雙十字軸萬向節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力矩波動(dòng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)

徐春梅

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

雙十字軸萬向節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力矩波動(dòng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)

徐春梅

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

汽車轉(zhuǎn)向力是汽車操縱穩(wěn)定性評(píng)價(jià)中的重要指標(biāo)，轉(zhuǎn)向力的力矩波動(dòng)直接影響著駕駛感受，合理的相位角設(shè)計(jì)能夠有效地減少力矩波動(dòng)。本文闡述了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力矩波動(dòng)原理，并運(yùn)用該方法進(jìn)行了某車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)。

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；力矩波動(dòng)；相位角

CLC NO.: U463.4 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2015)06-33-03

引言

汽車操縱系統(tǒng)包括轉(zhuǎn)向盤，轉(zhuǎn)向管柱和轉(zhuǎn)向器總成，由于空間位置的限制，減少由于裝置位置誤差及部件的相對(duì)運(yùn)動(dòng)所引起的附件載荷，提高汽車正面碰撞的安全性以及便于拆裝，轉(zhuǎn)向管柱經(jīng)常采用雙十字軸的萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)[1]，如圖1所示。由于轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)包含了不等速萬向節(jié)，不可避免地存在轉(zhuǎn)向力矩波動(dòng)的問題，轉(zhuǎn)向力矩波動(dòng)在行駛時(shí)會(huì)導(dǎo)致產(chǎn)生轉(zhuǎn)向力時(shí)重時(shí)輕的感受，影響駕駛員對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的感覺，易導(dǎo)致駕駛員的不舒服和疲勞，給駕駛帶來潛在的危險(xiǎn)。因此對(duì)于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力矩波動(dòng)的源頭，雙十字軸萬向節(jié)力矩的輸入輸出的相互間的關(guān)系必須研究明白，在轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)布置時(shí)，設(shè)計(jì)人員必須考慮如何減小力矩波動(dòng)的范圍。

1、力矩波動(dòng)理論

1.1 空間夾角定義[2]

圖2示出三軸間夾角示意圖，圖3示出兩平面間夾角示意圖，假設(shè)輸入軸中心線（lineⅠ）和中心線（lineⅡ)形成的平面（PlaneⅠ）與輸出軸中心線（lineⅢ）和中間軸中心線（lineⅡ）形成的平面（PlaneⅡ）之間的交角為α，定義α為假設(shè)PlaneⅠ固定不動(dòng)，PlaneⅡ繞lineⅡ順時(shí)針旋轉(zhuǎn)與PlaneⅠ重合的角度。設(shè)計(jì)中間軸的相位角為中間段下端的十字叉相對(duì)中間段上端的十字叉順時(shí)針轉(zhuǎn)過的角度ψ，如圖4所示。觀察方向從駕駛室端至轉(zhuǎn)向器順時(shí)針為正。

1.2 雙十字軸運(yùn)動(dòng)分析

單十字軸萬向節(jié)主、從動(dòng)軸之間夾角為β時(shí)，主、從動(dòng)軸的角速度ω1、ω2之間存在如下關(guān)系[3]；

式[1]中: ?1為主動(dòng)軸節(jié)叉轉(zhuǎn)角，定義為萬向節(jié)主動(dòng)軸節(jié)叉所在平面相對(duì)萬向節(jié)主、從動(dòng)軸所在平面的轉(zhuǎn)角。

根據(jù)以上分析，當(dāng)一個(gè)十字軸式萬向節(jié)連接的兩個(gè)軸之間有一定夾角β時(shí)，輸入軸和輸出軸的轉(zhuǎn)速是不相等的，且波動(dòng)很大，為了解決這個(gè)問題，在汽車的傳動(dòng)系中常采用雙萬向節(jié)叉布置。雙十字軸萬向節(jié)要實(shí)現(xiàn)等速傳動(dòng)，必須滿足嚴(yán)格的限定條件[3]：第一，輸入軸和輸出軸處于同一平面；第二，保證與傳動(dòng)軸相連的兩個(gè)萬向節(jié)節(jié)叉布置在同一平面內(nèi)；第三，兩萬向節(jié)主、從動(dòng)軸之間的夾角β1、β2相等，等速時(shí)傳動(dòng)速比ι=1。汽車轉(zhuǎn)向管柱采用雙十字軸萬向節(jié)傳動(dòng)中，以上3個(gè)條件很難滿足，輸入軸和輸出軸很難布置在同一個(gè)平面內(nèi)，常見的布置如圖6所示。

根據(jù)前面單十字軸的分析，同理，雙十字軸萬向節(jié)的輸入軸、輸出軸之間的關(guān)系為：

式[2]中：β1——輸入軸與中間軸所夾銳角，（°）；

β2——中間軸與輸出軸所夾銳角，（°）；

φ12——中間軸的轉(zhuǎn)角，（°）；

ψ——中間軸相位角，（°）

1.3 力矩波動(dòng)理論

設(shè)T1，T12，T2分別為輸入軸、中間軸和輸出軸所受力矩（傳動(dòng)效率忽略不計(jì)）。輸入軸和輸出軸傳遞的功率應(yīng)該相等，即 T1ω1=T2ω2

對(duì)于三段式的空間布置的雙十字軸萬向節(jié)結(jié)構(gòu)，可通過等效夾角的概念簡(jiǎn)化為單十字軸的萬向節(jié)，等效夾角為：

式[3]中，βe——等效夾角；

α——輸入軸和中間軸所在平面與中間軸與輸出軸所在平面的夾角；

ψ——相位角。

由式[3]可以發(fā)現(xiàn)，決定等效夾角的結(jié)果的因素主要為β1、β2、α、ψ。為了達(dá)到最佳的傳動(dòng)性能，則希望等效夾角βe盡可能小，對(duì)于輸入軸中心線、中間軸中心線及輸出軸中心線的布置，要求β1、β2差值盡量小，最好小于6°。根據(jù)式當(dāng)α+ψ=180o時(shí)，β取最小值，波動(dòng)值可簡(jiǎn)化e為δ=tanβesin βe。為了得到一個(gè)較好的方向盤手感，對(duì)于δ的波動(dòng)目標(biāo)要求為5%。因此在β1、β2已確定的情況下需要通過調(diào)整相位角ψ來降低波動(dòng)。

2、某車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)雙萬向節(jié)傳動(dòng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

某車型為國內(nèi)自主品牌的輕型客車，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為液壓助力式轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向器采用齒輪齒條式。根據(jù)駕駛室和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置，要使轉(zhuǎn)向輕便、靈活及減輕司機(jī)的疲勞，需要對(duì)轉(zhuǎn)向操縱結(jié)構(gòu)中的萬向節(jié)傳動(dòng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，使力矩波動(dòng)控制在許可的范圍內(nèi)。某車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖，如圖7所示。

2.1 轉(zhuǎn)向管柱布置優(yōu)化

對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向管柱的布置數(shù)模進(jìn)行測(cè)量，得到轉(zhuǎn)向管柱的數(shù)據(jù)如表1所示，根據(jù)力矩波動(dòng)的原理，選取ψ為5°，等效夾角βe最小，由于β1與β2的差值較大，計(jì)算δ=7.8%，不能滿足要求。

為了降低力矩波動(dòng)，在周邊空間允許的范圍內(nèi)，在車型開發(fā)時(shí)講轉(zhuǎn)向器輸入軸后轉(zhuǎn)4°，即雙十字萬向節(jié)輸出軸旋轉(zhuǎn)4°，重新布置雙萬向節(jié)位置，重新測(cè)量數(shù)模，得到數(shù)據(jù)如表2所示，根據(jù)力矩波動(dòng)原理，選取ψ為5°，等效夾角βe最小，計(jì)算δ=3.5%，可滿足要求。

2.2 不同相位角對(duì)力矩波動(dòng)影響的實(shí)物驗(yàn)證

為了進(jìn)一步驗(yàn)證理論計(jì)算的力矩波動(dòng)的結(jié)果，參照理論計(jì)算的結(jié)果，分別取6°、8°、10°、12°、14°、16°六個(gè)相位角的下軸，裝在整車上進(jìn)行力矩波動(dòng)試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果如下：

由試驗(yàn)結(jié)果數(shù)據(jù)可發(fā)現(xiàn)，當(dāng)下軸相位角為8°、10°和12°時(shí)，力矩波動(dòng)在5%之內(nèi)。

3、總結(jié)

文章通過力矩波動(dòng)試驗(yàn)結(jié)合理論分析的方法，對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)雙十字軸萬向節(jié)傳動(dòng)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，結(jié)果表明：

為了達(dá)到最佳的傳動(dòng)效果，轉(zhuǎn)向管柱布置時(shí)，β1與β2差值應(yīng)盡量小，最好小于6°，同時(shí)設(shè)計(jì)時(shí)等效夾角βe應(yīng)最小，即α+β=180o。

結(jié)合試驗(yàn)驗(yàn)證和理論分析，確認(rèn)該車型下軸相位角的最優(yōu)值為10°，公差為±2o。

對(duì)于新車型的開發(fā)，總布置人員和底盤設(shè)計(jì)人員要對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力矩分析足夠重視，避免給后期設(shè)計(jì)帶來隱患。

[1] 劉惟信．汽車設(shè)計(jì)[M].北京. 清華大學(xué)出版社.2001.

[2] 高新華等.基于代理模型的轎車轉(zhuǎn)向柱力矩波動(dòng)關(guān)系研究與優(yōu)化[J]數(shù)字化設(shè)計(jì).2008.66—67.

[3] 王霄鋒．汽車底盤設(shè)計(jì)[M].北京.清華大學(xué)出版社.2010.136-145.

[4] 王望予．汽車設(shè)計(jì)4版[M].北京.機(jī)械工業(yè)出版社.2004.

Optimization Design Of Steering Torque Fluctuation of Double Cross Shaft Universal Joint Shaft

Xu Chunmei
(Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd., Anhui Hefei 230601)

Steering force is a very important evaluation index in vehicle control stability; the torque fluctuation directly affects driving feeling. Reasonable design of phase angle can effectively reduce torque fluctuation. This paper expands the theory of torque fluctuation of steering system, and uses this method in optimization design of a vehicle steering system.

Steering system；torque ripple；Phase angle

U463.4

A

1671-7988(2015)06-33-03

徐春梅，就職于江淮汽車技術(shù)中心商用車研究院。