郗旭光，杜紹權(quán)，徐勇，張鵬娜，孫陽

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汽車傳動軸總成徑向力分析

郗旭光，杜紹權(quán)，徐勇，張鵬娜，孫陽

（陜西藍通傳動軸有限公司，陜西 西安 710500）

傳動軸是汽車傳動系的重要總成之一。根據(jù)整車布置的要求不同，用于離合器與變速器、變速器與分動箱、變速器與中后橋之間傳遞動力。其設(shè)計應(yīng)滿足相連兩軸夾角及相對位置不斷變化且可靠而穩(wěn)定的傳遞動力。根據(jù)使用部位不同，布置角度一般會在0°～30°之間變化。十字軸式萬向節(jié)傳動軸是常用的傳動軸結(jié)構(gòu)之一，具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、使用壽命長、制造方便和維修容易等特點，多用于商用車。十字軸式萬向節(jié)傳動軸由于其結(jié)構(gòu)特點，傳動軸布置導(dǎo)致的萬向節(jié)夾角會產(chǎn)生附加載荷，對整車的振動噪音產(chǎn)生影響，并對相連接的總成如變速箱、車橋等的設(shè)計產(chǎn)生影響。文章主要針對十字軸式萬向節(jié)傳動軸在不同的布置角度產(chǎn)生的徑向力以及剩余動平衡量產(chǎn)生的徑向力進行分析和研究。

運動方程；彎矩方程；徑向力；抖動異響

前言

傳動軸是汽車傳動系統(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、變速器與分動箱、變速器與中后橋之間傳遞動力；其設(shè)計應(yīng)滿足相連兩軸夾角及相對位置不斷變化且可靠而穩(wěn)定的傳遞動力。根據(jù)使用部位不同，布置角度一般會在0°～30°之間變化。

十字軸式萬向節(jié)傳動軸是常用的傳動軸結(jié)構(gòu)之一，具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、使用壽命長、制造方便和維修容易等特點，多用于商用車。由于其結(jié)構(gòu)特點，傳動軸布置導(dǎo)致的萬向節(jié)夾角會產(chǎn)生附加載荷，對整車的振動噪音產(chǎn)生影響，并對相連接的總成如變速箱、車橋等的設(shè)計產(chǎn)生影響。

隨著經(jīng)濟的發(fā)展和技術(shù)進步，運輸市場對高效運輸和舒適化的需求不斷提高，作為傳動系統(tǒng)重要組成部分的傳動軸，市場也在輕量化、大扭矩、較低的NVH性能等方面不斷提出更高的要求。從售后市場反饋的數(shù)據(jù)來看，判定為傳動軸抖動異響的故障在總故障中占比持續(xù)提高，傳動軸抖動、異響和萬向節(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)驗來看，發(fā)現(xiàn)、解決發(fā)生故障的根本原因，相對比較困難，需要將傳動軸故障現(xiàn)象放在整個傳動系統(tǒng)中，系統(tǒng)性的分析傳動軸的運動、受力和工作狀態(tài)。

本文希望通過對傳動軸的運動狀態(tài)和受力狀態(tài)進行分析，針對十字軸式萬向節(jié)傳動軸在不同的布置角度產(chǎn)生的徑向力以及剩余動平衡量產(chǎn)生的徑向力進行分析和研究。并討論不同工作狀態(tài)下的影響。

1 十字軸式萬向節(jié)傳動軸的運動方程

當(dāng)十字軸式萬向節(jié)的主動軸與從動軸存在夾角α?xí)r（圖1a），主動軸的角速度與從動軸的角速度之間變化分析如下：主動軸以等角速度1旋轉(zhuǎn)時，從動軸以變角速度2旋轉(zhuǎn)，以垂直于主動軸的平面為投影面，則從動軸有圖1b所示的橢圓形運動軌跡；當(dāng)主動軸轉(zhuǎn)過角位移1，從動軸會相應(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）對時間求導(dǎo)，得到主、從動軸的角速度變化關(guān)系：

ω2/ω1=cosα /(1-sin2αcos2φ1） （2）

因此，當(dāng)主動軸以等角速度轉(zhuǎn)動時，從動軸角速度以余玄波型式每轉(zhuǎn)發(fā)生2次變化，此即十字軸式萬向節(jié)傳動軸的不等速性。

圖1 萬向節(jié)運動分析簡圖

2 十字軸萬向節(jié)傳動軸的轉(zhuǎn)矩和彎矩方程

具有夾角α的十字軸式萬向節(jié)傳動軸總成，假設(shè)支承是剛性的，在不考慮機械效率損失的情況下，主動軸和從動軸傳動功率相等，主動軸的轉(zhuǎn)矩T1和從動軸的轉(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）得到從動軸與主動軸的轉(zhuǎn)矩關(guān)系：

T2=T1*(1-sin2αcos2φ1）/cosα （4）

由于主、從動軸間夾角α的存在，主動軸轉(zhuǎn)矩T1和從動軸轉(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 附加彎矩分析簡圖

T2’=T2*tanα=T1*sinα （5）

3 傳動軸徑向力分析

3.1 剩余不平衡量產(chǎn)生的徑向力

傳動軸在設(shè)計過程中，一般是相對旋轉(zhuǎn)軸線對稱的，但是在生產(chǎn)和裝配過程中，由于工藝能力的因素，會產(chǎn)生回轉(zhuǎn)中心和質(zhì)心不重合，就會產(chǎn)生不平衡量，這種不平衡量通常稱作初始不平衡量。動平衡就是按規(guī)定的平衡品質(zhì)級別糾正和控制剩余不平衡量的過程。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，傳動軸會產(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研究傳動軸剩余不平衡產(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程中常用的傳動軸轉(zhuǎn)速和工作扭矩，本文采用列舉的方式進行對比分析。傳動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)，傳動軸的許用不平衡量140gcm，在傳動軸工作轉(zhuǎn)速2500rpm時，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，許用不平衡量達到280gcm，產(chǎn)生的徑向力也增加1倍，達到192N；一般認為，傳動軸的動平衡效果差，是造成整車的抖動、異響的主要原因之一。通過分析，我們發(fā)現(xiàn)，傳動軸動平衡效果差造成的整車抖動、異響，其根本原因是由于傳動軸不平衡量在傳動軸工作過程中產(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)，傳動軸在工作過程中存在夾角α?xí)r，同樣也會產(chǎn)生徑向力，這也是十字軸式萬向節(jié)傳動軸的結(jié)構(gòu)特點決定的。在常用布置角度3°的時候，徑向力明顯大于許用不平衡量，因此在分析由傳動軸誘發(fā)的整車抖動異響時，傳動軸在布置設(shè)計和使用過程中產(chǎn)生的輸入、輸出軸夾角的變化，也可以作為可能的原因進行分析，這恰恰是我們在分析傳動軸故障時較少考慮的因素。

徑向力的存在，不僅僅會影響整車的抖動異響，會造成萬向節(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)合某重型卡車傳動軸的分析，對不同工作轉(zhuǎn)速、布置角度和工作扭矩下產(chǎn)生的徑向力進行了分析對比，得出以下結(jié)論：（1）傳動軸不平衡引起的抖動異響的根本原因是因為傳動軸不平衡量在傳動軸工作時產(chǎn)生的徑向力；（2）相對于動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)生的徑向力相對較大；（3）隨著布置角度的增大，徑向力相應(yīng)變大。傳動軸徑向力的研究，對傳動軸在整車上的布置、傳動軸引起的整車抖動分析、變速器、車橋輸出、輸入軸支承力的核算有一定的參考價值。

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

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

[3] GB/T9239.1-2006.機械振動.（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.中國標(biāo)準(zhǔn)出版社,2007.

[4] 孫志成,王銀.傳動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

B

1671-7988(2018)18-71-03

CLC NO.: U467

郗旭光，就職于陜西藍通傳動軸有限公司技術(shù)中心。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.18.025