高秀榮
(中國第一汽車股份有限公司天津技術(shù)開發(fā)分公司)
目前我國的大部分轎車多為發(fā)動機前置前驅(qū)動,前懸為獨立懸架,作為連接變速箱與車輪的前驅(qū)動軸,應(yīng)能等速、可靠、平穩(wěn)及低噪聲地將發(fā)動機的動力傳遞給車輪,同時滿足汽車行駛過程中車輪上下跳和轉(zhuǎn)向等多種工況軸的伸縮與擺動,因此驅(qū)動軸兩端萬向節(jié)的選取、滑移與擺角分析、強度與壽命計算對滿足整車設(shè)計要求至關(guān)重要。文章從整車廠設(shè)計人員的角度,介紹前驅(qū)動軸萬向節(jié)結(jié)構(gòu)型式種類、特點、端節(jié)選取及總成相關(guān)設(shè)計要領(lǐng),以供相關(guān)設(shè)計人員參考。
轎車前驅(qū)動軸由左右2根前驅(qū)動軸組成,2根軸通常僅中間軸桿長度不同,每根驅(qū)動軸兩端的萬向節(jié)相同。差速器端采用滑動的等速萬向節(jié),適應(yīng)汽車行駛過程中車輪的上下跳、轉(zhuǎn)向引起的軸的伸長及擺動;在車輪端采用中心固定的等速萬向節(jié),以適應(yīng)車輪上下跳、轉(zhuǎn)向引起的擺角變化。由于動力總成的布置,通常左軸短右軸長;也有因布置及左右軸長差過大等原因,在右側(cè)采用中間支撐半軸,再聯(lián)接與左軸軸桿長度相同的驅(qū)動軸總成。文章主要介紹無中間支撐的左右前驅(qū)動軸的結(jié)構(gòu)及相關(guān)設(shè)計要領(lǐng)。圖1示出前驅(qū)動軸總成結(jié)構(gòu)示意圖。
滑動式等速萬向節(jié)包括TJ(三銷軸式)、DOJ(雙偏置球籠式)及VL(交叉球籠式)。
1)TJ包含標準的TJ(如圖2所示)及改進型AC-TJ,F(xiàn)TJ,ARR,TRJ,KI-2(如圖 3~ 圖 7 所示)。標準的TJ由三銷軸、滾針、滾輪及外套構(gòu)成,廣泛應(yīng)用于低級別車輛。其改進型都是為減少滾輪與外套滾道的滑動(增加滾動),改進了一些機構(gòu),以減少有軸交角時產(chǎn)生的摩擦力來降低其派生的軸向力,改善由于自身原因引起的NVH[1]。表1示出TJ萬向節(jié)性能特點對照。
表1 TJ萬向節(jié)性能特點對照
2)DOJ包含標準的DOJ(如圖8所示)及改進型DOJ-RPC和DOJ-RPCF(如圖9所示)。標準的DOJ由外套、內(nèi)套、6個鋼球及保持架構(gòu)成。保持架控制鋼球,是保持架操縱型式的CVJ(等速萬向節(jié)),DOJ-RPC及DOJ-RPCF與DOJ相比,由于鋼球與保持架窗口有間隙,當有擺角時,鋼球與外滾道可形成滾動,減少摩擦力,從而降低其派生的軸向力,改善由于自身原因引起的NVH[1]。表2示出DOJ萬向節(jié)性能特點對照。
表2 DOJ萬向節(jié)性能特點對照
3)VL(如圖 10和圖 11所示)的構(gòu)成同 DOJ,VL的內(nèi)外套溝道相對于軸向只是等角度相互對稱地傾斜(交叉);靠滾道來控制球的位置,保持等速性,是滾道操縱型式的CVJ。
綜上,表3示出滑動式等速萬向節(jié)性能特點對照。
表3 滑動式等速萬向節(jié)性能特點對照
固動式等速萬向節(jié)包括BJ(球籠式),RF,UF(如圖12所示)及 GE(三銷軸式,如圖 13所示)。BJ,RF,UF的構(gòu)成同DOJ,但DOJ外套軸向斷面為直溝道,與軸線平行,BJ,RF,UF 為圓?。灰?BJ外套溝道為橢圓形(如圖14所示),而UF,RF外套溝道為圓形(如圖15所示),鋼球與之復合度較BJ高,因此同尺寸的端節(jié)額定扭矩高些。GE的構(gòu)成基本同TJ,與TJ不同的是節(jié)心是固定的,很少使用。表4示出固定式等速萬向節(jié)性能特點對照。
表4 固定式等速萬向節(jié)性能特點對照
3.1.1 滑動端(即差速器端)萬向節(jié)滑移曲線定義
滑動端萬向節(jié)是在允許軸向滑動的同時又可以擺動,每一個結(jié)構(gòu)定型的滑動端萬向節(jié)都具有一個固定的滑移曲線,此滑移曲線可以用專用設(shè)備測試出來,如圖16所示。
3.1.2 驅(qū)動軸的初始軸交角及常用工況軸交角要求
通常在空載姿態(tài)下,驅(qū)動軸的初始軸交角最好≤4.5°;一般應(yīng)保證常用工況軸交角≤7°。因為在有軸交角情況下,滑動端萬向節(jié)傳遞動力時,由于內(nèi)部零件間的相對滑動產(chǎn)生的摩擦力,其軸向分量成為起振力,此力與發(fā)動機回轉(zhuǎn)的振動會產(chǎn)生共振,DOJ節(jié)易產(chǎn)生偏擺音,TJ節(jié)在低速急加速時,撞動發(fā)動機安裝懸掛,引起汽車橫振,軸交角越大,振動及噪聲越大;另外常用軸交角越大,兩端萬向節(jié)使用壽命越低。
3.1.3 驅(qū)動軸滑移與擺角校核功用
在整車開發(fā)確定前懸硬點并進行動力總成布置時,就應(yīng)配合進行驅(qū)動軸的滑移與擺角及運動包絡(luò)校核,以協(xié)助判定前懸硬點、前橋總成各部件軸向位置(即固定端節(jié)的節(jié)心)、差速器中心位置的合理性和驅(qū)動軸與周邊部件的間隙是否合適。
如果驅(qū)動軸滑移及擺角分析結(jié)果顯示,無論選用怎樣的萬向節(jié),其萬向節(jié)的滑移及擺角都無法滿足實際的滑移與擺角要求,那么首先要調(diào)整動力總成搭載的位置;其次如果動力總成的搭載位置已滿足驅(qū)動軸初始交角要求,且動力總成再無調(diào)整的空間,就應(yīng)該看能否減小車輪轉(zhuǎn)向角,當然是在滿足法規(guī)要求的最小轉(zhuǎn)彎半徑的基礎(chǔ)上的減小;再次就是在滿足整車性能的基礎(chǔ)上調(diào)整前懸硬點。
3.1.4 滑移與擺角及包絡(luò)的分析方法
滑移與擺角及包絡(luò)的分析可利用CATIA中的DMU進行分析,這里的關(guān)鍵就是搭建各部件間的運動副,建立運動模型,給出驅(qū)動輸入。一般分18種工況進行輸入,即空載、滿載、80%上跳、完全上跳、80%下跳及完全下跳時的汽車直行、內(nèi)轉(zhuǎn)向及外轉(zhuǎn)向,分別記錄差速器端萬向節(jié)滑移量與擺角、車輪端的擺角,將差速器端萬向節(jié)滑移量與擺角輸入到滑移曲線坐標中,通過調(diào)整中間軸桿長度,使得坐標點落在滑移曲線的理想位置。分析用前懸系統(tǒng)運動學模型,如圖17所示,驅(qū)動軸的包絡(luò),如圖18所示。
3.1.5 滑移與擺角的允許范圍
對于不同型式的端節(jié),安全允許量略有不同。以TJ萬向節(jié)為例,滑動端滑移與擺角的允許范圍為陰影網(wǎng)格線內(nèi)(如圖19所示),按3.1.4節(jié)分析出的節(jié)心坐標點落在陰影網(wǎng)格線內(nèi)。固定端擺角≤(固定端萬向節(jié)允許最大值 -1)°。
按發(fā)動機的最大扭矩計算軸部最大傳遞扭矩(TDmax/N·m)為:
式中:Temax——發(fā)動機的最大扭矩,N·m;
i1——變速箱1擋速比;
if——主減速器速比。
考慮汽車行駛過程中的沖擊載荷,軸部實際傳遞的最大可能扭矩(TDmax(2.3)/N·m)為 2.3TDmax,軸部的最大扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力(τmax/(N/mm2))為:
式中:d——驅(qū)動軸桿最小直徑,mm;
τ0——驅(qū)動軸的材料許用應(yīng)力,N/mm2。
注:通常驅(qū)動軸軸桿材料為40Gr,正火處理后中頻淬火,屈服極限遠遠高于調(diào)質(zhì)處理。
3.3.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計要領(lǐng)
與配合部件配合設(shè)計,確保驅(qū)動軸裝配到位、無干涉、保證配合部件功能的實現(xiàn);差速器端如果通過卡簧軸向定位,卡簧的設(shè)計應(yīng)充分考慮端節(jié)從差速器中拆下的拆卸力,過大會造成拆卸困難,過小則驅(qū)動軸易從差速器中脫出。
3.3.2 花鍵
1)配合及參數(shù)。部分車輛驅(qū)動軸兩端多通過花鍵與配合件連接,與差速器的花鍵配合一般采用間隙配合,以利于裝配;與車輪輪轂連接采用壓入配合,以減小沖擊噪聲,為實現(xiàn)車輪端驅(qū)動軸的壓入配合,驅(qū)動軸的花鍵帶有10~18'的螺旋角,而花鍵參數(shù)設(shè)計時要保證與輪轂花鍵有足夠的間隙(通常為0.1~0.2 mm),以保證驅(qū)動軸能很容易地裝入輪轂中,然后靠螺旋角來消除間隙,直至過盈配合,最終靠螺母的緊固將驅(qū)動軸壓緊在配合部件上。
花鍵參數(shù):與兩端配合的花鍵一般為外花鍵,外花鍵應(yīng)給出作用最大齒厚和實際最小齒厚,以便給出花鍵通規(guī)和止規(guī)的設(shè)計依據(jù)。至于花鍵參數(shù)計算這里從略,可參照文獻[2]。
2)強度校核。一般通過擠壓應(yīng)力進行強度校核[3],以確定設(shè)計的花鍵模數(shù)、齒數(shù)及有效長度是否合理;也可參照設(shè)計。
1)通常對于低檔級別車,變速箱為機械式變速箱,滑動端一般選用TJ或DOJ萬向節(jié);固定端選用BJ萬向節(jié)。如果BJ不能滿足車輪轉(zhuǎn)角的要求,可選擇UF萬向節(jié)。
2)通常對于低檔級別車但變速箱為自動變速箱,滑移端應(yīng)選用TJ,固定端同1)。
3)通常對于NVH要求高的高檔級車,滑移端可選用表1中的TJ改進型,因為這4種型式的端節(jié)引進了減少滑動、增加滾動的機構(gòu),故減少了摩擦力,從而降低軸向力。而標準的TJ萬向節(jié),摩擦力引起的軸向力偏大,回轉(zhuǎn)3次引起的軸向力易引起低速急加速時,撞擊發(fā)動機懸置,引起汽車橫振;也可選用表2中的DOJ-RPC和DOJ-RPCF來降低整車的NVH[1]。
通常由驅(qū)動軸生產(chǎn)商提供現(xiàn)有端節(jié)的允許扭矩(容量),主機廠通過萬向節(jié)壽命計算,選取相應(yīng)的萬向節(jié)。也可根據(jù)動力總成及軸荷,選取驅(qū)動軸生產(chǎn)商為相類似車型配置的萬向節(jié)型號,通過臺架試驗考核驗證是否滿足整車使用要求。
端節(jié)壽命的計算方法如下:
式中:TDn——萬向節(jié)傳遞的扭矩,N·m;
in——擋位n的變速比;
Nn——萬向節(jié)的轉(zhuǎn)速,r/min;
Ne——發(fā)動機最大扭矩時的轉(zhuǎn)速,r/min;
r——輪胎的滾動半徑,mm;
vm——平均車速,km/h;
vn——擋位n的車速,km/h;
Qn——擋位n的行駛比率,如表5所示,Qn與汽車使用的國家、道路情況有關(guān),統(tǒng)計經(jīng)驗值,表5中值僅供參考。
表5 變速箱不同擋位行駛比率
1)萬向節(jié)的單獨時間壽命(Ln/h)[4]。
球籠式:
式中:Aj——角度系數(shù),當驅(qū)動軸固定端擺動角為θ0時,Aj= (1-sin θ0)cos2θ0,當滑動端擺動角為 θI時,Aj=0.195/[0.195+sin(θI/2)];
T100——球籠式萬向節(jié)轉(zhuǎn)速在100 r/min下運行1 500 h的允許扭矩,N·m;
T730——三銷式萬向節(jié)轉(zhuǎn)速在730 r/min下運行500 h的允許扭矩,N·m。
此外T100及T730是由萬向節(jié)的大?。▋?nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù))決定的,由專業(yè)生產(chǎn)廠提供。
2)綜合時間壽命(Lt/h)。
3)綜合距離壽命(Le/km)。
100%負荷率:Le100%=vmLt
55%負荷率(設(shè)計值):Le55%≥50 000 km(經(jīng)驗值)
由于發(fā)動機前置前驅(qū)動,一般右驅(qū)動軸軸桿較長,彎曲剛度低,為降低其彎曲振動,多在軸桿上加裝減振塊。減振塊的設(shè)計參數(shù)為減振塊的質(zhì)量、剛度、阻尼及其安裝位置,多采用結(jié)構(gòu)動力學理論分析與實測試驗相結(jié)合的方式進行優(yōu)化設(shè)計。
文章較全面地論述了轎車前驅(qū)動軸的設(shè)計要領(lǐng),此要領(lǐng)汲取了大量的設(shè)計經(jīng)驗,并經(jīng)過多款車型的驗證,為相關(guān)設(shè)計人員提供可信賴的依據(jù)。文章對前驅(qū)動軸萬向節(jié)結(jié)構(gòu)型式、特點、性能、壽命及成本等進行了對比,從事整車設(shè)計人員,可根據(jù)整車搭載的動力總成、整車級別等綜合考慮壽命、成本及NVH等,從中選取最適合的萬向節(jié)型式及型號,做到既經(jīng)濟又滿足整車使用要求。但文章未對降低驅(qū)動軸彎曲振動的減振塊設(shè)計做深入探討。