馬顯 邊文賢 陳紅運

摘 要：轉向傳動軸同轉向器與轉向管的連接通常采用十字軸結構，由于十字軸結構輸入輸出軸之間存在夾角，傳動時存在著附加力矩，使十字軸在使用過程中產生晃動，本文從轉向器的支承結構上進行優(yōu)化設計，并在ADAMS中進行驗證結果，對轉向系統(tǒng)的設計有一定的參考意義。

關鍵詞：轉向傳動軸;十字軸;附加力矩;振動

在轉向傳動軸的設計過程中，通常通過保證傳動軸上段與中段的夾角和中段與下段的夾角一致，并且相位角符合結構布置要求來保證轉向力矩波動最小。但這要求傳動軸在使用的過程中一直處于理論的設計狀態(tài)。在實際情況中，由于輸入軸和輸出軸之間存在夾角，其主、從動軸上的力矩作用在不同的平面上，因此僅在輸入叉軸的扭矩和輸出叉軸的反作用扭矩的作用下是不能平衡的。從十字軸萬向節(jié)的力矩平衡上來看，必然還存在著其他的力矩。根據受力情況和力矩三角形可以得出，附加力矩T2′=T1×Sinα（其中 T1為輸入軸扭矩，α為輸入輸出軸的夾角）。

附加彎矩T2′在零與最大值間作周期為180°的變化，其使輸出叉軸的支承承受周期性變化的徑向載荷為F2=T1×Sinα/L2（其中L2為傳動軸十字軸中心點到支承的距離）。

某車型在先行車實驗過程中，發(fā)現(xiàn)有轉向傳動軸下十字節(jié)與護罩干涉的現(xiàn)象發(fā)生。靜態(tài)測量其間隙，發(fā)現(xiàn)滿足一般間隙要求。再次進行實驗，對問題還原，發(fā)現(xiàn)該現(xiàn)象在極限轉向力矩輸入的情況下發(fā)生。經系統(tǒng)的分析原因，認為干涉現(xiàn)象是由于轉向傳動軸十字軸的附加力矩引起的。轉向器的安裝結構如圖1：

由于本車型采用管柱式電動助力轉向，輸入到轉向傳動軸的轉向力矩增大，對于轉向傳動軸與轉向器連接的十字軸來說，輸入力矩增大，電機助力輸入的扭矩設計為33Nm。該車型為四驅車型，轉向器支承點靠下，轉向器安裝襯套距離轉向傳動軸十字軸的距離為320mm，中間傳動軸與輸出軸（即轉向器的輸入軸）的夾角α為27.5°，可根據上式計算出輸出軸的附加力矩：T2′=33×sin27.5=15.23Nm，支承力F2=15.23/0.32=47.6N。

由于轉向器安裝點同副車架之間的連接為采用襯套方式連接，其襯套的三個方向的線剛度為5000/5000/1000N/mm，故支承力47.5N引起的襯套的線性方向的變形可以忽略不計，由于襯套的扭轉剛度為2400Nmm/deg（整車Y方向），可以計算出由于輸出力矩附加力矩T2′引起的十字軸的轉動量為D=sin（15.23×1000/2400/2）×3200mm=17.7mm。

Adams/view模塊是設計中常用的運動學與動力學分析軟件，分析處理受力模型非常方便。在其中建立模型，對系統(tǒng)進行分析，對上述計算過程進行驗證，建立的模型如圖2，十字軸的運動量達到17mm。計算結果、分析結果和設計實驗記過趨于一致。

為解決問題，根據實際情況，由于傳動軸夾角α受周邊零件布置位置的影響不能繼續(xù)優(yōu)化，則T2′不能減小，為減小十字軸的晃動量D，只能減小L2或者增大轉向器安裝襯套的剛度。

經對結構進行優(yōu)化設計，在轉向器的后方增加了Z向布置的襯套，并通過支架與X向襯套支架連接，此結構使得副車架的支承結構未做變化，而轉向器的支承點由兩個支承點變?yōu)槿切蔚娜齻€支承點，增大了轉向器安裝支承的扭轉剛度，同時減小了轉向器支承到十字軸中心點的距離，如圖3。

由于之前分析建立的Adams模型已經經過驗證，此時直接在原模型上進行修改，建立仿真分析，進行優(yōu)化方案的驗證。建立的模型如圖4。經分析，轉向傳動軸下十字軸的最大晃動量減小到1.8mm左右，做周期為180°范圍變化，改善效果顯著，滿足設計使用要求。

經以上分析驗證，得知轉向器支承的襯套布置和剛度對轉向傳動軸的十字軸晃動有著很大的影響，在轉向系統(tǒng)設計初期就應當對此問題進行分析，設定好轉向器的支承方式和位置，避免發(fā)生后期失效的問題。

參考文獻：

[1]劉維信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001.