轎車前驅(qū)動軸結(jié)構(gòu)及設(shè)計要領(lǐng)

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。

1 前驅(qū)動軸總成結(jié)構(gòu)

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。

2 兩端萬向節(jié)結(jié)構(gòu)型式及性能特點

2.1 滑動式等速萬向節(jié)

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

2.2 固定式等速萬向節(jié)

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 驅(qū)動軸總成設(shè)計

3.1 滑移與擺角及運動包絡(luò)校核

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）°。

3.2 驅(qū)動軸軸桿最小軸徑的設(shè)計計算

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 兩端萬向節(jié)柄部配合部位設(shè)計（適合花鍵配合）

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。

3.4 萬向節(jié)型式的選取

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]。

3.5 萬向節(jié)型號（大?。┑倪x取

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）

3.6 減振塊設(shè)計

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。

4 結(jié)論

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。