主动式可变转向系统的结构设计及控制

冯浩轩 屈小贞

（辽宁工业大学汽车与交通工程学院）

随着技术的发展，对汽车的安全稳定性的要求越来越高，操控汽车行进方向的转向系统对行驶安全性显得更为重要。常规转向系统中，转向传动比是固定不变的。而实际行车中期望的汽车转向系统既要在低速时具有灵活的转向特性，又要在高速时具有很好的转向稳定性。与常规转向系统相比，主动式可变转向系统具有更直接的转向传动比，可根据车速变化及时切换对应的转向传动比[1-2]。因此，文章提出一种主动式可变转向系统，可同时满足汽车低速行驶的灵活性和高速行驶的稳定性需求。

1 主动式可变转向系统的结构设计

主动式可变转向系统结构总成布置，如图1 所示。该转向系统通过转向盘操控带动转向轴转动，转向轴通过1 对万向节及转向轴结构连接到传动变速箱的输入轴端。输入轴另一端布置在传动变速箱内，传动变速箱通过输出轴与转向器连接，输出轴另一端连接到转向器。传动变速箱内有3 组啮合齿轮，通过改变传动变速箱内齿轮传动路径来改变转向传动比。

图1 主动式可变转向系统的结构总成布置图

汽车行驶过程中切换转向传动比时，由步进电机和换挡减速箱控制。换挡减速箱结构，如图2 所示。通过电机输出轴带动电机输出齿轮转动，再通过减速齿轮组驱动换挡鼓齿轮转动降低传递转速，最后由换挡鼓齿轮带动换挡鼓实现同步转动。换挡鼓由步进电机驱动转动时滑槽同步转动，滑槽内布置对应的拨叉销，拨叉销嵌在滑槽内，并顺滑槽轨迹轴向移动。中挡拨叉销和拨叉销下端分别固定在对应的拨叉上，2 个拨叉销随对应拨叉轴沿轴向移动，不能绕轴转动。当换挡鼓往复转动时，拨叉销只能随滑槽沿轴向左右滑动，进而带动2 个拨叉随拨叉轴一起沿轴向同步滑动。

图2 换挡减速箱结构图

滑槽在换挡鼓上的设计平面展开图，如图3 所示。为满足2 个拨叉销沿轴向往复滑动的换挡需求，滑槽对应圆周 360°被 A、B、C、D、E、F 点等分。初始位置中挡拨叉销处在图3 中的A 点位置，拨叉销处在C 点位置，且任意相邻2 点之间的滑槽高度与同步器左右滑移距离保持一致。

图3 换挡鼓滑槽型线展开图

拨叉销会随滑槽转动而沿轴向左右滑动，带动对应的拨叉轴和拨叉左右滑动，完成同步器左右滑移。拨叉轴和拨叉布置在传动变速箱，其传动变速箱内部结构，如图4 所示。2 个拨叉销通过换挡减速箱箱体和传动变速箱盖上的窗口实现连接和滑动。输入轴与输入轴常啮合齿轮为一体结构，输入轴常啮合齿轮内部为中空结构支撑输出轴内端，与中间轴常啮合齿轮呈常啮合状态，且输入轴与输出轴之间通过同步器实现啮合或分离。输出轴大齿轮和输出轴小齿轮通过轴承装配在输出轴上，分别与中间轴上中间轴小齿轮和中间轴大齿轮呈对应啮合状态。

图4 传动变速箱内部结构示意图

2 主动式可变转向系统的控制研究

汽车在起步或低速行驶时，传动变速箱内的同步器处于初始位置。此时转动转向盘将直接传递到转向器，传递过程不经齿轮传动，即输出轴与输入轴做同步等速转动，可实现直接转向传动比，传动比值为1。

当汽车由低速行驶到中高速范围，控制单元控制电机通过减速齿轮组驱动换挡鼓按图3 所示方向转动60°，2 个拨叉销随滑槽转动而沿轴向向靠近输出轴端方向滑移。滑槽在圆周方向转过60°，对应的拨叉销分别从A 点滑移到B 点和从C 点滑移到D 点。同步器1回到中间分离状态，同步器2 与输出轴小齿轮完全啮合。此时相同工况下的转向盘角输入对应相对较小的转向角，以满足汽车行驶的操纵方便和稳定性需求。

当汽车由中高速行驶到高速范围，控制单元控制电机通过减速齿轮组驱动换挡鼓按图3 所示方向转过60°，2 个拨叉销会随滑槽转动向靠近输入轴端方向滑移。滑槽中的拨叉销分别从B 点滑移到C 点和从D 点滑移到E 点。同步器2 回到中间分离状态，同步器1 与输出轴大齿轮完全啮合。此时相同工况下的转向盘角输入对应最小的转向角，以满足汽车行驶的操纵稳定性需求。

反之，当汽车由高速到中高速行驶范围时，电机驱动换挡鼓按图3 中所示圆周方向反方向转动60°，拨叉销分别从C 点滑移到B 点和从E 点滑移到D 点。此时同步器1 回到中间分离状态，同步器2 与输出轴小齿轮处于完全啮合状态，实现中速挡转向传动比。

当汽车由中高速到低速范围时，电机驱动换挡鼓按图3 中所示圆周方向反方向转动60°，拨叉销分别从B 点滑移到A 点和从D 点滑移到C 点，其他各部件也均回到初始位置。此时同步器2 回到中间分离状态，同步器1 与输入轴常啮合齿轮处于完全啮合状态，使输出轴与输入轴做同步等速转动。

上述行驶工况中，通过步进电机驱动控制拨叉销来实现传动变速箱在不同挡速下的传动比为：

式中：i低，i中，i高——低、中、高挡速传动比；

Z1——输入轴常啮合齿轮齿数；

Z2——中间轴常啮合齿轮齿数；

Z3——输出轴小齿轮齿数；

Z4——中间轴大齿轮齿数；

Z5——输出轴大齿轮齿数；

Z6——中间轴小齿轮齿数。

为确定输出轴齿轮和中间轴的齿数，先确定一对齿轮副的齿数总和，即Z∑。齿数不存在分数，取Z∑为整数，再将Z∑分配给输出轴齿轮和中间轴齿轮。先确定i高，为使Z5/Z6的值尽量大，应将Z6取尽量小值。在i中和i高已定的条件下，Z2/Z1的传动比可小些，使第一轴常啮合齿轮分配到更多齿数[3]，以便在其内腔设置第二轴前轴承，取值为0.5。中间轴小齿轮最少齿数受到中间轴轴径的限制，斜齿轮Z∑为：

式中：Z∑——齿轮副齿数总和；

A——中心距，m；

β——斜齿轮螺旋角，（°）；

mn——斜齿轮法向模数。

根据实际所需情况，i高取值为1.7，故=1.7。

斜齿轮螺旋角β 如果太小，发挥不出斜齿轮优越性，太大会使轴向力增大。增大β 可使齿轮啮合重合系数增大，工作平稳、噪声降低、齿强度也相应提高，但当β＞30°时，虽然接触强度会继续提高，但弯曲强度却会骤然下降，所以选择β=20°。mn的选取应符合国标GB1357-78 的规定并满足强度要求，根据汽车变速器齿轮模数选取范围取mn=2.5[4]。Z6取值 15，Z2/Z1取值 0.5，故可确定Z∑=66，即齿轮副齿数总数为66，因输出轴大齿轮和中间轴小齿轮构成一个齿轮副，可求得Z5=51。因常啮合传动齿轮副与i高以及其他挡位齿轮副的中心距相同，故：

又因为齿轮副齿数总和为66，中间轴常啮合齿轮和输入轴常啮合齿轮构成一对齿轮副，由此可得Z1和Z1分别为 44 和 22。

根据式（2）和式（5）联立求解，齿轮齿数不能为分数，故将求出的Z3和Z4取整，同时核算i中数值是否符合实际要求，并满足中心距要求。因输出轴小齿轮和中间轴大齿轮构成一对齿轮副，齿数总和为66。最终确定Z3和Z4分别为 49 和 17，得出i中为 1.44。

主动式可变转向系统的传动比为：

式中：iw1——转向器角传动比；

iw2——转向传动机构角传动比；

iw3——传动变速箱的传动比。

iw3已求得，满足随车速变化的如下关系式：

式中：umin，umax——汽车行驶最低、最高临界车速值，m/s。

不同车型的最低、最高临界车速值不尽相同。传动变速箱传动比iw3根据车速变化范围对应不同的传动比值。

汽车实际行驶中，控制单元会通过车速变化适时控制步进电机来改变传动变速箱的传动比，以实现转向传动比与车速的协调，保障汽车的横摆角速度增益处于稳定范围。固定期望横摆角速度增益下的传动比关系，即理想的传动比与车速应满足如下关系式：

其中，Ks=wr/δ。

式中：Ks——期望横摆角速度增益，rad·s-1/rad；

wr——横摆角速度，rad/s；

δ——前轮转角，rad；

u——汽车速度，m/s；

L——轴距，m；

m——整车质量，kg；

a，b——汽车质心到前、后轴距离，m；

k1，k2——前后轮侧偏刚度，N/rad。

文献[5]提出为保证转向盘转角和汽车航向角之间呈现出与车速无关的固定比例关系，稳态横摆角速度增益应为不随车速变化的定值，将基于固定横摆角速度增益确定的变传动比称为汽车的理想变传动比。

转向传动比过小，转向会过于灵敏，驾驶员微小的误操作会导致较大的汽车响应；反之，转向则会过于迟缓，不利于汽车的换道、避障[6]。因此当期望横摆角速度增益为定值时，其理想传动比关系式还需满足：

式（9）中umin＜u＜umax，为保障汽车稳定的横摆角速度增益，i中=1.44 可满足中挡齿轮组传动比的设计要求[7]。保障汽车在实际行驶转向过程中，可变转向比不仅有利于提高汽车的横向稳定性，还有助于驾驶员减少对汽车转向特性变化的补偿修正，提高汽车的操纵稳定性能。

3 结论

主动式可变转向系统相比传统转向系统更能满足汽车行驶在低速下灵活性和高速下稳定性的转向特性需求。文章对基于换挡减速箱和传动变速箱机构实现的主动式可变转向系统进行了结构设计及控制研究，其能保障汽车期望横摆角速度增益始终处于稳定范围。下一步将结合产品样机进行试验研究，对汽车主动安全研究具有重要的实际意义和应用前景。