雙聯(lián)傳動軸在某款加油車上的應(yīng)用

項冬東，黃森，王佩，田春榮，郇浪浪

（陜西汽車控股集團有限責(zé)任公司技術(shù)中心，陜西 西安 710200）

雙聯(lián)傳動軸在某款加油車上的應(yīng)用

項冬東，黃森，王佩，田春榮，郇浪浪

（陜西汽車控股集團有限責(zé)任公司技術(shù)中心，陜西 西安 710200）

商用車傳動軸通常采用十字軸萬向節(jié)伸縮結(jié)構(gòu)，其作用是將動力總成輸出不同檔位的動力和旋轉(zhuǎn)運動傳送到驅(qū)動橋主減速器。文章主要采用類比成熟傳動軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計方法進行雙聯(lián)傳動軸在某款加油車上的應(yīng)用。

類比；雙聯(lián)；傳動軸；設(shè)計

CLC NO.: U463.22 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)10-65-05

前言

商用車傳動軸通常采用十字軸萬向節(jié)伸縮結(jié)構(gòu)，其作用是將動力總成輸出不同檔位的動力和旋轉(zhuǎn)運動傳送到驅(qū)動橋主減速器。為了調(diào)整因路面不平、車輪上下跳動等因素引起的傳遞距離和角度的變化，傳動軸總成不可能在同一直線運行，輸出軸與輸入軸之間以變化的瞬時角速度比旋轉(zhuǎn)運動傳遞動力。

商用車由于軸距大，一般采用兩節(jié)或者多節(jié)傳動軸來傳遞動力。雙聯(lián)傳動軸較其自身質(zhì)量輕且整體動平衡好，有利于整車的節(jié)能減排以及降低傳動系統(tǒng)共振現(xiàn)象。將雙聯(lián)傳動軸應(yīng)用于開發(fā)的某款加油車，有利于改善車輛傳動系統(tǒng)的NVH性能及燃油經(jīng)濟性。

1、雙聯(lián)傳動軸構(gòu)造

對于安裝雙聯(lián)傳動軸的中輕卡而言，其結(jié)構(gòu)較兩節(jié)式的取消了中間傳動軸及后橋傳動軸前端的凸緣，為了滿足后懸架的跳動，與后橋連接的傳動軸是可伸縮的，其余是不可伸縮的傳動軸。不可伸縮傳動軸的一端與變速器的輸出法蘭連接，為了彌補整體剛度的不足，通過中間支承及吊架安裝在車架橫梁下面，吊架形式各異，根據(jù)具體布置進行設(shè)計。中間支撐的橡膠軸承，起到緩沖汽車運動時傳動軸受到的附加力及力矩，由此減少振動及降低噪音。雙聯(lián)傳動軸主要結(jié)構(gòu)見圖1。

圖1 雙聯(lián)傳動軸結(jié)構(gòu)示意圖

2、雙聯(lián)傳動軸設(shè)計

2.1 設(shè)計流程

圖2

2.2 某款加油車相關(guān)參數(shù)

表1 整車相關(guān)參數(shù)

2.3 確定傳動軸計算扭矩

（1）由發(fā)動機輸出扭矩決定的主傳動軸傳遞的最大扭矩Tse，根據(jù)公式[1]

式中Temax為發(fā)動機最大輸出扭矩，Nm；igr為變速器最大速比（包括倒檔速比）；Kd為動載系數(shù)，取1；η為變速器效率；

將表一相關(guān)參數(shù)代入公式可得：Tse=2925Nm；

（2）由驅(qū)動輪打滑決定的主傳動軸傳遞的扭矩Tss，根據(jù)公式[1]

式中G為滿載狀態(tài)下驅(qū)動橋上的靜負(fù)荷，N；m'為汽車最大加速度時驅(qū)動橋負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取1.2；φ為輪胎與路面間附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好水泥或瀝青路面上，取0.85；rr為輪胎滾動半徑，m；i0為驅(qū)動橋速比；ηm為主減效率。

將表一相關(guān)參數(shù)代入公式可得：Tss=6492.8Nm

計算扭矩Ts取Tse和Tss當(dāng)中的最小值，Ts=2925Nm 。

2.4 根據(jù)總布置圖初步確定傳動軸長度

根據(jù)總布置要求及傳動軸吊架橫梁位置確定整車滿載狀態(tài)下傳動軸長度為2082mm。

圖3

2.5 確定傳動軸參數(shù)

根據(jù)傳動軸計算扭矩并查閱相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，確定了中間傳動軸和后橋傳動軸的參數(shù)，見表二。

表2 傳動軸參數(shù)

2.6 傳動軸校核

2.6.1 傳動軸軸管強度計算

1）軸管剪切應(yīng)力計算

根據(jù)剪切應(yīng)力τc計算式[1]

式中[τc]為許用應(yīng)力，軸管材料選用440QZ，取220Mpa；Kj為安全系數(shù)，取2；d為軸管內(nèi)徑，mm；D為軸管外徑，mm。

將相關(guān)參數(shù)代入公式可得：τc=204.8Mpa<220Mpa，其結(jié)果滿足要求。

3.6.2 傳動軸極限長度確定

根據(jù)極限長度計算式[1]：

式中nmax為傳動軸最高轉(zhuǎn)速，r/min，ne max為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速，r/min，ig為變速箱最小速比將相關(guān)參數(shù)代入公式（1）（2）可得：L≤1749.2mm，驗算中間傳動軸、后橋傳動軸長度均符合要求

2.6.3 臨界轉(zhuǎn)速校核

根據(jù)臨界轉(zhuǎn)速計算式[1]

將相關(guān)參數(shù)代入公式可得nk1=11541.8r/min，nk2=19491.9 r/min

要求nmax≤0.7 nk，將相關(guān)參數(shù)代入可得：

其均滿足設(shè)計要求

2.6.4 傳動軸滑動花鍵強度計算

4.4.1 花鍵軸扭轉(zhuǎn)強度

根據(jù)計算式[1]：

式中D為花鍵軸底徑，mm；[τ]為許用剪切應(yīng)力，花鍵軸材料為45#，許用剪切應(yīng)力取146Mpa，將參數(shù)代入計算得：D=45.5mm，其花鍵軸底徑應(yīng)不小于45.5mm

2.6.5 連接螺栓強度計算

1）緊固螺栓預(yù)緊力計算

根據(jù)計算式[1]

式中：T為萬向節(jié)叉?zhèn)鬟f的扭矩，Nm；n為螺栓組螺栓數(shù)量，取4；fs為預(yù)緊結(jié)合面摩擦系數(shù)，取0.13；F為單個螺栓預(yù)緊力，N；r為中心軸線至螺栓孔中心的半徑，取120mm；Kf為考慮載荷情況及摩擦有時不穩(wěn)定的可靠性系數(shù)，取1.3；

將相關(guān)參數(shù)代入可得：F=60938.5N

2）預(yù)緊力強度計算

根據(jù)公式[1]：

式中dc為連接螺栓內(nèi)徑，13.43mm；將相關(guān)參數(shù)代入可得：

3）剪切強度計算

根據(jù)公式[1]：

式中d0為螺栓直徑，F(xiàn)s為螺栓工作剪力，N

將參數(shù)代入式（3）（4）可得：τ=39.6Mpa

4）緊固螺栓強度級別確定

根據(jù)GB/T 3098.1—2000，螺栓材料40Cr時機械性能為8.8級螺栓時，其公稱抗拉強度σb=800Mpa，屈服強度σs=640Mpa。機械性能為10.9級螺栓時，其公稱抗拉強度σb=1000Mpa，屈服強度σs=900Mpa[1]。

根據(jù)公式[1]

式中[σ]為連接螺栓許用應(yīng)力，Mpa，σs為螺栓屈服強度，安全系數(shù)ns=1.35；

將相關(guān)參數(shù)代入式（5）（6）校核，可得需選擇機械性能為10.9級的M14螺栓

2.7 傳動軸中間支撐設(shè)計

2.7.1 中間支撐固有頻率計算

根據(jù)公式[1]

式中：CR為中間支撐橡膠元件的徑向剛度，為307N/mm；m為中間支撐的懸置質(zhì)量，取35～40Kg，它等于傳動軸落在中間支撐上一部分質(zhì)量與中間支撐軸承及其座所受質(zhì)量之和。

代入相關(guān)參數(shù)可得：f0=0.4～0.5HZ

中間支撐固有頻率f0對應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速n=60 f0，盡可能低于傳動軸的常用轉(zhuǎn)速范圍，以避免共振，保證隔振效果好。傳動軸常用轉(zhuǎn)速一般為1000～2000r/min，由萬向節(jié)上的附加彎矩(每一轉(zhuǎn)周期的變化2次)引起的共振轉(zhuǎn)速為500～ 1000r/min。在f0=0.4～0.5HZ固有頻率下，轉(zhuǎn)速n均低于以上轉(zhuǎn)速，符合使用要求

2.8 傳動軸總成不平衡量計算

1）許用不平衡量Uper計算

根據(jù)公式[1]： ω

代入可得：Uper=4176.8g.mm=417.68g.cm

每端許用不平衡量=417.68/2=208.84 g.cm

3、性能分析

由于雙聯(lián)傳動軸在本車上首次使用，僅僅通過理論計算進行相關(guān)總成的校核還不夠；還需對比分析多節(jié)式與雙聯(lián)傳動軸的約束模態(tài)，當(dāng)其固有頻率與多節(jié)式相當(dāng)或較好時，才可應(yīng)用。

3.1 當(dāng)量夾角計算

當(dāng)量夾角計算式[1]：

式中θn為主動軸與從動軸所確定的平面內(nèi)，主動軸與從動軸的夾角；正負(fù)號確定方法為，當(dāng)?shù)谝蝗f向節(jié)的主動叉位于各軸所在的平面時，在其余的萬向節(jié)中，如果其主動叉平面與該平面重合定為正，與該平面垂直則為負(fù)。

表3 當(dāng)量夾角計算表

從表3可看出，兩者的當(dāng)量夾角均滿足θe≤3°[2]，雙聯(lián)傳動軸的當(dāng)量夾角小，其較兩節(jié)式傳動軸布置更合理

3.2 模態(tài)計算

加油車行駛過程中受到多種外部激勵的作用，包括路面激勵、發(fā)動機激勵等。各種激勵的功率譜密度范圍不同。為了保證傳動軸在運行狀態(tài)下的可靠性，避免共振現(xiàn)象的發(fā)生，對其進行模態(tài)分析有重要作用。多節(jié)式傳動軸技術(shù)成熟且應(yīng)用廣泛，分析對比其與雙聯(lián)傳動軸的模態(tài)，對雙聯(lián)傳動軸的實際應(yīng)用具有一定的借鑒意義。

3.2.1 類比方法

在同款加油車上分別采用多節(jié)式和雙聯(lián)傳動軸，其物理參數(shù)完全相同，模態(tài)計算中的前處理及約束和載荷亦完全相同。

圖4 雙聯(lián)傳動軸裝配圖

圖5 多節(jié)傳動軸裝配圖

3.2.2 軟件使用

?

3.2.3 網(wǎng)格劃分

圖6 雙聯(lián)傳動軸網(wǎng)格模型

圖7 多節(jié)傳動軸網(wǎng)格模型

表4 網(wǎng)格質(zhì)量控制參數(shù)

3.2.4 約束及連接

圖8 雙聯(lián)傳動軸約束狀態(tài)模型

圖9 多節(jié)傳動軸約束狀態(tài)模型

1）約束：模擬真實的安裝狀態(tài)將法蘭盤安裝孔及中間支撐支架安裝孔固定。

2）連接：對于中間支撐橡膠塊進行等效簡化，已知橡膠塊剛度為307N/mm，將其簡化為三根彈簧，左、右、下各一根，左右彈簧剛度為614N/mm，為串聯(lián)，下彈簧剛度為307N/mm。

3.2.5 模態(tài)計算

表5 雙聯(lián)傳動軸模態(tài)頻率表

表6 多節(jié)傳動軸模態(tài)頻率表

圖10 雙聯(lián)傳動軸振型圖

圖11 多節(jié)傳動軸振型圖

3.2.6 結(jié)果分析

1）激振源頻率

平坦公路不平度波長為4m，加油車常用車速為36～ 80km/h，其路面激振頻率范圍為2.5～5.5HZ；某款加油車應(yīng)用的YNF40發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速為750r/m，取其怠速頻率為激振頻率，其怠速頻率為25HZ[1]。

表7 頻率比計算表

通過計算模態(tài)頻率遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于激勵頻率（ 發(fā)動機、路譜激勵），頻率比符合隔振的評價標(biāo)準(zhǔn)，不存在點火頻率重合的情況，在模態(tài)方面一體式傳動軸較分體式傳動軸好，不易產(chǎn)生共振。

4、結(jié)論

雙聯(lián)傳動軸具有固有頻率高，質(zhì)量輕，價格與兩節(jié)式相當(dāng)?shù)葍?yōu)點；將其應(yīng)用于某款加油車，對于節(jié)能減排及提高乘坐舒適性有著重要的影響。

[1] 申晉憲,王鐵.載貨汽車總體設(shè)計分析.中國標(biāo)準(zhǔn)出版社.2013.

[2] 王霄峰.汽車底盤設(shè)計.清華大學(xué)出版社.2010.

The application of double shaft in a certain kind of refueling vehicle

Xiang Dongdong, Huang Sen, Wang Pei, Tian Chunrong, Huan Langlang
( Holding group co., LTD. Shaanxi steam technology center, Shaanxi Xi 'an 710200 )

Commercial vehicle usually adopt cross shaft universal joint drive shaft telescopic structure, its role is to different powertrain output gear power and rotary motion to drive axle of the main reducer. This article mainly USES the analogy of mature design method on the structure of the transmission shaft double shaft in a certain kind of refueling vehicle applications.

analogy; Double; Transmission shaft; design

U463.22

A

1671-7988 (2017)10-65-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.10.023

項冬東，就職于陜西汽車控股集團有限責(zé)任公司技術(shù)中心。