郗旭光，杜紹權(quán)，徐勇，張鵬娜，孫陽(yáng)

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汽車傳動(dòng)軸總成徑向力分析

郗旭光，杜紹權(quán)，徐勇，張鵬娜，孫陽(yáng)

（陜西藍(lán)通傳動(dòng)軸有限公司，陜西 西安 710500）

傳動(dòng)軸是汽車傳動(dòng)系的重要總成之一。根據(jù)整車布置的要求不同，用于離合器與變速器、變速器與分動(dòng)箱、變速器與中后橋之間傳遞動(dòng)力。其設(shè)計(jì)應(yīng)滿足相連兩軸夾角及相對(duì)位置不斷變化且可靠而穩(wěn)定的傳遞動(dòng)力。根據(jù)使用部位不同，布置角度一般會(huì)在0°～30°之間變化。十字軸式萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸是常用的傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)之一，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、使用壽命長(zhǎng)、制造方便和維修容易等特點(diǎn)，多用于商用車。十字軸式萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸由于其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，傳動(dòng)軸布置導(dǎo)致的萬(wàn)向節(jié)夾角會(huì)產(chǎn)生附加載荷，對(duì)整車的振動(dòng)噪音產(chǎn)生影響，并對(duì)相連接的總成如變速箱、車橋等的設(shè)計(jì)產(chǎn)生影響。文章主要針對(duì)十字軸式萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸在不同的布置角度產(chǎn)生的徑向力以及剩余動(dòng)平衡量產(chǎn)生的徑向力進(jìn)行分析和研究。

運(yùn)動(dòng)方程；彎矩方程；徑向力；抖動(dòng)異響

前言

傳動(dòng)軸是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的重要總成之一，根據(jù)整車布置的要求不同，用于離合器與變速器、變速器與分動(dòng)箱、變速器與中后橋之間傳遞動(dòng)力；其設(shè)計(jì)應(yīng)滿足相連兩軸夾角及相對(duì)位置不斷變化且可靠而穩(wěn)定的傳遞動(dòng)力。根據(jù)使用部位不同，布置角度一般會(huì)在0°～30°之間變化。

十字軸式萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸是常用的傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)之一，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、使用壽命長(zhǎng)、制造方便和維修容易等特點(diǎn)，多用于商用車。由于其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，傳動(dòng)軸布置導(dǎo)致的萬(wàn)向節(jié)夾角會(huì)產(chǎn)生附加載荷，對(duì)整車的振動(dòng)噪音產(chǎn)生影響，并對(duì)相連接的總成如變速箱、車橋等的設(shè)計(jì)產(chǎn)生影響。

隨著經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和技術(shù)進(jìn)步，運(yùn)輸市場(chǎng)對(duì)高效運(yùn)輸和舒適化的需求不斷提高，作為傳動(dòng)系統(tǒng)重要組成部分的傳動(dòng)軸，市場(chǎng)也在輕量化、大扭矩、較低的NVH性能等方面不斷提出更高的要求。從售后市場(chǎng)反饋的數(shù)據(jù)來(lái)看，判定為傳動(dòng)軸抖動(dòng)異響的故障在總故障中占比持續(xù)提高，傳動(dòng)軸抖動(dòng)、異響和萬(wàn)向節(jié)總成磨損、燒蝕故障占到故障總數(shù)的70%以上，并且重復(fù)發(fā)生。從處理故障的經(jīng)驗(yàn)來(lái)看，發(fā)現(xiàn)、解決發(fā)生故障的根本原因，相對(duì)比較困難，需要將傳動(dòng)軸故障現(xiàn)象放在整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)中，系統(tǒng)性的分析傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)、受力和工作狀態(tài)。

本文希望通過(guò)對(duì)傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)和受力狀態(tài)進(jìn)行分析，針對(duì)十字軸式萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸在不同的布置角度產(chǎn)生的徑向力以及剩余動(dòng)平衡量產(chǎn)生的徑向力進(jìn)行分析和研究。并討論不同工作狀態(tài)下的影響。

1 十字軸式萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)方程

當(dāng)十字軸式萬(wàn)向節(jié)的主動(dòng)軸與從動(dòng)軸存在夾角α?xí)r（圖1a），主動(dòng)軸的角速度與從動(dòng)軸的角速度之間變化分析如下：主動(dòng)軸以等角速度1旋轉(zhuǎn)時(shí)，從動(dòng)軸以變角速度2旋轉(zhuǎn)，以垂直于主動(dòng)軸的平面為投影面，則從動(dòng)軸有圖1b所示的橢圓形運(yùn)動(dòng)軌跡；當(dāng)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)過(guò)角位移1，從動(dòng)軸會(huì)相應(yīng)的轉(zhuǎn)角位移2；由圖1b、c可知：

tanφ1=AC/OAtanφ2=AB/OA

tanφ2/ tanφ1=AB/AC

tanφ2=tanφ1*cosα （1）

式（1）對(duì)時(shí)間求導(dǎo)，得到主、從動(dòng)軸的角速度變化關(guān)系：

ω2/ω1=cosα /(1-sin2αcos2φ1） （2）

因此，當(dāng)主動(dòng)軸以等角速度轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)軸角速度以余玄波型式每轉(zhuǎn)發(fā)生2次變化，此即十字軸式萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的不等速性。

圖1 萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)分析簡(jiǎn)圖

2 十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)矩和彎矩方程

具有夾角α的十字軸式萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸總成，假設(shè)支承是剛性的，在不考慮機(jī)械效率損失的情況下，主動(dòng)軸和從動(dòng)軸傳動(dòng)功率相等，主動(dòng)軸的轉(zhuǎn)矩T1和從動(dòng)軸的轉(zhuǎn)矩T2 與各自的角速度，有以下關(guān)系：

T1*ω1=T2*ω2 （3）

將式（3）代入式（2）得到從動(dòng)軸與主動(dòng)軸的轉(zhuǎn)矩關(guān)系：

T2=T1*(1-sin2αcos2φ1）/cosα （4）

由于主、從動(dòng)軸間夾角α的存在，主動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩T1和從動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩T2是作用在不同平面上的，所以，在各自的工作平面內(nèi)，還有附加彎矩T1'和T2'；T2'垂直于軸管軸線方向（見圖2）。

圖2 附加彎矩分析簡(jiǎn)圖

T2’=T2*tanα=T1*sinα （5）

3 傳動(dòng)軸徑向力分析

3.1 剩余不平衡量產(chǎn)生的徑向力

傳動(dòng)軸在設(shè)計(jì)過(guò)程中，一般是相對(duì)旋轉(zhuǎn)軸線對(duì)稱的，但是在生產(chǎn)和裝配過(guò)程中，由于工藝能力的因素，會(huì)產(chǎn)生回轉(zhuǎn)中心和質(zhì)心不重合，就會(huì)產(chǎn)生不平衡量，這種不平衡量通常稱作初始不平衡量。動(dòng)平衡就是按規(guī)定的平衡品質(zhì)級(jí)別糾正和控制剩余不平衡量的過(guò)程。大多數(shù)情況下，剩余不平衡量總是存在的，因此，由于剩余不平衡量的存在，傳動(dòng)軸會(huì)產(chǎn)生垂直于回轉(zhuǎn)軸線的徑向力。

我們可以用離心力的公式來(lái)研究傳動(dòng)軸剩余不平衡產(chǎn)生的慣性力：

F=M*r*ω2令 M*r=Uper

F=Uper*ω2（6）

式中：F: 離心力；

M：不平衡質(zhì)量；

r：不平衡質(zhì)量局距回轉(zhuǎn)中心的半徑；

Uper：許用不平衡量；

表1 在不同許用不平衡量的條件下，不同工作轉(zhuǎn)速產(chǎn)生的徑向力

3.2 附加彎矩產(chǎn)生的支承徑向力

由于缺少車輛在使用過(guò)程中常用的傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速和工作扭矩，本文采用列舉的方式進(jìn)行對(duì)比分析。傳動(dòng)軸許用不平衡量越大，產(chǎn)生的徑向力越大，從表1可以發(fā)現(xiàn)，傳動(dòng)軸的許用不平衡量140gcm，在傳動(dòng)軸工作轉(zhuǎn)速2500rpm時(shí)，產(chǎn)生的徑向力為96N；同樣的工作轉(zhuǎn)速下，許用不平衡量越大，徑向力越大，許用不平衡量達(dá)到280gcm，產(chǎn)生的徑向力也增加1倍，達(dá)到192N；一般認(rèn)為，傳動(dòng)軸的動(dòng)平衡效果差，是造成整車的抖動(dòng)、異響的主要原因之一。通過(guò)分析，我們發(fā)現(xiàn)，傳動(dòng)軸動(dòng)平衡效果差造成的整車抖動(dòng)、異響，其根本原因是由于傳動(dòng)軸不平衡量在傳動(dòng)軸工作過(guò)程中產(chǎn)生的徑向力。

圖3 附加彎矩產(chǎn)生的支承徑向力

T2’=F*L=T1*sinα

F=T1*sinα/L

表2 傳動(dòng)軸不同布置角度、不同工作扭矩的情況下產(chǎn)生的徑向力，L=1m

從表2也可以發(fā)現(xiàn)，傳動(dòng)軸在工作過(guò)程中存在夾角α?xí)r，同樣也會(huì)產(chǎn)生徑向力，這也是十字軸式萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)決定的。在常用布置角度3°的時(shí)候，徑向力明顯大于許用不平衡量，因此在分析由傳動(dòng)軸誘發(fā)的整車抖動(dòng)異響時(shí)，傳動(dòng)軸在布置設(shè)計(jì)和使用過(guò)程中產(chǎn)生的輸入、輸出軸夾角的變化，也可以作為可能的原因進(jìn)行分析，這恰恰是我們?cè)诜治鰝鲃?dòng)軸故障時(shí)較少考慮的因素。

徑向力的存在，不僅僅會(huì)影響整車的抖動(dòng)異響，會(huì)造成萬(wàn)向節(jié)的早期磨損、燒蝕故障；中間支承總成的軸承故障。

4 結(jié)論

結(jié)合某重型卡車傳動(dòng)軸的分析，對(duì)不同工作轉(zhuǎn)速、布置角度和工作扭矩下產(chǎn)生的徑向力進(jìn)行了分析對(duì)比，得出以下結(jié)論：（1）傳動(dòng)軸不平衡引起的抖動(dòng)異響的根本原因是因?yàn)閭鲃?dòng)軸不平衡量在傳動(dòng)軸工作時(shí)產(chǎn)生的徑向力；（2）相對(duì)于動(dòng)平衡后的剩余不平衡量產(chǎn)生的徑向力，布置角度增大產(chǎn)生的徑向力相對(duì)較大；（3）隨著布置角度的增大，徑向力相應(yīng)變大。傳動(dòng)軸徑向力的研究，對(duì)傳動(dòng)軸在整車上的布置、傳動(dòng)軸引起的整車抖動(dòng)分析、變速器、車橋輸出、輸入軸支承力的核算有一定的參考價(jià)值。

[1] 蔣美華.童敏勇裝載機(jī)總體布置的可行性分析研究.工程機(jī)械, 2006（8）.

[2] 汽車工程手冊(cè)編輯委員會(huì).汽車工程手冊(cè).基礎(chǔ)篇.人民交通出版社,2001.

[3] GB/T9239.1-2006.機(jī)械振動(dòng).（恒態(tài)）剛性轉(zhuǎn)子平衡品質(zhì)要求.第一部分:規(guī)范與平衡允差的檢驗(yàn).中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社,2007.

[4] 孫志成,王銀.傳動(dòng)軸不平衡振擺的分析及處理.汽車維修[J],2002年5月.

Radial force analysis of automobile transmission shaft assembly

Xi Xuguang, Du Shaoquan, Zhang PengNa, SunYang

( Shannxi LanTong transmission shaft Co., LTD, Shannxi Xi'an 710500 )

The transmission shaft is one of the important assembly of automobile drive system. It is used to transfer power between clutch and transmission, transmission and transmission box, transmission and middle and rear axle according to different requirements of vehicle layout. The design should meet the changing and reliable and stable transmission power of the Angle and relative position of the two shafts. According to the different parts of use, the layout angle will generally change between 0°～30 °. The cross shaft type universal joint transmission shaft which is used for commercial vehicles is one of the commonly used transmission shaft structures. It has the characteristics of simple structure, high transmission efficiency, long service life, easy to manufacture and easy maintenance and so on. Because of its structural characteristics, the angle of the universal joint caused by the transmission shaft layout will produce additional load, which affects the vibration noise of the whole vehicle, and influences the design of the connected assembly, such as the gearbox and the bridge. In this paper, the radial force produced by different layout angles and the radial force produced by the residual balance are mainly analyzed and studied.

Motion equation; Bending-moment equation; Radial force; Dithering noise

B

1671-7988(2018)18-71-03

U467

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1671-7988(2018)18-71-03

CLC NO.: U467

郗旭光，就職于陜西藍(lán)通傳動(dòng)軸有限公司技術(shù)中心。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.18.025