中型載貨車傳動軸系布置優(yōu)化分析

韓明磊，李媛華，陳鑫海，范春利

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中型載貨車傳動軸系布置優(yōu)化分析

韓明磊1，李媛華2，陳鑫海1，范春利1

（1.中國第一汽車股份有限公司技術中心，吉林 長春 130011；2.長春汽車工業(yè)高等?？茖W校，吉林 長春 130011）

結(jié)合中型載貨車整車布置需求，對三萬向節(jié)、兩根傳動軸串聯(lián)布置的傳動軸系進行運動學和附加彎矩分析，提出了三種不同的傳動軸系布置型式。根據(jù)實車仿真結(jié)果，對中型載貨車傳動軸系的布置提出了建議。該分析結(jié)果可用于指導傳動軸系的布置設計。

傳動軸；布置型式；十字軸式萬向節(jié)

前言

十字軸式萬向節(jié)主要由主動叉、從動叉、十字軸、滾針軸承等零件組成，具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動效率高、傳遞扭矩大、維修保養(yǎng)方便等優(yōu)點，在汽車上的應用比較廣泛。對于短軸距汽車，常采用兩個萬向節(jié)、單根傳動軸布置，對于長軸距汽車，通常采用三個或四個萬向節(jié)、兩根或三根傳動軸進行串聯(lián)布置。

對于在整車上布置的串聯(lián)軸系來說，如何選擇合理的布置型式，降低傳動軸系的振動和噪聲，是非常重要的問題。本文通過對三萬向節(jié)、兩根傳動軸進行運動學分析和附加彎矩分析，建立了傳動軸系的數(shù)學模型，結(jié)合解放中型載貨車匹配的三萬向節(jié)、兩根傳動軸的串聯(lián)軸系，提出三種不同的布置型式并對其進行運動仿真分析，為中型載貨車系列車型傳動軸系的合理布置提供依據(jù)。

1 傳動軸系運動學分析

十字軸式萬向節(jié)不是等速萬向節(jié)，當主動軸和從動軸之間有夾角時，不能等速傳動而有轉(zhuǎn)角差，使主、從動軸的角速度周期性的不等。

圖1 三萬向節(jié)、兩根傳動軸模型簡圖

對于三萬向節(jié)、兩根傳動軸布置，設變速器輸出軸、中間傳動軸、后橋傳動軸的軸線位于同一平面內(nèi)，中間傳動軸兩端的萬向節(jié)叉互成90°，后橋傳動軸兩端的萬向節(jié)叉布置在同一平面內(nèi)，如圖1所示，設變速器輸出軸的轉(zhuǎn)角為φ1，中間傳動軸轉(zhuǎn)角為φ2，后橋傳動軸轉(zhuǎn)角為φ3，后橋輸入軸轉(zhuǎn)角為φ4，根據(jù)兩軸轉(zhuǎn)動之間的球面三角關系式，利用余弦定理可以推出各個萬向節(jié)夾角與轉(zhuǎn)角的關系式為：

整理后可得各個軸的轉(zhuǎn)角：

2 十字軸式萬向節(jié)附加彎矩分析

具有夾角α的十字軸式萬向節(jié)，由于其主、從動叉上的扭矩M1、M2作用在不同平面上，因此二者的扭矩無法平衡。根據(jù)力矩平衡原則，主動叉對十字軸的作用力矩除主動扭矩M1外，在一定轉(zhuǎn)角下還有附加彎矩MZ；從動叉對十字軸的作用力矩除其反扭矩M2外，在一定的轉(zhuǎn)角下也產(chǎn)生附加彎矩MZ。正是這些附加彎矩的存在，補償了M1或M2，使得它們的力矩作用平面與十字軸軸線所在平面共面，才使十字軸萬向節(jié)得以平衡。

圖2 十字軸萬向節(jié)的相互作用力

（a）φ1=0°、180° （b）φ1=90°、270°

圖2(a)中，主動叉位于軸1和軸2形成的平面內(nèi)且逆時針方向旋轉(zhuǎn)，軸1的旋轉(zhuǎn)角φ1從該位置開始測量。主動叉的輸入轉(zhuǎn)矩M1和從動叉的輸出轉(zhuǎn)矩M2各自承載十字軸上的力P1和P2，并產(chǎn)生力偶P1h和P2h。由于從動叉2只能在R平面內(nèi)傳遞轉(zhuǎn)矩，根據(jù)力矩平衡原則，此時產(chǎn)生一個附加力Z與叉2上的力P2共同形成十字軸上的力偶Rh。如圖2(a)所示位置，有：

如圖2(b)所示，當軸1的旋轉(zhuǎn)角φ1=90°時，從動叉位于軸1和軸2形成的平面內(nèi)。輸入轉(zhuǎn)矩M1在十字軸上產(chǎn)生兩個相反的作用力P1。反作用轉(zhuǎn)矩M2在十字軸上產(chǎn)生兩個相反的作用力P2，它沒有附加力。此時附加力只存在于主動叉的平面內(nèi)并與力P1一起形成力偶Rh。即：

根據(jù)以上分析可知，十字軸萬向節(jié)中的附加力偶MZ1和MZ2進行周期性的波動，可能引起中間支承振動，降低總成的疲勞壽命，因此在傳動軸系布置時必須減小或消除該附加彎矩對中間支承的影響。

3 中型載貨車傳動軸系運動仿真分析

目前解放中型載貨車系列產(chǎn)品的整車匹配中，總布置遵循變速器輸出軸軸線與驅(qū)動橋輸入軸軸線平行的原則，且該軸線與整車軸線有一定的夾角，一般為3°～5°，見圖3(a)。以解放中型載貨車J6L[12A]為例，根據(jù)后橋的極限夾角和相對位置可以衍生出另外兩種布置型式：變速器輸出軸軸線與后橋傳動軸軸線平行，見圖3(b)；中間傳動軸軸線與后橋輸入軸軸線平行，見圖3(c)，其中布置二和布置三的后橋傳動軸成Z型，布置一的后橋傳動軸成W型。

圖3 J6L[12A]傳動軸系整車布置型式對比

3.1 傳動軸系的運動學仿真分析

根據(jù)以上計算，假定變速器輸出軸轉(zhuǎn)速為1000r/min，輸出扭矩為1000Nm，對三種布置型式的各個十字軸萬向節(jié)及傳動軸的運行情況進行仿真分析。三種布置型式各軸的轉(zhuǎn)速、角加速度及扭矩波動見圖4～圖12。

圖4 布置一各軸轉(zhuǎn)速

圖5 布置二各軸轉(zhuǎn)速

圖6 布置三各軸轉(zhuǎn)速

圖7 布置一各軸角加速度

圖8 布置二各軸角加速度

圖9 布置三各軸角加速度

圖10 布置一各軸輸出扭矩

圖11 布置二各軸輸出扭矩

圖12 布置三各軸輸出扭矩

通過分析各布置型式下傳動軸系的運動仿真情況，可以看出：

（1）由于萬向節(jié)夾角較小，三種布置均能實現(xiàn)近似等速傳動，轉(zhuǎn)速、角加速度和扭矩幅值波動都在合理范圍之內(nèi)，但布置二和布置三的波動幅值比布置一小，傳遞扭矩更平穩(wěn)；

（2）變速箱輸出軸(軸1)轉(zhuǎn)速與扭矩恒定，其余各軸的轉(zhuǎn)速、角加速度和扭矩均以π為周期波動，且角加速度的相位滯后轉(zhuǎn)速相位π/4，轉(zhuǎn)矩的相位滯后角加速度相位π/4；

（3）布置二和布置三第一萬向節(jié)夾角較小，中間支承布置角度減小，使用壽命高；

（4）布置三中中間傳動軸(軸2)和后橋傳動軸(軸4)的轉(zhuǎn)速、角加速度和扭矩波動幅值最小，對中間支承和后橋主動錐齒輪支承軸承的影響最小。

3.2 附加彎矩引起的中間支承受力分析

前面提到，由于各十字軸萬向節(jié)具有一定的夾角，在傳動軸旋轉(zhuǎn)的過程中會周期性的產(chǎn)生附加彎矩，該附加彎矩會作用在傳動軸中間支承上，因此有必要分析該附加彎矩對中間支承的影響。為了方便計算，簡化傳動軸系兩側(cè)的支承型式為A和C，校核中間支承軸承受力B。

圖13 布置一傳動軸系受力圖

(1)側(cè)視圖φ1=0° (2)俯視圖φ1=0° (3)俯視圖φ1=90°

圖14 布置二和布置三傳動軸系受力圖

(1)側(cè)視圖φ1=0° (2)俯視圖φ1=0° (3)俯視圖φ1=90°

3.2.1布置一中間支承受力分析

如圖13所示，當φ1=0°時，后橋傳動軸兩萬向節(jié)的附加力偶Mz2和Mz3作為彎矩作用在傳動軸的中間部分，并在兩側(cè)的萬向節(jié)產(chǎn)生兩個相反的作用力Q2和Q3，因此中間支承軸承力包括兩部分：一是附加彎矩Mz1引起的徑向力，一是后橋傳動軸兩十字軸所受力Q2和Q3引起的徑向力，即：

當φ1=90°時，附加力矩Mz1和Mz3分別由支承系A和支承系B承擔，中間支承軸承力是附加彎矩Mz2引起的，即：

3.2.2布置二和布置三中間支承受力分析

如圖14所示，當φ1=0°時，后橋傳動軸兩萬向節(jié)的附加力偶Mz2'和Mz3'作為彎矩作用在傳動軸的中間部分，并在兩側(cè)的萬向節(jié)產(chǎn)生兩個相反的作用力Q2'和Q3'，因此中間支承軸承力包括兩部分：一是附加彎矩MZ1'引起的徑向力，一是后橋傳動軸兩十字軸所受力Q2'和Q3'引起的徑向力，即：

當φ1=90°時，附加力矩Mz1'和Mz3'分別由支承系A和支承系B承擔，中間支承軸承力是附加彎矩Mz2'引起的，即：

根據(jù)以上分析，不同布置型式的中間支承由附加彎矩引起的徑向力的變化見圖15。

圖15 不同布置型式下中間支承徑向力變化示意圖

受力分析表明，由萬向節(jié)附加彎矩引起的中間支承徑向力的變化對布置型式較敏感。布置一后橋傳動軸成W型布置，兩側(cè)萬向節(jié)的附加彎矩無法抵消，會引起中間支承受力幅值較大，且該幅值會隨著第二萬向節(jié)夾角的變大而增大；布置二和布置三后橋傳動軸成Z型布置，由于兩側(cè)萬向節(jié)的附加彎矩相互抵消，可以有效減小中間支承徑向力波動幅值，且布置三后橋傳動軸兩側(cè)的萬向節(jié)夾角相同，兩萬向節(jié)的附加彎矩完全抵消，中間支承受力最小。

綜上，通過對中型載貨車傳動軸系進行運動學仿真分析和中間支承受力分析，可以發(fā)現(xiàn)布置三優(yōu)于布置一和布置二。通過對比三種布置型式的特點可以看出，后橋傳動軸采用Z型布置且使兩側(cè)萬向節(jié)夾角相等可以使傳動軸系的轉(zhuǎn)速、角加速度和扭矩波動幅值降低，并可以降低附加彎矩對中間支承的影響。

4 結(jié)論

通過對三萬向節(jié)、兩根傳動軸進行運動學分析和附加彎矩分析，對比分析了中型載貨車所用傳動軸系的三種常見布置型式，對于該種傳動軸系在整車上的布置型式提出以下幾點建議：

（1）采用動力總成夾角相等（變速器輸出軸線與驅(qū)動橋輸入軸線平行）的布置型式適用于單根傳動軸布置，可以實現(xiàn)等速傳動，消除附加彎矩，但對兩根傳動軸布置并不適用。

（2）對于兩根傳動軸布置，后橋傳動軸應盡量采用Z型布置，并使后橋傳動軸兩端軸線平行，以減小或消除附加彎矩，減小中間支承受力波動。

（3）應盡量減小動力總成輸出端（變速器輸出軸線）與中間傳動軸的夾角，以減小傳動軸系當量夾角和中間支承的安裝角度，提高中間支承使用壽命。

[1] 王望予.汽車設計[M],北京,機械工業(yè)出版社,2004.

[2] (德)切梅茲等著伍德榮等譯.萬向節(jié)和傳動軸[M],北京,北京理工大學出版社,1997.

Optimization Analysis of Drive Shaft Layout of Medium Truck

Han Minglei1, Li Yuanhua2, Chen Xinhai1, Fan Chunli1

( 1.China First Automobile Co., Ltd.. Technology Center, Jilin Changchun 130011; 2.Changchun Automobile Industry College, Jilin Changchun 130011 )

The kinematics and additional bending moments of the three universal joint and two drive shaft driveline are analyzed, and three different types of driveline arrangement are put forward in combination with the requirements of the medium truck. Based on the actual vehicle simulation results, suggestions are made for the arrangement of the driveline of medium truck. The analysis results can be used to guide the layout design of driveline.

drive shaft; arrangement type; cordan universal joint

B

1671-7988(2018)16-30-04

U463.2

B

1671-7988(2018)16-30-04

CLC NO.: U463.2

韓明磊（1985-），男，山東泰安人，碩士，就職于中國第一汽車股份有限公司技術中心。主要從事汽車傳動系統(tǒng)設計工作。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.16.011