汪鵬鵬,康婷,駱文平
(陜西法士特汽車(chē)傳動(dòng)工程研究院,陜西西安 710127)
傳動(dòng)軸作為車(chē)輛傳動(dòng)系中的關(guān)鍵部件之一,其將前端發(fā)動(dòng)機(jī)及變速箱的扭矩和轉(zhuǎn)速傳遞給后端的驅(qū)動(dòng)橋、油泵或水泵等裝置以驅(qū)動(dòng)車(chē)輛或車(chē)載設(shè)備的正常運(yùn)行。由于成本優(yōu)勢(shì),目前車(chē)輛上使用的傳動(dòng)軸主要為十字萬(wàn)向軸,其由萬(wàn)向節(jié)、軸管、伸縮套及支撐裝置組成。傳動(dòng)軸在工作過(guò)程中,傳動(dòng)軸夾角會(huì)引起扭轉(zhuǎn)振動(dòng)、彎曲振動(dòng)、彎扭耦合振動(dòng),造成與之相連兩端齒輪等傳動(dòng)零件的沖擊和噪聲[1],影響可靠性。因此,傳動(dòng)軸夾角的設(shè)計(jì)與控制是傳動(dòng)軸應(yīng)用匹配中最為重要的一環(huán)。
路銀行等[2-3]根據(jù)十字軸萬(wàn)向節(jié)的工作原理,分析了傳動(dòng)軸不合理的空間布置會(huì)產(chǎn)生附加力矩的不良后果。孫永將和張鋮[4]研究了載貨車(chē)的當(dāng)量夾角對(duì)傳動(dòng)軸彎扭振動(dòng)的影響,優(yōu)化了整車(chē)傳動(dòng)軸的布置。還有部分學(xué)者通過(guò)模態(tài)分析研究了傳動(dòng)軸剛度對(duì)整車(chē)NVH的影響[5-7]。通過(guò)這些文獻(xiàn)不難看出,十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸由于其固有的運(yùn)動(dòng)特性會(huì)產(chǎn)生附加彎矩對(duì)傳動(dòng)系中的零部件產(chǎn)生影響,然而在整車(chē)匹配前,對(duì)于變速器等零部件廠家來(lái)說(shuō),由于設(shè)計(jì)過(guò)程中并不涉及傳動(dòng)軸系,因此通常會(huì)忽略了這一附加載荷的影響,使得軸承實(shí)際的使用壽命顯著低于設(shè)計(jì)壽命。本文作者主要運(yùn)用ADAMS虛擬樣機(jī)仿真技術(shù)分析探究某起重機(jī)傳動(dòng)軸夾角對(duì)兩端連接支撐處軸承壽命的影響,并根據(jù)計(jì)算與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)其剛度進(jìn)行優(yōu)化。
圖1為十字軸式萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖,單個(gè)十字萬(wàn)向節(jié)由于其不等速屬性,動(dòng)力無(wú)法穩(wěn)定傳遞,輸出轉(zhuǎn)速與輸入轉(zhuǎn)速的關(guān)系為
(1)
式中:ω1為輸入軸角速度(rad/s);ω2為輸出軸角速度(rad/s);α為輸入與輸出軸夾角(°)。
圖1 十字軸式萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
對(duì)式(1)求導(dǎo)可得到輸出與輸入軸角加速度的關(guān)系
(2)
式中:ε1為輸入軸角加速度(rad/s2);ε2為輸出軸角加速度(rad/s2)。
忽略能量損失,可得到輸出與輸入軸的轉(zhuǎn)矩關(guān)系為
(3)
式中:M1為輸入軸轉(zhuǎn)矩(N·m);M2為輸出軸轉(zhuǎn)矩(N·m)。
同樣的,由于傳動(dòng)軸之間存在夾角,附加彎矩也呈周期性變化
(4)
(5)
該起重機(jī)傳動(dòng)軸輸入端與變速箱取力器法蘭盤(pán)連接,輸出端與油泵輸入法蘭相連。為盡量還原和保留傳動(dòng)軸實(shí)體的結(jié)構(gòu)特征,使模型的質(zhì)量分布和連接剛度與實(shí)際情況保持一致,以更好的綜合分析動(dòng)力學(xué)要求,在ADAMS軟件中建模包括變速箱取力器軸、十字萬(wàn)向節(jié)、軸管、伸縮套、油泵軸等部件,如圖2所示。
圖2 傳動(dòng)軸分析模型
然后按照真實(shí)的材料特性定義各部件的材料參數(shù),以保證整體結(jié)構(gòu)高精度的質(zhì)量分布特征。與傳動(dòng)軸相連接的輸入、輸出軸分別由兩個(gè)軸承支承,其中變速箱取力器輸出軸軸承(即圖2左端傳動(dòng)軸輸入軸上1#和2#軸承)為文中所研究的核心。兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)采用Hooke副鉸接,傳動(dòng)軸伸縮套建立接觸,以允許其產(chǎn)生相對(duì)伸縮運(yùn)動(dòng)。多體動(dòng)力學(xué)模型中,傳動(dòng)軸輸入軸施加1 900 r/min的轉(zhuǎn)速,傳動(dòng)軸輸出軸施加700 N·m的扭矩。由于齒輪嚙合還將有徑向力產(chǎn)生,因此在輸入軸齒輪處施加相應(yīng)的齒輪徑向力。為了考慮夾角所在平面的影響,需要設(shè)置重力。
根據(jù)整車(chē)布置,設(shè)置傳動(dòng)軸在水平面內(nèi)的夾角為11°,在豎直平面內(nèi)的夾角為0°,對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行仿真,其轉(zhuǎn)速與扭矩分析結(jié)果如圖3和圖4所示。由圖3可知,輸入轉(zhuǎn)速恒定,經(jīng)過(guò)第一個(gè)萬(wàn)向節(jié)后,轉(zhuǎn)速存在較大的波動(dòng),在經(jīng)過(guò)第二個(gè)萬(wàn)向節(jié)后,轉(zhuǎn)速波動(dòng)顯著下降,基本趨于穩(wěn)定。在不考慮功率損失的情況下,輸入軸扭矩也將存在一定的波動(dòng),如圖4所示。這與十字萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)規(guī)律完全符合,由此證明該多體動(dòng)力學(xué)模型可以應(yīng)用于后續(xù)分析。
圖3 傳動(dòng)軸輸入輸出轉(zhuǎn)速
圖4 傳動(dòng)軸輸入輸出扭矩
圖5為傳動(dòng)軸輸入軸軸承受力變化圖,由于存在齒輪嚙合徑向分力,所以軸承受力將在此力值上下進(jìn)行波動(dòng),波動(dòng)幅值則取決于傳動(dòng)軸的夾角。顯然,1#、2#軸承徑向力分別為11 483、14 607 N。從圖5可以看到軸承軸向載荷很小,因此可以認(rèn)為軸承失效與軸向載荷無(wú)關(guān)。實(shí)際上,由于傳動(dòng)軸伸縮套的存在,只要軸向力超過(guò)了伸縮套的滑動(dòng)閾值,則伸縮套將會(huì)產(chǎn)生伸縮運(yùn)動(dòng),因此不會(huì)產(chǎn)生過(guò)大的軸向力。但如前文所述,傳動(dòng)軸夾角的存在,將使得傳動(dòng)軸輸入軸與輸出軸產(chǎn)生附加彎矩,該附加彎矩的作用將會(huì)增加支承軸承的徑向載荷。
圖5 傳動(dòng)軸輸入軸軸承徑向力和軸向力
為了驗(yàn)證傳動(dòng)軸僅在傳動(dòng)夾角影響下產(chǎn)生的附加彎矩作用,在圖2所示模型中取消齒輪的徑向載荷,此時(shí)傳動(dòng)軸輸入軸軸承的受力如圖6和圖7所示。1#軸承的徑向力4 574 N,軸向力50 N;2#軸承的徑向力4 486 N,軸向力50 N??梢?jiàn)傳動(dòng)軸夾角并不會(huì)產(chǎn)生過(guò)大的軸向力,但的確可以產(chǎn)生較大的附加彎矩,進(jìn)一步影響軸承的徑向載荷。通常,這一載荷會(huì)明顯影響軸承的使用壽命。
建立如圖8所示的ROMAX模型,提取傳動(dòng)軸夾角產(chǎn)生的附加彎矩,并施加于取力器輸出軸端,分析取力器輸出軸軸承的壽命。當(dāng)沒(méi)有傳動(dòng)軸附加彎矩時(shí),1#軸承壽命681 h,而引入傳動(dòng)軸附加彎矩時(shí),軸承壽命144 h。圖9(a)為1#軸承在有傳動(dòng)軸夾角時(shí)的接觸應(yīng)力,可知軸承存在明顯的偏載,這也是引起軸承壽命降低的主要原因。由此可知,傳動(dòng)軸附加彎矩對(duì)軸承壽命有著顯著的影響??梢酝ㄟ^(guò)增加軸承寬度、軸承材料滲碳強(qiáng)化等方式提高軸承額定動(dòng)載荷,從而提高軸承的壽命。由圖9(b)可知,軸承加寬可以顯著降低滾道的接觸應(yīng)力,但軸承偏載的情況依然存在。從圖9(c)可以明顯看到軸承材料進(jìn)行滲碳強(qiáng)化后偏載情況有所改善。
圖6 傳動(dòng)軸輸入軸軸承(1#)受力情況
圖7 傳動(dòng)軸輸入軸軸承(2#)受力情況
圖8 ROMAX模型
圖9 1#軸承外滾道接觸應(yīng)力
在臺(tái)架上用兩臺(tái)變速器“背靠背”形式模擬整車(chē)上傳動(dòng)軸的位姿和運(yùn)行狀態(tài),主試箱由電機(jī)1帶動(dòng)提供轉(zhuǎn)速,陪試箱由電機(jī)2帶動(dòng)提供負(fù)載扭矩,傳動(dòng)軸安裝在兩臺(tái)變速箱上的取力器之間,傳動(dòng)軸夾角僅在水平面內(nèi)調(diào)整為11°,試驗(yàn)臺(tái)架結(jié)構(gòu)俯視示意圖如圖10所示。主試箱取力器為試驗(yàn)對(duì)象,轉(zhuǎn)速設(shè)置為1 900 r/min,陪試箱取力器扭矩設(shè)置為700 N·m,進(jìn)行傳動(dòng)軸系疲勞試驗(yàn)。
圖10 試驗(yàn)臺(tái)架示意
在經(jīng)過(guò)140 h后,主試箱取力器1#軸承散架損壞,與仿真結(jié)果基本一致。如圖11所示,軸承滾道有明顯接觸擠壓斑痕,為軸承徑向載荷過(guò)大造成的疲勞點(diǎn)蝕。通過(guò)增加軸承寬度和軸承材料滲碳強(qiáng)化兩種方式進(jìn)行試驗(yàn),臺(tái)架壽命試驗(yàn)結(jié)果均滿足此傳動(dòng)軸布置條件下的軸承使用要求。
圖11 實(shí)驗(yàn)后軸承損傷狀況
文中通過(guò)ADAMS軟件對(duì)某起重機(jī)傳動(dòng)軸模型進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真,探究傳動(dòng)軸夾角對(duì)傳動(dòng)軸輸入軸支撐軸承的載荷影響,并進(jìn)一步通過(guò)ROMAX仿真和臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證分析了軸承壽命,得到以下結(jié)論:(1)傳動(dòng)軸安裝夾角過(guò)大,會(huì)顯著增大傳動(dòng)軸兩端支撐軸承的徑向力,進(jìn)而降低軸承的使用壽命。(2)傳動(dòng)軸夾角會(huì)引起附加彎矩,造成軸承偏載,通過(guò)軸承寬度增加、軸承材料滲碳強(qiáng)化等方式可以提高軸承的剛度,改善軸承受力情況。(3)在傳動(dòng)系的匹配設(shè)計(jì)過(guò)程中,需將包含傳動(dòng)軸在內(nèi)的傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行整體動(dòng)力學(xué)分析,以此可以有效避免匹配不當(dāng)而造成零部件故障甚至安全隱患。