一種直升機尾輪鎖緊裝置集成一體化設計與研究

高鑫 蔡大靜 卓亮 陳強

摘 要：為了研究開環控制系統下的電動機構效率特性和運行精度，本文以一種直升機尾輪鎖緊裝置為例，介紹了該裝置集成一體化設計方案及關鍵功能的結構設計及計算，對鎖緊和解鎖響應時間、負載能力、電機功率、手動解鎖方案、多圈旋轉運動機械限位等進行了設計和分析計算，根據齒輪傳動、蝸輪蝸桿傳動、滾珠絲杠副、螺旋滾道副傳動原理完成了帶多圈機械限位且符合人體工程學操作要求的手動接口。對傳動結構強度和壽命進行了仿真分析，通過樣機檢測和調試試驗，驗證了設計計算與仿真結果的可靠性和調試方法的合理性，在傳動機構效率調節、霍爾傳感器運用、開環控制系統下的機構輸出精度控制等方面獲得了經驗參數。通過預緊調整和提前量設定，可以提高傳動系統28.6%的工作效率并保證不低于0.2mm的運行精度，為類似一體化機電產品的設計研制提供了參考。

關鍵詞：鎖緊裝置； 集成設計； 多圈機械限位； 運行壽命仿真

中圖分類號：V242.5 文獻標識碼：A DOI：10.19452/j.issn1007-5453.2023.05.006

隨著現代設計技術的發展，飛機研制逐步轉向設計制造一體化、模塊化[1]，傳統鎖緊裝置采用液壓或氣壓裝置驅動[2]，功能單一，維護繁瑣，可靠性低，整體重量大，不能適應輕量化、集成化、智能化、電氣化[3]發展的需要。設計仿真在機電一體化裝置設計研究過程中越來越必不可少，錢海鯤等[4]用仿真的方法對某航天器電動手動一體化艙門鎖緊機構運動學和動力學進行了研究；于天達等[5]采用仿真的方法研究了控制棒驅動機構銷軸磨損的壽命與可靠性；程剛等[6]通過仿真研究了供彈機構的可靠性。以上研究主要從機構的理論動力學特性對產品可靠性進行了研究，不能更好地體現工程應用中的產品壽命指標預測。

本文通過引入齒輪零件材料、熱處理方式、潤滑脂選用、加工精度等工程應用指標，借助專業齒輪傳動結構設計和仿真軟件KISSsoft進行建模設計和分析，對運動情況、負載能力、運行壽命等項目進行研究和分析，仿真預測產品性能和壽命，獲得了更為可靠的產品壽命指標，并進行了樣機運行試驗驗證，獲得了開環控制系統下的直線輸出電動機構運行精度特性和有效提升傳動效率的方法。

1 總體結構及工作原理

1.1 設計要求

鎖緊裝置應具備電動鎖定、電動解鎖和手動解鎖功能，且在任意位置能夠實現機械自鎖，其基本技術參數有：手動解鎖操作力≤0.6N？m；電動鎖定力/解鎖力≥530N；電機工作電壓為18～30V；電機工作電流≤2.5A；驅動絲桿行程22mm±0.5mm；鎖定時間≤2s；解鎖時間≤2s；在鎖緊裝置上設置手動鎖定/解鎖接口，手動操作轉動圈數不大于2.5圈，操作習慣符合人體工學設計要求。手動鎖定/解鎖時絲杠運動機構要有機械限位；電機具有過載保護功能。

1.2 總體設計及工作原理

由于是機載產品，為避免電刷電弧并保證首翻期使用壽命，采用無刷電機驅動。為提高整機效率，采用滾珠絲桿轉換直線輸出，根據任意位置機械自鎖，采用小導程角的蝸輪蝸桿傳動，然后根據接口轉換需要和減速比搭配，采用錐齒輪轉換方向。根據以上因素限制，該鎖緊裝置由控制器、無刷直流電機、錐齒輪傳動、蝸輪蝸桿傳動、滾珠絲杠、霍爾式位置傳感器、手動解鎖結構、多圈轉動限位器組成，如圖1所示。

采用帶濾波功能的無刷電機驅動模塊進行電機驅動，并具備堵轉保護功能，在絲桿端部固定一塊磁鋼，在殼體上設置兩處位置傳感器，沿絲桿軸向間隔22mm±0.4mm，當驅動絲桿完全解鎖收回時，起始位置傳感器被觸發，當驅動絲桿完全伸出上鎖時，終點位置傳感器被觸發。控制器根據霍爾芯片被磁鋼觸發后的電信號控制電機停轉。

2 結構設計與分析計算

鎖緊裝置按照功能不同分為電動傳動機構、手動操作機構、限位結構、驅動控制4部分，本文主要對機構部分進行了結構設計以及計算和分析。

2.1 電動傳動機構設計

2.1.1 結構方案設計

電動傳動機構主要包括電機、主動錐齒輪、從動錐齒輪、蝸桿、蝸輪、滾珠絲杠、角接觸軸承等，電動傳動機構三維模型和傳動過程示意圖如圖2所示。

無刷電機提供旋轉驅動，依次帶動錐齒輪、蝸桿、蝸輪、絲杠螺母轉動，螺母兩端設置角接觸軸承，絲桿上設置旋轉限位銷，從輸出端來看，當電機順時針轉動時，帶動主動錐齒輪順時針轉動、從動錐齒輪逆時針轉動、蝸桿逆時針轉動、蝸輪順時針轉動、絲杠螺母順時針轉動，絲桿產生向右伸出的上鎖直線運動（見細實線標識）。若電機逆時針旋轉，則絲桿產生縮回的解鎖直線運動（見雙點畫線標識）。

2.1.2 電機功率計算

式中，Ta為驅動扭矩；Fa為軸向負載；l為導程；η為效率（0.9～0.95）。

為了便于回差調節，采用等頂隙錐齒輪一級傳動，結合電機轉速和整體外形尺寸限制，主動輪齒數為19，從動輪齒數為28，大端模數為0.5，齒寬3mm，減速比為1.47，采用6級加工精度，傳動效率為0.85。

采用阿基米德型（ZA）蝸輪蝸桿傳動減速結構[7]，軸交角為90°，蝸輪齒數為62，模數為0.5，蝸桿頭數為1，螺旋方向為右旋，蝸輪蝸桿傳動減速比為62，將分度圓柱導程角設定為3.0175°（小于3.5°），使輸出端具備自鎖功能。

滾珠絲杠采用定制，根據最大負載（530N）以及輸出端鎖接口銷尺寸M8需要，采用絲杠外徑為？8mm，導程為8mm，螺母有效外徑為？17mm。該滾珠絲杠額定動載荷達1200N，滿足工作強度要求。

滾珠絲杠導程l=8mm，取滾珠絲杠正向效率為0.93，最大動摩擦扭矩為0.029N·m，將數值代入式（1），計算得到額定輸出扭矩Ta=0.8N·m。

根據解鎖和鎖定響應時間（≤2s）要求，運動行程為22mm±0.3mm，則最小直線速度為11.25mm/s，又導程為8mm，則1s需轉動1.41圈，則輸出端滾珠絲杠螺母轉速為85r/min。

取蝸輪蝸桿傳動效率為0.3，錐齒輪傳動效率為0.85，則電機額定輸出功率Po=28.2W，電機輸出扭矩To=0.035N·m。已知總減速比i=91.14，則電機最小輸出轉速ωo=7745r/min，該轉速在常用無刷電機轉速范圍內（6000～9000r/min）。

2.1.3 傳動結構強度計算

材料選用合金結構鋼38CrMoAlA，抗拉強度σb=980MPa（GJB 1591），調質處理后進行表面滲氮（深度0.15～0.3mm），表面硬度可達到HRC52～62。

取KZ=1.5，已知T=0.035N·m，齒輪參數見表1，R=8.5mm，經查詢YFs=4.42。根據式（3）計算得到錐齒輪齒根彎曲疲勞應力σF=56.7MPa（小于許用齒輪齒根彎曲疲勞應力[σFP]= 625MPa），錐齒輪彎曲疲勞強度滿足要求。

（2）蝸輪蝸桿

2.2 手動解鎖和鎖定設計

2.2.1 結構方案設計

手動解鎖和鎖定傳動結構三維模型和傳動過程示意圖如圖3所示。在一級主動齒輪上設置內六角手動操作接口，面向操作接口，當一級主動齒輪順時針轉動時，一級從動齒輪和二級主動齒輪逆時針轉動、二級從動齒輪和三級主動齒輪順時針轉動、三級從動齒輪和蝸桿逆時針轉動，蝸輪和螺母順時針轉動（從輸出端來看），使得絲桿（鎖銷）產生向右伸出上鎖運動，反之，一級主動齒輪逆時針轉動，絲桿（鎖銷）產生縮回解鎖運動。手動操作符合人體工程學使用習慣[8]。

2.2.2 手動操作力矩計算

對手動解鎖的解鎖齒輪最大負載直齒圓柱齒輪進行強度校核，該齒輪參數見表2。

2.3 限位設計

2.3.1 限位方案設計

根據本產品的功能要求，限位方式包括電子限位、機械限位、手動操作限位。如圖4所示。電子限位采用兩處霍爾式傳感器，通過固定于絲杠上的磁鋼觸發產生到位信號；機械限位通過固定在殼體上的導向槽實現；手動操作限位通過在手動接口位置設置多圈轉動限位器實現。

2.3.2 手動操作限位設計及工作原理分析

已知總增速比i=1.25，絲杠導程為8mm，使絲桿（鎖銷）伸出或縮回22mm，需螺母轉動2.75圈，對應手動接口轉動圈數為2.2圈。

在旋轉盤上設計2.2圈鋼球旋轉滾道，在固定盤上設置一處一字滾道，將固定盤固定在產品殼體上，旋轉盤與固定盤對接，鋼球安裝在旋轉滾道與一字滾道形成的內腔中，旋轉盤一側與一級主動齒輪接口對接形成同步轉動，另一側通過軸承支承。在絲桿處于完全縮回狀態時，鋼球處于旋轉滾道和一字滾道的最外端，此時旋轉盤無法逆時針轉動。當需要手動調節絲桿伸出時，順時針轉動旋轉盤2.2圈，絲桿完全伸出，同時鋼球運動到旋轉滾道和一字滾道的最內端，旋轉盤因受到鋼球和滾道的限制而無法繼續順時針轉動。當需要手動使絲桿縮回時，逆時針轉動旋轉盤2.2圈，絲桿回到完全縮回位置，鋼球運動到滾道的最外端，無法繼續逆時針轉動旋轉盤，對手動旋轉形成限位。手動操作多圈旋轉機械限位器爆炸圖如圖5所示。

2.3.3 限位匹配設計分析

為避免發生錯誤的限位或碰撞，應進行機械限位和電氣限位匹配性設計[10]，已知絲桿行程范圍為22mm±0.5mm，旋轉盤轉動對應的絲桿行程范圍應大于絲桿實際運動范圍的最大值，機械限位導向槽的長度應大于旋轉盤轉動對應的絲桿運動最大行程，并且霍爾位置傳感器的感知行程范圍應大于導向槽的長度，四者匹配關系如圖6所示。

通過匹配設計，可以保證各行程在極限位置有0.1～0.5mm的避讓空間，在保證要求的前提下不發生碰撞。

3 仿真分析

參照楊子龍[11]等的應用和評估方法，利用KISSsoft對錐齒輪和蝸輪蝸桿進行強度計算和壽命仿真，材料均選擇合金結構鋼38CrMoAlA，表面發黑后滲氮處理，齒輪潤滑采用7254航空潤滑脂。齒輪傳動結構參數設置如下。

（1）解鎖齒輪（直齒圓柱齒輪）

解鎖齒輪（直齒圓柱齒輪）最大負載級直齒圓柱齒輪傳動基本參數為：模數為0.4，齒數分別為58、17，齒寬為4mm，均為6級精度。

（2）錐齒輪傳動

錐齒輪傳動基本參數設置：大端模數為0.5（平均模數0.4113），齒數分別為19、28，齒寬為3mm，均為6級精度。

（3）蝸輪蝸桿

輸出端轉速按n=85.5r/min，轉矩按照T=0.8N·m進行，壽命按2000h進行，參數設置：模數為0.5，蝸桿頭數為1，蝸輪齒數為62，導程角為3.0175°，加工精度6級。

仿真完成后，檢查各齒輪彎曲強度安全系數、接觸強度安全系數和齒輪運行壽命。由計算結果可知，傳動齒輪齒根彎曲疲勞強度許用安全系數SFmin、仿真安全系數SF、齒面接觸疲勞強度許用安全系數SH1min、仿真安全系數SH仿真計算結果統計見表3，壽命仿真結果如圖7所示。

仿真結果表明，各齒輪彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度均滿足要求。在可靠度為99.0%時，總運行時間不小于8136h，滿足一般機載產品使用要求。

4 樣機測試及應用

樣機完成生產加工后，進行了性能測試，如圖8所示。運行測試結果表明，產品運行動作與設計方案一致，通過自制彈簧測力工裝，實際輸出力達到了560N（設計指標530N，負載能力設計準確率為94.6%）。通過示波器檢測電機運行電流波形，測得響應時間為1.07～1.86s，上鎖和解鎖行程精度±0.2mm，手動操作力矩為0.15～0.25N·m，完成一次手動操作為2.2圈，樣機總重量（質量）為850g，各項指標均滿足設計要求。樣機總體性能與國內同類產品相比，在單位重量下的輸出力和響應時間方面具有明顯優勢。

在進行產品調試測試過程中發現以下值得研究的規律或特性：

（1）在進行產品負載能力測試時，產品上鎖力（推力）與解鎖力（拉力）存在差異（理論上是相等的）。經整機剛度分析，是由于產品的抗壓剛度和抗拉剛度不同（兩受力方向非對稱導致），導致絲桿在受到同樣大小的推力和拉力時，剛度較好的一側蝸輪位置變化小，與蝸桿中心偏離量較小，因此該側傳動效率更高，導致輸出力更大。要提高剛度較差一側的輸出力（拉力），使其與剛度較好一側輸出力相等，可以在剛度較差一側通過調整墊圈施加預緊力，如圖9所示，可以抵消因剛度低產生微小變形導致的效率降低。本文中的樣機通過施加預緊力可以使拉力由400N提升至560N，使總傳動效率提升28.6%。

（2）在安裝霍爾傳感器時發現，安裝在傳感器外圍的護罩會對霍爾傳感器的觸發位置產品影響。經分析，是由于金屬護罩對磁鋼產生的磁場造成反射和干擾，導致霍爾芯片觸發電路附近的磁場強度減弱，進而導致觸發點延遲，造成0.3～0.5mm的定位差異，并且護罩加工質量不同造成的觸發位置差異也不同。由于這一現象是該類產品的固有特性[12]，因此在進行行程調試時應裝上護罩后進行調試，最終行程應以裝上護罩后測定的為準。

（3）對于輸出端存在機械自鎖的蝸輪蝸桿傳動結構，通過機械限位使其停止后，會在機械限位位置形成卡滯現象。產生該現象的原因是，輸出端具有機械自鎖功能的蝸輪蝸桿傳動結構，在機械限位的作用下停止后，會將輸出力以自鎖的方式保持在傳動結構件上，成為下一次起動時的阻力，反向起動時需要的電機起動力矩大于上次運行力矩。因此，為避免手動操作時在機械限位位置產生卡滯，應在手動操作端設置手動操作限位裝置。

5 結論

本文完成了一種集成一體化直升機尾輪鎖緊裝置的設計，進行了傳動結構的設計計算和校核，運用KISSsoft軟件并引入材料特性、表面處理、潤滑、加工精度等因素進行了壽命仿真，完成了樣機性能測試，得出以下結論：在傳動件加工精度為6級時，通過調整墊圈在剛度較差一側設定預緊力，可以使傳動效率提高28.6%左右；霍爾傳感器外圍增加金屬護罩后，觸發位置差異為0.3～0.5mm；輸出端具有機械自鎖功能的蝸輪蝸桿傳動結構在機械限位的作用下停止后，反向起動時需要起動力矩大于上一次運行力矩；采用霍爾式位置傳感器進行行程控制時，對于直線輸出功率為7.2W（36mm/s）的開環控制系統，慣性過沖量為0.05～0.2mm。由于采用了非接觸式霍爾傳感器，輸出重復定位精度處于一般水平。可通過改用接觸式直線位移傳感器和閉環控制系統，將行程精度控制在0.01mm以內，可以滿足更高使用要求。

鑒于時間原因，本文未能完成產品實際壽命驗證試驗，不能給出壽命仿真結果的準確率指標，該研究有待后期繼續開展。

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Integrated Design and Research of a Helicopter Tail Wheel Locking Device

Gao Xin， Cai Dajing， Zhuo Liang， Chen Qiang

Guizhou Aerospace Linquan Motor Co.，Ltd.， Guiyang 550000，China

Abstract： In order to study the efficiency characteristics and operation accuracy of electric mechanism under open loop control system，taking a helicopter tail wheel locking device as an example， the integrated design scheme and the structural design and calculation of the key functions of the device are introduced. The design， analysis and calculation of locking and unlocking response time， load capacity， motor power， manual unlocking scheme and mechanical limit of multi-turn rotating motion are carried out.According to the transmission principle of gear drive， worm drive， ball screw pair， screw raceway pair， the manual interface with multiple mechanical limit and meeting the ergonomic operation requirements is completed. The strength and life of the transmission structure are simulated and analyzed， and the reliability of the design and simulation results and the rationality of the debugging method are verified by the testing and debugging of the prototype， the empirical parameters are obtained in the aspects of transmission efficiency regulation， Hall effect sensor operation， mechanism output precision control under open-loop control system. By preloading adjustment and lead-up setting， the working efficiency of the transmission system can be improved by 28.6% and the running accuracy can be guaranteed no less than 0.2mm， which provide reference for the design and development of similar mechatronic products.

Key Words： locking device； integrated design； multi-turn mechanical limit； operational life simulation