行人碰撞試驗頭部發射裝置角度調整機構的研究與設計

白建坤，林小鳳，徐成亮，臧孟炎

（1.廣州民航職業技術學院，廣東 廣州 510470；2.華南理工大學，廣東 廣州 510641）

行人碰撞試驗頭部發射裝置角度調整機構的研究與設計

白建坤1，林小鳳1，徐成亮2，臧孟炎2

（1.廣州民航職業技術學院，廣東 廣州 510470；2.華南理工大學，廣東 廣州 510641）

試驗要求行人頭部模塊以不同的發射角度與車輛風擋玻璃碰撞，發射裝置需根據試驗的不同要求在-20°～90°范圍內進行角度調整，當角度調整機構達到預定發射角度后，角度調整機構還應能實現角度自鎖功能，保證發射角度的準確性。

碰撞；發射裝置；角度調整；自鎖

0 引言

行人保護的概念最早由美國于20世紀60年代提出，當時由于研究手段和試驗裝備有限，直到20世紀80年代才在歐洲得到政府和汽車企業的重視。目前，在歐美、日本等汽車工業發達國家和地區已相繼出臺與本國相適應的行人保護法規，而且還將行人保護測試內容納入到新車評價規程（NCAP，New car assessment program）中，以促進汽車企業提升車輛在行人保護方面的安全性。相比于國外，我國的行人保護立法工作起步較晚，對新車的行人保護安全性評價體系也不及國外完善。為了讓我國自主汽車品牌能夠更好地拓展海外市場，避免國外技術壁壘的影響，我國也亟需開展行人保護試驗來驗證車輛的行人保護安全性，而行人頭部模塊發射裝置正是開展行人保護安全性測試的一種設備，角度調整機構是行人頭部模塊發射裝置的重要組成部分。

1 角度調整機構概述

頭部發射裝置角度調整機構主要由步進電機、減速齒輪副、絲杠螺桿三部分組成。角度調整機構要求行人頭部模塊以不同的角度與汽車風擋玻璃碰撞，需要對發射裝置做角度調整。該機構應能提供試驗所需的角度調整范圍，同時達到預定角度后應能滿足自鎖要求以保證角度不變。當發射裝置的頭部模塊質量為4.5kg時，最大發射速度不小于11.5m/s時，角度調整機構的角度調整范圍應在-20°～90°。

2 角度調整機構的設計

步進電機通過減速齒輪副驅動絲杠螺母轉動，絲杠螺母外圈即為減速齒輪副大齒輪，從而使絲杠螺桿相對螺母伸縮運動帶動發射裝置繞固定鉸接點做角度調整。發射裝置一端鉸鏈固定在支撐架上，另一端與絲杠螺桿鉸鏈接，與螺桿配合的絲杠螺母軸向固定在外殼內，外殼與機架鉸接構成轉動副。

2.1 步進電機的選型

步進電機轉矩需不小于1.39N·m，且需配有行星齒輪減速器，根據電機轉矩、結構和布置位置的要求，進一步確定步進電機型號，選用的步進電機型號、參數及具體結構見表1和圖1，圖1中L=53mm、L1=73mm。步進電機輸出軸有鍵槽，直接和小齒輪通過鍵連接，小齒輪懸臂布置。

圖1 步進電機及行星減速器尺寸

表1 步進電機的型號及參數

2.2 減速齒輪副的設計與校核

步進電機通過齒輪副驅動角度調整絲杠螺母轉動實現角度調節，齒輪副起到減速增矩作用，角度調整機構中減速齒輪副的設計如下。

2.2.1 齒輪類型、精度等級、材料及齒數

齒輪副選用直齒圓柱齒輪傳動，由于傳動機構主要用做角度調節，傳遞的功率不大，故大小齒輪都選用軟齒面。齒輪材料均選用45號鋼，小齒輪調質，齒面硬度HBS1= 230，大齒輪常化，齒面硬度為HBS2= 190。初選精度等級7級（GB/ T 10095.1-2001），傳動比i=3，選取小齒輪齒數z1=20，大齒輪齒數z2=z1×i= 60，取59，修正傳動比i=z2/z1= 59/20 = 2.95。

2.2.2 齒輪按接觸強度設計

由于大小齒輪為封閉式軟齒面傳動，主要的失效形式為點蝕，故按接觸強度設計。K為載荷系數，初選Kt= 1.5；T3為小齒輪傳遞轉矩（N.mm），T3=T2/i；T2為角度調整絲杠摩擦轉矩（N.mm）；φd為齒寬系數，小齒輪懸臂布置，取0.5；ZE為彈性影響系數，根據選取的材料取189.8 MPa1/2；ZH為節點區域系數，標準齒輪壓力角α=20°時，ZH= 2.5；[σH]為接觸疲勞許用應力（MPa）。

疲勞強度極限：根據齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強度極限σHlim1= 560MPa，σHlim2= 390MPa。

應力循環次數：假設步進電機轉速為n1= 100r/min，工作壽命10年，由于角度調整只作間歇性傳動，假設一天工作時間4小時，則：N= 60n L= 60× 100 × (10× 300× 4) = 7.2× 107

接觸疲勞許用應力：按失效概率1%，安全系數SH=1，經計算后，取[σH]=[σH]2=378.3MPa。

減速齒輪副強度校核均按齒根彎曲疲勞強度校核，計算彎曲應力，大小齒輪彎曲強度均安全（表1）。

表2 大小齒輪幾何尺寸

2.3 絲杠螺桿的設計與校核

角度調整機構的設計難點在于絲杠螺桿的載荷隨著發射角度的調整而變化，所以設計需先確定絲杠螺桿載荷和發射角度之間的函數關系并確定最大工況點，并以此作為絲杠螺旋副的設計依據。

2.3.1 確定最大載荷

如圖2和圖3所示，對發射裝置做受力分析確定最大負載。O點為裝置與機架的鉸接點，P點為角度調整絲杠鉸接點，C點為推桿運行到最遠端時發射裝置的質心，Q點為絲杠螺旋副與機架之間的鉸接點。對于質心位置，可以通過在SolidWorks環境中定義零部件的材料屬性（主要是確定其密度），并用質量屬性功能計算得到。C、P、O點的相對距離亦可通過測量得到。

圖2 發射裝置鉸接點與質心相對位置

圖3 發射裝置角度變化受力分析圖

如圖3中，點O、C、P為水平發射時的三點的相對位置，點O、C1、P1為與水平線呈a角度發射時的相對位置，G為發射裝置所受重力，1F為絲杠對鉸接點P1的拉力。以O點為原點建立直角坐標系，單位mm。d為O點到P1點的距離，可由解析幾何點到線的距離公式獲得。由力矩平衡公式，可得到1F關于轉角α的函數關系，函數最值求解難度較大，故在MATLAB軟件中編寫程序求得函數圖像和最值。經運算得出，當α= 13.31°時，F1有最大值F1max= 1223.54N。

2.3.2 確定牙型、材料和許用比壓

絲杠螺桿采用梯形螺紋，單線程n=1；螺桿、螺母均選用45號鋼；根據牙面滑移速度、潤滑及材料，查機械設計手冊，許用比壓Pp=4～7MPa，取pp= 5MPa。

2.3.3 檢驗自鎖性及絲杠螺桿強度校核

驗算自鎖性：通過計算導程角和計算當量摩擦角，μ為摩擦系數，鋼和鋼取0.13。，角度調整絲杠滿足自鎖要求。

螺紋摩擦轉矩σca=15.08MPa<σP= 100MPa，故絲杠螺桿滿足強度要求。螺桿和螺母選用材料相同，故按螺桿做螺牙強度計算。牙根寬度τ＜τP= 60MPa，牙根剪切滿足強度要求；σb＜σbP= 110MPa ，故牙根彎曲滿足強度要求。由于絲杠螺桿伸縮過程主要受拉，故無需進行壓桿穩定性校核。

3 結語

發射裝置角度調整機構主要零部件的設計均符合機械設計相關規定且滿足設計要求。在發射質量為4.5kg，發射速度不小于11.5m/s時，可實現發射角度在-20°～90°范圍調整，能夠滿足目前所有行人保護法規中關于頭部模塊沖擊試驗的要求，達到了預期的設計目標。

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圖8 跳焊法示意圖

（3）錘擊或碾壓焊縫（圖9）：每焊一道焊縫使用壓縮空氣冷卻并用小木槌錘擊焊縫區，使焊縫得到延伸，從而降低內應力，降低波浪變形；錘擊的時候一定要保證從波浪變形的外圓處敲擊，不能對變形點直接敲擊，因為這樣可能造成金屬疊加，對整個材料都有損傷。

圖9 錘擊和碾壓示意圖

4 其它注意事項

（1）氬氣流量選擇在15L/min至25L/min，起弧電流通選擇較小，一般為第一區峰電流的1/5左右，且不超過20A。上升段時間依第一區峰值電流而定，通常在5至10秒之間。如第一區峰值電流大，則起弧區上升段時間稍取大些，以防止電流上升過快造成電弧不穩。收弧時間一般較起弧上升段時間略長一些即可。為確保收弧處的焊接質量，在熄弧后仍必需進行持續送氣保護，送氣時間為5～7秒即可。

（2）焊接完成后，使用壓縮空氣對焊縫進行快速冷卻。在快速冷卻的同時，還需要使用木榔頭錘擊焊縫，釋放應力。

5 結語

通過以上的工藝處理，從600MW現場金屬膨脹節焊接后使用效果來看，能完全滿足使用需求，同時能節約時間和費用，對于相同膨脹節修復有很好的借鑒作用。

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1671-0711（2016）12（上）-0122-03