接觸的壓強p。

(11)

許用壓強[p]取2 MPa～3 MPa，軸向力FQ為10 N,旋合圈數(shù)z為3,螺紋中徑d2為5 mm,螺紋工作高度h為2 mm。經(jīng)計算得p為0.102 MPa，p不大于[p],螺旋副滿足耐磨性要求。

8 傳動機構(gòu)運動仿真

應(yīng)用CATIA軟件中的機構(gòu)運動數(shù)字分析模塊，可以進行設(shè)計有效性評價，即根據(jù)運動學(xué)原理,通過約束自由度的方法建立運動機構(gòu)，分析運動狀態(tài)和運動軌跡。針對閉鎖器傳動機構(gòu),通過添加運動副和驅(qū)動力來創(chuàng)建動畫仿真。

根據(jù)直推式閉鎖器傳動機構(gòu)的工作原理及相關(guān)參數(shù),初步建立螺旋傳動機構(gòu)。在齒輪模型建立過程中，考慮小模數(shù)塑料齒輪齒頂磨損及修形,以達到減小齒輪傳動誤差的目的。根據(jù)構(gòu)件之間的運動關(guān)系,按照軟件運動仿真要求對傳動機構(gòu)進行構(gòu)件拆分,并在分析模塊中建立裝配文件,按照構(gòu)件的空間位置建立約束關(guān)系,為運動仿真做準備[9-12]。裝配體建成后,閉鎖器傳動機構(gòu)運動仿真結(jié)構(gòu)樹如圖3所示。

▲圖3 閉鎖器傳動機構(gòu)運動仿真結(jié)構(gòu)樹

運動仿真結(jié)果顯示,通過CATIA軟件分析模塊搭建運動仿真模型，可以對傳動機構(gòu)進行齒輪傳動及螺桿行程關(guān)系的匹配驗證,實現(xiàn)對設(shè)計、計算結(jié)果的仿真驗算。

9 結(jié)束語

閉鎖器傳動機構(gòu)因受塑料元件機械強度低、熱傳導(dǎo)性差等因素影響,易出現(xiàn)接觸磨損及自鎖等現(xiàn)象。通過對故障閉鎖器傳動機構(gòu)的測量與計算,得出模數(shù)m為0.5、螺紋升角λ為13.5°、旋合圈數(shù)z為3時螺旋傳動機構(gòu)滿足閉鎖器的傳動要求。通過CATIA軟件機構(gòu)運動數(shù)字分析模塊進行運動仿真,驗證傳動的可行性,證明螺旋傳動可以在汽車門鎖系統(tǒng)中有廣泛的應(yīng)用。