常德功，張海明，周 燁，李松梅，束 放

(青島科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，山東青島266061)

0 引言

隨著汽車工業(yè)迅速發(fā)展，人們對汽車性能的要求也越來越高。汽車驅(qū)動橋半軸是汽車驅(qū)動系統(tǒng)的重要組成部分，起到傳遞動力和扭矩的作用［1］。現(xiàn)在普遍應(yīng)用球籠式和三球銷式萬向聯(lián)軸器以及中間傳動軸作為汽車的驅(qū)動橋半軸。

萬向聯(lián)軸器作為驅(qū)動橋半軸的重要部件決定了汽車在行駛和轉(zhuǎn)向中的性能，其重要性不言而喻［2-8］。三叉桿滑移式萬向聯(lián)軸器具有結(jié)構(gòu)簡單、承載能力強(qiáng)、傳動平穩(wěn)等優(yōu)點(diǎn)［9-11］，能夠有效地改善三球銷式萬向聯(lián)軸器接觸應(yīng)力大、磨損大的缺點(diǎn)。因此本研究選用球籠式和三叉桿滑移式萬向聯(lián)軸器以及中間傳動軸組成汽車的驅(qū)動橋半軸，本研究統(tǒng)稱為三叉桿-球籠式萬向聯(lián)軸器組合傳動軸系統(tǒng)。該傳動軸系統(tǒng)能夠適用于大扭矩、高載荷的場合，具有廣闊的應(yīng)用前景。

本研究首先應(yīng)用Pro/E 對三叉桿-球籠式萬向聯(lián)軸器組合傳動軸系統(tǒng)進(jìn)行三維建模，然后在ADAMS中建立該傳動軸系統(tǒng)的仿真模型，對該傳動軸系統(tǒng)進(jìn)行動力學(xué)仿真，全面考察該傳動軸系統(tǒng)的受力情況。通過分析仿真數(shù)據(jù)，可以深入研究三叉桿-球籠式萬向聯(lián)軸器組合傳動軸系統(tǒng)的動態(tài)特性，為汽車傳動軸系統(tǒng)中萬向聯(lián)軸器的設(shè)計工作提供理論依據(jù)。

1 基于Pro/E 的實(shí)體建模

筆者研究的三叉桿-球籠式萬向聯(lián)軸器組合傳動軸系統(tǒng)由一個三叉桿滑移式萬向聯(lián)軸器和一個球籠式萬向聯(lián)軸器以及它們之間的中間軸組成。三叉桿滑移式萬向聯(lián)軸器作為輸入端，而球籠式萬向聯(lián)軸器則作為輸出端。

本研究應(yīng)用Pro/E 軟件對傳動軸系統(tǒng)進(jìn)行建模和裝配，其裝配模型如圖1所示。

圖1 三叉桿-球籠式萬向聯(lián)軸器組合傳動軸系統(tǒng)

2 基于ADAMS 的動力學(xué)仿真

2.1 添加約束和驅(qū)動

本研究根據(jù)實(shí)際運(yùn)動規(guī)律對三叉桿-球籠式萬向聯(lián)軸器組合傳動軸系統(tǒng)添加約束和驅(qū)動。

具體的約束如下:

(1)將三叉桿、中間軸和星形套固連為一個部件;

(2)在輸入、輸出軸承和Ground 之間添加固定約束;

(3)在三叉桿套筒和輸入軸軸承之間、鐘形殼和輸出軸承之間添加旋轉(zhuǎn)副;

(4)在滑移銷(3 個)和三叉桿套筒滑移槽(3 個)之間添加移動副;

(5)在滑移銷(3 個)和內(nèi)軸承(3 個)之間添加球面副;

(6)在內(nèi)軸承(3 個)和三叉桿叉桿臂(3 個)之間添加圓柱副;

(7)在星形套和保持架之間添加球面副，在保持架和鐘形殼之間添加球面副;

(8)在星形套軌道(6 個)和鋼球(6 個)之間添加接觸約束;

(9)在鐘形殼軌道(6 個)和鋼球(6 個)之間添加接觸約束。

通過檢驗(yàn)?zāi)Ｐ涂芍?，該模型中?8 個移動件。其中固定副2 個，旋轉(zhuǎn)副2 個，移動副3 個，球面副5 個，圓柱副3 個，接觸18 個。本次仿真在轉(zhuǎn)速為300 r/min，負(fù)載扭矩為214.5 N·m 的狀態(tài)下進(jìn)行。

本研究通過設(shè)置一定的仿真步驟，對三叉桿-球籠式萬向聯(lián)軸器組合傳動軸系統(tǒng)進(jìn)行動力學(xué)仿真，其動力學(xué)仿真模型如圖2所示。

圖2 三叉桿-球籠式萬向聯(lián)軸器組合傳動軸系統(tǒng)動力學(xué)仿真模型圖

2.2 無摩擦?xí)r動力學(xué)仿真

無摩擦?xí)r關(guān)鍵部件的受力曲線圖如圖3所示。

由圖3 可以看出，無摩擦?xí)r滑移銷、叉桿臂的受力曲線相似，均有簡諧曲線的趨勢，均有輕微的波動和跳動。說明作用在滑移銷、叉桿臂的力的波動比較平穩(wěn)。鋼球在軌道中的受力曲線呈現(xiàn)類似于周期為0.2 s 的簡諧波動。鋼球的受力曲線有較大的波動，這是由于鋼球在軌道中既有滾動又有滑動，受力比較復(fù)雜，從而鋼球的受力有一定的波動和突變。

由圖3(a)、3(b)可以看出，滑移銷受到的力稍小，約為2 375 N。叉桿臂受到的合力約為2 550 N，數(shù)值比滑移銷的大些。

由圖3(c)可以看出，鋼球受到的力以2 000 N 為中心波動，峰值大約為3 800 N。說明作用在滑移銷、叉桿臂的力的波動比作用在鋼球的力的波動平穩(wěn)。

2.3 有摩擦?xí)r動力學(xué)仿真

有摩擦?xí)r關(guān)鍵部件的受力曲線圖如圖4所示。

由圖4 可以看出，有摩擦?xí)r滑移銷、叉桿臂的受力曲線相似，均呈現(xiàn)周期為0.1 s 的規(guī)律性波動。其中，最大值和最小值處是一條水平線。相比無摩擦?xí)r的受力曲線，有摩擦?xí)r的受力曲線波動情況非常明顯。鋼球在軌道中的受力曲線呈現(xiàn)周期為0.2 s 的規(guī)律性波動。鋼球的受力曲線波動情況最大，這是由于鋼球既有滾動又有滑動，在軌道中還會有一定的碰撞，從而鋼球受力曲線中的跳動和突變較大。

圖3 無摩擦?xí)r關(guān)鍵部件的受力曲線圖

圖4 有摩擦?xí)r關(guān)鍵部件的受力曲線圖

由圖4(a)、4(b)可以看出，滑移銷受到的力以2 300 N為中心波動，其峰值約2 600 N。叉桿臂受到的力比滑移銷的稍大，以2 500 N 為中心波動，其峰值約為2 800 N。

由圖4(c)可以看出，鋼球受到的力以2 100 N 為中心波動，峰值約為4 000 N，說明有摩擦?xí)r作用在滑移銷、叉桿臂的力的波動比作用在鋼球的力的波動平穩(wěn)。并且有摩擦?xí)r關(guān)鍵部件的受力曲線圖更能反映三叉桿-球籠式萬向聯(lián)軸器組合傳動軸系統(tǒng)的真實(shí)受力情況。

關(guān)鍵部件的摩擦力曲線圖如圖5所示。

圖5 關(guān)鍵部件的摩擦力曲線圖

由圖5 可以看出，滑移銷、叉桿臂、鋼球受到的摩擦力曲線均呈現(xiàn)規(guī)律性波動。

由圖5(a)、5(b)、5(c)可以看出，滑移銷、叉桿臂、鋼球受到的摩擦力呈現(xiàn)正負(fù)交替變化的規(guī)律性波動，這是因?yàn)榛其N在三叉桿套筒中的運(yùn)動為周期性往復(fù)運(yùn)動、內(nèi)軸承在叉桿臂上的運(yùn)動為周期性往復(fù)運(yùn)動、鋼球在軌道中的運(yùn)動為周期性往復(fù)運(yùn)動?；其N的摩擦力曲線以零點(diǎn)為中心波動，周期為0.2 s。在一個行程中滑移銷的摩擦力曲線非常平穩(wěn)，數(shù)值基本穩(wěn)定在250 N 左右。叉桿臂的摩擦力曲線以零點(diǎn)為中心波動，周期為0.1 s，其峰值約為260 N。同樣的，鋼球的摩擦力曲線以－50 N 為中心波動，周期為0.2 s，其峰值約為100 N。

由圖5 可以發(fā)現(xiàn)，相比滑移銷、叉桿臂，鋼球的摩擦力曲線上的跳動較大，這是由于鋼球既有滾動又有滑動，在軌道中還會有一定的碰撞，運(yùn)動比較復(fù)雜，鋼球受力曲線中的跳動和突變較大。

3 結(jié)束語

本研究通過ADAMS，建立了三叉桿-球籠式萬向聯(lián)軸器組合傳動軸系統(tǒng)動力學(xué)仿真模型。根據(jù)仿真結(jié)果可以得到如下結(jié)論:

無論是在無摩擦條件還是在有摩擦條件下，傳動軸系統(tǒng)中作用在叉桿臂的力比作用在滑移銷的力大，作用在滑移銷、叉桿臂的力的波動比作用在鋼球的力的波動平穩(wěn)，且在整個系統(tǒng)中鋼球受力曲線的波動和突變最大。表明鋼球?qū)儆谝啄p部件，其次為叉桿臂，因此首先應(yīng)該考慮增強(qiáng)鋼球的強(qiáng)度，其次考慮增強(qiáng)叉桿臂的強(qiáng)度，以提高該傳動軸系統(tǒng)的安全性。

相比無摩擦?xí)r的受力曲線，有摩擦?xí)r作用在各個部件上的受力曲線波動更大，更能反映三叉桿-球籠式萬向聯(lián)軸器組合傳動軸系統(tǒng)的真實(shí)受力情況。

［1］陳家瑞.汽車構(gòu)造［M］.3 版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2009.

［2］王學(xué)峰，常德功，王江忠.滑移型三叉式聯(lián)軸器運(yùn)動學(xué)建模［J］.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報，2009，40(9):7-11.

［3］URBINATI F，PENNESTRI E.Kinematic and dynamic analyses of the tripode joint［J］.Multibody system Dynamics，1998，2(4):355-367.

［4］馬天飛，王登峰，郝春光，等.轎車等速驅(qū)動軸傳動效率的試驗(yàn)研究［J］.汽車技術(shù)，2009(7):37-40.

［5］劉 峰.等速驅(qū)動軸運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)仿真及試驗(yàn)分析［D］.吉林:吉林大學(xué)汽車工程學(xué)院，2004.

［6］吳昌林，覃 剛，張云清.三球銷式等速萬向節(jié)動力學(xué)仿真分析系統(tǒng)［J］.起重運(yùn)輸機(jī)械，2003(9):40-43.

［7］覃 剛，張云清，吳昌林.球籠式等速萬向節(jié)動力學(xué)仿真分析系統(tǒng)的開發(fā)［J］.軸承，2003(7):4-7.

［8］史文庫，王登峰，吳 堅，等.汽車等速萬向節(jié)動力學(xué)仿真和試驗(yàn)分析［J］.軸承，2006(2):31-33.

［9］楊綺云，趙玉龍，馮硯博.基于ADAMS 的藍(lán)莓采摘機(jī)構(gòu)動力學(xué)性能仿真研究［J］.包裝與食品機(jī)械，2014(3):28-31.

［10］鄒玉靜，常德功，龐 峰.三叉桿滑移式萬向聯(lián)軸器的振動分析［J］.機(jī)械研究與應(yīng)用，2003(3):42-44.

［11］鄒玉靜，龐 峰，常德功.三叉桿滑移式萬向聯(lián)軸器的模態(tài)分析［J］.青島科技大學(xué)學(xué)報:自然科學(xué)版，2003，24(S1):78-79.