傳動(dòng)軸動(dòng)態(tài)當(dāng)量夾角在商用車重載爬坡中的研究

文_孟凡生

傳動(dòng)軸動(dòng)態(tài)當(dāng)量夾角在商用車重載爬坡中的研究

文_孟凡生

在商用車傳動(dòng)軸系統(tǒng)布置設(shè)計(jì)時(shí)，傳動(dòng)軸當(dāng)量夾角、最大夾角及角加速度幅值應(yīng)嚴(yán)格限制并盡可能小，但在某些工況下，校核好的參數(shù)并不能避免商用車重載爬坡工況下動(dòng)態(tài)當(dāng)量夾角對(duì)整車異常振動(dòng)造成的影響，這就需要使重載爬坡工況下的傳動(dòng)軸動(dòng)態(tài)當(dāng)量夾角滿足設(shè)計(jì)要求。

1 故障描述

2014年5月，在河北唐山某品牌重卡服務(wù)站，批量出現(xiàn)某品牌6×4自卸車重載爬大坡抖動(dòng)故障；但該車型在平整路面運(yùn)行，無(wú)論空載還是滿載，均沒(méi)有出現(xiàn)抖動(dòng)。如果對(duì)該車型傳動(dòng)軸采取二合一的改進(jìn)方案，即可消除重載爬坡抖動(dòng)故障。針對(duì)這一改進(jìn)，筆者進(jìn)行了深入分析，相關(guān)研究如下。

1.1 車輛基本情況

某品牌6×4(基本配置見(jiàn)表1)主要是為煤礦、鐵礦、城建工程等用途開(kāi)發(fā)的1款礦用工程型自卸車，運(yùn)載貨物主要有煤炭、鐵礦石、渣土等；車輛工況惡劣，上、下坡路較多。

1.2 現(xiàn)場(chǎng)故障調(diào)研

經(jīng)調(diào)查，該車型主要在礦區(qū)使用，路況惡劣，大部分是15～20°的斜坡，且車輛超載嚴(yán)重，圖1～4為實(shí)地調(diào)研圖片。

2 故障原因分析

2.1 商用車萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)分析(理論基礎(chǔ))

2.1.1 單萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)

圖5為單萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸力學(xué)模型，普通十字軸式萬(wàn)向節(jié)的主動(dòng)軸與從動(dòng)軸轉(zhuǎn)角間的關(guān)系為[1-1]：

其中，φ1是軸1的轉(zhuǎn)角，為萬(wàn)向節(jié)所在平面與萬(wàn)向節(jié)連接的兩軸所在的平面的夾角；φ2是軸2的轉(zhuǎn)角；α是萬(wàn)向節(jié)連接的兩軸之間的夾角，商用車中規(guī)定萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸與輸入軸的夾角不大于7°。

表1 某品牌6×4自卸車主要配置和技術(shù)參數(shù)

由公式(2-1-1)可見(jiàn)，就單十字軸而言，十字軸萬(wàn)向節(jié)輸出軸與輸入軸的存在轉(zhuǎn)角差△φ，在萬(wàn)向節(jié)夾角α≤30°的條件下可用如下簡(jiǎn)化公式計(jì)算[1-1]：

設(shè)萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)軸的角速度分別為ω1和ω2，主、從動(dòng)軸的角加速度幅值分別為ε1和ε2，則有[1-1]：

主傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩T1、從主傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩T2與萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)軸的角速度分別為ω1和ω2存在如下關(guān)系[1-2]：

具有夾角為α的十字軸萬(wàn)向節(jié)，僅在輸入軸驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩和輸出軸發(fā)扭矩的作用下是不能平衡的，因?yàn)檫@兩個(gè)轉(zhuǎn)矩作用在不同的平面內(nèi)，其向量互成一角度而不能自行封閉，根據(jù)萬(wàn)向節(jié)的力偶矩平衡可推斷出，萬(wàn)向節(jié)還受有附加彎矩(二階彎矩)。

當(dāng)主動(dòng)叉位置φ1=0°，附加彎矩來(lái)自于輸出軸的反扭矩T2，可推導(dǎo)出附加彎矩：

當(dāng)主動(dòng)叉位置φ1=90°時(shí)，附加彎矩來(lái)自于輸入軸的扭矩T1，可推導(dǎo)出附加彎矩：

萬(wàn)向節(jié)附加彎矩表達(dá)見(jiàn)圖6、7。

附加彎矩變化周期是180°，在0與上兩式表示的最大值之間變化；附加彎矩可激起與萬(wàn)向節(jié)相連機(jī)件的彎曲振動(dòng)。

2.1.2 多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)

多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)分析是建立在單萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)分析的基礎(chǔ)上的，多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的轉(zhuǎn)角差的計(jì)算公式與單萬(wàn)向節(jié)的相似，可以寫成[1-1]：

通過(guò)上式可看出，多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸與輸入軸的運(yùn)動(dòng)關(guān)系，猶如具有夾角αe而主動(dòng)叉具有初位相σ的單萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)一樣。此夾角αe為多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的當(dāng)量夾角。

假如多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的各軸軸線均在同一平面，且各傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)叉平面之間的夾角為零或90°，當(dāng)量夾角為[1-1]：

式中正負(fù)號(hào)這樣確定：當(dāng)?shù)谝蝗f(wàn)向節(jié)的主動(dòng)叉位于各軸軸線所在的平面內(nèi)，在其余的萬(wàn)向節(jié)中，如果其主動(dòng)叉平面與此平面重合定為正，與此平面垂直定為負(fù)，見(jiàn)圖8。

圖8中(a)的α1取“+”號(hào)，由于α2、α3主動(dòng)叉所在平面與α1主動(dòng)叉所在的平面垂直，取“-”號(hào)；同理圖8(b)中α1取“+”號(hào)，α2取“+”號(hào)，α3取“-”號(hào)

當(dāng)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸入軸的角速度不變時(shí)，第i個(gè)萬(wàn)向節(jié)輸出軸的角加速度幅值為[1-1]：

式中，αei為從第1個(gè)到第i個(gè)萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的當(dāng)量夾角。對(duì)于商用車，萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸的角加速度αe2ω12幅值不大于600 rad／s2[1-1]。

2.2 某品牌6×4自卸車重載爬坡抖動(dòng)原因分析

2.2.1 水平工況下原傳動(dòng)軸狀態(tài)分析

該車型動(dòng)力線定位點(diǎn)為缸體后端面，坐標(biāo)為X、Y、Z分別是(400，0，-323.8)，動(dòng)力線夾角為2.83°，中橋主減傾角為2.9°，傳動(dòng)軸采用兩根傳動(dòng)軸布置，傳動(dòng)軸長(zhǎng)度第1節(jié)為1 030 mm，第2節(jié)為1 130～1 240 mm。平地空、滿載傳動(dòng)軸夾角校核見(jiàn)圖9。

傳動(dòng)軸各夾角及根據(jù)相關(guān)公式，相關(guān)結(jié)論校核結(jié)果見(jiàn)表2。

由表2可見(jiàn)，該車型傳動(dòng)軸原布置方案在水平工況下是符合行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要求。

2.2.2 水平工況載荷分析

車輛質(zhì)心計(jì)算：根據(jù)該車輛整備質(zhì)量16 850 kg，裝載總質(zhì)量為43 000 kg(貨廂大小為6 500 mm×1 100 mm×2 300 mm，容積為16.5 m3，土石方密度按2.6 g/ cm3計(jì)算)。車輛質(zhì)心參數(shù)見(jiàn)圖10。

為了簡(jiǎn)化計(jì)算，采用平衡軸式后雙聯(lián)驅(qū)動(dòng)橋支點(diǎn)可簡(jiǎn)化為一個(gè)單后橋支點(diǎn)，采用水平平穩(wěn)運(yùn)行狀態(tài)。建立如圖11所示受力模型，中后橋受力取平衡軸的中心。

根據(jù)受力平衡，對(duì)前軸取轉(zhuǎn)矩，根據(jù)轉(zhuǎn)矩平衡，所以：

F2X4975=G1X(4975-1850)+G2X(4975-562)

其中F2為后軸軸荷，可求出F2=48 726.7 kg。

2.2.3 、爬坡工況載荷分析

由于受到車輛質(zhì)心高度的影響，在上坡的時(shí)候車輛的軸荷會(huì)向后橋轉(zhuǎn)移，為了計(jì)算簡(jiǎn)單，選取平穩(wěn)上坡或者停駐狀態(tài)(坡度30%)。

建立圖12所示受力模型。

對(duì)前軸取轉(zhuǎn)矩，根據(jù)轉(zhuǎn)矩平衡，所以：

F2X4975=G1vX(4975-1850)+G2vX(4975-562)+G1hX1100+G2hX2014

其中：β為30%坡度，約等于16.7°。F2為后軸軸荷。 G1是整備質(zhì)量，為16 850 kg。G1V是整備質(zhì)量垂直與地面的分力，為G1×Cosβ(可求出G1V=16 139.3 kg)。G1h是整備質(zhì)量平行與地面的分力，為G1×Sinβ(可求出G1h=4 842 kg)。G2是裝載質(zhì)量，為43 000 kg。G2V是裝載質(zhì)量垂直與地面的分力，為G2×Cosβ(可求出G2V=41 186.4 kg)。G2h是裝載質(zhì)量平行與地面的分力，為G2×Sinβ(可求出G2h=12 356.5 kg)。

帶入公式，可求出F2=52 744.3 kg。

表2 傳動(dòng)軸狀態(tài)分析結(jié)果

爬坡?tīng)顟B(tài)后懸架簧上質(zhì)量增加為52 744.3-48 726.7= 4 017.6 kg。

可求出懸架在爬坡?tīng)顟B(tài)比在水平狀態(tài)下沉11 mm，車橋仰角也發(fā)生變化，由2.9°變?yōu)?.5°。

2.2.4 、爬坡工況下傳動(dòng)軸夾角變化

在滿載爬大坡工況時(shí)，車輛行駛需要較大的驅(qū)動(dòng)力矩，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)是接近全負(fù)荷運(yùn)行的。因此動(dòng)力總成質(zhì)心會(huì)出現(xiàn)較大的位移，其位移值與動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)位移控制設(shè)計(jì)有關(guān)。從以上變速器輸出法蘭中心位移測(cè)量值可知，在滿載爬大坡工況時(shí)，變速器輸出法蘭中心Z向位移，Y向位移均發(fā)生了較大變化，發(fā)動(dòng)機(jī)傾角由2.83°變?yōu)?.3°。傳動(dòng)軸夾角校核見(jiàn)圖13。

根據(jù)公式(2-1-8)，計(jì)算爬坡動(dòng)態(tài)當(dāng)量夾角為：

計(jì)算此時(shí)萬(wàn)向節(jié)角加速度幅值達(dá)到了1 140 rad/s2，遠(yuǎn)大于限值600 rad/s2的要求，相關(guān)轉(zhuǎn)動(dòng)軸爬坡姿態(tài)見(jiàn)表3。爬坡?tīng)顟B(tài)下，發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩接近全負(fù)荷運(yùn)行，而且車輛坡道起步比水平地面起步，所用變速箱速比大了1.3倍，各種綜合因素加起來(lái)，使萬(wàn)向節(jié)附加彎矩增加了近7倍；彎矩過(guò)大，造成了傳動(dòng)軸中間支撐、發(fā)動(dòng)機(jī)懸置、中橋輸入法蘭等關(guān)聯(lián)機(jī)件的振動(dòng)，從而引發(fā)了整車抖動(dòng)。

因得出結(jié)論：車輛在重載爬坡時(shí)，正是傳動(dòng)軸動(dòng)態(tài)當(dāng)量夾角超標(biāo)，導(dǎo)致了車輛的爬坡抖動(dòng)。

3 解決方案

找到了問(wèn)題根源后，降低車輛爬坡?tīng)顟B(tài)的傳動(dòng)軸當(dāng)量夾角，可有效解決車輛的重載爬坡抖動(dòng)問(wèn)題，目前筆者所在企業(yè)的市場(chǎng)改進(jìn)方案是把傳動(dòng)軸合二為一，改為單節(jié)傳動(dòng)軸，長(zhǎng)度為2 220 mm，同時(shí)為提高傳動(dòng)軸的極限轉(zhuǎn)速，把軸管內(nèi)外徑做了加大處理，傳動(dòng)軸夾角狀態(tài)見(jiàn)圖14、15。

調(diào)整后傳動(dòng)軸當(dāng)量夾角、最大擺角、角加速度幅值校核見(jiàn)表3。

目前該改進(jìn)方案在市場(chǎng)上運(yùn)行近1年，改進(jìn)后效果良好，無(wú)抖動(dòng)故障發(fā)生，客戶反映良好。

表3 爬坡工況傳動(dòng)軸夾角狀態(tài)

表4 調(diào)整后傳動(dòng)軸夾角狀態(tài)

4 結(jié)論

通過(guò)實(shí)例分析，本文研究了由于傳動(dòng)軸系統(tǒng)布置設(shè)計(jì)有缺陷從而引起整車異常振動(dòng)的原因，表明在商用車傳動(dòng)軸系統(tǒng)的設(shè)計(jì)布置中，除了常規(guī)工況下的傳動(dòng)軸當(dāng)量夾角、最大夾角及角加速度幅值需滿足設(shè)計(jì)要求外，還需增加滿載爬坡工況下相關(guān)參數(shù)的校核，并使其滿足設(shè)計(jì)要求，以避免因傳動(dòng)軸系統(tǒng)布置不當(dāng)引起整車異常振動(dòng)問(wèn)題。

(注：孟凡生，男，1976年10月出生，工程師，北京福田戴姆勒汽車有限公司技術(shù)中心員工，從事商用汽車傳動(dòng)系統(tǒng)研究十余年)

[1]張洪欣 汽車設(shè)計(jì)[M]北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1999，P106，P107，P109．

[2]王霄鋒 汽車底盤設(shè)計(jì)；清華大學(xué)出版社，2010，P139．