航空驅(qū)動機構(gòu)輕量化設(shè)計與仿真分析

宮偉，朱錦超，欒蘭

（中國航空工業(yè)集團公司上海航空電器有限公司，上海201101）

0 引 言

航空驅(qū)動機構(gòu)是驅(qū)動機構(gòu)的一種，作為飛機電動部件的核心部件，主要由電機、減速器、軸系以及角位移傳感器等主要零部件組成，通過一體化結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計完成［1］。隨著航空驅(qū)動機構(gòu)技術(shù)的不斷革新，航空驅(qū)動機構(gòu)也在快速發(fā)展，逐步被應用于飛機的不同部位，例如飛機駕駛員電動座椅［2-4］、飛機襟翼［5-6］、飛機艙門［7］、飛機著陸燈［8-9］等部位。

在微型航空驅(qū)動機構(gòu)領(lǐng)域，包括美國的MOOG公司、瑞士的RUAG公司等在內(nèi)的國外公司都有成熟的產(chǎn)品。其中MOOG公司的Type2型旋轉(zhuǎn)驅(qū)動器，質(zhì)量為1.3 kg，最大輸出轉(zhuǎn)矩為20 N·m［10］，扭矩/質(zhì)量比為15.38 N·m/kg，但該型旋轉(zhuǎn)驅(qū)動器未使用高精度非接觸式角度傳感器，無法進行精準的行程角度控制。RUAG公司的SARA 21型旋轉(zhuǎn)驅(qū)動器，質(zhì)量為1.8 kg，輸出轉(zhuǎn)矩為45 N·m［11］，扭矩/質(zhì)量比為25 N·m/kg。航空領(lǐng)域為了提高航空飛行器的承載能力，盡可能地降低航空驅(qū)動機構(gòu)的體積質(zhì)量，提高行程角度控制精準性、扭矩/質(zhì)量比，輕量化驅(qū)動機構(gòu)研發(fā)已成為一個重要的研究課題。

國內(nèi)的微型航空驅(qū)動機構(gòu)動力源多使用直流有刷電機。直流有刷電機存在很多缺點，比如更換配件麻煩、配件使用壽命短、發(fā)熱率高、換向火花大、損耗嚴重、電磁干擾嚴重等［12-13］。相較于直流電機，無刷電機具有很多優(yōu)點：體積小、靈敏度高、轉(zhuǎn)矩大、功率密度高、可靠性高等，現(xiàn)已在軍工領(lǐng)域逐步替代直流有刷電機［14］。

國內(nèi)傳統(tǒng)航空驅(qū)動機構(gòu)的行程角度控制多采用微動開關(guān)限位，比較小的KW5C-0Z-1微動開關(guān)，其動作行程最大為0.51 mm［15］，配合彈簧片后使用，彈簧片動作行程最大可達到3～4 mm，對于直徑為30 mm的軸，最大可旋轉(zhuǎn)15.3°，同樣存在行程角度控制不精準問題。選用高精度角位移傳感器，旋轉(zhuǎn)角度誤差最大不超過0.1°，其體積與兩個微動開關(guān)的體積相當，精度高、非接觸式、壽命高，可實現(xiàn)高精度反饋角度的控制。由于小模數(shù)齒輪在航空領(lǐng)域應用研究較少，同行業(yè)廠家多依據(jù)標準，采用個人編輯EXCEL計算軟件，計算齒輪強度，無法對傳動件進行修形、亦不可對變位系數(shù)等參數(shù)進行優(yōu)化完善。

基于上述行程角度控制不精準問題及大扭矩/質(zhì)量比需求，本文提出一種輕量化航空驅(qū)動機構(gòu)并進行參數(shù)優(yōu)化設(shè)計，對其行星齒輪、直齒輪、蝸桿副等進行KISSsoft分析、優(yōu)化、參數(shù)完善以及KISSsoft的強度計算［16］，對結(jié)構(gòu)件利用UG10.0的“FEM和仿真”功能模塊進行ANALYSIS高級仿真分析，同時使用高精度角位移傳感器反饋輸出軸角度位置信號。

1 總體方案

微型航空驅(qū)動機構(gòu)設(shè)計考慮到在緊湊的空間結(jié)構(gòu)內(nèi)獲得較大的輸出轉(zhuǎn)矩和較高的角位置輸出精度，在整機質(zhì)量小于0.7 kg（實物660 g）的情況下，輸出轉(zhuǎn)矩大于20 N·m。

在航空驅(qū)動機構(gòu)設(shè)計方案的選擇中，優(yōu)先選用以下設(shè)計方案：（1）微型直流無刷電動機作為動力源；（2）減速器選用行星齒輪、平行軸直齒輪、蝸桿副等5級組合減速；（3）采用非接觸式角位移傳感器高精度采集角度位置信號并反饋上傳；（4）采用軟件伺服控制電路，補償晃動間隙。

本文驅(qū)動減速方案如表1所示。

表1 驅(qū)動機構(gòu)傳動方案Table 1 Transmission scheme of driving mechanism

該方案具有如下特點：

（1）結(jié)構(gòu)布局緊湊，轉(zhuǎn)矩/質(zhì)量比大；

（2）采用自鎖蝸輪蝸桿參數(shù)傳動，可實現(xiàn)斷電自鎖；

（3）采用14 bit數(shù)字式高精度角位移傳感器，角度分辨率高，可大幅提高角度位置反饋精度；

（4）傳動平穩(wěn)，電流波動小。

2 輕量化傳動方案

2.1 優(yōu)選傳動方案

為實現(xiàn)小體積、輕量化目標，需進行驅(qū)動機構(gòu)結(jié)構(gòu)及傳動順序研究。根據(jù)驅(qū)動機構(gòu)總體方案，制定三種傳動順序方案（如圖1所示），針對不同傳動順序方案分別研究其優(yōu)缺點，并進行對比，如表2所示。

圖1 傳動順序方案圖Fig.1 Transmission sequence diagram

表2 傳動方案對比Table 2 Comparison of trasmission schemes

從圖1和表2可以看出：在滿足可傳遞需要扭矩條件下，優(yōu)先選用方案一傳動順序方案，既可以實現(xiàn)傳遞所需扭矩負載，又可以實現(xiàn)輕量化目標。經(jīng)過結(jié)構(gòu)布局優(yōu)化研究設(shè)計，方案一的輕量化驅(qū)動機構(gòu)設(shè)計方案剖視圖如圖2所示。

圖2 航空驅(qū)動機構(gòu)結(jié)構(gòu)剖視圖Fig.2 Sectional view of aviation driving mechanism

位置反饋單元選用傳感器分辨率為14 bit的數(shù)字式360°無止檔非接觸式角位移傳感器，放置于扇形輸出直齒輪所在軸端，扇形輸出齒輪轉(zhuǎn)動角度與角位移傳感器輸出軸轉(zhuǎn)動的角度相同，為同軸轉(zhuǎn)動。通過控制系統(tǒng)采集角度傳感器位置信號，確定輸出扇形齒輪角度位置，角度位置誤差不大于0.1°。

為減輕航空驅(qū)動機構(gòu)整體質(zhì)量，關(guān)鍵承力結(jié)構(gòu)件，如殼體、齒輪蓋等采用2A 14鋁合金，重量較輕；蝸輪傳動件按照行業(yè)標準選用ZCuSn10Pb1錫青銅；蝸桿、齒輪選用40CrA合金結(jié)構(gòu)鋼。經(jīng)過三維建模計算可以得到整機質(zhì)量為660 g。

基于上述結(jié)構(gòu)方案設(shè)計，可以得到輸出力矩大、體積小、質(zhì)量輕、輸出穩(wěn)定的航空驅(qū)動機構(gòu)。該驅(qū)動機構(gòu)的技術(shù)指標能夠滿足一般飛機駕駛員彈射座椅、飛機襟翼、飛機排氣艙門、飛機發(fā)動機燃油系統(tǒng)/排氣系統(tǒng)、飛機著陸燈等部位驅(qū)動機構(gòu)的技術(shù)需求。

2.2 驅(qū)動機構(gòu)傳動比

驅(qū)動機構(gòu)減速器為兩級行星減速傳動、一級小模數(shù)齒輪傳動、一級蝸輪蝸桿傳動、一級大模數(shù)齒輪傳動，驅(qū)動機構(gòu)蝸輪蝸桿導程角設(shè)計為3°16′，分配傳動比后具體參數(shù)如表3所示。

表3 齒輪參數(shù)Table 3 Gear parameters

根據(jù)表3中齒輪參數(shù)可以計算出總傳動比為

2.3 驅(qū)動機構(gòu)電動機轉(zhuǎn)速

根據(jù)驅(qū)動機構(gòu)動作時間不大于11 s的要求，將行程角度110°時間按9 s計算，確定直流電動機轉(zhuǎn)速n：

本文直流電動機轉(zhuǎn)速按n=6 000 r/min選取。

2.4 驅(qū)動機構(gòu)額定輸出力矩計算

根據(jù)直流電動機輸出扭矩T n、總傳動比i及總傳動效率η，計算驅(qū)動機構(gòu)實際額定輸出力矩為

驅(qū)動機構(gòu)的輸出扭矩為21.62 N·m大于20 N·m，即輸出扭矩滿足技術(shù)要求。

2.5 斷電自鎖情況研究

驅(qū)動機構(gòu)制動依靠蝸輪蝸桿自鎖來實現(xiàn)，蝸輪蝸桿自鎖條件如下：導程角γ＜摩擦角ρ。

蝸輪蝸桿選定參數(shù)如下：Z 1=1，d 1=14 mm，γ=3°16′，n1=182.3 r/min，Z2=30。

齒面相對滑動速度為

依據(jù)齒輪傳動設(shè)計手冊（第二版），vs=0.133 76 m/s時，嚙合摩擦角ρ＞5°43′，即γ=3°16′＜嚙合摩擦角ρ。

綜上所述，該驅(qū)動機構(gòu)蝸桿副具有自鎖條件，可實現(xiàn)自鎖功能。

3 傳動件KISSsoft分析

3.1 行星齒輪KISSsoft分析

本文驅(qū)動機構(gòu)兩級行星減速參數(shù)相同，材料相同，第二級載荷相對較大，行星減速結(jié)構(gòu)如圖3所示，因此只對第二級行星齒輪減速進行KISSsoft分析，分別為齒輪齒根承載能力、齒面安全系數(shù)、膠合承載能力。

圖3 兩級行星減速結(jié)構(gòu)Fig.3 Two stage planetary reduction structure

鑒于KISSsoft分析計算過程較多，篇幅較長，本文將行星齒輪KISSsoft分析前期過程省略，只給出計算結(jié)果，如表4～表6所示。

表4 行星齒輪齒根承載能力Table 4 Bearing capacity of planetary gear root

表5 行星齒輪齒面安全系數(shù)Table 5 Safety factor of planetary gear tooth surface

表6 行星齒輪膠合承載能力T able 6 Scuffing bearing capacity of planetary gear

從表4～表6可以看出：行星齒輪的齒根應力安全系數(shù)、單接觸的接觸應力安全系數(shù)、膠合安全系數(shù)均大于對應目標安全系數(shù)，因此行星齒輪給定參數(shù)滿足使用要求。

3.2 平行軸直齒輪KISSsoft分析

平行軸直齒輪結(jié)構(gòu)如圖4～圖5所示。根據(jù)兩級平行軸直齒輪齒數(shù)、模數(shù)、壓力角、變位系數(shù)、材料、扭矩、轉(zhuǎn)速等相關(guān)參數(shù)，分別對一級直齒輪副、二級直齒輪副進行KISSsoft分析，計算齒根承載能力、齒面安全系數(shù)、膠合承載能力。平行軸直齒輪KISSsoft分析計算結(jié)果如表7～表11所示。二級平行軸直齒輪轉(zhuǎn)速較低，不大于3 r/min，未進行KISSsoft膠合分析。

表11 二級平行軸直齒輪齒面安全系數(shù)Table 11 Tooth surface safety factor of secondary parallel shaft spur gear

圖4 一級平行軸直齒輪結(jié)構(gòu)Fig.4 Structure of first stage parallel shaft spur gear

圖5 平行軸輸出直齒輪結(jié)構(gòu)Fig.5 Parallel shaft output spur gear structure

表7 一級平行軸直齒輪齒根承載能力Table 7 Tooth root bearing capacity of first stage parallel shaft spur gear

表8 一級平行軸直齒輪齒面安全系數(shù)Table 8 Tooth surface safety factor of primary parallel shaft spur gear

表9 一級平行軸直齒輪膠合承載能力Table 9 Scuffing bearing capacity of primary parallel shaft spur gear

表10 二級平行軸直齒輪齒根承載能力Table 10 Tooth root bearing capacity of secondary parallel shaft spur gear

從表7～表11可以看出：兩級平行軸直齒輪齒根應力安全系數(shù)、單接觸的接觸應力安全系數(shù)、膠合安全系數(shù)均大于對應目標安全系數(shù)，因此兩級平行軸直齒輪副給定參數(shù)滿足使用要求。

3.3 蝸桿副KISSsoft分析

蝸桿副結(jié)構(gòu)如圖6所示。根據(jù)蝸桿副齒數(shù)、模數(shù)、壓力角、變位系數(shù)、材料、扭矩、轉(zhuǎn)速、硬度等相關(guān)參數(shù)，對蝸桿副進行KISSsoft分析，計算磨損承載能力、點蝕承載能力、撓度安全系數(shù)、齒根承載能力、溫度安全系數(shù)、使用壽命及損傷等。蝸桿副KISSsoft分析計算結(jié)果如表12～表16所示。

圖6 蝸桿副結(jié)構(gòu)Fig.6 Worm pair structure

表12 蝸桿副磨損承載能力Table 12 Wear bearing capacity of worm pair

表13 蝸桿副點蝕承載能力Table 13 Pitting bearing capacity of worm pair

表14 撓度安全系數(shù)Table 14 Deflection safety factor

表15 蝸桿副齒根承載能力Table 15 Bearing capacity of worm gear tooth root

表16 溫度安全系數(shù)Table 16 Temperature safety factor

從表2～表6可以看出：蝸桿副的使用壽命可達277 010.04 h，壽命期內(nèi)磨損量為0.047 mm，磨損承載能力、點蝕承載能力、撓度安全系數(shù)、齒根承載能力、溫度安全系數(shù)、使用壽命及損傷等安全系數(shù)均大于對應目標安全系數(shù)，因此蝸桿副給定參數(shù)滿足使用要求。

4 結(jié)構(gòu)件強度校核分析

4.1 殼體有限元分析

殼體作為整個驅(qū)動機構(gòu)結(jié)構(gòu)承力件，主要承受輸出直齒輪副之間的嚙合力、蝸桿副軸向力、蝸桿副軸向緊固螺釘預緊力。針對三種情況，劃分網(wǎng)格后分別進行ANALYSIS有限元分析，劃分網(wǎng)格45 137個單元，網(wǎng)格大小0.5 mm，有限元模型如圖7（a）所示。根據(jù)驅(qū)動機構(gòu)使用工況、結(jié)構(gòu)特點、工作原理以及受力分析計算結(jié)果對殼體設(shè)定邊界條件（約束與載荷），分析計算結(jié)果如圖7（b）～圖7（c）所示。

圖7 殼體有限元模型與分析結(jié)果分布圖Fig.7 Shell finite element model and distribution of analysis results

從圖7（b）～圖7（c）可以看出：三種力情況下等效應力值最大為50.93 MPa，殼體選定材料為2A 14鋁合金，材料屈服強度值為340 MPa，故安全系數(shù)極高；三種力情況下最大變形量為0.009 3 mm，遠小于殼體允許變形量0.02 mm。殼體的強度和剛度均滿足使用要求，并有較大的安全裕度。

4.2 齒輪蓋有限元分析

齒輪蓋作為驅(qū)動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)件，主要承受蝸桿軸向靜壓力。劃分網(wǎng)格進行有限元分析，齒輪蓋有限元模型如圖8（a）所示。根據(jù)齒輪蓋使用工況、結(jié)構(gòu)特點、工作原理以及受力計算結(jié)果對齒輪蓋設(shè)定邊界條件（約束與載荷），分析計算結(jié)果如圖8（b）～圖8（c）所示。

圖8 齒輪蓋有限元模型與分析結(jié)果分布圖Fig.8 Finite element model of gear cover and distribution of analysis results

從圖8（b）～圖8（c）可以看出：齒輪蓋等效應力值基本為117.4 MPa，齒輪蓋選定材料為0Cr17Ni4Cu4Nb，材料屈服強度值為865 MPa，故安全系數(shù)極高；齒輪蓋變形量為0.008 7 mm，小于允許變形量0.03 mm。齒輪蓋的強度和剛度均滿足使用要求，并有較大的安全裕度。

5 結(jié) 論

（1）經(jīng)優(yōu)化設(shè)計的微型航空驅(qū)動機構(gòu)可滿足相關(guān)技術(shù)要求，輸出力矩亦滿足使用要求，具有任意位置鎖定功能，且具有體積小、質(zhì)量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、扭矩/質(zhì)量比大等優(yōu)點，扭矩/質(zhì)量比大于30 N·m/kg。

（2）驅(qū)動機構(gòu)關(guān)鍵部件如行星齒輪減速、蝸輪蝸桿、平行軸直齒輪、殼體、齒輪蓋等強度及參數(shù)優(yōu)化后滿足要求。

（3）該種航空驅(qū)動機構(gòu)可用于飛機著陸照明燈、飛機啟動排氣系統(tǒng)、飛機襟翼動作、飛機燃油系統(tǒng)、除冰系統(tǒng)、駕駛員電動調(diào)節(jié)座椅等所有電驅(qū)動位移部件。