基于ANSYS的汽車座椅調角驅動器殼體結構可靠性分析

陳曉勇，王謙

(杭州科技職業技術學院，杭州 311402)

調角驅動器是汽車電動座椅的重要組成部分，主要由微電機、殼體、減速機構等部分組成，用來驅動汽車座椅調角器，進而實現座椅的前后、上下、角度等各個方位的調節。微電機的高轉速和小扭矩經二級減速后輸出高扭矩和低轉速，從而滿足座椅位置調節的需求[1]。

與汽車調角驅動器相關的研究成果較少，主要集中于傳動機構的仿真分析、塑料齒輪傳動能力分析、塑料齒輪參數化設計、汽車調角器的結構設計與分析等主題上。如劉洋[2]和李新華等[3]引入虛擬樣機技術并綜合運用Pro/E，ADAMS和ANSYS等軟件，形成了一個汽車座椅電機傳動機構的設計模式。趙波等[4]運用相關參數化設計理論及WAVE來控制調角器的控制參數，對調角器的四個機構進行運動學分析和有限元分析，并將理論分析與試驗的物理模型進行對比，獲得了較為完善的調角器智能設計模型。趙禮輝等[5]以某型汽車座椅調角器為研究對象，通過比較仿真分析結果和實驗結果，驗證了調角器有限元仿真分析模型的有效性，并給出了調角器結構的改進設計方案。韓金輝等[6]基于GTN理論模型，采用有限元方法分析了汽車座椅調角器的結構強度，為進一步的結構優化設計提供了指導。李赟等[7]基于設計失效模式與效果分析方法設計了某汽車座椅調角器的結構，采用有限元分析法對該汽車座椅調角器的關鍵零部件進行強度校核，并通過試驗進行驗證。

這些成果無疑為汽車調角器產品的進一步研發提供了有益的參考。但目前對調角驅動器殼體的結構性能進行深層次研究的文獻相對較少。實質上，調角驅動器殼體是支撐和連接微電機、減速裝置及其附屬元件的基礎，起著安裝、承載和保護內部傳動部件的作用。實際工作中，殼體結構的可靠性直接影響著調角驅動器的技術性能及使用壽命，進而影響整個系統運行的安全性和穩定性[8]。因此，筆者基于ANSYS軟件對殼體結構進行有限元分析，以提前預測新產品的性能和設計中的缺陷，進而為提高調角驅動器的生產效率提供指導。

1 調角驅動器產品簡介

圖1為某企業的一款新型調角驅動器產品的結構示意圖。該產品主要由殼蓋1、大斜齒輪2、小斜齒輪3、蝸輪4、殼底5、蝸桿6以及微電機(圖中未畫出)等組成。該產品用于調節小轎車主駕駛座椅角度，由直流微電機提供動力輸入。

圖1 調角驅動器產品的結構示意圖

圖2為該調角驅動器產品的傳動系統圖。動力由微電機輸出至蝸桿軸Ⅰ，再傳至蝸輪軸Ⅱ和花鍵軸Ⅲ，最后由與花鍵軸相連的結構件驅動汽車座椅調角器，進而實現座椅位置的調節。兩級減速傳動中，第一級為蝸桿蝸輪傳動，第二級為斜齒輪副傳動。電機的高轉速和小扭矩經兩級傳動減速增矩后輸出高扭矩和低轉速，進而實現座椅各個方向運動的調節。除了蝸桿采用金屬材料外，其余零件的材質均為塑料。其中，殼底和殼蓋均由聚對苯二甲酸丁二酯/質量分數30%玻璃纖維(PBT+GF30%)復合材料注射成型，蝸輪以及兩個斜齒圓柱齒輪均由聚甲醛注射成型。

圖2 調角驅動器產品的傳動系統圖

蝸桿的齒數為1，蝸輪的齒數為64。兩個斜齒圓柱齒輪的齒數分別為9和28。因此，該調角驅動器兩級齒輪傳動的速比分別是1∶64和9∶28，總的傳動比是0.005(即1/199)。

綜合多種工作狀態的需要，最終選取了某廠家的微型直流電機，其主要參數見表1。

表1 直流微型電機參數

2 調角驅動器殼體的受力分析

該調角驅動器殼體的總體尺寸為140 mm×54 mm×86 mm，由殼底和殼蓋兩部分組成，兩者之間通過4個M5螺釘固定。工作時，殼體內部的蝸桿、蝸輪、斜齒圓柱齒輪的運動必然對傳動軸產生作用力，而這些作用力也會反作用于殼體上，進而影響殼體的使用性能。為此，需要在分析三根傳動軸受力情況的基礎上來確定殼體的受力情況。

圖3示出蝸桿軸Ⅰ的受力圖。圖3中，軸的兩端分別設有支承座A和B；L，LA，LB分別表示蝸桿及前后軸頸的長度，其數值依次為36，10，16 mm；蝸桿上的徑向力沿X方向，圓周力沿Y方向，軸向力沿Z方向。

圖3 蝸桿軸Ⅰ受力圖

蝸桿傳動時，其受力一般按以下公式計算[9]：

式中：T1，T2——作用在蝸桿和蝸輪上的轉矩，N·mm；

d1，d2——蝸桿和蝸輪的分度圓直徑，mm；

α——分度圓上的壓力角，α=20°；

Ft1，Ft2——作用在蝸桿和蝸輪上的圓周力，N；

Fr1，Fr2——作用在蝸桿和蝸輪上的徑向力，N；

Fa1，Fa2——作用在蝸桿和蝸輪上的軸向力，N；

i——蝸桿與蝸輪的傳動比；

η——蝸桿傳動的效率。

另查閱相關設計資料可知，蝸桿傳動的效率一般比齒輪傳動低，只有0.7～0.9，故取0.8。于是得到：

考慮到兩支承座處的摩擦力很小，故忽略不計。于是根據蝸桿及蝸桿軸受力情況，列出如下力與力矩平衡方程組[1]：

將已知參數分別代入以上5個公式，可得：FaA=600 N，FXA=159.17 N，FYA=34.27 N，FXB=59.23 N，FYB=28.23 N。

同理，對蝸輪軸Ⅱ，花鍵軸Ⅲ的受力情況也進行分析與計算，最終得到的三根傳動軸受力情況見表2。表中，C，D為蝸輪軸Ⅱ的支承點，E，F為花鍵軸Ⅲ的支承點。

表2 各傳動軸的受力 N

3 調角驅動器殼體的有限元分析

3．1 評價標準的確定

依據供應商所提供的材料力學性能，PBT+GF30%復合材料的泊松比為0.390 2，拉伸彈性模量為104 MPa，拉伸強度為135 MPa，彎曲強度為210 MPa。故調角驅動器殼體允許的強度極限為135 MPa。

因傳動軸與殼體配合處存在很小的配合間隙，為防止運動間隙過小影響傳動機構的運行效果，需要充分考慮配合的精度要求，控制殼體的總體變形量[10]。參考《汽車座椅、座椅固定裝置及頭枕強度要求和試驗方法》(GB 15083–2019)以及相關研究資料[7，11]，確定該殼體允許最大變形量為1 mm。

可見，調角驅動器要求工作穩定且具有足夠的強度和剛度[12]。其判斷依據為：①殼體的最大應力小于135 MPa；②殼體的最大變形量不大于1 mm。

3．2 分析模型的創建與網格劃分

首先，在NX10.0軟件中創建調角驅動器的三維模型，然后對模型進行適當簡化，刪除一些計算耗時且不影響分析結果的圓角、螺紋孔、圓孔等細小結構，得到分析模型[13]。再將該分析模型導入ANSYS19.0軟件中，設置分析類型為結構分析和靜態分析，選取分析單元類型為10node 187實體單元。定義材料屬性：泊松比為0.390 2，拉伸彈性模量為104 MPa。

隨后，采用智能網格劃分方式劃分產品網格，將滾動條設置在4的位置[14]。因產品較復雜，采用分塊的方式分別對殼底和殼蓋模型劃分網格，并對局部區域進行網格優化。劃分好的網格模型如圖4所示。最終得到的網格節點數為126 232個，單元數為69 412個。

圖4 網格劃分

3．3 邊界條件的確定與添加

(1)自由度約束的確定。

通過殼底上的?8圓柱孔，該調角驅動器被緊固螺釘固定在安裝支架上。另外，微電機通過兩個螺釘固定在其端部平面上，而微電機是固定在車架上?？梢?，該調角驅動器由殼底的安裝平面和端部的連接平面進行定位，共約束了5個自由度。此外，因調角驅動器殼體與殼蓋之間采用4個M5螺釘固定，夾緊力足夠，應視為整體部件，可以用綁定關系模擬[15]。故在ANSYS中對殼底與殼蓋之間的接觸面施加如圖5所示的綁定接觸。綁定后，還需要在ANSYS軟件中指定相應的分析類型和求解控制，以確保分析結果收斂。

圖5 綁定接觸設置

(2)載荷的確定。

需要注意的是，表2中的數值是三根傳動軸所受的作用力，而殼體所受的作用力則與它們大小相等、方向相反。由表2所得到的殼體受力分析結果可知，該調角驅動器殼體所受到的作用力均為集中載荷，分別位于3根傳動軸的6個支承點上。

(3)邊界條件的添加。

在劃分好網格的分析模型上分別添加所確定的自由度約束和集中載荷。先在ANSYS中查找殼底的安裝平面和端部的連接平面的編號，然后分別選取這些表面并添加相應的自由度約束。再采用在關鍵節點上添加集中載荷的方法添加載荷。通過查找相應作用表面處的關鍵節點添加相應的載荷數值。添加時，需要特別注意載荷的方向。圖6為添加了邊界條件的分析模型。

圖6 添加了邊界條件的分析模型

3．4 有限元計算結果分析

圖7為殼體的Y方向變形圖和總體變形圖，Y方向為殼底殼蓋的螺釘聯接方向。圖7中，殼體的最大變形量為0.856 893 mm，滿足評價標準允許的不大于1 mm的要求，該殼體的剛度符合產品設計要求。殼體的變形呈現左上部小、右下側大的趨勢，最大變形區域位于零件右下側部位，特別是殼蓋邊沿和殼底殼蓋連接處。由此可見，殼體邊沿處為最易損壞位置，可適當增設加強筋、額外剛性固定等來提高殼體的剛度[16]。此外，與電機相連接的端部區域也有一定的變形量，需要適當增大壁厚并加大緊固力度。

圖7 殼體應變云圖

圖8為殼體Y方向的應力圖和等效應力圖。圖8中，殼體Y方向的應力不大，最大值僅為63.867 MPa。而最大等效應力為116.269 MPa，小于PBT+GF30%塑料的強度極限135 MPa，且安全系數為1.16，已滿足殼體的強度設計要求。殼體應力的最大區域位于殼蓋頂面的中間部位以及邊沿區域。這與殼體變形分析結果以及實際試驗結果相一致?？傊?，該殼體的強度和剛度均符合設計要求，調角驅動器新產品滿足安全性要求。

圖8 殼體應力云圖

4 結論

為驗證某企業一款新型調角驅動器產品殼體結構設計的合理性，在詳細分析該殼體受力情況的基礎上，利用NX10.0軟件建模，得到簡化模型并導入ANSYS19.0軟件對其進行了靜力學有限元分析，得到以下結論：

(1)殼體的應變云圖與應力云圖顯示，該殼體的最大變形量為0.856 893 mm，最大等效應力為116.269 MPa，均滿足評價標準的要求。因此，該殼體零件的強度、剛度均完全符合設計要求，所開發的新產品結構設計合理。

(2)殼體的最大變形區域位于零件的右下側部位，殼體的應力最大區域則位于殼蓋頂面的中間部位以及邊沿區域?？梢?，殼體的上表面中心處和殼底、殼蓋邊沿連接處為易損壞位置，可適當增大壁厚、增設加強筋或其它額外剛性固定來提高其強度和剛度。

(3)以裝配體的形式將分析模型導入ANSYS中，再通過設置綁定接觸約束得到整體分析模型，可有效地簡化分析模型創建的復雜程度，提高有限元的分析效率。