基于CATIA的乘用車前驅(qū)動軸布置優(yōu)化

張偉 陳忠廷 于霞 李林

（中國第一汽車股份有限公司天津技術(shù)開發(fā)分公司）

作為整車的重要關(guān)鍵部件，驅(qū)動軸起到連接變速箱與車輪的作用，其功能是保證等速、可靠、平穩(wěn)、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跳、下跳、轉(zhuǎn)向等多種工況軸的伸縮與擺動的要求[1]。合理的驅(qū)動軸布置方案可以將行駛過程中產(chǎn)生的附加載荷、振動噪聲、運動行程控制在允許的范圍內(nèi)，同時降低整車各工況下出現(xiàn)共振及干涉現(xiàn)象的風(fēng)險[2]。文章基于某款EV 車型的前懸架運動機構(gòu)，利用CATIA 軟件建立模型，從總成布置角度、移動節(jié)滑移范圍、空間位置校核等方面對驅(qū)動軸布置方案進行優(yōu)化，旨在通過合理的驅(qū)動軸布置，使整車能夠在最大程度上發(fā)揮傳動效率，提高NVH 性能，為汽車傳動系統(tǒng)提供穩(wěn)定而高效的動力輸出。

1 驅(qū)動軸總成結(jié)構(gòu)及布置形式

圖1示出驅(qū)動軸總成結(jié)構(gòu)簡圖。

圖1 驅(qū)動軸總成結(jié)構(gòu)簡圖

驅(qū)動軸總成在整車上的布置形式需根據(jù)機艙布置、動力總成傾角、軸桿長度、直徑、軸間夾角及相位、輪轂點坐標等參數(shù)進行確定。這些參數(shù)直接影響到驅(qū)動軸移動式萬向節(jié)工作時的角度變化量和軸向滑移變化量。角度變化越大，萬向節(jié)磨損越嚴重，會影響萬向節(jié)的使用壽命；軸向滑移設(shè)計變化量越小，對于動力傳動越理想，驅(qū)動軸的NVH 性能也好些，同時還可以減少輪胎的非正常磨損[2]。因此，要求萬向節(jié)的初始角度和變化范圍盡量小（設(shè)計載荷狀態(tài)下，初始角度應(yīng)控制在7°以下）。

驅(qū)動軸總成的布置形式主要分為兩軸式和三軸式，如圖2所示。兩軸式布置形式結(jié)構(gòu)簡單、成本低，在傳統(tǒng)經(jīng)濟型轎車中被廣泛采用，但因裝配后移動節(jié)殼體靠近差速器，所以需在差速器端口處預(yù)留足夠大的布置空間，且左右軸桿長度不一致，增加了跑偏風(fēng)險；三軸式布置形式需在長軸一側(cè)移動端節(jié)柄處增加中間支撐結(jié)構(gòu)，用以改善差速器端口處的布置空間，同時左右中間軸桿長度更趨于一致，提高了剛度一致性，降低了跑偏風(fēng)險。

圖2 驅(qū)動軸總成布置形式

文章基于某款EV 車型進行分析，考慮到電機在起步階段輸出扭矩值較大，對左右軸桿扭轉(zhuǎn)剛度一致性要求較高，故采用三軸式布置形式。

2 建立DMU運動學(xué)模型

2.1 空間機構(gòu)自由度計算

由于受零件結(jié)構(gòu)等因素的影響，模型搭建容易出現(xiàn)錯誤，與實際運動不符，不能達到運動仿真分析的目的，所以仿真前需對模型進行詳細分析，并通過系統(tǒng)自由度的計算，確保模型搭建的正確性。

采用機構(gòu)運動學(xué)方法建立懸架系統(tǒng)模型，需要滿足式（1）所示的系統(tǒng)自由度[3]。

式中：N——行駛系統(tǒng)運動部件數(shù)量；

fi——各運動副約束自由度數(shù)量；

FD——行駛系統(tǒng)驅(qū)動自由度數(shù)量。

2.2 DMU運動學(xué)模型建立

將所開發(fā)前軸系統(tǒng)三維模型導(dǎo)入CATIA 軟件，構(gòu)建系統(tǒng)零部件及運動副拓撲關(guān)系，如圖3 所示，圖3 中括號內(nèi)數(shù)字為對應(yīng)運動副約束自由度。

圖3 汽車零部件及運動副拓撲關(guān)系示意圖

依次搭建前軸系統(tǒng)DMU 模型，如圖4所示。

圖4 汽車前軸系統(tǒng)DMU 模型圖

模型共包含運動部件16 個（系統(tǒng)自由度數(shù)為96，其中車身安裝點為固定部件），運動副21 個（約束自由度數(shù)為94）。按照車型懸架及轉(zhuǎn)向行程設(shè)計要求，在車輪輪胎接地點處施加輪跳驅(qū)動（驅(qū)動自由度數(shù)為1）、在轉(zhuǎn)向器齒條處施加轉(zhuǎn)向驅(qū)動（驅(qū)動自由度數(shù)為1），所建立DMU 模型滿足式（1）。

3 DMU運動學(xué)特性仿真分析

3.1 仿真試驗設(shè)計

在CATIA 中對麥弗遜前懸架仿真模型進行雙輪同向跳動仿真試驗。根據(jù)動力總成位置及姿態(tài)、前懸硬點參數(shù)、車輪定位參數(shù)、車輪上下跳行程、轉(zhuǎn)向行程等輸入條件，建立前軸系統(tǒng)DMU 運動學(xué)模型。

3.2 滑移擺角分析

根據(jù)建立的設(shè)計載荷狀態(tài)下的DMU 運動模型，初步確定驅(qū)動軸軸桿長度。經(jīng)測量，驅(qū)動軸理論內(nèi)、外節(jié)心點的距離為474.4 mm。依據(jù)此軸桿長度、移動節(jié)極限滑移曲線、車輪上下跳行程及轉(zhuǎn)向行程等輸入條件，進行驅(qū)動軸滑移擺角分析。

經(jīng)測量，驅(qū)動軸在以下9 種工況中的滑移、擺角參數(shù)，如表1 和圖5所示。向內(nèi)滑移為負，向外滑移為正。

表1 驅(qū)動軸端節(jié)滑移及擺角參數(shù)（優(yōu)化前）

圖5 驅(qū)動軸移動節(jié)滑移擺角曲線圖（優(yōu)化前）

從表1 可以看出：左軸節(jié)心點向內(nèi)滑移最大約為8.2 mm，向外滑移最大約為2.2 mm，移動節(jié)最大擺角為11.4°，固定節(jié)最大擺角為42.2°；右軸向內(nèi)滑移最大約為7.0 mm，向外滑移最大約為2.7 mm，移動節(jié)最大擺角為11.4°，固定節(jié)最大擺角為42.2°。

從圖5 可以看出，節(jié)心點的軌跡大部分分布在中心點內(nèi)側(cè)，且在“上跳極限+極限轉(zhuǎn)角”工況，節(jié)心點超出“安全曲線”范圍，存在“磕碰”風(fēng)險。故將軸桿長度優(yōu)化為473 mm后進行驗證，驗證結(jié)果，如表2 和圖6所示。

表2 驅(qū)動軸端節(jié)滑移及擺角參數(shù)（優(yōu)化后）

圖6 驅(qū)動軸移動節(jié)滑移擺角曲線圖（優(yōu)化后）

從表2 可以看出，在標載整車位置，驅(qū)動軸移動節(jié)最大擺角為2.359°，固定節(jié)最大擺角為2.512°。在9 種運動工況下，左軸節(jié)心點向內(nèi)滑移最大約為5.6 mm，向外滑移最大約為3.6 mm，移動節(jié)最大擺角約為11.5°，固定節(jié)最大擺角約為42.2°；右軸向內(nèi)滑移最大約為4.8 mm，向外滑移最大約為3.6 mm，移動節(jié)最大擺角為11.5°，固定節(jié)最大擺角為42.2°。

萬向節(jié)兩端夾角相近，標載靜止時不大于4°，驅(qū)動軸總成可獲得較好的NVH 性能和傳動效率，降低振動噪聲風(fēng)險。

從圖6 可以看出，節(jié)心點的軌跡大部分分布在中心點兩側(cè)，且在9 種工況下，節(jié)心點未超出“安全曲線”范圍，“磕碰”及“脫出”風(fēng)險較小。

3.3 空間位置分析

根據(jù)建立的設(shè)計載荷狀態(tài)下的DMU 運動模型，在車輪上下跳及轉(zhuǎn)向過程中，動態(tài)監(jiān)測驅(qū)動軸與周邊部件的位置間隙。根據(jù)整車運動部件布置要求，需保證最小間隙≥10 mm。

通過CATIA 軟件輸出DMU 運動行程中驅(qū)動軸與各部件的間隙值，因左、右驅(qū)動軸軸桿長度一致，且左右前軸系統(tǒng)采用對稱布置，故僅分析一側(cè)運動間隙即可，分析結(jié)果如圖7所示。下跳為負，上跳為正。

圖7 驅(qū)動軸與周邊部件空間位置間隙圖

從圖7 可以看出，在DMU 運動模型中優(yōu)化后的驅(qū)動軸與周邊部件的空間位置間隙均大于“允許最小間隙值”。綜合滑移擺角及空間位置分析結(jié)果，此方案達到了較為理想的設(shè)計要求。

4 結(jié)論

文章基于CATIA 軟件，建立前軸系統(tǒng)的DMU 運動學(xué)模型，并運用此模型進行驅(qū)動軸滑移擺角、空間位置分析，快速高效地進行方案優(yōu)化。通過優(yōu)化得出：優(yōu)化后軸桿長度滿足基本的運動學(xué)要求，同時降低萬向結(jié)構(gòu)部件與移動節(jié)內(nèi)腔的干涉風(fēng)險，起到了在設(shè)計初期識別并有效降低潛在風(fēng)險的作用，為實車驗證階段提供了數(shù)據(jù)參考。合理的驅(qū)動軸布置，可以提高驅(qū)動軸總成的NVH 性能、傳動效率，并為汽車傳動系統(tǒng)提供穩(wěn)定而高效的動力輸出。在本課題中，由于不存在運動過程中驅(qū)動軸與周邊部件干涉的情況，針對此方面問題的優(yōu)化方案還需進一步深入探究。