汽車萬向節(jié)十字軸輕量化及其傳動軸振動分析

鄒 琳，呂文浩，任良順，徐勁力

(1.武漢理工大學 機電工程學院，湖北 武漢 430070;2.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007)

十字軸萬向節(jié)，作為汽車底盤關鍵零件之一，在底盤傳動軸中起到了傳遞扭矩、轉速的功能。隨著汽車輕量化技術的廣泛應用，十字軸萬向節(jié)的優(yōu)化也向著節(jié)能降耗低碳的方向進行。楊麗娜等利用ANSYS根據(jù)傳動軸的受力情況確定其邊界條件，然后以傳動軸質量最小為優(yōu)化目標，利用拓撲優(yōu)化求解最優(yōu)解，并在同等受力工況下對比優(yōu)化前后的結構強度，實現(xiàn)汽車傳動軸輕量化設計[1]。周成,李理利等用旋鍛工藝對等速萬向傳動軸進行試制，通過改良材料綜合力學性能以及空心軸抗扭模量分布，使整軸設計趨于等強度分布，在充分利用材料情形下使強度和壽命滿足要求[2]。陳曉紅等利用集中質量法建立飛機多十字軸萬向節(jié)串聯(lián)軸系扭振分析的等效動力學模型，利用該模型分析中間傳動軸剛度和軸間夾角對軸系振動角速度相應、傳動精度和傳動比的影響[3]。潘宇等以某車型轉向系為例，采用ADAMS/view建立了雙十字軸萬向節(jié)的動力學模型，研究以輸出軸的轉速波動率作為優(yōu)化目標，對系統(tǒng)中可變參數(shù)進行優(yōu)化設計，得到了理想轉向系硬點布置方案，為汽車轉向系雙十字軸萬向節(jié)的空間布置提供了參考[4]。李俊虎等基于剛柔耦合多體動力學理論，以有限元軟件和多體動力學軟件為基礎建立雙十字軸萬向節(jié)的剛柔耦合動力學仿真模型分析雙十字軸萬向節(jié)輸入軸、輸出軸與中間軸夾角大小對傳動均勻性的影響，分析結果說明主動軸與中間軸、輸出軸與中間軸軸間角的絕對值相差越小，從動軸的轉速差值也越小，其轉動的不均勻性越小[5]。廖林清等通過分析單、雙十字軸萬向節(jié)運動特性，得到了轉向系力矩波動與轉向機構平面角與和中間軸萬向節(jié)的相位角關系，研究表明在轉向系統(tǒng)中兩萬向節(jié)相位角和平面角之和為零度或為互補時，轉向系的轉向力矩波動最小,并設計實車測試數(shù)據(jù)對比驗證了該結論[6]。劉廣來等基于MATLAB編程建立了接觸變形的分析模型，并基于ANSYS建立了接觸應力的分析模型，分析靜態(tài)下某解放牌載貨車用十字軸萬向節(jié)軸承徑向游隙對其接觸變形和接觸應力的影響，結果表明：十字軸萬向節(jié)軸承的最佳徑向游隙為-0.01～0 mm，最后進行了試驗驗證，試驗結果與分析結果一致[7]。高晉等運用MATLAB對雙十字軸萬向節(jié)三軸共面和異面空間運動規(guī)律進行分析，得出了多參數(shù)對傳動比波動影響的曲線圖，并在CATIA中建立與理論推導相匹配的實體模型，同時基于DMU運動分析進行仿真，結果表明，相鄰軸之間夾角的差異是導致傳動比波動的主要原因[8]。付胡代等利用ANSYS Workbench對十字軸進行應力分析，分析表明十字軸應力集中于兩個相鄰軸頸的過渡圓角處，依據(jù)此結果對軸根過渡曲線進行結構設計，結果表明十字軸軸根采用雙曲率型線過渡曲線結構能有效降低十字軸最大等效應力和總變形量[9]。

筆者以國內某萬向節(jié)生產(chǎn)企業(yè)的十字軸萬向節(jié)的關鍵零件十字軸為研究對象，對其結構進行輕量化設計并利用ANSYS Workbench分析其應力變化，校核其強度要求。為探究輕量化對傳動軸整體的振動影響，建立傳動軸彎扭耦合模型，對十字軸進行動力學分析，在理想條件下研究傳動軸的振動情況。

1 萬向節(jié)十字軸輕量化設計

十字軸萬向節(jié)由主動叉、十字軸、滾針軸承、油封、套筒、軸承蓋以及被動叉組成，如圖1(a)所示。動力由主動叉軸1傳入，從被動叉軸2輸出。其工作原理為：主動叉受到轉矩驅動旋轉帶動十字軸運動，在十字軸的物理特性下改變旋轉軸向，驅動被動叉旋轉，由此改變旋轉方向。十字軸是萬向節(jié)的核心部件，也是萬向軸主要的受力部件，它的結構、尺寸以及材料性能決定了萬向節(jié)的性能，其結構簡圖如圖1(b)所示。

圖1 十字軸萬向節(jié)

本設計以減少質量為目標，在保證強度的前提下，優(yōu)化了十字軸細節(jié)結構及尺寸，減小了優(yōu)化后的十字軸尺寸，兩軸承端面距離L由未優(yōu)化的76 mm減小為64 mm。十字軸工藝由熱鍛改為冷擠，減小萬向節(jié)軸承的滾針尺寸以及優(yōu)化十字軸軸承的油封，增強油封密封性的同時將十字軸軸承直徑D由29 mm下降到25 mm。輕量化前后的工件如圖2所示。

圖2 十字軸實物圖

十字軸失效形式主要有軸頸工作表面出現(xiàn)壓痕、剝落及軸頸根部處的斷裂[10]。通過對十字軸進行相應的數(shù)值分析，能有效預防因前期設計不周而導致的十字軸強度不足斷裂等現(xiàn)象的發(fā)生。

2 十字軸萬向節(jié)動力學分析

十字軸萬向節(jié)的輕量化減小了傳動軸系統(tǒng)的整體質量，但在一定程度上影響了傳動軸總成的整體振動特性。若優(yōu)化后的傳動軸振動加強，乘客可能會產(chǎn)生不適感，影響汽車的駕駛體驗。通過建立傳動軸總成系統(tǒng)動力學模型，求解輕量化前后傳動軸的振動特性變化。

2.1 傳動軸總成系統(tǒng)動力學模型

對傳動軸的總成系統(tǒng)建立動力學數(shù)學模型，采用系統(tǒng)動力學建模，依據(jù)集中質量法，將傳動軸總成系統(tǒng)簡化為多自由度離散系統(tǒng)。

把傳動軸各個結構的分布質量在一些適當?shù)奈恢眉衅饋?，將質量及剛度均較大的部分視為質量集中的剛體，質量較小的但彈性大的部件視為無質量的理想扭轉彈簧和黏性阻尼器。簡化后的傳動軸彎扭耦合振動模型如圖3(a)所示，傳動軸UG模型如圖3(b)所示。

圖3 傳動軸模型

對照簡化模型，結合文獻[3]給出的傳動軸扭轉振動方程，利用拉格朗日方程建立傳動軸彎扭耦合振動動力學微分方程如下：

式中：J1、J2、J3、J4分別為傳動軸各部件繞其軸線的等效轉動慣量；K1、K2、C1、C2分別為中間傳動軸軸管和主傳動軸軸管的扭轉剛度和扭轉阻尼；T1、T3為十字軸輸入轉矩；T2、T4為十字軸阻力轉矩；m為傳動軸支承處的等效質量；Fy、Fz為支承處y、z向載荷；C3和K3分別為傳動軸支承處阻尼和彈簧剛度。

2.2 傳動軸動力學方程的求解

在UG中建模，賦予材料屬性，利用軟件自帶的轉動慣量計算功能，以兩軸管的旋轉軸為基準，測量相應轉動慣量。傳動軸基本尺寸參數(shù)如表1所示。

表1 傳動軸基本參數(shù)

汽車受到來自地面的阻力矩取常值，計算汽車在勻速行駛下，傳動軸振動情況。此時，設置汽車的轉矩為T1=138.6 N/m，傳動軸轉速設置為1 800 r/min，即188.5 rad/s。依照傳動軸系統(tǒng)動力學方程，編寫MATLAB程序，借助龍格-庫塔法求解得到優(yōu)化前后傳動軸的扭轉振動響應，如圖4所示。

圖4 優(yōu)化前后傳動軸的扭轉角速度

由圖4(a)可知，傳動軸優(yōu)化前后輸出的角速度的波動峰值沒有明顯的區(qū)別，傳動軸輸出轉速幅值范圍在187～189 rad/s之間,與原有傳動軸振動幅度基本一致，波動曲線的頻率有所變化。

將轉速-時間數(shù)據(jù)FFT變換后得到優(yōu)化前后傳動軸轉速頻率響應，如圖4(b)和圖4(c)所示。圖4(b)中 ,頻譜線分布在60 Hz和1 197 Hz處，其中60 Hz為發(fā)動機波動頻率，1 197 Hz為傳動軸的頻率響應并且幅值較大，在振動中起主導作用。優(yōu)化后對比于優(yōu)化前，幅值都略微有所上漲，傳動軸頻率響應上升到1 299 Hz。傳動軸頻率上升可能導致與其他零部件振動頻率交叉，引起共振，必須要注意與其他零部件的振動頻率間隔，避免產(chǎn)生共振。

圖5(a)和圖5(b)為優(yōu)化前后傳動軸支承y、z兩個方向的位移變化，y方向的位移在0.1 mm左右波動，波動幅度為0.1 mm；z方向位移在2.5 mm左右波動，波動幅度在0.2 mm左右。整體上，優(yōu)化后的傳動軸振動要強于優(yōu)化前；數(shù)值上，優(yōu)化前后的振動差別不大，對汽車平順性影響基本一致。

圖5 優(yōu)化前后傳動軸支承y、z方向位移

圖6為傳動軸支承處y、z兩個方向的振動加速度變化曲線。兩個方向的振動加速度波動幅度都在300 mm/s2以內，優(yōu)化前后的波動頻率幾乎沒有發(fā)生變化。優(yōu)化后的振動幅度大于優(yōu)化前的振動幅度。

圖6 優(yōu)化前后傳動軸支承y、z方向振動加速度

3 結論

筆者首先對萬向節(jié)十字軸輕量化設計，并通過ANSYS進行強度校核，其次通過建立傳動軸的彎扭耦合模型，對十字軸輕量化前后進行動力學分析,求解傳動軸的動力特性研究結論如下：

(1)優(yōu)化后的十字軸，質量及尺寸變小，萬向節(jié)其他零部件尺寸以及質量相應變化，根據(jù)仿真結論，在保持了原有的強度要求不變的情況下，傳動軸減少約1～2 kg，最大應力值下降13.2%，最小疲勞壽命增大到6倍。促進整車輕量化，實現(xiàn)節(jié)能減排。

(2)傳動軸總成在原有動力輸入條件下，在優(yōu)化前后輸出的轉速幅值無明顯變化，維持在187～190 rad/s，波動頻率由優(yōu)化前的1 197 Hz上升到1 299 Hz，可能與其他汽車零部件共振區(qū)交叉。在傳動軸支承處，y方向的振動主要取決于汽車發(fā)動機輸出的動力特性，z方向的振動在頻率分量60 Hz和1.59 Hz變化較大，使得優(yōu)化前后幅值的變化有所上升?？傮w上，十字軸的輕量化使傳動軸扭轉振動和傳動支承處的振動都略微加強，沒有造成傳動軸總成振動特性過高變化，對汽車的平順性影響小。