轉(zhuǎn)向傳動軸下十字節(jié)振動的問題的改善

馬顯 邊文賢 陳紅運(yùn)

摘 要：轉(zhuǎn)向傳動軸同轉(zhuǎn)向器與轉(zhuǎn)向管的連接通常采用十字軸結(jié)構(gòu)，由于十字軸結(jié)構(gòu)輸入輸出軸之間存在夾角，傳動時(shí)存在著附加力矩，使十字軸在使用過程中產(chǎn)生晃動，本文從轉(zhuǎn)向器的支承結(jié)構(gòu)上進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，并在ADAMS中進(jìn)行驗(yàn)證結(jié)果，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)有一定的參考意義。

關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向傳動軸;十字軸;附加力矩;振動

在轉(zhuǎn)向傳動軸的設(shè)計(jì)過程中，通常通過保證傳動軸上段與中段的夾角和中段與下段的夾角一致，并且相位角符合結(jié)構(gòu)布置要求來保證轉(zhuǎn)向力矩波動最小。但這要求傳動軸在使用的過程中一直處于理論的設(shè)計(jì)狀態(tài)。在實(shí)際情況中，由于輸入軸和輸出軸之間存在夾角，其主、從動軸上的力矩作用在不同的平面上，因此僅在輸入叉軸的扭矩和輸出叉軸的反作用扭矩的作用下是不能平衡的。從十字軸萬向節(jié)的力矩平衡上來看，必然還存在著其他的力矩。根據(jù)受力情況和力矩三角形可以得出，附加力矩T2′=T1×Sinα（其中 T1為輸入軸扭矩，α為輸入輸出軸的夾角）。

附加彎矩T2′在零與最大值間作周期為180°的變化，其使輸出叉軸的支承承受周期性變化的徑向載荷為F2=T1×Sinα/L2（其中L2為傳動軸十字軸中心點(diǎn)到支承的距離）。

某車型在先行車實(shí)驗(yàn)過程中，發(fā)現(xiàn)有轉(zhuǎn)向傳動軸下十字節(jié)與護(hù)罩干涉的現(xiàn)象發(fā)生。靜態(tài)測量其間隙，發(fā)現(xiàn)滿足一般間隙要求。再次進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，對問題還原，發(fā)現(xiàn)該現(xiàn)象在極限轉(zhuǎn)向力矩輸入的情況下發(fā)生。經(jīng)系統(tǒng)的分析原因，認(rèn)為干涉現(xiàn)象是由于轉(zhuǎn)向傳動軸十字軸的附加力矩引起的。轉(zhuǎn)向器的安裝結(jié)構(gòu)如圖1：

由于本車型采用管柱式電動助力轉(zhuǎn)向，輸入到轉(zhuǎn)向傳動軸的轉(zhuǎn)向力矩增大，對于轉(zhuǎn)向傳動軸與轉(zhuǎn)向器連接的十字軸來說，輸入力矩增大，電機(jī)助力輸入的扭矩設(shè)計(jì)為33Nm。該車型為四驅(qū)車型，轉(zhuǎn)向器支承點(diǎn)靠下，轉(zhuǎn)向器安裝襯套距離轉(zhuǎn)向傳動軸十字軸的距離為320mm，中間傳動軸與輸出軸（即轉(zhuǎn)向器的輸入軸）的夾角α為27.5°，可根據(jù)上式計(jì)算出輸出軸的附加力矩：T2′=33×sin27.5=15.23Nm，支承力F2=15.23/0.32=47.6N。

由于轉(zhuǎn)向器安裝點(diǎn)同副車架之間的連接為采用襯套方式連接，其襯套的三個(gè)方向的線剛度為5000/5000/1000N/mm，故支承力47.5N引起的襯套的線性方向的變形可以忽略不計(jì)，由于襯套的扭轉(zhuǎn)剛度為2400Nmm/deg（整車Y方向），可以計(jì)算出由于輸出力矩附加力矩T2′引起的十字軸的轉(zhuǎn)動量為D=sin（15.23×1000/2400/2）×3200mm=17.7mm。

Adams/view模塊是設(shè)計(jì)中常用的運(yùn)動學(xué)與動力學(xué)分析軟件，分析處理受力模型非常方便。在其中建立模型，對系統(tǒng)進(jìn)行分析，對上述計(jì)算過程進(jìn)行驗(yàn)證，建立的模型如圖2，十字軸的運(yùn)動量達(dá)到17mm。計(jì)算結(jié)果、分析結(jié)果和設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)記過趨于一致。

為解決問題，根據(jù)實(shí)際情況，由于傳動軸夾角α受周邊零件布置位置的影響不能繼續(xù)優(yōu)化，則T2′不能減小，為減小十字軸的晃動量D，只能減小L2或者增大轉(zhuǎn)向器安裝襯套的剛度。

經(jīng)對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，在轉(zhuǎn)向器的后方增加了Z向布置的襯套，并通過支架與X向襯套支架連接，此結(jié)構(gòu)使得副車架的支承結(jié)構(gòu)未做變化，而轉(zhuǎn)向器的支承點(diǎn)由兩個(gè)支承點(diǎn)變?yōu)槿切蔚娜齻€(gè)支承點(diǎn)，增大了轉(zhuǎn)向器安裝支承的扭轉(zhuǎn)剛度，同時(shí)減小了轉(zhuǎn)向器支承到十字軸中心點(diǎn)的距離，如圖3。

由于之前分析建立的Adams模型已經(jīng)經(jīng)過驗(yàn)證，此時(shí)直接在原模型上進(jìn)行修改，建立仿真分析，進(jìn)行優(yōu)化方案的驗(yàn)證。建立的模型如圖4。經(jīng)分析，轉(zhuǎn)向傳動軸下十字軸的最大晃動量減小到1.8mm左右，做周期為180°范圍變化，改善效果顯著，滿足設(shè)計(jì)使用要求。

經(jīng)以上分析驗(yàn)證，得知轉(zhuǎn)向器支承的襯套布置和剛度對轉(zhuǎn)向傳動軸的十字軸晃動有著很大的影響，在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)初期就應(yīng)當(dāng)對此問題進(jìn)行分析，設(shè)定好轉(zhuǎn)向器的支承方式和位置，避免發(fā)生后期失效的問題。

參考文獻(xiàn)：

[1]劉維信.汽車設(shè)計(jì)[M].北京：清華大學(xué)出版社，2001.